变速器斜齿圆柱齿轮弯曲强度有限元分析

基于UG NX和ANSYS的减速箱渐开线圆柱齿轮有限元分析摘要:通过三维机械设计软件UG NX构建直齿圆柱齿轮几何实体模型,运用有限元分析软件ANSYS对齿根进行应力分析计算,计算出齿轮的最大应力和最大应变。

通过与理论分析结果的比较,说明ANSYS在齿轮计算中的有效性。

有限元分析有利于对齿轮传动过程中力学特性进行深入研究,为齿轮传动的优化设计提供了基础理论。

关键词:直齿圆柱齿轮应力分析ANSYS UG 失效齿根弯曲疲劳折断是齿轮主要失效形式之一,因为在载荷的多次重复作用下,齿根处产生的弯曲应力最大,且齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用,当齿根处的交变应力超过材料的疲劳极限时,最终会造成轮齿的弯曲疲劳折断,因此,需进行齿根弯曲强度计算。

本文利用三维设计软件UG NX4.0对齿轮进行实体建模,通过软件数据接口实现数据传递,从而把所建立的实体模型导入有限元分析软件ANSYS11.0中,然后通过ANSYS对齿轮进行网格划分,加载求解,进行应力场分析,计算出轮齿传动过程中所受的最大应力、应变等,得到了齿根处最大弯曲应力,进行了齿根弯曲强度校核。

1 直齿圆柱齿轮几何实体模型的建立由于ANSYS有限元分析软件几何建模功能的限制,采用UGNX6.0建立直齿渐开线圆柱齿轮实体模型。

鉴于渐开线轮齿的复杂性,本文采用了UG NX6.0的齿轮插件来绘制齿轮。

输入想要绘制的齿轮参数(模数、齿数、压力角、齿顶高系数、顶系系数、齿轮厚度、齿轮孔直径),如图1所示,就可生成齿轮几何模型,完成建模,为了便于分析,提高运算效率,通过实体修剪,取三齿几何模型进行分析,将其保存为.prt文件格式。

本文所要分析的齿轮参数如下:齿轮转速n=1460r/min,传动功率P=50kW,模数m=4,齿轮齿数z=19,压力角α=20°,齿轮厚度34mm。

2 数据传递在UG 6.0中创建的保存为.prt文件格式的几何模型,ANSYS软件可以自动识别和导入.prt三维实体数据格式,从而实现UG和ANSYS 的数据传递,齿轮几何模型以体形式导入到ANSYS中。

汽车变速器齿轮的强度分析摘要：随着汽车技术的不断提高，对变速器结构强度的要求越来越高，作为变速器关键部件的齿轮，工作环境恶劣，易损坏。

齿轮的质量关系着变速器能否平稳高效运转。

齿轮强度分析，是齿轮承载能力、振动、噪声、齿形优化等研究的基础。

变速器齿轮常见损坏形式有接触疲劳引起的齿面点蚀和弯曲疲劳引起的轮齿折断。

为判断是否发生损坏，需进行齿轮接触强度和弯曲强度分析。

运用经典方法分析齿轮强度，需要计算的系数很多，计算过程繁琐。

因此，有必要对其分析过程进行规范化总结归纳，并开发出带有专业特点的齿轮强度分析模块，使用户只需输入一些参数，按照一定的流程操作，即可完成齿轮强度分析。

变速器齿轮接触和弯曲问题的有限元分析，是齿轮结构设计与优化的有效手段。

建立有效的有限元分析模型，准确求解齿轮的应力与变形有重要意义。

运用有限元法进行齿轮接触和弯曲问题仿真，在接触刚度、网格划分方法、网格疏密控制、载荷作用位置等方面还存在一些问题，有必要对其进行深入研究。

目前，有限元软件中尚没有专门的齿轮应力建模与仿真模块，实现齿轮应力有限元分析模块的二次开发，可以提高工作效率，缩短设计周期。

关键词：变速器齿轮，接触强度，弯曲强度Auto ransmission gear strength analysisAbstract：With the continuous improvement of automotive technology,the demand of the transmission structural strength has become more and more increasingly.As a key component of the transmission,the working conditions of gears are poor and the gears are easy to damage.The quality of gears decides whether the transmission can operate smoothly and efficiently or not.The analysis of gear strength is the basis for the research of the gears carrying capacity,vibration,noise,profile optimization.The common forms of damage are tooth surface pitting caused by contact and tooth broken caused by bending fatigue.As to determine whether the damage occurred,the gear contact and bending strength need to ing classical method to calculate gear strength, many factors need to calculate,the process is very trouble.It is necessary to normalize and summarize the analysis process,and to develop the gear strength analysis professional module.The complete gear strength can be finished the certain input parameters are only provided.The finite element analysis of transmission gear contact and bending is an effective means of gear structural design and optimization.To establish the efficient and precise analysis of the gear contact and bending stress,there are some problems in the contact rigidity,mesh method,mesh density control,load lines.It is necessary to conduct in-depth study.There are so many gear pairs in transmission that it is difficult to analyze and calculate.At present, there is no application software having special module for gear stress simulation analysis.To develop professional modules of parametric modeling and simulation for gear stress analysis can greatly improve efficiency and shorten the design cycle.目录1绪论------------------------------------------------------------------ 1 1.1变速器齿轮强度分析的研究背景---------------------------------------- 1 1.1.1变速器齿轮失效形式------------------------------------------------ 1 1.1.2变速器齿轮强度分析方法-------------------------------------------- 1 1.2变速器齿轮强度分析与评价的研究现状---------------------------------- 2 1.2.1变速器齿轮强度分析的经典方法-------------------------------------- 2 1.2.2变速器齿轮强度分析的有限元法-------------------------------------- 3 1.2.3变速器齿轮强度评价方法-------------------------------------------- 4 1.3有限元软件ANSYS概述------------------------------------------------ 5 1.3.1 ANSYS简介-------------------------------------------------------- 5 1.3.2 ANSYS内部语言简介------------------------------------------------ 5 1.3.3 ANSYS二次开发功能------------------------------------------------ 5 1.4本文主要研究工作---------------------------------------------------- 6 2齿轮强度经典分析方法-------------------------------------------------- 7 2.1齿轮接触应力和齿根应力分析的经典方法-------------------------------- 7 2.1.1齿轮接触应力分析经典方法------------------------------------------ 7 2.1.2齿根应力分析经典方法---------------------------------------------- 7 2.2齿轮许用接触应力分析经典方法---------------------------------------- 8 2.2.1齿轮许用接触应力-------------------------------------------------- 8 2. 2. 2接触寿命系数---------------------------------------------------- 9 2.2.3润滑剂系数------------------------------------------------------- 10 2.2.4速度系数--------------------------------------------------------- 10 2.2.5粗糙度系数------------------------------------------------------- 11 2.2.6工作硬化系数----------------------------------------------------- 11 2.2.7接触尺寸系数----------------------------------------------------- 12 2.3齿轮许用齿根应力分析经典方法--------------------------------------- 12 2.3.1齿轮许用齿根应力------------------------------------------------- 122.3.2弯曲寿命系数----------------------------------------------------- 12 2.3.3相对齿根圆角敏感系数--------------------------------------------- 14 2.3.4相对齿根表面状况系数--------------------------------------------- 15 2.3.5弯曲尺寸系数----------------------------------------------------- 16 2.4本章小结----------------------------------------------------------- 16 3齿轮应力分析有限元法------------------------------------------------- 16 3.1面-面接触有限元分析关键问题---------------------------------------- 17 3.1.1接触面和目标面确定----------------------------------------------- 17 3.1.2单元类型选择----------------------------------------------------- 17 3.1.3接触协调条件----------------------------------------------------- 19 3.2斜齿轮接触应力分析有限元法----------------------------------------- 20 3.2.1单元属性定义----------------------------------------------------- 20 3.2.2网格划分方法研究与应用------------------------------------------- 21 3.2.3接触单元和目标单元生成------------------------------------------- 25 3.2.4接触应力求解与结果分析------------------------------------------- 26 3.2.5接触应力仿真影响因素分析----------------------------------------- 27 3.3斜齿轮弯曲应力分析有限元法----------------------------------------- 30 3.3.2整体单元尺寸对仿真影响分析--------------------------------------- 32 3.3.3线网格细化对仿真影响分析----------------------------------------- 34 3.3.4面网格细化对仿真影响分析----------------------------------------- 37 3.3.5网格划分控制确定------------------------------------------------- 42 3.3.6不同载荷作用位置对仿真影响分析----------------------------------- 43 3.4本章小结-------------------------------------------- 错误!未定义书签。

减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算设计和计算减速器斜齿圆柱齿轮传动的步骤如下：1.确定传动比：减速器的传动比是由齿轮的齿数确定的。

假设需要的传动比为n，即输入齿轮的齿数与输出齿轮的齿数之比，可根据应用需求确定。

2.确定输入齿轮和输出齿轮的模数：模数是齿轮齿数与齿轮直径的比值，一般用m表示。

通过传动比和齿轮的齿数可以计算出输入齿轮和输出齿轮的模数。

3.确定输入齿轮和输出齿轮的分度圆直径：分度圆直径是齿轮齿顶和齿底的圆周上的直径。

分度圆直径可通过模数和齿数计算得出。

4.确定输入齿轮和输出齿轮的齿宽：齿宽是齿轮齿廓的宽度，也是齿轮传动中齿轮接触面积的重要参数。

齿宽一般需根据应用负载、传动功率、齿轮材料等因素进行估算和确定。

5.确定输入齿轮和输出齿轮的齿数：通过传动比和齿轮的模数计算出输入齿轮和输出齿轮的齿数。

6.计算输入齿轮和输出齿轮的齿廓曲线：齿轮的齿廓曲线决定了齿轮的传动性能。

常见的齿廓曲线有直线齿廓、渐开线齿廓等，齿轮选择时根据应用需要进行选择。

7.计算输入齿轮和输出齿轮的轴向模数：轴向模数是齿轮齿厚度的参数，可通过齿宽和齿轮的齿数计算得出。

8.校核输入齿轮和输出齿轮的强度：校核齿轮的强度是确保减速器传动可靠性和寿命的重要步骤。

校核齿轮的强度包括弯曲强度校核、接触疲劳强度校核等。

根据应用条件和齿轮材料可进行强度校核。

9.计算输入齿轮和输出齿轮的啮合效率：啮合效率是齿轮传动中能量的转换效率。

齿轮传动的效率取决于齿轮材料、润滑状况、齿轮齿型等因素。

通过计算可确定齿轮传动的啮合效率。

10.校核输入齿轮和输出齿轮的动态性能：校核齿轮的动态性能是确保减速器传动平稳性和减振性的重要步骤。

动态性能校核包括齿轮的动载荷分析、振动分析等。

以上是减速器斜齿圆柱齿轮传动设计计算的基本步骤和内容。

根据具体应用情况，还可进行其他设计计算，例如齿轮材料的选择、润滑方式的选择等。

设计计算的准确性和合理性对减速器的使用寿命和可靠性有重要影响，因此需要在设计过程中严格按照相关规范和标准进行。

齿轮强度校核的新方法齿轮是机械传动中常用的零件，其强度校核关系到传动的安全可靠性。

传统的齿轮强度校核方法包括按照ISO、AGMA等标准计算齿面弯曲应力和齿面接触疲劳强度，并结合材料强度等因素评估齿轮的可靠性。

然而，传统方法存在一些缺陷，如对于非标准齿轮的强度校核方法不够完备，对于齿轮生命的评估基于经验公式容易出现误差等。

因此，近年来学者们在齿轮强度校核方法上进行了不少探索，提出了一些新的方法，下面介绍其中的一些代表性工作。

一、基于有限元方法的优化设计有限元法是近年来齿轮强度校核的一种新方法，通过构建齿轮三维有限元模型，在有限元软件的支持下，对齿轮进行数值模拟，计算齿轮的应力、位移和应变等变量。

这种方法具有精度高、计算量大等优点，适用于非标准齿轮的设计和强度校核。

例如，杨岩等人提出一种基于有限元法的齿轮强度优化设计方法。

该方法在传统齿轮强度校核的基础上，考虑了齿轮拉伸应力和绕组应力的影响，利用有限元软件建立了齿轮三维模型，进行了应力分析和齿向刚度分析，分别优化了齿轮齿形和齿向刚度，从而提高了齿轮的强度和可靠性。

二、基于机器学习的预测模型机器学习作为新兴的数据挖掘技术，目前在齿轮强度校核领域也得到了应用。

机器学习模型可以通过学习样本数据，建立起齿轮强度与各因素之间的关系模型，从而预测齿轮的强度和寿命等参数。

比如，赵少军等人提出了一种基于深度学习的齿轮寿命预测方法。

该方法采用了卷积神经网络(CNN)作为预测模型，在大量实验数据的支持下，通过训练CNN模型，学习了各因素之间的关联规律，成功地实现了齿轮寿命的预测。

这种方法具有自适应性强、精度高等优点。

三、基于反演方法的强度分析反演方法是一种基于逆问题和反演理论的分析方法，通过测量一些间接的或非直接的数据，推断原始问题的解。

在齿轮强度校核领域，反演方法可以通过测量齿轮的应力数据，反推得到齿轮的强度和材料性质等参数。

比如，王磊等人提出了一种基于反演方法的齿轮强度分析方法。

斜线齿面齿轮插齿加工及有限元分析张瑞锋;裴朋超;张昆仑;焦生杰【摘要】接触强度和弯曲强度直接影响着斜线齿面齿轮副的使用寿命,是其设计的重要指标.以斜线齿面齿轮副为基础,研究准共轭齿廓的展成原理,建立面齿轮齿面的精确数学模型,并进行齿宽设计;采用逆向建模软件CATIA建立高精度实体模型,利用ABAQUS对齿轮副进行有限元分析,提取出倾角为0°和倾角为5°时两组不同的斜线齿面齿轮副的接触应力曲线和弯曲应力曲线,进行比较得出了弯曲应力和接触应力的产生位置和变化情况,为斜线齿面齿轮的可靠性提供了参考.%Contact strength and bending strength have a direct impact on the life of the helix face gear pairs,which are important indicators of its design. Basing on helix face gear pair, studied the generating principle of quasi-conjugated tooth surface, established accurate mathematical model of face gear tooth surfaces,and designed tooth width.Established high-precision solid model by reverse modeling software ing ABAQUS to finite element analysis of gear pairs,extracted on 0 degrees and 5 degrees two different sets of helix face gear contact stress curves and bending stress curves,and compared them,obtained the generating position and changes of the bending and the contact stress,provided a reference for the reliability of helix face gear.【期刊名称】《机械设计与制造》【年(卷),期】2018(000)002【总页数】4页(P40-42,46)【关键词】斜线齿面齿轮副;齿宽设计;CATIA;ABAQUS;接触应力;弯曲应力【作者】张瑞锋;裴朋超;张昆仑;焦生杰【作者单位】长安大学工程机械学院,陕西西安710064;长安大学工程机械学院,陕西西安710064;长安大学工程机械学院,陕西西安710064;长安大学工程机械学院,陕西西安710064【正文语种】中文【中图分类】TH161 引言面齿轮传动能够传递相交轴运动[1]，具有传动平稳、结构紧凑等优势[2]，能很好地满足航空航天领域传动系统的设计要求。

一、齿轮的受力分析
直齿轮法面与端面重合受力分析比较简单，而斜齿轮转呈螺旋状，垂直轮齿的法平面与端面成β角。

在上图中Fn 分解为：
Fr --径向力指向轴心
Ft --圆周力，主动轮上与受力点方向速度相反，从动轮与速度相同
Fa --轴向力（方向根据左右手定则）
已知主动轮上驱动力矩T1时，有：
二、计算载荷
斜齿轮计算载荷：
式中：
Ft --主动轮上所受圆周力；
K--载荷系数；
b--齿轮宽度；
εα --斜齿轮端面重合度
三、齿根弯曲疲劳强度计算
当接触线通过齿顶边缘时，齿根出现最大弯曲应力，对斜齿轮很难用解析法进行精确计算。

斜齿轮齿根弯曲强度借助当量齿轮概念，直接应用直齿轮的公式。

校核与设计式：
式中：
K、T1、b、Фd 、d1、mn 、εα 同前；
Y β --螺旋角影响系数，根据β查表
YFa --斜齿轮齿形系数，按当量齿轮查表
Ysa --斜齿轮应力集中系数
四、齿面接触疲劳强度计算
以斜齿轮的法面参数代入进行计算。

校核与设计式：
(end)。

斜齿轮齿宽与疲劳强度赵云武汉科技大学机械学院，武汉（430081）E-mail：zy555797@摘要：通过对斜齿轮进行有限元分析，阐述了某高线厂斜齿轮产生裂纹的原因，并研究了斜齿轮螺旋角和齿数对有效齿宽的影响，说明了斜齿轮齿宽的作用及其对齿轮疲劳强度的影响。

关键词：斜齿轮，有限元，齿宽，疲劳强度1 斜齿轮齿根弯曲应力在齿宽方向上的分布斜齿圆柱齿轮传动具有结构紧凑、重合度大、啮合性能好等优点，在高速、大功率传动装置中获得了广泛的应用。

某高线厂1#轧机减速箱采用4级齿轮传动，高速级渐开线圆柱斜齿轮（Z1—Z2）的相关参数如下：传动比i=3.04；法面模数m n=6mm；螺旋角β=14°；齿顶高系数c=0.45；齿宽b=100mm；小齿轮齿数Z1=28；大齿轮变位系数X2=-0.046; 齿轮材料均为17CrNiMo6；硬度：齿面硬度为58~62HRC，芯部硬度为30~42HRC；电机额定功率P=740kw；实测轧机工作峰值力矩T=5.53kN.m。

在实际使用中，高速级齿轮首先进入啮合的一端出现了疲劳裂纹。

应用传统的齿轮强度校核理论对该齿轮副作强度校核发现其接触强度和弯曲强度均满足要求。

为了得到更准确的齿根弯曲应力及其分布状态，本文对齿轮进行了静态的有限元分析[1]。

考虑到斜齿轮传动的接触带是沿轴向移动的，可以取斜齿轮啮合点位于其轴线的不同位置的有限元计算结果进行统计分析。

图1.1~图1.5分别是啮合点位于齿宽b=0(齿轮首先进入啮合的一端) 、b=25、b=50、b=75、b=100处小齿轮齿根弯曲应力云图。

图1.1 啮合点位于b=0处弯曲应力云图图1.2 啮合点位于b=25处弯曲应力云图图1.3 啮合点位于b=50处弯曲应力云图 图1.4 啮合点位于b=75处弯曲应力云图图1.5 啮合点位于b=100处弯曲应力云图统计结果表明：随着啮合点沿着轴向移动，齿根弯曲应力最大值总是靠近齿轮首先进入啮合的一端（实际中疲劳裂纹也正是出现在这一端），其所在区域（图中红色所示）的长度L 也不超过50mm ；应力值大于50MPa 的齿轮宽度(后文中均用“有效齿宽b Y ”代替) b Y =85mm 。