齿轮强度校核的新方法
MASTA圆柱齿轮AGMA强度校核和胶合分析
圆柱齿轮AGMA强度校核和胶合分析1. 概述 (2)2. 圆柱齿轮AGMA强度校核和胶合分析设置 (2)3. 查看计算结果 (6)1. 概述常用的圆柱齿轮强度校核标准主要有ISO6336和AGMA2101。
在进行圆柱齿轮设计时，MASTA可以采用AGMA标准进行强度校核和胶合分析。
2. 圆柱齿轮AGMA强度校核和胶合分析设置以MASTA自带模型为例，演示圆柱齿轮AGMA强度校核和胶合分析。
打开File>Examples>AGMA Helical Gear Set For Scuffing，如下图所示：请从示例菜单中打开Edit > Settings > Gears > Cylindrical Gear Rating，选择ANSI/AGMA 2101-D04标准，并设置“胶合计算齿廓上的点数”（Number of points along profile for scuffing calculation）及“胶合油膜厚度计算方程”（Film Thickness Equation for Scuffing）使用的方法。
然后点击“OK”。
在齿轮副的属性“Usage”下输入润滑油参数及相关信息，包括润滑油的参数，如ISO粘度等级、润滑油的类型、润滑方式，以及闪点温度、可靠性要求等，用户根据实际情况输入这些参数。
此外，需要注意的是，由于采用AGMA标准进行齿轮强度校核，在齿轮材料S-N 曲线定义时，需要输入按AGMA标准得到的S-N曲线。
3. 查看计算结果圆柱齿轮AGMA强度校核与ISO校核相似，相关内容请参考核心模块的培训手册。
下面主要讲述胶合的结果查看。
选择Gear Macro Geometry模式，在此模式下，运行载荷谱。
计算完成后，选择齿轮副和某一工况，在结果栏里点击Scuffing，选择“Report”查看数值报告。
中心油膜厚度图：轮齿温度、胶合温度、接触温度及发生胶合的概率：赫兹接触带宽度图：相对曲率半径图：载荷分配系数图：。
齿轮强度校核的新方法(图文)
齿轮强度校核的新方法(图文)论文导读：使用有限元分析软件ANSYS对齿轮进行强度分析，可对齿轮的强度设计提供可靠的根据，实现变速器齿轮的计算机辅助设计，能够加快设计进程、缩短研制周期、提高设计质量。
本文应用了APDL，即ANSYS参数化设计语言（ANSYSParametricDesignLanguage），设计直齿圆柱齿轮模块与应用ANSYS有限元软件进行有限元分析方面，做一些初步的探索。
关键词：ANSYS，直齿圆柱齿轮，接触应力，齿根弯曲应力0引言齿轮作为在机械结构中经常用到的重要的传动零件，其强度直接影响到整个机械结构的工作性能与寿命，然而在传统齿轮设计中，齿轮的强度校核过程与设计过程要紧是通过人工设计完成，计算繁琐，设计周期长且难以实现优化设计。
本文使用有限元分析法对渐开线标准圆柱直齿轮进行接触应力与齿根弯曲应力进行分析计算。
同时在有限元分析中,对AYSYS[1]软件进行二次开发，即应用了APDL[2]语言，自动实现了齿轮的参数精确建模，自习惯网格划分与有限元强度分析。
最后与传统经典方法进行了对比分析,证明了本方法的准确性。
具有实际操作性与推广价值。
论文发表。
1.齿轮强度分析的基本要求在机械专业中，减速机是要紧的重要的传动机构，而齿轮传动是其中最常见的实现方式。
论文发表。
因此齿轮零件的设计就显得尤为重要。
其中齿轮应力强度校核是齿轮结构设计的前提，只有相互啮合的齿轮通过了接触与弯曲强度校核计算，才能进行齿轮结构设计。
当然相互啮合的齿轮种类十分繁杂。
这里我们为方便起见，只考虑渐开线标准圆柱直齿轮的问题。
传统的应力强度校核计算十分烦琐，需要查阅机械设计手册中大量的数据（包含图形与图表）。
而传动机构中往往是多对齿轮啮合，其中有一对不符合要求，整个计算就得重来，耗费了设计者大量的精力。
因此借助计算机及相应软件完成对齿轮的优化设计十分必要。
使用有限元分析软件ANSYS对齿轮进行强度分析，可对齿轮的强度设计提供可靠的根据，实现变速器齿轮的计算机辅助设计，能够加快设计进程、缩短研制周期、提高设计质量。
直齿轮三个强度校核
TRUE
3.042632515
结果（大齿轮）
TRUE
2.678177001
————————————————————————分—————————————界—————————————线———————————————————
取值（大
齿）
C55～60；小齿轮15齿，大齿轮106齿；模数10
取值说明
次级计算
2 弯曲疲劳强度 校核
依据
F
=
Ft bmn
K AKV K KYFYSY
Ft
m
结果（小齿轮）
251.2786769
结果（大齿轮）
415.8612368
YF
Ys
圆周力
模数 齿形系数 应力修正系数
45600
10 2.15 1.78
Y
螺旋角系数
1
KA
工况系数
KV
动载系数
K 齿间载荷分布系数 K
齿向载荷分布系数
依据
1200
依据材料类别、热处理的方式与级别，对照齿轮 接触疲劳极限图线，查得。（本例小齿轮查h) 图，大齿轮查i)图）
结果
说明
N 60 nt 1.244331617
依据应力循环次数和热处理工艺，对照接触寿命 系数图线，查得。
应力循环次数
L
2.16E+07 大齿轮
h
1
1.06E+09 小齿轮
1.1 1
依据
H =ZEZHZ
2KT1 u 1 ZE bd12 u
弹性系数
结果
1030.972486
ZH 节点区域系数
Z 重合度系数
K
载荷系数
T1 传递扭矩/Nmm
齿轮强度校核(已验证)
2 cos(β b ) ， cos ( t ) tan( t ）
2
表16.2-43，大小齿轮均为钢件
4 a (1 ) 3 a
试验齿轮疲劳极限 ζ 齿轮设计寿命
按图16.2-17，齿轮滲碳淬火能保证有效层深 Hlim
参考表16.2-47选定 (循环次数)N L
输入齿轮分度圆直径 d1
A't Kw
齿轮为7级精度，齿形齿向均作修形，剃齿 功率 齿轮上圆周力 节点线速度 序号 1 2 动载系数 K1 K2 3 4 5 6 7 8 9 输入系数 使用系数 N m/s Ft v 代号 Ka Kv
d
1
n
d
1
1.70 齿轮1 1 1.008 34.800 0.0087 1 1.1 2.3419 ####### 0.8499 1550 齿轮2 1 1.012 34.800 0.0087 1 1.1 2.3419 189.800 0.9050 1550
齿轮强度校核计算（已验证）
输入扭矩 N·M T Mn α Z1 X1 b1 db1 da1 η 1 ε a u XnΣ 输 法向模数 入 压力角 数 输入齿轮齿数 据 输入齿轮变位系数 输入齿轮宽度 输入齿轮基圆直径 输入齿轮顶圆直径 滑动率 端面重合度 传动比（Z2/Z1） 总变位系数 2700.00 输入转速 4.50 螺旋角 20.00 中心距 19.00 输出齿轮齿数 0.2222 输出齿轮变位系数 32.00 输出齿轮宽度 92.3922 输出齿轮分度圆直径 85.9809 输出齿轮基圆直径 103.3922 输出齿轮顶圆直径 1.6137 滑动率 1.4285 轴向重合度 1.6842 分度圆端面压力角 0.0000 端面啮合角
齿轮校核
齿轮校核:软齿面齿轮按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核；硬齿面齿轮按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。
齿轮:齿轮是指轮缘上有齿轮连续啮合传递运动和动力的机械元件。
齿轮在传动中的应用很早就出现了。
19世纪末，展成切齿法的原理及利用此原理切齿的专用机床与刀具的相继出现，随着生产的发展，齿轮运转的平稳性受到重视。
发展起源:历史在西方，公元前300年古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。
希腊著名学者亚里士多德和阿基米德都研究过齿轮，希腊有名的发明家古蒂西比奥斯在圆板工作台边缘上均匀地插上销子，使它与销轮啮合，他把这种机构应用到刻漏上。
这约是公元前150年的事。
在公元前100年，亚历山人的发明家赫伦发明了里程计，在里程计中使用了齿轮。
公元1世纪时，罗马的建筑家毕多毕斯制作的水车式制粉机上也使用了齿轮传动装置。
到14世纪，开始在钟表上使用齿轮。
东汉初年（公元1世纪）已有人字齿轮。
三国时期出现的指南车和记里鼓车已采用齿轮传动系统。
晋代杜预发明的水转连磨就是通过齿轮将水轮的动力传递给石磨的。
史书中关于齿轮传动系统的最早记载，是对唐代一行、梁令瓒于725年制造的水运浑仪的描述。
北宋时制造的水运仪象台（见中国古代计时器）运用了复杂的齿轮系统。
明代茅元仪著《武备志》（成书于1621年）记载了一种齿轮齿条传动装置。
1956年发掘的河北安午汲古城遗址中，发现了铁制棘齿轮，轮直径约80毫米，虽已残缺，但铁质较好，经研究，确认为是战国末期（公元前3世纪）到西汉(公元前206～公元24年)期间的制品。
1954年在山西省永济县蘖家崖出土了青铜棘齿轮。
参考同坑出土器物，可断定为秦代(公元前221～前206)或西汉初年遗物，轮40齿，直径约25毫米。
关于棘齿轮的用途，迄今未发现文字记载，推测可能用于制动，以防止轮轴倒转。
1953年陕西省长安县红庆村出土了一对青铜人字齿轮。
根据墓结构和墓葬物品情况分析，可认定这对齿轮出于东汉初年。
齿轮强度校核的基本原则
齿轮强度校核的基本原则齿轮强度校核的基本原则主要包括以下几点：1.遵循国家标准和行业规范：在开展齿轮强度校核工作时，应严格遵循我国相关的国家标准和行业规范，确保校核结果的准确性和可靠性。
目前，我国有关齿轮设计及强度校核的主要标准有GB/T3478.1-1995《齿轮设计手册》和GB/T10095.1-2001《圆柱齿轮精度等级》等。
2.采用合理的计算方法：在进行齿轮强度校核时，应采用合理的计算方法，如有限元分析法、传统设计方法等。
其中，有限元分析法具有较高的计算精度，可有效模拟齿轮在工作过程中的受力情况，为强度校核提供可靠依据。
而传统设计方法则主要依据经验公式和图表进行计算，虽然过程较为简便，但精度相对较低。
3.考虑齿轮组合的强度平衡：在齿轮强度校核过程中，应充分考虑齿轮组合的强度平衡，确保各齿轮的强度足够且匹配合理。
此外，还需注意齿轮材料的选用，使其具有较高的强度和耐磨性。
4.遵循简化原则：为了便于计算和分析，可以在强度校核过程中对齿轮结构进行简化。
例如，将直齿锥齿轮传动中的齿数比、锥距等参数进行合理简化，以便于进行强度计算。
5.考虑齿轮传动的稳定性：在强度校核过程中，还需考虑齿轮传动的稳定性，避免因传动比过大或过小导致的齿轮失效。
此外，还需注意齿轮传动机构的润滑和防尘设计，以降低齿轮磨损和故障风险。
6.结合实际工况进行校核：齿轮强度校核应结合实际工况进行，充分考虑齿轮在工作过程中承受的载荷、转速、振动等因素。
此外，还需注意齿轮在安装和维护过程中的强度损失，确保校核结果的可靠性。
7.留有一定的安全系数：为了保证齿轮在使用过程中的安全性能，在校核强度时，应适当留有一定的安全系数。
安全系数的选取应根据实际工况和设计要求进行，一般取2~3较为合适。
综上所述，齿轮强度校核的基本原则包括遵循国家标准和行业规范、采用合理的计算方法、考虑齿轮组合的强度平衡、遵循简化原则、考虑齿轮传动的稳定性、结合实际工况进行校核以及留有一定的安全系数。
新版轴的强度校核方法-新版-精选.pdf
另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，
则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大， 否则难以选择合适的联轴
器，取
d' min
0.8d电动机轴 ，查表，取 d电动机轴
38mm, 则：
d' min
0.8d电动机轴
0.8 * 38 30.4mm
综合考虑，可取
d' min
32mm
通过上面的例子， 可以看出， 在实际运用中， 需要考虑多方面实
8
依次确定式中的各个参数：
根据减速器输出轴的受力条件，已知：
Ft 8430N Fr 3100N Fa 1800N Fr 2v 3160N Fr1v 787 N Fr 2H 5480N Fr1H 2860N T 1429.49 N m
根据图分析可得：
M H Fr 2H L1 5480 93.5 512400N mm
际因素选择轴的直径大小。
2.2.2 按弯曲强度条件计算：
由于考虑启动、 停车等影响， 弯矩在轴截面上锁引起的应力可视
为脉动循环变应力。
则
ca
其中：
M ≤[ 0 ] 1.7[ -1 ]
W
M 为轴所受的弯矩， N·mm
2
W 为危险截面抗扭截面系数 ( mm3 ) 具体数值查机械设计手册 B19.3-15 ~17.
（ 2）做出弯矩图 在进行轴的校核过程中最大的难度就是求剪力和弯矩， 画出剪力 图和弯矩图，因此在此简单介绍下求剪力和弯矩的简便方法。 横截面上的剪力在数值上等于此横截面的左侧或右侧梁段上所
3
有竖向外力（包括斜向外力的竖向分力）的代数和 。外力正负号的
规定与剪力正负号的规定相同。 剪力符号： 当截面上的剪力使考虑的
齿轮强度校核的新方法
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。
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引 言齿轮作为在机械结构中经常用到的重要的传动零件， 其强度直接影响到整个机械结构的工作性能和寿命，然 而在传统齿轮设计中，齿轮的强度校核过程和设计过程 主要是通过人工设计完成，计算繁琐，设
*ASK命令实现人机对话，输入模型关键数据。都通过在 宏中包含*ASK命令，该宏就可以提示用户输入某个参数 的值。*ASK命令的格式为：首先，用ANSYS导入文件The Gear Mode
l of JXP，然后根据弹出的对话框输入数据，本程序输入 值为例题。1〉 输入齿轮模数 M=8，其命令流为图1输入 齿轮模数2〉输入其他参数略。论文参考网。2.5 构造齿 轮的端面渐开线齿
在机械专业中，减速机是主要的重要的传动机构，而齿 轮传动是其中最常见的实现方式。因此齿轮零件的设计 就显得尤为重要。其中齿轮应力强度校核是齿轮结构设 计的前提，只有相互啮合的齿轮通过了接触和
弯曲强度校核计算，才能进行齿轮结构设计。当然相互 啮合的齿轮种类十分繁杂。这里我们为方便起见，只考 虑渐开线标准圆柱直齿轮的问题。传统的应力强度校核 计算十分烦琐，需要查阅机械设计手册中大量
参数化设计语言（ANSYS Parametric Design Language）， 设计直齿圆柱齿轮模块以及应用ANSYS有限元软件进行有 限元分析方面，做一些初步的探索。2.问题研究的
主要方法及实例本文以ANSYS软件为平台，以直齿圆柱齿 轮为实例，研究了在ANSYS环境下实现直齿轮精确建模和 应力分析的方法，并与弹性力学和机械手册的计算结果 进行了比较。论文参考网。2.
论文查重 ty89htvv
的数据（包括图形和图表）。而传动机构中往往是多对 齿轮啮合，其中有一对不符合要求，整个计算就得重来， 耗费了设计者大量的精力。因此借助计算机及相应软件 完成对齿轮的优化设计十分必要。使用有限
元分析软件ANSYS对齿轮进行强度分析，可对齿轮的强度 设计提供可靠的依据，实现变速器齿轮的计算机辅助设 计，可以加快设计进程、缩短研制周期、提高设计质量。 本文应用了APDL，即ANSYS
轮轮廓利用已输入模型关键数据，根据标准齿轮的几何 尺寸公式应用APDL编写齿轮的几何尺寸计算程序。应用 APDL的基本特性将齿轮的几何尺寸由计算机自动计算， 并把建立模型所需关键数据保存到数
组中。2.6 端面渐开线的绘制按照APDL的语法规则写出表 达式。然后可以根据齿轮的参数绘制出完整的端面渐开 线齿轮轮廓曲线，即得到该渐开线直齿圆柱齿轮齿形轮 廓。3.有限元模型的建立与求解
二次开发。2.3 渐开线直齿圆柱齿轮的参数化二维建模本 文以《机械设计手册》[3]中第八章计算例题为实例。渐 开线圆柱直齿轮建模前的参数如表1所示：表1渐开线圆 柱直齿轮参数表 模数/
M=8齿 数 Z1=30 Z2=95压力 角 系数 haX=1齿顶高系数
a_fdy=20o顶隙
cX=0.25齿宽/ B=0.24 2.4 交互式人机对话 渐开 线直齿圆柱齿轮成型时，首先在ANSYS中应用APDL中的
1ANSYS软件介绍ANSYS是一个大型通用有限元软件。在机 械结构系统中.主要在于分析机械结构系统受到负载后产 生的力学效应.如位移、应力、变形等.根据该结果判断是 否符合设计要求。2.2
APDL介绍APDL即ANSYS参数化设计语言 （ANSYSParametric Design Language），用于自动利用参 数（变量）创建模型。很适于在系统之上根据特定的需 要进行
计周期长且难以实现优化设计。本文采用有限元分析法 对渐开线标准圆柱直齿轮进行接触应力和齿根弯曲应力 进行分析计算。并且在有限元分析中,对AYSYS[1]软件进行 二次开发，即应用了APDL[
2]语言，自动实现了齿轮的参数精确建模 ，自适应网格 划分和有限元强度分析。 最后和传统经典方法进行了对 比分析,证明了本方法的准确性。具有实际操作性和推广 价值。1.齿轮强度分析的基本要求
3.1建立数学模型、齿轮计算前处理选取单元为2维4节点 轴对称单元,形状为四边形Quad，采用四边形自由网格划 分。图2 有限元网格划分图3.2 定义接触对由于在理论计 算中只即使一对齿轮相
互作用，故在建模时只定义一对接触对。论文参考网。 定义接触对时，理论上要考虑最先接触的一对齿轮，否 则有可能因为计算量过大导致溢处，而无法得到计算结 果。在定义接触对时要将接触对定义为非对称
接触。3.3 施加边界条件和荷载：(1) 先在总体柱坐标系下 固定第一个齿轮（主动轮）的轴功率孔上所有节点的径 向位移。(2) 再对第二个齿轮（从动轮）的轴功率孔上所 有节点施加各个方向位移
约束(3）荷载计算，因为转矩由圆轴通过轴功率孔传给齿 轮，所以把转矩分解成轴功率孔的节点上的周向力。
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