| 3.4 ANSYS计算结果
3.4.1非线性求解：
(1) 非线性求解设定为大变形情况，时间1s，负荷步骤20次：
(2) 计算后的接触应力图：
图3接触应力图
第一齿轮的最大接触应力为 .
第二齿轮的最大接触应力为 。
(3) 计算后的弯曲应力
第一主应力图：
图4第一主应力图
其它主应力图略
通过比较三个主应力图，我们得出齿根弯曲应力：
第一个齿轮齿根弯曲应力最大值在齿根处
第二个齿轮齿根弯曲应力最大值在齿根处 。
4.强度比较
(1) 有限元法与力学理论法[4]结果比较：
表2 有限元法与力学理论法结果比较
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理论计算结果 |
Ansys计算结果 |
| 接触应力/MPa |
σH1=368.81 |
σH1=368.85 |
| 接触应力/MPa |
σH2=368.81 |
σH2=350 |
| 齿根应力/MPa |
σF1=42 |
σF1=52.50 |
| 齿根应力/MPa |
σF2=42 |
σF2=48.31 |
(2) 有限元法与手册结果比较 ：
表3 有限元法与手册结果比较
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手册计算结果 |
Ansys计算结果 |
| 接触应力/MPa |
σH1=387.38 |
σH1=368.85 |
| 接触应力/MPa |
σH2=387.38 |
σH2=350 |
| 齿根应力/MPa |
σF1=56.50 |
σF1=52.50 |
| 齿根应力/MPa |
σF2=59.27 |
σF2=48.31 |
5.结论
从表4和表5中可以看出，ANSYS计算结果与弹性力学和机械手册结果相比较，ANSYS计算结果与二者结果基本吻合。因为力学计算结果是在纯力学模型下的分析，并对一些受力情况做了简化和忽略，如在分析齿根弯曲疲劳强度时，主要考虑弯曲应力。而ANSYS程序计算时，考虑到了齿轮的模型简化以及接触问题的非线性求解等情况，所以产生合理的误差。但是作为齿轮设计校和是完全合理的。证明了本方法对AYSYS的二次开发准确性，可靠性和实用性。
(1)本文用 APDL编程方法确立统一的输入和输出界面，使操作者一目了然，避免了人工设计的繁琐，实现了快速得出齿轮的啮合接触计算结果的技术，该方法设计操作简单，具有很强的实用性。
(2) 本文虽然与经典力学结果相比有一定误差，但其完全符合机械设计结果，所以该程序可以用于实际齿轮应力计算[5]。
(3) 本文告诉我们,采用该编程方法不仅可以运用于直齿圆柱齿轮的应力设计分析,推而广之,我们还可以用该法解决其它像斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆、轴承等等机械零件的强度分析，具有很强的实际意义。该方法将极大得解放设计者的生产力,不仅在机械专业，在其它专业，如遇到相似的复杂求解问题,可以用同样的思路解决.所以说该方法是一种先进的现代的设计方法。
[参 考 文 献]
[1]龚曙光主编，《ANSYS基础应用及范例解析》，北京:机械工业出版社.2003
[2]胡仁喜，王庆五，闫三主编，《ANSYS 8.2机械
设计高级应用实例》，机械工业出版社.2005
[3]北京有色冶金设计研究总院．机械设计手册[M]，化学工业出版社出版，2002
[4]杜庆华，余寿文，姚振汉著，《弹性理论》[M]，科学出版社
[5]李天兵，吴光强等编，《汽车变速器主减速齿轮应力场有限元分析》，计算机技术应用
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