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2013年第31期（总第274期）
NO.31.2013
( CumulativetyNO.274 )
通常在设计齿轮强度选择过程中，采取的多是人工方式进行设计和齿轮强度校验，具体方法是材料力学，用齿轮作为悬臂梁，对齿面接触强度和翅根弯曲强度进行设计和校核。接着利用所得的设计结果对结构进行设计，同时将二维图纸画出来。
1 设计想法
实践中可以看到，ANSYS技术对复杂实体建模表现出一定的局限性，一方面难以保证渐开线齿廓自身的形状精确度，另一方面也不能完成参数化设计。对于Pro/E软件而言，其可以有效解决这一问题，实现这一操作目标；此外，与ANSYS之间的数据接口性能也比较好。笔者建议在Pro/E软件应用基础上，建立一个精确度非常高的三维参数化圆柱齿轮模型，然后向ANSYS中导入Pro/E软件得到的模型，对齿轮模态、静态特性等进行有限元分析，此时推土机的终传齿轮自身的强度特性就可以得出，最后可以通过振型图、应用云图以及变形云图等方式和方法，对分析结果进行最为直接的显示。
2 建模
图1 齿轮模型
以笔者之见，齿轮模型建立只需将模数、齿数以及压力角和螺旋角等齿轮参数整合，并对轮缘、辅板的厚度以及轴孔的半径等参数进行综合考虑，便可以自动生成 齿轮。
低，所以得到了极大的推广。而现代社会中随着PC机的普及发展，虚拟仪器的测试技术得到了实现，与前两段历程相比，这个阶段操作性更强，且费用最低，其灵活性与效率也最高，势必在将来得到大发展，但是其漏洞在于潜在的第三方技术的升级成为了始终威胁安防系统的隐患。
5 结语
信息技术与通信技术的发达使安防技术的质量与效率愈加提高完善。目前，安防技术已经涵盖了几乎所有行业，包括建筑、生活区、银行、交通、车辆等。伴随人民生活水平的提高其需求水平相应增加，安防意识也越来越强，信息技术的飞速发展也反过来刺激了不法人员的升级换代，所以安防系统的重要性可想而知，由于智能安防市场的扩大，越来越多的企业开始介入对其的研发，但是客观的安防并不能根除危机隐患，要从根本上杜绝还依赖于社会精神文明的建设，人民总体素质的提高。
参考文献
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基于ANSYS的齿轮强度有限元分析
章俊华
（福建龙净脱硫脱硝工程有限公司，福建 龙岩 364000）
摘要：通常在设计齿轮强度时，用齿轮作为悬臂梁，对齿面接触强度和翅根弯曲强度进行设计和校核。因为齿轮有着极为复杂的受力和结构形状，特别是在进行工作的时候常常会受到动载的作用，同设想中梁承受静载的状况差距过大，造成很大的误差，使结构整体的应力情况和变形无法反映出来。关键词：ANSYS；齿轮强度；有限元分析
中图分类号：TH132 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2013）31-0062-02
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通过工具参数的应用，可得出齿轮模数（M）以及压力角、齿数Z、齿宽WIDTH、齿隙系数C、齿顶高系数HA这六个基本参数，同时将齿根圆DF、齿顶圆DA、基圆DB、分度圆D这四个基本圆参数定义出来，方便在下一步中控制大小使用关系式。这样便生成了图1的齿轮。为了方便导入ANSYS，要将文件另存成gear.igs。
3 分析弯曲强度
3.1 简化模型
在对齿轮变形和齿根应力进行有限元分析时，如若将研究对象选为齿轮整体，那么就需要很高的计算机资源、很多的单元，还需要花费过长的机时，并不能很好地影响到计算结果的精度，因此不可取。在齿轮进行实际受载过程中，齿轮本身不会表现出绝对的刚性，与轮齿连接位置通常会产生不同程度的变形，然而距离齿根相对较远的一些地方，其变形量几乎可以忽略不计，基于此，在对研究对象进行选择的过程中，可只选和轮齿靠近的分齿轮体。数据表明，分析齿轮强度时，研究对象分别选五齿模型、三齿模型、单齿模型，计算得到的误差小于2%。
3.2 网格划分和单元类型
依照计算对精度的要求，通过对经济性、集体对象状况以及计算机自身的容量和是否适合程序因素等，进行全面的分析和研究，从中选择较为合适的单元形式。实践中，为有效减少计算量、提高计算精度，建议利用八节点四面体单元的Solid45进行设计和操作。对于齿轮划分技术而言，其应当选择适应性较强的一些网格形式，其中可划分的单元数量为11801，并且包括的节点数量大约有
3361个。
图2
3.3 确定边界条件
实践中，笔者采用的是在齿轮底面、两齿的侧面位置适当地施加固定约束力的方法，对全部的自由度施加限制的现代模型形式。
3.4 载荷的确定
在对强度进行计算时，常常选择分析对载荷作用最不利的点。选一对齿轮的端面，端面基圆齿距用Pb1表示，实际啮合线表示为AB。B点为齿轮2单对齿啮合区上界线点，也是齿轮1单对齿啮合线的下界线点。从实际操作情况来看，上述两齿轮对两对齿轮啮合区齿轮上产生的载荷进行分担。在一对齿轮中，齿顶发生齿轮啮合时，虽为最大弯
曲力臂，但并非最大齿根弯矩。当单对齿啮合区中的齿轮实际啮合过程中，就会大幅度减小弯曲力臂，此时载荷集中在同一个齿轮上。当单对齿啮合区位置的上界点受到载荷作用时，不可避免地会产生非常大的齿根弯矩。基于此，应当将该点视为强度计算齿根最不利的受载位置，所以，B点为载荷作用最不利的作用点。
通过主轮的转速、输入功率计算，可得出弯矩大小（T），也可得出齿轮法向载荷大小。将法向载荷转为节点力（Fx、Fy），然后在有限元模型上表现出来。
3.5 齿轮有限元计算
在模块分析过程中，尤其是ANSYS里的结构静力选择过程中，将有限元程序运行。处理器会将各种云图，各个方向上每个节点的位移、应力等数据提供给我们，同时将整个轮齿的变形分布和应力直观、清晰地反映出来。
4 分析有限元计算的结果
通过应力云图进行分析，处于最不利的负荷条件下，其齿轮产生的组大位移大约在1.85毫米范围之内，齿顶24号节点上也会出现这一现象，各节点靠近齿顶上的相对位移都非常的大。在齿根的778号节点发生了最大的相当应力672.3MPa，各节点在靠近齿根的地方也有较大的应力。通过对应力云图分析可知，在齿根的778号节点发生了最大的相当应力672.3MPa，各节点在靠近齿根的地方也有较大的应力。齿根部分是齿轮最危险的截面，有足够的弯曲强度；多次进行反复的计算表明建立了正确的模型，合理地进行了有限元分析。
5 改进齿轮结构
齿根处为齿轮最危险的截面，因此，要使齿根的受力情况得到有效改善，对齿根截面自身的形状进行适当的调整。同时，笔者认为将过渡圆角半径由原来的5毫米增至10毫米，并对其进行重新的有限元分析。轮齿最大相当应力改进之前，672.3MPa的强度可降低至636.4MPa左右，而且其总量降低了5.3%。由此可得，将齿根过渡圆角增加是一种将齿轮承载能力提高的可行办法。
参考文献
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作者简介：章俊华（1976—），男，福建龙净脱硫脱
硝工程有限公司处长助理，工程师，研究方向：环保工程机械设计及机械制造。
