销齿传动齿轮弯曲强度分析的综述

销齿传动齿轮弯曲强度分析的综述

0疲劳试验和抗疲劳设计国内发展现状随着科学技术的快速发展，现代工业设备的交变能力越来越高，疲劳和破坏日益突出，对航空、造船、交通运输、动力机械、化工机械、工程机械等行业产生了严重威胁。因此,机械零件的抗疲劳设计和制造已成为现代工业生产中的重要课题之一。从1829年德国矿业工程师W.A.J.Albert提出第一份疲劳问题的研究报告以来,疲劳学的研究得到了世界范围内业界人士的高度重视,尤其在欧美一些工业发达国家,疲劳试验和抗疲劳设计有了长足的进展。我国在研究疲劳强度方面的工作开展较晚,从20世纪50年代末期开始,才在个别的科研单位开展一些试验研究工作。60年代初期,几个部属的研究院针对新产品设计和生产中的问题进行了一些试验研究,虽然零星地解决了一些生产问题,但由于没有做系统的基础工作,总的来讲研究水平不高。从70年代末期开始,全国性的力学学会、机械工程学会、航空学会和金属学会均召开了相应的学术会议,有力地推动了我国疲劳强度研究工作的开展。在我国,疲劳研究开展较快的是航空工业,我国在飞机设计中,已经采用了抗疲劳设计。但一般机械设计仍处在静强度设计阶段,很少进行抗疲劳设计,只是在轴和曲轴等少数零件中使用过抗疲劳设计。究其主要原因,除了设计人员对疲劳问题认识不足以外,主要还是缺乏抗疲劳设计的有效手段和相关数据。当前,对于销齿传动齿轮的弯曲强度分析仍然是基于传统强度理论和假设的静强度计算方法,与目前的技术要求存在一定的差距,有待进一步加以深入研究。本文抛开传统的基于悬臂梁理论的齿根弯曲应力的计算方法,借助于功能强大的有限元分析软件ANSYS9.0,在齿根弯曲应力有限元分析的基础上,对应用日渐广泛的销齿传动的齿轮进行了精确的抗疲劳设计。为同类零件的精确设计及疲劳寿命的深入研究提供了有益的分析方法和数据。1建立有限模型1.1齿廓长度为df1的齿齿轮齿数Z1=13,齿距p=63.16mm,齿轮节圆直径d1=261.4mm,齿根圆角半径ρf=15.5mm,齿根圆角半径中心至节圆圆周距离c=1.5mm,齿顶高ha=27.16mm,全齿高h=44.16mm,齿廓过度圆弧半径R=10mm,齿顶圆半径da1=315.7mm,齿根圆半径df1=227.4mm,中心距a=3749.5mm,齿宽b=45mm。1.2有限元网格划分为了能在单齿啮合的最高位置施加载荷,以单齿啮合的最高位置为分界线,将整个三维实体模型的制作分为2部分进行,分别进行有限元网格划分,而后利用MainMenu→Preprocessor→Modeling→Operate→Booleans→Add→Volume工具,将其合为一体。1.3自由网格划分在ANSYS9.0环境下建立的三维实体有限元模型如图1所示。这里采用10节点4面体单元SOLID187。用自由网格划分方法进行网格划分。弹性模量E=200GPa,泊松比μ=0.3。齿轮共计8027个单元,12628个节点。2创建存储步长及求解过程(1)设定实例的动力参数:齿轮传递功率P=2.2kW,齿轮轴转矩T=2029.95N·m。(2)在齿轮模型的底面和2个侧面限制各个面上的法向位移。(3)参考相关资料,求得重合度ε=1.28。(4)在单齿啮合最高位置的啮合线上,施加一均匀布载荷。(5)参考相关资料,进行静强度齿根弯曲应力有限元分析。(6)进行疲劳寿命分析①选择MainMeu→GenneralPostproc→Fatigue→SizeSettings命令,进行疲劳数据存储步长设置;②在齿根产生最大拉应力处选择某一节点(本例中选择2586号节点),选择MainMeu→GenneralPostproc→Fatigue→StoreStresses→FromrstFile命令,将该节点的应力从结果文件中取出并重新存储;③选择MainMeu→GenneralPostproc→Fatigue→Elas-plasPar命令,定义弹塑性材料应变硬化指数M和N;④选择MainMeu→GenneralPostproc→Fatigue→Sm-TTable命令,描述设计应力强度和温度的曲线;⑤二次进入求解器,加载求解。由于齿根应力是处于脉动循环状态,因此,在单齿啮合最高位置的啮合线上,施加一零载荷。进行静强度齿根弯曲应力有限元分析。而后,将2586号节点的应力从结果文件中取出并重新存储;⑥参考相关资料,选择MainMeu→GenneralPostproc→Fatigue→PropertyTable→S-NTable命令,输入疲劳循环次数与交变应力强度对应关系;⑦选择MainMeu→GenneralPostproc→Fatigue→CaculateFatig命令,计算出2586号节点的允许疲劳循环次数和疲劳使用系数。3齿轮疲劳寿命分析方法(1)第2586号