陳地發(fā)，劉懷舉，朱加贊，徐永強(qiáng)，魏沛堂，何海風(fēng)

(1.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044；2.中國(guó)航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院，成都 610599)

齒輪作為機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中應(yīng)用最廣泛的重要部件之一，其疲勞性能已成為影響機(jī)械設(shè)備工作性能的重要因素[1]。齒輪在工作過(guò)程中，輪齒近似懸臂梁，其齒根部位受到較大的彎曲應(yīng)力，在循環(huán)載荷下產(chǎn)生疲勞裂紋，最終引起輪齒彎曲疲勞失效。隨著工程技術(shù)不斷發(fā)展，彎曲疲勞強(qiáng)度成為齒輪功率密度和可靠性提升的重要限制因素，且彎曲疲勞失效比齒面失效更具危險(xiǎn)性[2]。國(guó)內(nèi)外已開(kāi)展了大量齒輪彎曲疲勞性能研究。Hong等[3]為研究全釋放和全反轉(zhuǎn)兩種載荷條件下齒輪的高周彎曲疲勞性能，基于傳統(tǒng)接觸疲勞試驗(yàn)機(jī)自主研發(fā)了可施加全釋放和全反轉(zhuǎn)兩種載荷的試驗(yàn)機(jī)，并開(kāi)發(fā)了試驗(yàn)終止的自適應(yīng)診斷方法，通過(guò)疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證了該方法的有效性。Lisle等[4]將ISO 6336:2006和AGMA 2101-D04標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算及有限元仿真的直齒輪齒根彎曲應(yīng)力與應(yīng)變片測(cè)試結(jié)果進(jìn)行了比較，僅比較齒根彎曲應(yīng)力最大值，ISO標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算結(jié)果較實(shí)測(cè)值高5.2%，而AGMA較實(shí)測(cè)結(jié)果低6.4%。王明旭等[5]采用成組法和爬山試驗(yàn)相結(jié)合的方法對(duì)某大型升船機(jī)用大模數(shù)齒條新材料A35CrNiMo的感應(yīng)淬火齒輪彎曲疲勞特性開(kāi)展研究。徐科飛等[6]探討了18CrNiMo7-6滲碳淬火齒輪齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算中的若干問(wèn)題，發(fā)現(xiàn)在計(jì)算噴丸齒輪的相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)時(shí)，可不考慮測(cè)量方向帶來(lái)的測(cè)量誤差，直接沿齒寬方向測(cè)量齒根表面粗糙度即可，同時(shí)發(fā)現(xiàn)使用實(shí)測(cè)抗拉強(qiáng)度1 224 MPa與標(biāo)準(zhǔn)參考抗拉強(qiáng)度1 080 MPa分別計(jì)算出的齒根彎曲應(yīng)力相差僅為0.28%，因此在不需精確計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力時(shí)，可不開(kāi)展拉伸試驗(yàn)。劉子強(qiáng)等[7]就單齒脈動(dòng)加載試驗(yàn)中的若干問(wèn)題進(jìn)行了討論，認(rèn)為跨齒數(shù)和加載點(diǎn)的確定應(yīng)與計(jì)算方法相一致，齒形系數(shù)和應(yīng)力集中系數(shù)計(jì)算的準(zhǔn)確性對(duì)最終結(jié)果影響很大，推薦采用幾何法得到真實(shí)的齒根幾何參數(shù)來(lái)計(jì)算齒形系數(shù)和應(yīng)力集中系數(shù)。

現(xiàn)有文獻(xiàn)中鮮有討論齒輪幾何精度、裝夾誤差以及設(shè)備加載精度等試驗(yàn)過(guò)程誤差對(duì)齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)結(jié)果的影響。本研究的目的是探究試驗(yàn)過(guò)程誤差對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的影響。基于GB/T 14230—1993《齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)方法》[8]制定齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)方案，根據(jù)滾刀參數(shù)以及留磨量利用Romax DESIGNER軟件生成精確齒形，確定加載點(diǎn)位置和相關(guān)參數(shù)，獲得加載力與齒根彎曲應(yīng)力關(guān)系式，并根據(jù)循環(huán)特性系數(shù)進(jìn)行轉(zhuǎn)換；采用ABAQUS進(jìn)行齒根彎曲應(yīng)力仿真和電阻應(yīng)變片測(cè)試以驗(yàn)證試驗(yàn)方案的正確性；開(kāi)展18CrNiMo7-6噴丸齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)以獲取其彎曲疲勞極限；并分析試驗(yàn)過(guò)程誤差對(duì)彎曲疲勞極限的影響，為齒輪彎曲強(qiáng)度準(zhǔn)確評(píng)估提供參考。

1 試驗(yàn)方案

依據(jù)GB/T 14230—1993《齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)方法》中的B試驗(yàn)法，在Zwick Vibrophore 1 000 kN彎曲疲勞試驗(yàn)機(jī)上以單齒加載方式進(jìn)行齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)。B試驗(yàn)法加載頻率高，可大大縮短試驗(yàn)時(shí)間，齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)多采用此方法[9-11]。Zwick Vibrophore 1 000 kN彎曲疲勞試驗(yàn)機(jī)如圖1所示，基本參數(shù)見(jiàn)表1。該試驗(yàn)機(jī)可適用于模數(shù)2.5～50.0 mm，齒頂圓直徑49～1 000 mm齒輪的疲勞壽命測(cè)試。根據(jù)滾刀參數(shù)以及留磨量，利用Romax DESIGNER軟件構(gòu)建試驗(yàn)齒輪精確齒形。根據(jù)安裝位置確定計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力的相關(guān)參數(shù)，獲取加載力與齒根彎曲應(yīng)力關(guān)系式。同時(shí)依據(jù)循環(huán)特性系數(shù)，轉(zhuǎn)換齒根彎曲應(yīng)力。

圖1 Zwick Vibrophore 1000 kN彎曲疲勞試驗(yàn)機(jī)

表1 Zwick Vibrophore 1000 kN高頻試驗(yàn)機(jī)基本參數(shù)

1.1 試驗(yàn)齒輪精確齒形

試驗(yàn)所用齒輪圖紙及實(shí)物如圖2所示，其基本幾何參數(shù)見(jiàn)表2。齒輪材料為18CrNiMo7-6，所有齒輪表面經(jīng)滲碳淬火處理，表面硬度為58～62 HRC，滲碳硬化層深度為1.0～1.3 mm，芯部硬度為35 HRC。齒根表面粗糙度Ra為3.2 μm。試驗(yàn)齒輪經(jīng)噴丸強(qiáng)化處理，噴丸強(qiáng)度為0.45A，覆蓋率為200%。

表2 齒輪基本幾何參數(shù)

試驗(yàn)齒輪的加工工序?yàn)椋簼L齒→熱處理→噴丸→磨齒。為保證齒根強(qiáng)度，采用留磨滾刀[12]加工，滾刀參數(shù)如圖3(a)所示。依據(jù)滾刀參數(shù)以及留磨量，使用Romax DESIGNER軟件構(gòu)建試驗(yàn)齒輪精確齒形如圖3(b)所示。由Romax DESIGNER提供的結(jié)果報(bào)告獲得輪齒危險(xiǎn)截面齒厚SFn=11.026 mm，以及危險(xiǎn)截面所在位置圓直徑DS=112.816 mm。

圖3 滾刀參數(shù)及試驗(yàn)齒輪齒形

1.2 加載點(diǎn)確定和齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算

GB/T 3480—1997《漸開(kāi)線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法》[13]中以載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)外界點(diǎn)為基礎(chǔ)計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力，本次試驗(yàn)采用單齒加載方式，無(wú)配對(duì)齒輪，因此以壓頭只受豎直方向作用力為原則確定加載點(diǎn)[14]，確保加載力的作用線與齒輪基圓相切。試驗(yàn)齒輪的基圓半徑為rb=56.382 mm。采用對(duì)稱(chēng)跨五齒加載，則加載點(diǎn)e到齒輪中心的半徑為re=66.3 mm。加載點(diǎn)e確定后，也確定了加載點(diǎn)e處的壓力角αen。在CAXA軟件中根據(jù)壓頭與試驗(yàn)齒輪的幾何尺寸確定試驗(yàn)齒輪的安裝尺寸，如圖4所示。根據(jù)試驗(yàn)齒輪的安裝尺寸以及加載力作用線與齒輪基圓相切，對(duì)試驗(yàn)齒輪做受力分析如圖5所示。圖中Fn為試驗(yàn)載荷。

圖4 試驗(yàn)齒輪安裝尺寸

圖5 受力分析

參考國(guó)標(biāo)GB/T 3480—1997確定齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算參數(shù)，圖5中載荷作用角αFen按式(1)計(jì)算。

αFen=αen-γe，

(1)

式中：αen為加載點(diǎn)處壓力角，γe為加載點(diǎn)處齒厚半角，按式(2)和式(3)計(jì)算。

(2)

(3)

式中：Zn為當(dāng)量齒數(shù)；αn為齒輪壓力角20°。

參考國(guó)標(biāo)GB/T 3480—1997，齒根彎曲應(yīng)力基本值按式(4)計(jì)算：

(4)

式中：Ft為名義切向力，N；YF為作用點(diǎn)齒形系數(shù)；YS為作用點(diǎn)應(yīng)力修正系數(shù)；Yβ為螺旋角系數(shù)，取1。

參考國(guó)標(biāo)GB/T 14230—1993中的B試驗(yàn)法，齒根彎曲應(yīng)力按式(5)計(jì)算：

(5)

式中：YST為應(yīng)力修正系數(shù)，取2.0；YX為尺寸系數(shù)，取1；YFe為加載點(diǎn)e齒形系數(shù)，YSe為加載點(diǎn)e應(yīng)力修正系數(shù)，YδrelT為相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，YRrelT為相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，計(jì)算公式如下。

(6)

(7)

(8)

YRrelT=1.674-0.529(RZ+1)0.1。

(9)

則齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算參數(shù)結(jié)果如表3所示。

表3 齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算參數(shù)結(jié)果

由此可得加載力與齒根彎曲應(yīng)力基本值的關(guān)系式為

σF0=0.023 8FncosαFen。

(10)

加載力與齒根彎曲應(yīng)力關(guān)系式為

σ′F=0.012 4FncosαFen。

(11)

受試驗(yàn)機(jī)限制，在進(jìn)行彎曲疲勞試驗(yàn)時(shí)，必須保證最小加載力，即取循環(huán)特性系數(shù)γF=0.05，以防止試驗(yàn)齒輪掉落。因此需要將齒根彎曲極限應(yīng)力轉(zhuǎn)換為γF=0的對(duì)應(yīng)值，其轉(zhuǎn)換公式為

(12)

式中σb為18CrNiMo7-6的抗拉強(qiáng)度1 080 MPa。

2 齒根彎曲應(yīng)力驗(yàn)證

為校驗(yàn)試驗(yàn)方案中齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算的準(zhǔn)確性，采用有限元仿真和電阻應(yīng)變片測(cè)試進(jìn)行驗(yàn)證。

2.1 有限元仿真

采用ABAQUS對(duì)齒根彎曲應(yīng)力進(jìn)行有限元仿真。仿真模型如圖6所示，試驗(yàn)中采用跨五齒對(duì)稱(chēng)加載。為了簡(jiǎn)化模型，根據(jù)第一節(jié)生成的精確齒形，建立七齒模型。根據(jù)真實(shí)幾何尺寸以及力的作用關(guān)系對(duì)上、下壓頭建模。試驗(yàn)齒輪與上、下壓頭根據(jù)圖4中的安裝尺寸裝配。試驗(yàn)齒輪所用材料為18CrNiMo7-6，其彈性模量[15]E=210 GPa，泊松比ν=0.3。為增加模型的計(jì)算精度，對(duì)輪齒與上、下壓頭的接觸區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密，其網(wǎng)格尺寸為0.05 mm，其他區(qū)域采用漸疏網(wǎng)格。齒根彎曲應(yīng)力仿真可視為平面應(yīng)變問(wèn)題[16]，因此有限元模型中網(wǎng)格類(lèi)型選用平面應(yīng)變網(wǎng)格CPE4R。對(duì)試驗(yàn)齒輪分別施加10～80 kN的載荷，間隔為10 kN，分別提取不同載荷下的最大主應(yīng)力作為齒根彎曲應(yīng)力[17]，部分載荷作用下的齒根彎曲應(yīng)力云圖如圖7所示。

圖6 齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)有限元仿真模型

圖7 齒根彎曲應(yīng)力云圖

2.2 電阻應(yīng)變片測(cè)試

在試驗(yàn)齒輪危險(xiǎn)截面處粘貼電阻應(yīng)變片，并將其接入測(cè)試電路，將測(cè)得的應(yīng)變結(jié)果轉(zhuǎn)換后即可得到齒根彎曲應(yīng)力。因此必須準(zhǔn)確確定危險(xiǎn)截面位置[18]，根據(jù)齒輪精確齒形以及危險(xiǎn)截面位置，利用CAXA軟件確定應(yīng)變片粘貼位置。試驗(yàn)齒輪為5模數(shù)，齒根位置狹窄，為方便粘貼應(yīng)變片，對(duì)部分輪齒進(jìn)行線切割處理。同時(shí)采用型號(hào)為BFH 120-2 AA的微型電阻應(yīng)變片，其基底長(zhǎng)寬尺寸為：4.5 mm ×2.4 mm，絲柵長(zhǎng)寬尺寸為：2.0 mm ×1.0 mm，電阻值為：(120±0.1)Ω，靈敏系數(shù)：2.0±1%。測(cè)試采用DRA-30 A多通道動(dòng)靜應(yīng)變儀，其能進(jìn)行多通道同步采樣[19]。采用四分之一橋路方式進(jìn)行接線，測(cè)試原理以及測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖8所示。以間隔10 kN，載荷從10 kN逐級(jí)增加至80 kN，將應(yīng)變結(jié)果轉(zhuǎn)換成對(duì)應(yīng)的齒根彎曲應(yīng)力值。

圖8 齒根彎曲應(yīng)力檢測(cè)原理及測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

2.3 齒根彎曲應(yīng)力對(duì)比驗(yàn)證

通過(guò)有限元仿真、電阻應(yīng)變片測(cè)試以及試驗(yàn)方案數(shù)值計(jì)算3種方式得到的齒根彎曲應(yīng)力基本值如表4所示。由表4可知，根據(jù)試驗(yàn)方案得到的齒根彎曲應(yīng)力與有限元仿真以及電阻應(yīng)變測(cè)試的結(jié)果的最大誤差為8.7%，滿足工程需求。通過(guò)對(duì)齒根彎曲應(yīng)力基本值的校驗(yàn)從而驗(yàn)證了彎曲疲勞試驗(yàn)方案的正確性。

表4 三種方式齒根彎曲應(yīng)力對(duì)比表

3 試驗(yàn)案例

在正式進(jìn)行齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)之前，對(duì)試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞承載能力進(jìn)行摸底測(cè)試，根據(jù)摸底測(cè)試結(jié)果確定采用試驗(yàn)載荷范圍為Fn=72～80 kN，載荷間隔為2 kN，共5個(gè)應(yīng)力級(jí)，采用升降法測(cè)定試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。結(jié)合式(11)、式(12)得到不同試驗(yàn)載荷對(duì)應(yīng)的齒根彎曲應(yīng)力，如表5所示。為確保試驗(yàn)滿足可靠性要求[20]，共獲得有效試驗(yàn)點(diǎn)20個(gè)，彎曲疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表6所示，升降法試驗(yàn)結(jié)果如圖9所示。

表5 不同載荷級(jí)下齒根彎曲應(yīng)力

表6 彎曲疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)

圖9 升降法試驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)國(guó)標(biāo)GB/T 24176—2009《金屬材料疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)方案與分析方法》[21]對(duì)升降法試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行數(shù)據(jù)處理，將失效點(diǎn)按加載水平升序排序，結(jié)果如表7所示。

表7 升降法試驗(yàn)結(jié)果分析

則預(yù)估的50%可靠度下的中值載荷為

(13)

(14)

取不同可靠度R=99.9%,99%,95%,90%，則對(duì)應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)正態(tài)分布分位數(shù)Φ-1(1-R)=-3.090,-2.326,-1.645,-1.282。本試驗(yàn)采用B試驗(yàn)法即采用脈動(dòng)型加載方式開(kāi)展，其試驗(yàn)結(jié)果與A試驗(yàn)法即運(yùn)轉(zhuǎn)型試驗(yàn)結(jié)果存在轉(zhuǎn)換系數(shù)，該轉(zhuǎn)換系數(shù)[22]為fp=0.9，則不同可靠度的載荷計(jì)算見(jiàn)公式(15)。聯(lián)合公式(11)(12)(15)，可得試驗(yàn)齒輪在不同可靠度下的彎曲疲勞極限，如表8所示。

表8 不同可靠度下彎曲疲勞極限

F=fp(μF+Φ-1(1-R)σ)。

(15)

4 彎曲疲勞極限誤差分析

根據(jù)齒輪名義尺寸確定加載點(diǎn)和計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力。試驗(yàn)齒輪的精度等級(jí)為5級(jí)，齒輪幾何尺寸在滿足5級(jí)精度的公差范圍內(nèi)波動(dòng)，則實(shí)際加載點(diǎn)會(huì)隨齒輪尺寸變化而發(fā)生改變；加載點(diǎn)的位置是依靠裝夾來(lái)保證的，在試驗(yàn)齒輪裝夾過(guò)程中也存在裝夾誤差；且試驗(yàn)設(shè)備的加載力也存在加載精度。因此有必要開(kāi)展上述誤差對(duì)齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)結(jié)果的影響分析。

4.1 幾何精度對(duì)彎曲疲勞極限的影響

試驗(yàn)齒輪的跨五齒名義公法線長(zhǎng)度為W=69.766 mm，5級(jí)精度下，公法線長(zhǎng)度在W=69.662～69.700 mm范圍內(nèi)波動(dòng)。公法線長(zhǎng)度的改變將導(dǎo)致加載位置的改變，從而引起彎曲力臂hFe與載荷作用角αFen發(fā)生變化進(jìn)而引起齒根彎曲應(yīng)力的改變。不同公法線長(zhǎng)度下加載位置如圖10所示，相關(guān)應(yīng)力計(jì)算參數(shù)結(jié)果見(jiàn)表9。結(jié)合公式(11)(12)以及表8、9得到考慮不同公法線長(zhǎng)度下的不同可靠度齒輪彎曲疲勞極限，如表10所示。

圖10 不同公法線長(zhǎng)度加載位置

表9 不同公法線長(zhǎng)度下齒根應(yīng)力參數(shù)結(jié)果

表10 不同公法線長(zhǎng)度下不同可靠度的彎曲疲勞極限

由表10可知，在不同公法線長(zhǎng)度下，不同可靠度的彎曲疲勞極限都大于名義公法線長(zhǎng)度的對(duì)應(yīng)值。與名義公法線長(zhǎng)度情況相比，公法線長(zhǎng)度為W=69.700 mm時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為+2.50%，公法線長(zhǎng)度為W=69.662 mm時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為+3.33%，故不同公法線長(zhǎng)度情況下彎曲疲勞極限的誤差在+2.50%～+3.33%之間波動(dòng)。

由式(5)可知，齒寬同樣是影響齒根彎曲應(yīng)力的重要參數(shù)，且齒寬和齒根應(yīng)力成反比關(guān)系。試驗(yàn)齒輪的名義齒寬為b=30 mm。但實(shí)際齒寬在b=(30.0±0.1)mm范圍內(nèi)波動(dòng)。結(jié)合公式(5)和(12)以及表3和8可得考慮不同齒寬下的不同可靠度的齒輪彎曲疲勞極限，如表11所示。

表11 不同齒寬下不同可靠度的彎曲疲勞極限

由表11可知，與名義齒寬情況相比，齒寬為b=30.1 mm時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為-0.1%，齒寬為b=29.9 mm時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為+0.59%，故不同齒寬情況下彎曲疲勞極限的誤差在-0.10%～+0.59%之間波動(dòng)。

4.2 裝夾誤差對(duì)彎曲疲勞極限的影響

試驗(yàn)齒輪裝夾過(guò)程中存在裝夾誤差，在不考慮裝夾時(shí)齒輪左右偏斜，則裝夾誤差體現(xiàn)在加載點(diǎn)位置變化上。加載點(diǎn)到齒輪中心的名義半徑為re=66.3 mm。認(rèn)為試驗(yàn)的裝夾誤差為±0.1 mm，即加載點(diǎn)到齒輪中心的半徑在re=66.2～66.4 mm范圍內(nèi)波動(dòng)。裝夾誤差如圖11所示?？紤]裝夾誤差的齒根應(yīng)力參數(shù)結(jié)果見(jiàn)表12。結(jié)合公式(11)(12)及表8、12得到考慮裝夾誤差的不同可靠度的齒輪彎曲疲勞極限，見(jiàn)表13。

圖11 裝夾誤差

表12 不同裝夾誤差下齒根應(yīng)力參數(shù)結(jié)果

表13 不同裝夾誤差下不同可靠度的彎曲疲勞極限

由表13可知，與名義裝夾位置相比，re=66.4 mm時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為+0.64%，re=66.2 mm時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為-0.64%，故不同裝夾誤差情況下彎曲疲勞極限的誤差在-0.64%～+0.64%范圍內(nèi)波動(dòng)。

4.3 設(shè)備加載精度對(duì)彎曲疲勞極限的影響

本彎曲疲勞試驗(yàn)采用的設(shè)備為Zwick Vibrophore 1000 kN試驗(yàn)機(jī)，由表1可知其動(dòng)態(tài)加載精度為2%，結(jié)合公式(11)和(12)及表8，得到考慮設(shè)備精度影響下不同可靠度下齒輪的彎曲疲勞極限(見(jiàn)表14)。

表14 考慮設(shè)備精度的不同可靠度下的彎曲疲勞極限

由表14可知，與名義加載力相比，+2%加載力時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為+2.07%，-2%加載力時(shí)的彎曲疲勞極限最大誤差值為-2.06%，故由試驗(yàn)設(shè)備本身加載精度引起的齒輪彎曲疲勞極限誤差在-2.06%～+2.07%范圍內(nèi)波動(dòng)。

綜上可知由齒輪幾何誤差以及設(shè)備加載精度引起的試驗(yàn)誤差占比較大，因此在進(jìn)行彎曲疲勞試驗(yàn)時(shí)，必須保證試驗(yàn)齒輪的幾何精度以及試驗(yàn)設(shè)備的加載精度。上述4項(xiàng)誤差同時(shí)出現(xiàn)極限值的概率極低，對(duì)誤差值進(jìn)行加權(quán)平均，得到綜合考慮試驗(yàn)過(guò)程誤差對(duì)彎曲疲勞強(qiáng)度極限的影響為2.43%。

5 結(jié)論

開(kāi)展了齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)方法研究，針對(duì)齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)過(guò)程中的誤差進(jìn)行影響規(guī)律分析，得到如下結(jié)論：

1)根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)制定彎曲疲勞試驗(yàn)方案，并開(kāi)展齒根彎曲應(yīng)力有限元仿真以及電阻應(yīng)變片測(cè)試，試驗(yàn)方案計(jì)算彎曲應(yīng)力與實(shí)測(cè)彎曲應(yīng)力最大誤差為8.7%，滿足工程應(yīng)用需求。

2)獲得99%可靠度下18CrNiMo7-6噴丸齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限為642 MPa，相比國(guó)標(biāo)GB/T 3480—1997《漸開(kāi)線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法》中MQ級(jí)的500 MPa，提高了28%，標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)偏保守，為工程應(yīng)用提供參考。

3)開(kāi)展了彎曲疲勞試驗(yàn)過(guò)程中的相關(guān)誤差對(duì)彎曲疲勞極限的影響分析，發(fā)現(xiàn)公法線長(zhǎng)度偏差、齒寬誤差、裝夾誤差和設(shè)備加工精度引起的誤差分別為：+2.5%～+3.33%、-0.10%～+0.59%、-0.64%～+0.64%和-2.06%～+2.07%。彎曲疲勞試驗(yàn)時(shí)，應(yīng)盡量保證試驗(yàn)設(shè)備的加載精度以及試驗(yàn)齒輪的制造精度。上述4項(xiàng)誤差同時(shí)出現(xiàn)極限值的概率極低，對(duì)誤差值進(jìn)行加權(quán)平均，得到綜合考慮試驗(yàn)過(guò)程誤差對(duì)彎曲疲勞強(qiáng)度極限的影響為2.43%。