。1172。 北京科技大学学报 2006年第12期 0.06403168.5433370223055016739%1 84304252.78342126258974175822 (a)对称齿轮在啮合点B应力云图 (@非对称齿轮在嘈合点B的应力云图 N N 00477沿51426智 00292%1器60ghg7n ()非称齿轮在增合点C的应力云图 b)对称齿轮在赠合点C应力云图 N N 04%647278”2m器6 0片i6m (⊙非对称齿轮在晴合点D的应力云图 (©)对称齿轮在啮合点D的应力云图 图5非对称齿轮在特殊啮合点的应力云图 图6对称齿轮在特殊啮合点的应力云图 Fig.5 Stress distribution of unsymmetric gear at special mesh Fig.6 Stress distribution of symmetric gear at special mesh points points 点，对称齿轮齿面接触应力分别为非对称齿轮的 800 L.24,1.05.1.19,1.24124,1.12,150倍.当 ★对称 工作齿侧压力角由20°上升到30°时，非对称齿轮 700 D 非对称 齿面接触应力在一个啮合周期中的最大值比对称 齿轮降低了15.9%平均应力约降低了16.8%. 以上结果与用解析法计算得出的结果基本相 似.所不同的是，用解析法得出的结果比用有限 3006 02040.60.8 元法计算所得的结果偏大.这一方面是因为解析 量纲为1的啮合线位移 法的基圆圆周计算法向力考虑了使用系数KA, 图7有限元法求得的非对称与对称齿轮在一个啮合周期中 动载系数Kv,齿间载荷分配系数Ka,齿向载荷 的齿面接触应力变化曲线 分布系数K(见式(2)，计算结果偏于保守：另一 Fig.7 Transformation curves of tooth face contact stres of un- 方面解析法的前提是忽略了齿面的摩擦力，而有 symmetric and symmetric gears in one engagement period by fi- 限元法则考虑了齿面摩擦的影响，当摩擦系数较 nite element method 大时由摩擦引起的误差也随之增大.因此解析法图 5 非对称齿轮在特殊啮合点的应力云图 Fig.5 Stress distribution of unsymmetric gear at special mesh points 点 ,对称齿轮齿面接触应力分别为非对称齿轮的 1.24 , 1.05 , 1.19 , 1.24 , 1.24 , 1.12 , 1.50 倍.当 工作齿侧压力角由 20°上升到 30°时 ,非对称齿轮 齿面接触应力在一个啮合周期中的最大值比对称 齿轮降低了 15.9 %,平均应力约降低了 16.8 %. 以上结果与用解析法计算得出的结果基本相 似.所不同的是 , 用解析法得出的结果比用有限 元法计算所得的结果偏大 .这一方面是因为解析 法的基圆圆周计算法向力考虑了使用系数 K A , 动载系数 K V ,齿间载荷分配系数 Kα, 齿向载荷 分布系数 Kβ(见式(2)),计算结果偏于保守;另一 方面解析法的前提是忽略了齿面的摩擦力 ,而有 限元法则考虑了齿面摩擦的影响, 当摩擦系数较 大时由摩擦引起的误差也随之增大 .因此解析法 图 6 对称齿轮在特殊啮合点的应力云图 Fig.6 Stress distribution of symmetric gear at special mesh points 图7 有限元法求得的非对称与对称齿轮在一个啮合周期中 的齿面接触应力变化曲线 Fig.7 Transformation curves of tooth face contact stress of un￾symmetric and symmetric gears in one engagement period by fi￾nite element method · 1172 · 北 京 科 技 大 学 学 报 2006 年第 12 期