齿轮接触强度与弯曲强度
轮齿弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度-(机械设计齿轮传动章节课件2)-2020329
（10-8），同时引入载荷系数
KH（见下一页），可得：
=
4 −
3
（公式10-9）
1 ± 1
2
=
1
1 ± 1
1
齿轮传动的计算
上式中：
-接触疲劳强度计算的载荷系数， = ，即PPT一开始提到的4个载荷系数；
载荷分布系数Kβ。
= α
（公式10-2）
齿轮传动的计算
1，使用载荷系数KA
是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。这种附加载荷取决
于原动机和从动机械的特性、联轴器类型以及运动状态等。KA的实用值应针
对设计对象，通过实践确定。
1），原动机包括：电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机；蒸汽机、燃气轮机液压装置；
当接触位置连续改变时，显然对于零件上任一点处的接触应力只能在材料许用接触应力的范围内改变，因此接触变应
力是一个脉动循环变应力。在做接触疲劳计算时，极限应力也应是一个脉动循环的极限接触应力。
接触应力也称为赫兹应力，是为了纪念首先解决接触应力计算问题的科学家赫兹（H.Hertz）。
齿轮传动的计算
+用于外啮合
多缸内燃机；单缸内燃机。
2），载荷状态分为：均匀平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击。
工作状态外在因素越恶劣， KA的取值越大。
齿轮传动的计算
使用载荷系数KA
原动机
载荷状态
工作机器
电动机、均匀运转的
蒸汽机、燃气轮机
蒸汽机、燃气
轮机液压装置
多缸内燃机
单缸内燃机
均匀平稳
发动机、均匀传送的带式输送机或板式输送机、
汽车变速器齿轮的强度分析【毕业作品】
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。
机械设计(6.14.1)--变位齿轮传动的强度计算
变位齿轮传动的受力分析和强度计算原理与标准齿轮的相同，其计算公式也与标准齿轮相同
齿轮啮合节点位置发生变化，Z H 有变化
2/
2cos tan H Z a a =2/2cos tan H t t Z a a =/a a =/t t a a =高高高高高高 高x Σ=x 1+x 2=0：
Z H 高高高高高高高高高高高高高
或/a a >/t t a a >/a a </t t
a a <高x Σ>0高高高高高高高高Z H 高高高εα高高高Z ε高高高
高Z H 高高高εα高高高Z ε高高高或齿面接触强度提高。
当xΣ<0（负传动）时，或齿面接触强度降低。
角变位传动即x Σ=x 1+x 2≠0 ：
二、齿根弯曲强度齿根弯曲强度：
变位使齿形变化，齿根厚度和齿根圆角半径变化，引起计算系数Y Fa 和Y sa 的变化，影响齿根弯曲强度。
正变位齿轮的齿厚增大，Y Fa 减小，
齿根圆角半径减小，Y sa 增大。
正变位齿轮的齿根弯曲强度可有提高。
负变位使齿根弯曲强度降低。
变位使端面重合度系数εa 变化，Y ε也发生变化。
齿轮齿面接触强度及齿根弯曲强度核算
齿面接触强度及齿根弯曲强度核算在设计产品过程中，经常会选用齿轮作为传动力及扭矩的原件。
在大部分成型产品改造或调整过程中，关于齿轮的强度校核这一步骤就可以用类比法代替，从而节省设计人员的精力，缩短了设计周期。
但得出的结果没有书面依据以及理论方面的支持。
所以当进行多次类比之后，所设计出来的齿轮与理论计算得出的齿轮偏差会较大。
其原理类似于累计偏差。
所以应该进行强度校核方面的计算。
齿轮强度校核计算，在实际应用中，主要是两方面的核算：1、齿面接触强度的核算。
2、齿根弯曲强度的核算。
1.齿面接触强度核算-分度圆直径计算参考文献：在初步设计齿轮时，根据齿面接触强度，可按照下列公式估算齿轮传动的尺寸。
(机械设计手册P14-133)a≥A a(μ±1)·√KT1ψaσHP23①d1≥A d·√KT1ψdσHP2·μ±1μ3②公式①为两齿轮中心距的计算；公式②为齿轮分度圆直径的计算。
由于本次计算的是齿轮齿条传动。
所以，中心距a= d1/2其中：d1为齿轮分度圆直径，只需要核算齿轮分度圆直径d1首先，要确定公式②中各个符号代表的含义及数值选取。
d1—齿轮分度圆直径；A d—常系数；K—载荷系数；μ—齿数比；σHP—许用接触应力；ψd—齿宽系数；T1—电机减速机输出扭矩；d1：齿轮分度圆直径，待求；A d：常系数值；A d值在表14-1-65中，通过螺旋角角度β的数值求得。
齿轮的螺旋角β=11.655°,则A d = 756。
载荷系数K，常用值K=1.2～2（机械设计手册P14-133），当载荷平稳，齿宽系数较小，轴承对称布置，轴的刚性较大，齿轮精度较高（6级以上），以及齿轮的螺旋角较大时取较小值；反之取较大值。
根据对比后的结果在K的常用范围内选取。
此次选择K=1.8（载荷平稳，齿宽系数较小，轴为非对称分布，轴的刚性不大，齿轮精度不高）u：传动比。
当齿轮之间为外啮合的时候，选取“+”；当齿轮之间为内啮合的时候，选取“-”，本次计算为齿轮齿条，不影响计算结果。
齿轮传动的强度设计计算
1. 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。
齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。
用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。
分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。
齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。
实际使用和实验也证明了这一规律的正确。
因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。
强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即：⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算1）两圆柱体接触时的接触应力在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。
两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。
两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。
计算公式为：接触面半宽:最大接触应力:•F——接触面所受到的载荷•ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触）•E1、E2——两接触体材料的弹性模量•μ1、μ2——两接触体材料的泊松比2）齿轮啮合时的接触应力两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。
在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。
节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先在节点附近的齿根表面出现，因此，接触疲劳强度计算通常以节点为最大接触应力计算点。
参数直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮节点处的载荷为综合曲率半径为接触线的长度为，3）圆柱齿轮的接触疲劳强度将节点处的上述参数带入两圆柱体接触应力公式，并考虑各载荷系数的影响，得到：接触疲劳强度的校核公式为：接触疲劳强度的设计公式为：•KA——使用系数•KV——动载荷系数•KHβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数•KHα——接触强度计算的齿间载荷分配系数•Ft——端面内分度圆上的名义切向力，N；•T1——端面内分度圆上的名义转矩，N.mm；•d1——小齿轮分度圆直径，mm；•b ——工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽；•u ——齿数比；•ψd——齿宽系数，指齿宽b和小齿轮分度圆直径的比值（ψd=b/d1）。
齿轮强度计算公式
齿轮强度计算公式在计算齿轮的强度时，需要考虑以下几个因素：齿轮的材料、齿轮的几何参数、齿轮的载荷等。
下面将详细介绍一些常用的齿轮强度计算公式。
1.根弯曲强度计算：齿轮的根弯曲强度是指齿轮齿根部分在受载条件下的强度。
根据弯曲强度理论，可以得到如下公式：σb=(Ks⋅M)/(Z⋅Y)其中，σb为齿轮的根弯曲应力，Ks是安全系数，M为齿轮的弯矩，Z为齿轮的模数，Y为齿轮的几何弯曲系数。
2.接触疲劳强度计算：接触疲劳强度是指齿轮齿面在接触运动中的承载能力。
根据接触疲劳强度理论，可以得到如下公式：σH=(Z⋅v⋅Kv⋅Kσ)/(b⋅Y)其中，σH为齿轮的接触疲劳应力，v为齿轮的线速度，Kv为速度系数，Kσ为安全系数，b为齿宽，Y为齿轮的几何弯曲系数。
3.齿侧面强度计算：齿侧面强度是指齿轮齿面在受载条件下的强度。
根据齿侧面强度理论，可以得到如下公式：σH=(Ks⋅Mt)/(Z⋅m⋅Y)其中，σH为齿轮的齿侧面应力，Mt为齿轮的扭矩，m为齿数比，Ks为安全系数，Z为齿轮的模数，Y为齿轮的几何弯曲系数。
以上三个公式是常用的齿轮强度计算公式，通过对这些公式的计算，可以得到齿轮在不同工况下的强度情况。
需要注意的是，齿轮的强度计算还需要考虑其他因素，比如表面强度、温度影响等，以得到更准确的结果。
在实际应用中，为了确保齿轮的安全可靠性，通常要选择合适的安全系数，并进行必要的强度验证。
此外，还需要根据实际情况对齿轮的几何参数进行优化，以提高其强度和可靠性。
齿轮的强度计算是齿轮设计中的重要环节，通过合理计算齿轮的强度，可以确保齿轮在使用过程中能够承受合适的载荷，提高齿轮的使用寿命和可靠性。
从可靠性看齿轮弯曲及接触强度安全系数的选择
,
F
,
。
齿轮工 作 应力 的 概 率分布 确 定齿 轮工作 载 荷的分布 规律 是 一 个 比 较复 杂的 问题
, , 。
对 于 特 定 机 械 可 以 通过
介
、
,
载 荷谱 的 分析 或 测 定 来 得 到 通 常按 计 算载 荷 算得 的 工 作 应 力 的 数学 期 望 丙 及 而 期 望 P 之 比记 为 则有
量 且 多 属 正 态 分 布 因 此 机 械 零 件 强 度 有 一 定 的 随 机 变 化 规 律 通 常 机 械零 件的 设 计 安 全 系 数选 择 得 大 些 其 安 全 可 靠 程 度 就 高些
, 。 , , , , 。
然 而 当 载 荷 分 布 与材料 机 械 性 能 离 差
, ,
,
均 较 大 时 零 件 的 可 靠 性 将 减 小 另 外 处 在 不 同 工 作 条 件 下 的 机 械 对 零 件 可 靠度 的 要 求 是 不 一 样 的 就 齿 轮而 言 如 对 易 于 维 护 的 农 机 齿 轮要 求 可 靠 度 为 9 0 % 而 对直 升飞
, , ,
作 的 能 力 而 齿 面 发 生 点 蚀将 使 齿 轮 丧 失 传 动 精 度 故 弯 曲 强 度 的 可 靠 度 应 高 于 接触 强 度 的可靠度 才为 合理
, 。
但 目前 在 一 些 齿 轮 传 动 设 计 中 往 往 忽 略 这 个 问题 因 为 仅 从 安
, , 。
全 系 数的选 择 上 不 能 看 出 它 与 可 靠性 之 间 的 直 接 联 系 因 此 本 文 将 从 齿 轮安 全 系 数 与 两 种 强 度 的 可 靠性 对 比 试 图 来 说 明 此 问 题
齿轮传动的设计计算
齿轮传动的设计计算
齿轮传动的设计计算通常涉及以下几个方面：
1. 齿轮尺寸计算：首先需要确定主动轮和从动轮的模数（齿轮的模数是齿轮齿数与齿轮直径的比值），根据传动比和齿数关系，计算主动轮和从动轮的齿数。
然后根据齿轮的模数和齿数，计算出齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径。
2. 传动比计算：根据所需的输入转速和输出转速，计算传动比。
传动比可以通过齿轮齿数之比来确定。
3. 齿轮强度计算：根据传动功率和转速，计算齿轮的弯曲强度和接触强度。
弯曲强度是指齿轮在承受力矩时的抗弯能力，接触强度是指齿轮齿面在传递力矩时的抗磨损能力。
根据齿轮材料的强度参数和几何参数，使用相应的公式计算弯曲强度和接触强度，并与所需的传动功率和转速进行比较，确保齿轮能够满足设计要求。
4. 齿轮齿形计算：根据齿轮的模数、齿数和压力角，计算齿轮的齿形。
齿形计算包括计算齿顶高度、齿根高度、齿根圆曲率半径等参数。
通过合理选择这些参数，可以确保齿轮传动的平稳运行和高效传动。
5. 齿轮轴的计算：根据齿轮的传动功率和转速，计算齿轮轴的强度。
齿轮轴的强度计算涉及到材料的抗弯强度和抗剪强度，并考虑到齿轮轴的几何参数。
以上是齿轮传动设计计算的一般步骤，具体的计算方法和公式可能会根据不同的设计要求和标准有所差异。
在实际的工程设计中，通
常需要参考相关的齿轮设计手册或使用专业的齿轮设计软件来完成计算。
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等齿轮啮合传动是工业中常见的一种传动方式，它通过啮合传递动力和扭矩。
齿轮的设计需要考虑到接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，以保证传动系统的可靠性和寿命。
接触疲劳强度和弯曲疲劳强度是影响齿轮寿命的两个关键因素，它们之间存在差异。
接触疲劳是由于齿轮轮齿间的啮合力导致的应力集中，引起齿面的疲劳断裂。
而弯曲疲劳是由于齿轮在运转过程中承受弯曲应力而导致的疲劳断裂。
接触疲劳和弯曲疲劳的影响因素和计算方法略有不同。
首先，接触疲劳强度是指齿轮齿面在啮合过程中的耐疲劳能力。
它受到齿面质量、材料硬度、润滑状态和工作载荷等因素的影响。
接触疲劳强度可以通过计算齿面疲劳韧度来评估。
疲劳韧度是材料在受到冲击载荷作用下的能量吸收能力，它与材料的强度和韧性有关。
常用的计算方法包括古氏公式和疲劳极限弯曲应力法。
其次，弯曲疲劳强度是指齿轮轴承齿面弯曲应力的耐疲劳能力。
它受到齿轮的几何形状、材料硬度和工作载荷等因素的影响。
弯曲疲劳强度可以通过计算齿根弯曲应力来评估。
齿根弯曲应力是指齿轮齿根受到的弯曲应力，它取决于齿轮的几何形状和工作载荷。
常用的计算方法包括薄弯曲理论和偏心载荷法。
接触疲劳强度和弯曲疲劳强度之间的差异主要体现在以下几个方面：1. 齿面质量：接触疲劳强度受到齿面质量的影响较大，而弯曲疲劳强度对齿面质量的要求较低。
2. 材料硬度：对接触疲劳强度而言，较硬的材料可以提高疲劳寿命；而对弯曲疲劳强度而言，过硬的材料会导致齿轮齿根产生应力集中，从而降低疲劳寿命。
3. 润滑状态：接触疲劳强度对润滑状态的要求较高，良好的润滑能够减少齿面摩擦和磨损，延长疲劳寿命；而弯曲疲劳强度对润滑状态的影响较小。
4. 工作载荷：接触疲劳强度受到动力载荷和冲击载荷的影响较大，而弯曲疲劳强度受到静力载荷和弯曲载荷的影响较大。
综上所述，齿轮啮合传动时接触疲劳强度和弯曲疲劳强度不相等。
在实际工程设计中，需要综合考虑接触疲劳和弯曲疲劳的因素，选择合适的材料、几何形状、齿面质量和工作载荷，以确保齿轮传动系统的可靠性和寿命。
齿轮接触强度与弯曲强度
1. 齿轮接触强度计算1.1齿轮接触的计算应力βανεννπσK K K K uu bd F Z Z Z MPa E E R L FH A t E H red H1)(1111222121±⋅=-+-= 式中：A K —工况系数； νK —动载系数；αH K —接触强度的端面载荷分配系数；βK —齿向载荷分布系数；H Z —节点域系数；E Z —弹性系数； εZ 一重合度系数；1.1.1工况系数A K由于齿轮的载荷特性为工作稳定状况下，故取工况系数为A K =1.0. 1.1.2动载系数νK由于=15.96m/s齿轮重合度再根据《机械设计手册》图8-32与8.33得；)=1.48-0.44(1.48-1.22)=1.361.1.3端面载荷分配系数αH K查表8-120得21εαZ C K H H ∙=其中H C 查图8-34为0.865. 1.1.4齿向载荷分布系数βK查图8.35可得βK =1.13. 1.1.5节点域系数H Z式中：错误！未找到引用源。
为端面分度圆压力角；错误！未找到引用源。
为基圆螺旋角；错误！未找到引用源。
为端面啮合角；经计算最后得到H Z =2.254 1.1.6弹性系数E Z带入各值后，得E Z =189.87错误！未找到引用源。
1.1.7重合度系数εZ与1.13的分母约去，不需考虑。
最后得到理论接触应力为：MPaZ mm mm N Z MPa H 67.124413.11865.036.11208.2208.3776.1572.7627.5265287.189254.2=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=εεσ1.2 接触疲劳极限lim Hσ' W R V L N H HZ Z Z Z Z lim lim σσ=' 式中： 'H l i m σ表示计算齿轮的接触疲劳极限；H l i m σ表示试验齿轮的接触疲劳极限；N Z 表示接触强度的寿命系数；L Z 表示润滑剂系数；V Z 表示速度系数；R Z 表示光洁度系数；W Z 表示工作硬化系数。
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等在机械传动中，齿轮啮合是一种普遍而重要的传动方式。
齿轮的作用是将动能转化为扭矩，以驱动机器或设备的运行。
这种传动方式具有传动效率高、稳定性好等优点，但也存在着一些问题，比如齿轮表面的疲劳损伤问题。
齿轮表面损伤的主要形式包括接触疲劳和弯曲疲劳，而这两种疲劳强度并不相等。
本文将叙述接触疲劳和弯曲疲劳的差异，并探讨两种疲劳的实现、原因和预防。
齿轮的工作过程中会产生两种疲劳强度：接触疲劳和弯曲疲劳。
接触疲劳是指齿轮表面由于压力和剪切力的作用而产生的疲劳损伤，而弯曲疲劳则是指由于反复弯曲变形而导致的疲劳损伤。
这两种疲劳的强度不一样，接触疲劳通常大于弯曲疲劳。
接触疲劳的主要实现方式是循环疲劳，即当齿轮进行啮合时，由于表面接触产生的应力集中导致表面出现微裂纹，这些微裂纹在反复应力的作用下不断扩展，并逐渐发展成面裂。
最终导致齿面的剥落、削蚀、磨损和齿面硬度的降低，严重影响齿轮的传动效能。
而弯曲疲劳的主要实现方式是弯曲循环，即齿轮扭转时由于齿面材料自身的弯曲变形而产生疲劳损伤。
这种疲劳相对比较轻微，通常表现为表面微裂纹，随着时间的推移表面裂纹会更加显著。
接触疲劳是齿轮磨损的主要原因，其主要原因是因为齿面表面应力过高和润滑不良。
应对接触疲劳问题，可以针对润滑问题加强润滑措施，加大润滑油的黏度，使得润滑油在齿轮表面的附着力更高，这样就能减少表面的摩擦和磨损；或者通过表面处理来增大齿面的接触面积，从而使齿轮表面承受的压力均匀分布。
而弯曲疲劳主要是由于齿轮表面的载荷作用导致表面内部出现微裂纹而造成的。
为了解决弯曲疲劳问题，可以采用对齿轮表面进行化学处理，使得材料的弯曲耐力变得更强；另外，也可以采用齿轮表面进行高温处理，使得表面硬度增大、且更加耐磨。
总体而言，齿轮啮合传动时，无论是接触疲劳还是弯曲疲劳，都是不可避免的问题。
为了解决这些问题，我们需要对齿轮材料、制造工艺、润滑方式等方面进行全面的考虑和优化。
不同机械齿轮安全系数pdf
不同机械齿轮安全系数pdf齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数是齿轮设计中非常重要的一个参数，它直接影响到齿轮的使用寿命和可靠性。
在齿轮设计中，安全系数的选择取决于齿轮的使用要求及其失效率。
根据不同的使用要求，齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数可分为以下几类：1. 高可靠度（失效率不大于1/10000）：在这种情况下，齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数（SHmin）为1.50～1.60，弯曲疲劳强度的最小安全系数（SFmin）为2.00。
2.较高可靠度（失效率不大于1/1000）：这种情况下，齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数分别为1.25～1.30和1.60。
3.一般可靠度（失效率不大于1/100000）：这种情况下，齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数可根据设计者的经验进行选择。
在实际应用中，齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数的选择还需考虑其他因素，如齿轮的材料、硬度、工作条件等。
一般情况下，提高安全系数可以增加齿轮的使用寿命和可靠性，但也会增加设计和制造成本。
因此，在设计齿轮时，应在满足使用要求的前提下，合理选择安全系数，以实现齿轮性能和经济性的平衡。
此外，为了确保齿轮的安全运行，除了合理选择最小安全系数外，还需对齿轮进行严格的质量控制和检测。
在齿轮制造过程中，应严格执行国家标准和行业规范，对齿轮的尺寸、形位公差、表面质量等方面进行严格控制。
在齿轮使用过程中，要定期进行检测，及时发现并排除安全隐患。
总之，齿轮接触、弯曲疲劳强度的最小安全系数是齿轮设计中的关键参数，合理选择安全系数对齿轮的使用寿命和可靠性具有重要意义。
在实际应用中，要充分考虑齿轮的使用要求、工作条件等因素，确保齿轮安全可靠地运行。
同时，还需加强齿轮制造和使用的监管，提高齿轮质量和使用安全性。
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯
曲疲劳强度相等
齿轮是机械装置中常见的一种运动传动方式，其采用啮合的方式
将转动轴上的动力传递给另一个轴。
在齿轮传动的过程中，接触疲劳
强度和弯曲疲劳强度是两个不可忽视的因素。
接触疲劳指的是齿轮啮合过程中齿面间的摩擦和磨损，这个过程
会导致齿轮表面出现裂纹和疲劳断裂。
而弯曲疲劳则是齿轮在工作过
程中，由于受到周期性应力的作用而导致疲劳断裂。
不同齿轮的接触疲劳强度往往不相等，这是由于齿轮齿面间的形状、几何参数以及工作条件等因素的影响。
因此，在设计和制造齿轮时，需要根据具体应用情况选择合适的材料和设计齿轮的几何结构，
以提高其接触疲劳强度。
相反，弯曲疲劳强度是不受齿轮材料和几何结构等因素影响的，
因为它主要受到周期性应力的作用，因此，不同材料、几何结构的齿
轮其弯曲疲劳强度近乎相等。
在实际应用中，为了确保齿轮的使用寿命，需要通过对其弯曲应力状态的分析，合理地设置齿轮的设计寿命。
综上所述，在齿轮的应用和制造过程中，需要充分考虑其接触疲
劳和弯曲疲劳强度的问题。
只有通过合理的设计和制造，并且在使用
过程中加强维护和保养，才能保证齿轮的长期稳定运行和使用寿命。
通过科学的方法和技术手段，不断提高齿轮的疲劳强度，将有助于发展更加高效、可靠的机械传动系统。
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等
齿轮啮合传动时,接触疲劳强度不相等,而弯曲疲劳强度相等齿轮传动是一种常见的传动方式，通过啮合齿轮的齿面来实现动力传递。
在齿轮传动中，齿轮啮合时所受到的载荷会引起接触疲劳和弯曲疲劳两种破坏形式，它们的强度特性有所不同。
接触疲劳是指齿轮齿面在高应力和接触压力下产生的局部破坏，主要是由于接触边缘上的高应力集中所引起。
接触疲劳破坏会导致齿轮表面产生裂纹，而裂纹的扩展会最终导致齿面脱落和齿轮失效。
齿轮的接触疲劳强度主要取决于齿轮制造材料的硬度和齿面的载荷分布情况，载荷分布越均匀，齿廓越光滑，接触疲劳强度越大。
弯曲疲劳是指齿轮齿根或齿腹处的弯曲变形所引起的破坏，主要是由于载荷的反复作用造成齿轮材料的弯曲疲劳寿命有限所导致。
齿轮的弯曲疲劳强度主要取决于齿轮材料的韧性和抗弯刚度，韧性越高，抗弯刚度越大，弯曲疲劳强度越大。
在设计齿轮传动时，需要根据实际工作条件来确定齿轮的合理载荷和材料。
常用的方法是计算齿轮的接触应力和弯曲应力，然后与齿轮材料的疲劳强度进行比较，以确定其可靠性。
接触疲劳和弯曲疲劳强度通常通过实验和理论计算来确定。
实验方法包括采用疲劳试验台进行强度测试，通过不断增加载荷来观察齿轮的失效形态和寿命。
理论计算方法包括应力分析和形状优化，通过建立齿轮模型，计算齿轮表面的应力分布情况，从而确定疲劳强度。
为了提高齿轮的疲劳强度，可以采取以下措施：1. 优化齿轮的几何形状，比如增大齿距、增加齿数、优化齿廓曲线等，以减小齿轮齿面上的应力集中。
2. 选择高强度、高韧性的材料，比如合金钢、渗碳钢等，以提高齿轮的疲劳强度。
3. 控制齿轮的加工工艺，比如采用精密加工、硬化处理等，以提高齿轮的表面质量和耐磨性。
总之，接触疲劳和弯曲疲劳是齿轮传动过程中两种不同的破坏形式，其强度特性有所不同。
在设计齿轮传动时，应根据实际工作条件和要求，综合考虑接触疲劳和弯曲疲劳强度，选择合适的材料和几何形状，以确保齿轮传动的可靠性和寿命。
matlab齿轮强度校核
MATLAB齿轮强度校核1. 引言齿轮是一种常用的传动装置，广泛应用于机械工程领域。
在设计和制造齿轮时，需要对其强度进行校核，以确保其能够承受正常工作条件下的载荷。
MATLAB作为一种功能强大的数值计算软件，可以用于进行齿轮强度校核的计算和分析。
本文将介绍如何使用MATLAB进行齿轮强度校核，并以一个具体的例子进行说明。
2. 齿轮基本参数在进行齿轮强度校核之前，首先需要确定一些基本参数，包括：•齿轮模数（Module）：表示每个齿的宽度与圆周长度之比。
•齿数（Number of Teeth）：表示一个齿轮上的齿的数量。
•压力角（Pressure Angle）：表示传递力矩时，两个相互啮合的齿面所形成的角度。
•链接类型（Gear Type）：常见的链接类型有直齿、斜齿、渐开线等。
这些参数将决定了我们在进行强度校核时所需考虑的因素。
3. 材料参数除了齿轮的基本参数外，还需要考虑材料的强度参数，包括：•弹性模量（Elastic Modulus）：表示材料的刚度。
•泊松比（Poisson’s Ratio）：表示材料在拉伸时横向收缩的程度。
•弯曲强度（Bending Strength）：表示材料在受到弯曲载荷时能够承受的最大应力。
这些参数将影响到齿轮强度校核的计算结果。
4. 齿轮强度计算齿轮强度校核主要包括两个方面：齿面接触疲劳强度和齿根抗弯疲劳强度。
下面将分别介绍这两个方面的计算方法。
4.1 齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳是指由于齿轮啮合过程中产生的应力集中而导致的表面损伤。
为了评估齿轮在接触疲劳方面的性能，可以使用以下公式进行计算：S = Y * Z * (Kt * Ko * Kv) / (C * I * J)其中，S表示接触疲劳安全系数，Y表示齿轮弯曲强度几何系数，Z表示载荷系数，Kt表示温度调整系数，Ko表示表面质量调整系数，Kv表示动载荷调整系数，C表示材料强度参数，I和J分别为几何修正系数。
4.2 齿根抗弯疲劳强度齿根抗弯疲劳是指由于齿轮在传递力矩时产生的应力而导致的齿根损伤。
影响一对齿轮接触强度的主要参数
影响一对齿轮接触强度的主要参数影响一对齿轮接触强度的主要参数有齿面变形、载荷、齿数、压力角、齿廓系数、齿宽与模数之比、齿根弯曲强度和材料硬度等。
首先，齿面变形是影响齿轮接触强度的重要参数之一。
由于齿轮传动中的载荷作用以及制造误差等因素，齿面会产生一定的变形，从而对齿轮接触强度产生影响。
齿面变形分为弹性变形和塑性变形两种情况，当齿轮接触强度超过一定范围时，会导致齿面发生过大的变形，从而影响齿轮的正常工作。
其次，载荷是影响齿轮接触强度的主要参数之一。
载荷大小直接决定了齿轮传动中的接触应力大小，载荷越大，接触应力越大，齿轮的接触强度也就越高。
因此，在设计齿轮传动时，需要根据实际工况确定载荷大小，以满足齿轮传动的要求。
齿数也是影响齿轮接触强度的主要参数之一。
齿数的选择直接决定了齿轮传动的传递比和齿轮的尺寸，同时也会影响齿轮的接触强度。
一般来说，齿数越多，齿轮的接触强度越高，但也要考虑到齿数增加可能带来的制造难度和成本增加。
压力角也是影响齿轮接触强度的重要参数之一。
压力角的大小直接影响齿轮接触点在齿宽方向上的分布情况，从而影响了齿轮的接触强度。
一般来说，压力角越小，接触点的分布范围越宽，齿轮的接触强度越高。
齿廓系数也是影响齿轮接触强度的一个重要参数。
齿轮的齿廓形状对接触强度有很大影响，齿廓系数是一个衡量齿廓形状的参数。
齿廓系数越大，齿廓形状越好，接触强度也就越高。
齿宽与模数之比是影响齿轮接触强度的参数之一。
齿宽与模数之比是齿宽与模数的比值，也就是说齿的宽度与齿的尺寸之间的比值。
当齿宽与模数之比较大时，齿轮的接触强度较高，能够承受较大的载荷。
齿根弯曲强度是影响齿轮接触强度的重要参数之一。
齿根弯曲强度是指齿轮齿根处承受的弯曲应力，它与齿轮的几何形状、材料强度等因素有关。
齿根弯曲强度越高，齿轮的接触强度也就越高。
最后，材料硬度也是影响齿轮接触强度的重要参数之一。
硬度是材料的一个基本力学性能指标，硬度越大，材料的抗压抗磨能力也就越强，从而能够提高齿轮的接触强度。
中心距不变,增大模数,齿轮接触强度
中心距不变,增大模数,齿轮接触强度一、概述中心距不变,增大模数,齿轮接触强度是机械设计中一个重要的问题。
在传动机构中，齿轮是一种常用的传动元件，其工作方式是在两个互相啮合的齿轮之间通过相互接触传递力量和运动，从而实现机械装置的传动功能。
齿轮在机械传动系统中起着非常重要的作用。
在设计齿轮时，为了保证齿轮的工作稳定性和传动性能，需要考虑齿轮的接触强度。
中心距不变,增大模数,齿轮接触强度是指在保持齿轮中心距不变的情况下，通过增大齿轮的模数，来提高齿轮的接触强度。
本文将通过对中心距不变、增大模数和齿轮接触强度的相关内容进行研究和分析，以期为相关领域的研究工作提供参考。
二、中心距不变的作用1. 中心距的概念中心距是指两个啮合齿轮相轮轴的距离。
在齿轮传动中，中心距的大小直接影响着齿轮的啮合传动特性。
通常情况下，中心距的大小是根据设计要求和齿轮传动比来确定的。
2. 中心距不变的意义在实际的机械设计中，齿轮传动系统的结构形式、传动比和工作要求可能随时都会发生变化。
而中心距不变则能够保证齿轮传动系统在不同工作状态下都能保持稳定的传动特性。
中心距不变的作用体现在了保持齿轮传动系统的运转稳定性和可靠性上。
三、增大模数的作用1. 模数的概念模数是指齿轮齿数和齿轮直径之比。
在齿轮传动中，模数的大小决定了齿轮的齿形和啮合的传动特性。
增大模数可以有效地改变齿轮的啮合工作面积和齿尖宽度。
2. 增大模数的意义增大模数可以有效提高齿轮的承载能力和耐磨性。
由于增大模数可以缩小齿轮的齿数，齿轮的弯曲疲劳强度和接触强度也能够得到有效提升。
增大模数的作用主要体现在提高齿轮的传动性能和齿轮的耐久性上。
四、齿轮接触强度的重要性1. 齿轮接触强度的概念齿轮接触强度是指齿轮啮合齿面之间的应力大小。
在齿轮传动中，齿轮啮合时会受到来自外部传动力的作用，齿面之间将会产生接触应力。
齿轮接触强度的大小直接影响着齿轮的承载能力和传动性能。
2. 齿轮接触强度的重要性在设计齿轮传动系统时，齿轮接触强度是一个非常重要的工作参数。
2模数齿轮强度
2模数齿轮强度齿轮是机械传动中常见的元件，其作用是将电机或发动机的转速通过齿轮传递到其他装置上。
而齿轮的强度则是衡量齿轮是否能够承受传动力和传动扭矩的重要指标之一。
本文将以2模数齿轮强度为主题，探讨齿轮强度的相关内容。
一、齿轮强度的概念与意义齿轮强度是指齿轮材料在承受传动力和传动扭矩时的抗弯强度。
齿轮承受的载荷主要有两种：弯曲载荷和接触载荷。
弯曲载荷是由于齿轮的齿向力而引起的，而接触载荷则是由于齿轮齿面间的接触而产生的。
齿轮强度的计算与材料的强度、几何参数以及工作条件等因素密切相关。
齿轮强度的高低直接影响到齿轮的使用寿命和可靠性。
如果齿轮强度不足，容易导致齿轮齿面磨损、齿面断裂等故障，从而影响到机械设备的正常运行。
因此，对于齿轮的设计和选择来说，保证齿轮强度是至关重要的。
二、2模数齿轮强度的计算方法2模数齿轮是常用的一种齿轮规格，其齿距和齿轮齿数的关系可以通过特定的计算公式来确定。
在计算2模数齿轮的强度时，常用的方法有两种：弯曲强度计算和接触强度计算。
1. 弯曲强度计算弯曲强度是指齿轮在承受弯曲载荷时的抗弯能力。
常用的计算公式是根据齿轮的几何参数和材料的弯曲强度来确定的。
具体计算步骤如下：（1）根据齿轮模数、齿轮齿数和压力角等参数计算齿轮的几何参数，包括齿高、齿顶高、齿根高等；（2）根据齿轮的几何参数和材料的弯曲强度，计算齿轮的弯曲强度；（3）将齿轮的弯曲强度与工作条件下的弯曲载荷进行比较，判断齿轮是否强度足够。
2. 接触强度计算接触强度是指齿轮在承受接触载荷时的抗弯能力。
常用的计算公式是根据齿轮的几何参数和材料的接触强度来确定的。
具体计算步骤如下：（1）根据齿轮模数、齿轮齿数和压力角等参数计算齿轮的几何参数，包括齿距、齿顶圆直径等；（2）根据齿轮的几何参数和材料的接触强度，计算齿轮的接触强度；（3）将齿轮的接触强度与工作条件下的接触载荷进行比较，判断齿轮是否强度足够。
三、2模数齿轮强度的改善方法如果在计算中发现2模数齿轮的强度不足，可以通过以下几种方法来改善齿轮的强度：1. 选择更高强度的材料，如使用高强度钢材料制造齿轮；2. 优化齿轮的几何参数，如增加齿轮的齿数、增大齿宽等；3. 改变齿轮的传动方式，如使用多级齿轮传动来降低单级齿轮的载荷；4. 在齿轮表面进行热处理，如渗碳、淬火等，增加齿轮的表面硬度和强度。
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1. 齿轮接触强度计算
1.1齿轮接触的计算应力
βανεννπσK K K K u
u bd F Z Z Z MPa E E R L F
H A t E H red H
1)(11112
2
2121±⋅=-+-= 式中：
A K —工况系数；
νK —动载系数；
αH K —接触强度的端面载荷分配系数；
βK —齿向载荷分布系数；
H Z —节点域系数；
E Z —弹性系数； εZ 一重合度系数；
1.1.1
工况系数A K
由于齿轮的载荷特性为工作稳定状况下，故取工况系数为A K =1.0. 1.1.2
动载系数νK
由于
=15.96m/s
齿轮重合度
再根据《机械设计手册》图8-32与8.33得；
)=1.48-0.44(1.48-1.22)=1.36
1.1.3
端面载荷分配系数αH K
查表8-120得
21εαZ C K H H ∙
=
其中H C 查图8-34为0.865. 1.1.4
齿向载荷分布系数βK
查图8.35可得βK =1.13. 1.1.5
节点域系数H Z
式中：错误！未找到引用源。
为端面分度圆压力角；
错误！未找到引用源。
为基圆螺旋角；
错误！未找到引用源。
为端面啮合角；
经计算最后得到H Z =2.254 1.1.6
弹性系数E Z
带入各值后，得E Z =189.87错误！未找到引用源。
1.1.7
重合度系数εZ
与1.13的分母约去，不需考虑。
最后得到理论接触应力为：
MPa
Z mm mm N Z MPa H 67.124413
.11
865.036.11208.2208.3776.1572.7627.5265287.189254.2=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
⨯⨯=ε
εσ
1.2 接触疲劳极限lim H
σ' W R V L N H H
Z Z Z Z Z lim lim σσ=' 式中：
'H l i m σ表示计算齿轮的接触疲劳极限； Hlim
σ表示试验齿轮的接触疲劳极限；
N
Z 表示接触强度的寿命系数；
L Z 表示润滑剂系数；
V
Z 表示速度系数；
R Z 表示光洁度系数；
W
Z 表示工作硬化系数。
1.2.1 试验齿轮的接触疲劳极限lim 1H σ
由手册中图8-38d 查得lim 2lim 1H H σσ==1690MPa 。
1.2.2 接触强度的寿命系数N Z
查表8-123得6
0102⨯=N ，
nt N e γ60=
0N N e >，取121==N N Z Z 。
1.2.3 润滑剂系数L Z
取10050=υ，由图8-40查得21L L Z Z ==1. 1.2.4 速度系数V Z
由图8-41，按V=1米/秒和MPa H 1200lim >σ查得95.021==V V Z Z 。
1.2.5 光洁度系数R Z
由图8-42，按6∇、a=253.1mm 、MPa H 1200lim >σ查得21R R Z Z ==0.92. 1.2.6 工作硬化系数W Z
大、小齿轮都是硬齿面，21W W Z Z ==1. 计算齿轮的接触疲劳极限：
MPa MPa H H 06.1477192.095.0111690'lim 2'lim 1=⨯⨯⨯⨯⨯==σσ
1.3 许用接触应力HP σ
查表8-121得最小安全系数min H S =1.1，则：
MPa S H H HP HP 78.13421
.106
.1477min
'
lim
121==
=
=σσσ 2 齿轮弯曲强度计算
2.1 齿轮弯曲的计算应力
βεβασY Y Y K K K K bm F F F v A n
t
F =
式中：
A K —工况系数；
νK —动载系数；
αF K —弯曲强度的端面载荷分配系数；
βK —齿向载荷分布系数；
F Y —齿形系数；
εY —弯曲强度的重合度系数； βY —螺旋角系数；
2.1.1 弯曲强度的端面载荷分配系数αF K
由表8-120查得：
ε
αY C K F H 1∙
= 其中F C 查图8-34为0.895. 2.1.2 齿形系数F Y
查《渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法》图18c ，当n Z =24.49，28.2=F Y 。
2.1.3 弯曲强度的重合度系数εY
由于端面载荷分配系数中含有εY ，可以与之约去，故不需要知道具体值。
2.1.4 螺旋角系数βY
由《机械手册》中图8-46，根据
63.6=β，404.0=βε，查得98.0=βY 。
最后得到理论弯曲应力：
MPa
Y Y Y Y Y K K K K bm F F F v A n t F 29.32098.028.213.1895.036.1163.62.7627.52652=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
εε
βεβασ
2.2 齿轮弯曲疲劳极限lim F
σ' X S N F F
Y Y Y lim lim σσ=' 式中： 'H l i m σ表示计算齿轮的弯曲疲劳极限；
Hlim
σ表示试验齿轮的弯曲疲劳极限；
N Y 表示弯曲强度的寿命系数； S Y 表示应力集中系数；
X Y 表示尺寸系数。
2.2.1 试验齿轮的弯曲疲劳极限lim F σ 查图8-47d ，得lim 2lim 1F F σσ==535MPa 。
2.2.2 弯曲强度的寿命系数N Y
查表8-124，根据0N N e >，取121==N N Y Y 。
2.2.3 应力集中系数S Y
查图8-49，根据1Z =24，x=0；2Z =53，x=0.查得27.11=S Y ；2S Y =1.18。
2.2.4 尺寸系数X Y
查图8-50，根据n m =6.35，查得21X X Y Y ==0.99.
最后得弯曲疲劳极限lim F
σ' MPa MPa Y Y Y X S N F F
65.67299.027.11535111lim 1lim 1=⨯⨯⨯=='σσ MPa MPa Y Y Y X S N F F
99.62499.018.11535222lim 2lim 2=⨯⨯⨯=='σσ 2.3 许用弯曲应力HF σ
查表8-121得最小安全系数min H S =1.25（具有较高的可靠性），则：
MPa S H F HF 12.53825
.165
.672min lim 11==
'=
σσ MPa S H F HF 99.49925
.199
.624min
lim 22==
'=
σσ 3 齿轮接触有限元分析结果
由于齿轮接触的重合度小于2,为了减少计算内存,只取相互接触的三个齿分析,模型如下图所示。
齿轮接触简化模型图经网格划分后，有限元模型如图所示。
施加4153632N·mm转矩，并设置摩擦系数f=0.05，刚度系数K=1。
最后计算得到接触应力云纹图与弯曲应力图如图所示。
接触应力云纹图
弯曲应力云纹图
通过接触应力和弯曲应力云纹图可知，最大接触应力为788.32Mpa，最大弯曲应力为380.58MPa，都在允许的应力范围内。