1、用 romax 软件进行齿轮强度分析及齿形优化流程（吕浚潮）目录1. 建立流程目的2. 用 romax 软件建模过程3. 强度分析过程4. 齿轮优化过程4.1 齿向优化4.2 齿廓优化5. 结论1. 建立流程目的用 romax 软件对齿轮及轴进行建模，首先进行强度分析。由于轴、轴承、齿轮的变形及受载，必然导致轮齿变形及及错位，减小单位啮合长度的最大载荷及传递误差（减小啮合噪声） ，对轮齿进行齿向及齿形修形，这样可以有效减小啮合线单位长度上的载荷，减小载荷突变，可减小啮合噪声。2. 用 romax 软件建模过程本部分简要地阐述了用 romax 软件建立换挡机构的过程，按先后顺序建立轴、轴承、齿轮
2、，然后装配到一起，最后设置边界条件，建立分析工况。具体过程如下：(1) 通过菜单栏的 components 按钮增加一个组（add New assemble/component） ，弹出图 2 所示对话框。图 2.1 为模型增加一个部件(2) 首先增加一个轴组件，如图 2.2，单击 ok 按钮。图 2.2 增加一个轴组件(3) 建立轴各段的截面形式、直径和长度，如图 2.3。图 2.3 建立轴各段的直径、长度及截面形式(4)当建完轴后，点击增加轴承按钮，打开轴承增加页面，选择符合要求的轴承。设置轴各段的长度、截面直径、圆锥方向图 2.4 增加轴承界面(5) 指定轴承安装在轴上的位置，如图 2.
3、5。图 2.5 设置轴承位置截面(6) 按上述方法，把换挡机构的主轴、副轴全部建完。然后按图 2.1，增加一个齿轮部件，如图 2.6。增加轴承按钮选择轴承界面设定轴承在轴上位置图 2.6 (7) 继第 6 步，出现齿轮参数选择界面，如图 2.7，选择齿轮类型（直齿或斜齿） ，螺旋角，螺旋方向，模数，主动齿轮或被动齿轮，压力角等参数。图 2.7 齿轮参数选择界面(8) 单击 next，进入齿轮参数设置页面，设定齿轮的齿宽、变位系数、齿顶高系数、齿根高系数、齿顶倒角、齿根倒角、跨齿数等参数。增加一个齿轮部件设置齿轮的模数、压力角、直(斜) 齿、主被动形式图 2.8 设定齿轮参数(9) 把建好的齿轮
4、安装到轴上，选定齿轮在轴上的装配位置。图 2.9 设定齿轮(10) 按以上步骤，把所有齿轮都装配到轴上，最后确定各轴之间的相对位置，如图 2.10.设置齿轮齿形参数选择转配齿轮和确定装配位置图 2.10 轴间相对位置的确定(11) 在轴上施加载荷，建立边界条件。图 2.11 设置边界条件(12) 通过以上步骤，模型已建完，左后是设置不同档的分析工况，如图 12至此，换档机构可以全部建立，模型如图 2.12确定轴的位置及方向确定载荷大小及位置图 2.12 建立工况，设置载荷3. 齿轮强度分析(1)本文为了分析简单，只对 3 档齿轮进行分析。分析界面如图 3.1， 轮齿弯曲应力、接触应力如表 3.
5、1.图 3.1 轴的强度、刚度分析表 3.1 CG162 3 档齿轮强度分析结果齿轮 弯曲强度 弯曲强度 弯曲安全 接触强度 接触强度 接触安全建立工况设置每个工况下的载荷齿轮强度分析MPa 极限 MPa 系数 K MPa 极限 MPa 系数 K3 档主动齿轮 439.1 1.13 1394 13 档从动齿轮 454.7 500 1.1 1339.72 1400 1.044. 齿形优化过程(1)齿向修形。由于轴、轴承、齿轮的弹性变形导致齿轮啮合偏斜，从而使齿轮在齿向方向上承载载荷不均匀。先按图 4.1 所示进入传递误差分析界面，继而进入图 4.2 所示，按图中步骤进行操作。未修行前齿轮的齿向载
6、荷分布、谐次响应、传递误差分别如图 4.3图 4.5。图 4.1 传递误差分析传递误差分析图 4.2 齿轮啮合特性分析界面图 4.3 齿轮单位啮合长度的载荷分布查看齿轮的啮合特性图 4.4 齿轮谐次响应(2.15um)图 4.5 齿轮传递误差(13.9-7.24=6.66um ）由图 4.3 可以看出，3 档齿轮载荷在齿向分布上存在严重的分布不均，因此有必要对齿向进行修形。按图 4.6 进入轮齿优化界面（如图 4.7） 。图 4.6 。轮齿优化进入界面图 4.7 齿向优化步骤经过不断地尝试，得到最佳的修形量及优化结果如图 4.8图 4.9。双击需优化齿轮侧齿向优化按钮设置齿向优化量几何优化进入
7、界面图 4.8 最佳修形量为 5.3u图 4.9 齿向修形后的载荷分布(2) 齿廓修形。由图 4.9 所示，齿轮在双齿啮合与单齿啮合的载荷突变十分明显。为了减小这个突变，对轮齿进行齿廓修形，按图 4.10 进入齿廓修形界面。图 4.10 齿形修形界面经过不断尝试，得到最佳修形量为 9um(如图 4.11)，修形后轮齿载荷分布、谐响应及传递误差分别如图 4.12图 4.14。图 4.11 最佳齿形修形量为 9u，鼓形修形齿形优化按钮修形量设置图 4.12 修形后载荷分布图图 4.13 修形后的递误差（20.13-15.68=4.45）图 4.14 修形后的谐响应5. 结论(1) 由表 3.1 齿
8、轮分析结果可知，在总体上，齿轮的弯曲应力、接触应力都在允许范围之内，属于合格。(2) 由图 4.3、图 4.5 可知，齿轮的齿向载荷分布严重分配不均，传递误差过大，需进行齿形优化。(3) 轮齿优化前后的最大齿向载荷、基频谐响应、传递误差变化如表5.1.表 5.1 轮齿优化前后的最大齿向载荷、基频谐响应、传递误差变化修形前 修形后 下降百分比齿向最大载荷（N/mm） 291 229 27%传递误差（啮合噪声评价指标） 6.66 4.45 50%基阶响应（辐射噪声评价指标） 2.15 0.77 180%综合修形图如图 5.1。由表 5.1 可以看出，轮齿经修形后，最大单位长度载荷、传递误差、谐次响应都有了很大程度的下降（如表 5.1） ，这对提高轮齿的承载能力，减小啮合噪声都有很大的作用。图 5.1 齿向、齿形的综合修形量
