變速器齒輪設(shè)計資料

1、變速箱齒輪設(shè)計方法變速箱齒輪的設(shè)計準則： 因為汽車變速箱各檔齒輪的工作狀況是不相 同的，所以按齒輪受力、 轉(zhuǎn)速、噪聲要求等狀況 應(yīng)當將它們分為高檔工作區(qū)和低檔工作區(qū)兩大 類。齒輪的變位系數(shù)、壓力角、螺旋角、模數(shù)和 齒頂高系數(shù)等都應(yīng)當按這兩個工作區(qū)進行不一樣 的選擇。高檔工作區(qū)：平時是指三、四、五檔齒輪， 它們在這個區(qū)內(nèi)的工作特色是行車利用率較高，因 為它們是汽車的經(jīng)濟性檔位。 在高檔工作區(qū)內(nèi)的 齒輪轉(zhuǎn)速都比較高，所以簡單產(chǎn)生較大的噪聲，特 別是增速傳動，但是它們的受力卻很小，強度應(yīng)力 值都比較低，所以強度裕量較大，即便削弱一些小 齒輪的強度， 齒輪般配壽命也在合用的范圍內(nèi)。 所以，在高檔工作區(qū)

2、內(nèi)齒輪的主要設(shè)計要求是降低 噪聲和保證其傳動安穩(wěn)， 而強度不過第二位的要 素。低檔工作區(qū)：平時是指一、二、倒檔齒輪，它 們在這個區(qū)內(nèi)的工作特色是行車利用率低， 工作時間短，并且它們的轉(zhuǎn)速比較低，所以因為轉(zhuǎn) 速而產(chǎn)生的噪聲比較小。 但是它們所傳達的力矩 卻比較大，輪齒的應(yīng)力值比較高。所以低檔區(qū)齒 輪的主要設(shè)計要求是提升強度， 而降低噪聲倒是 次要的。在高檔工作區(qū)， 經(jīng)過采納較小的模數(shù)、 較 小的壓力角、較大的螺旋角、較小的正角度變位系 數(shù)和較大的齒頂高系數(shù)。 經(jīng)過控制滑動比的噪聲 指標和控制摩擦力的噪聲指標以及合理采納總重合度系數(shù)、合理分配端面重合度和軸向重合度， 以滿足現(xiàn)代變速箱的設(shè)計要求，達

3、到降低噪聲、傳 動安穩(wěn)的最正確成效。而在低檔工作區(qū)，經(jīng)過采納 較大的模數(shù)、較大的壓力角、較小的螺旋角、較大 的正角度變位系數(shù)和較小的齒頂高系數(shù)，來增大低 檔齒輪的曲折強度，以滿足汽車變速箱低檔齒輪的 低速大扭矩的強度要求。 以下將詳盡論述如何合 理選擇這些設(shè)計參數(shù)。變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇：合理采納模數(shù)： 模數(shù)是齒輪的一個重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的曲折強度也越大，它的承載 能力也就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會變薄，齒 輪的曲折強度也就越小。關(guān)于低速檔的齒輪，因為 轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪的曲折應(yīng)力比較大，所以需 采納較大的模數(shù)，以保證其強度要求。而高速檔齒 輪，因為轉(zhuǎn)速高、扭

4、矩小，齒輪的曲折應(yīng)力比較小 所以在保證齒輪曲折強度的前提 下，一般采納較小的模數(shù)，這樣就可以增添齒輪 的齒數(shù)，以獲取較大的重合度，從而達到降低噪 聲的目的。在現(xiàn)代變速箱設(shè)計中， 各檔齒輪模數(shù)的選擇是 不一樣的。比方，某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的 模數(shù)分別是：；3；2；從而改變了過去模數(shù) 同樣或模數(shù)拉不開的狀況。合理采納壓力角：當一個齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確立了， 齒輪的分度 圓直徑也就確立了， 而齒輪的漸開線齒形取決于 基圓的大小，基圓大小又遇到壓力角的影響。關(guān)于 同一分度圓的齒輪而言， 若其分度圓壓力角不一 樣，基圓也就不一樣。當壓力角越大時，基圓直徑 就越小，漸開線就越曲折，輪齒的齒根就會變厚，

5、 齒面曲率半徑增大， 從而可以提升輪齒的曲折強度 和接觸強度。當減小壓力角時，基圓直徑就會變大， 齒形漸開線就會變的平直一些， 齒根變薄，齒面的 曲率半徑變小， 從而使得輪齒的曲折強度和接觸強 度均會降落，但是跟著壓力角的減小，可增添齒輪 的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進入和 退出嚙合時的動載荷， 所有這些都有益于降低噪聲 所以，關(guān)于低速檔齒輪，常采納較大的壓力角，以 滿足其強度要求；而高速檔齒輪常采納較小的壓力 角， 以滿足其降低噪聲的要求。比方：某一齒輪模數(shù)為 3 ，齒數(shù)為 30 ，當壓力 角為 17.5 度時基圓齒厚為；當壓力角為 25 度時， 基圓齒厚為；其基圓齒厚增添了 25

6、% 左右，所以 增大壓力角可以增添其曲折強度。合理采納螺旋角：與直齒輪對比， 斜齒輪擁有傳動安穩(wěn)， 重合 度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點。此刻的變速箱因為 帶同步器，換檔時不再直接挪動一個齒輪與另一個 齒輪嚙合，而是所有的齒輪都相嚙合，這樣就給使 用斜齒輪帶來方便，所以，凡帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。因為斜齒輪的特色， 決定了整個齒寬不是同 時所有進入嚙合的，而是先由輪齒的一端進入嚙 合，跟著輪齒的傳動，沿齒寬方向逐漸進入嚙合， 直到所有齒寬都進入嚙合， 所以斜齒輪的實質(zhì)嚙 合地域比直齒輪的大。當齒寬一準時，斜齒輪的重 合度隨螺旋角增添而增添。承載能力也就越 強，安穩(wěn)性也就越好。從理論上講，

7、螺旋角越大 越好，但螺旋角增大，會使軸向分力也增大，從 而使得傳達效率降低了。在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中， 為了保證齒輪傳動的 安穩(wěn)性、低噪聲和少沖擊，所有齒輪都要選擇較 大的螺旋角，一般都在30左右。關(guān)于高速檔齒 輪因為轉(zhuǎn)速較高，要求安穩(wěn)，少沖擊，低噪聲， 所以采納小模數(shù)，大螺旋角；而低速檔齒輪則用 較大模數(shù)，較小螺旋角。合理采納正角度變位：關(guān)于擁有優(yōu)異潤滑條件的硬齒面齒輪傳動， 一 般以為其主要危險是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下， 齒 根的疲憊裂紋逐漸擴大造成齒根斷裂而無效。 變 速箱中齒輪無效正是屬于這一種。 為了防范輪齒折斷，應(yīng)盡量提升齒根曲折強度， 而運用正變位 則可達到這個目的。 一般狀況下，變

8、位系數(shù)越大， 齒形系數(shù)值就越小，輪齒上曲折應(yīng)力越小，輪齒曲 折強度就越高。在硬齒面的齒輪傳動中，齒面點蝕剝落也是無 效原由之一。增大嚙合角，可降低齒面間的接觸 應(yīng)力和最大滑動率，能大大提升抗點蝕能力。而 增大嚙合角，則一定對一副齒輪都推行正變位， 這樣既可提升齒面的接觸強度，又可提升齒根的 曲折強度， 從而達到提升齒輪的承載能力成效。 但是，關(guān)于斜齒輪傳動，變位系數(shù)過大，又會使 輪齒總的接觸線長度縮短， 反而降低其承載能力。 同時，變位系數(shù)越大，因為齒頂圓要隨之增大， 其齒頂厚度將會變小，這會影響齒頂?shù)膹姸?。所以在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中， 大多數(shù)齒輪均 合理采納正角度變位，以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點。

9、主要有以下幾個設(shè)計準則：關(guān)于低速檔齒輪副來說， 主動齒輪的變位系數(shù) 應(yīng)大于被動齒輪的變位系數(shù)， 而對高速檔齒輪 副，其主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動齒輪的變位系數(shù)。主動齒輪的變位系數(shù)隨檔位的高升而逐漸 xiajiang這是因為低檔區(qū)因為轉(zhuǎn)速低、扭矩 大，齒輪強度要求高，所以需采納較 da 的變位 系數(shù)。各檔齒輪的總變位系數(shù)都是正的 （屬于角變位 修正），并且跟著檔位的高升而逐漸減小。總變 位系數(shù)越小，一對齒輪副的齒根總的厚度就越薄 齒根就越弱，其抗彎強度就越 低，但是因為輪 齒的剛度減小，易于汲取沖擊振動，故可降低噪 聲。 并且齒形重合度會增添， 這使得單齒承受 最大載荷時的著力點距齒根近， 使

10、得曲折力矩 減小， 相當于提升了齒根強度， 這對因為齒根 減薄而消弱強度的要素有所抵消。所以總變位系 數(shù)越大， 則齒根強度越高， 但噪聲則有可能增 大。 所以高速檔齒輪要選擇較小的總變位系數(shù)， 而低速檔齒輪則一定采納較大的總變位系數(shù)。提升齒頂高系數(shù)： 齒頂高系數(shù)在傳動質(zhì)量指標中，影響側(cè)重合 度，在斜齒輪中主要影響端面重合度。由端面重合度的公式可知，當齒數(shù)和嚙合角一準時，齒頂圓 壓力角是受齒頂高系數(shù)影響的， 齒頂高系數(shù)越大 齒頂圓壓力角也越大，重合度也就越大，傳動也就 越安穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會越 薄，從而影響齒頂強度。同時，從最少不根切齒數(shù) 公式來看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切

11、齒數(shù)就會 增添，不然的話，就會產(chǎn)生根切。所以，在保證不 根切和齒頂強度足夠的狀況下，增大齒頂高系數(shù)， 關(guān)于增添重合度是有意義的。所以在現(xiàn)代變速箱的 設(shè)計中， 各檔齒輪的齒頂 高系數(shù)都選擇較大的值，一般都大于，稱為細高齒 這對降低噪聲，增添傳動安穩(wěn)性都有明顯的成效。 關(guān)于低速檔齒輪，為了保證其擁有足夠的齒根曲折 強度，一般采納較小的齒頂高系 數(shù)；而高速檔齒輪，為了保證其傳動的安穩(wěn)性和 低噪聲，一般采納較大的齒頂高系數(shù)。以上是從模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)和 齒頂高系數(shù)這五個方面去獨立解析齒輪設(shè)計趨勢。 實質(zhì)上各個參數(shù)之間是相互影響、相互涉及的， 在選擇變速箱的參數(shù)時，既要考慮它們的優(yōu)弊端，又要

12、考慮它們之間的相互關(guān)系，從而以最 大限度發(fā)揮其優(yōu)點，防范弊端，改進變速箱的使 用性能。變速箱齒輪嚙合質(zhì)量指標的控制：解析齒頂寬：關(guān)于正變位齒輪， 跟著變位系數(shù)的增大， 齒頂 高也增大，而齒頂會逐漸變尖。當齒輪要求進行表 面淬火辦理時，過尖的齒頂會使齒頂所有淬 透，從而使齒頂變脆，易于崩碎。關(guān)于變位系數(shù)大 而齒數(shù)又少的小齒輪，尤易產(chǎn)生這類現(xiàn)象。所以一 定對齒輪進行齒頂變尖的驗算。 關(guān)于汽車變速箱 齒輪，一般介紹其齒頂寬不小于(0.25-0 4)m解析最小側(cè)隙：為了保證齒輪傳動的正常工作， 防范因工作溫 度高升而惹起卡死現(xiàn)象， 保證輪齒正常潤滑以及 除掉非工作齒面之間的撞擊。 所以在非工作齒面 之

13、間一定擁有最小側(cè)隙。 假如裝置好的齒輪副中 的側(cè)隙小于最小側(cè)隙， 則會帶來一系列上述的問 題。特別是關(guān)于低速檔齒輪，因為其處于低速重載的工作環(huán)境下，溫度上漲較快，所以一定留有 足夠的側(cè)隙以保證潤滑防范卡死。解析重合度：關(guān)于斜齒輪傳動的重合度來說， 是指端面重合 度與軸向重合度之和。 為了保證齒輪傳動的連續(xù) 性、傳動安穩(wěn)性、減少噪聲以及延長齒輪壽命， 各檔齒輪的重合度一定大于同意值。 關(guān)于汽車變 速箱齒輪來說，正逐漸趨勢于高重合度化。特別 關(guān)于高速檔齒輪來說，一定選擇大的重合度，以 保證汽車高速行駛的安穩(wěn)性以及降低噪聲的要 求。而關(guān)于低速檔齒輪來說，在保證傳動性能的 條件下，適合地減小重合度，可

14、使齒輪的齒寬和 螺旋角減小，這樣即可減少重量，降低成本。解析滑動比：滑動比可用來表示輪齒齒廓各點的磨損程度。 齒廓各點的滑動比是不同樣的， 齒輪在節(jié)點嚙合 時，滑動比等于零；齒根上的滑動比大于齒頂上 的滑動比；而小齒輪齒根上的滑動比又大于大齒 輪齒根上的滑動比，所以在平時狀況下，只要驗 算小齒輪齒根上的滑動比就可以了。 關(guān)于滑動比 來說，越小越好。高速檔齒輪的滑動比一般比低 速檔齒輪的要小， 這是因為高速檔齒輪齒廓的磨 損程度要比低速檔齒輪的小， 因為高速檔齒輪的 轉(zhuǎn)速高、利用率大，所以一定保證其必定的抗磨 性能以及減小噪聲的要求。解析壓強比：壓強比是用來表示輪齒齒廓各點接觸應(yīng)力與 在節(jié)點處接

15、觸應(yīng)力的比值。 其分布狀況與滑動比 分布狀況相似， 故一般也只要驗算小齒輪齒根上 的壓強比就可以了。關(guān)于變速箱齒輪來說，壓強 比一般不得大于。高速檔齒輪的壓強比一般比低 速檔齒輪的要小， 這是因為在高速檔齒輪傳動中 為了減少振動和噪聲，其齒廓上的接觸應(yīng)力分布 應(yīng)比較平均。降低變速箱齒輪噪聲的設(shè)計：發(fā)動機、變速箱和排氣系統(tǒng)是汽車的三大主 要噪聲源，所以，關(guān)于變速箱來說，降低它的噪 聲是實現(xiàn)汽車低噪聲化的重要構(gòu)成部分。 惹起變 速箱噪聲的原由是多方面、千頭萬緒的，此中齒輪 嚙合噪聲是主要方面，其次，如箱體軸軸承等也會惹起噪聲，從理論解析和實質(zhì)經(jīng)驗獲取，提 升變速箱零零件特別是齒輪的加工精度是降低噪

16、 聲的有效措施，但追求高精度會造成成本增添、 生產(chǎn)率降落等。所以要降低變速箱的噪聲，應(yīng)當 從優(yōu)化設(shè)計齒輪參數(shù)和提升齒輪精度等諸多門路 出發(fā)，從而達到成本、安全等方面的綜合均衡。從設(shè)計的角度出發(fā)，在變速箱的設(shè)計階段， 對某些影響噪聲的要素進行優(yōu)化設(shè)計， 即可達到 降低噪聲的好處。 以下是經(jīng)過控制齒輪參數(shù)來達 到降低噪聲的成效。1 控制噪聲指標來降低噪聲：(1) 控制滑動比的噪聲指標 cg:因為在基圓周邊的漸開線齒形的敏感性特別高，曲率變化很大，齒面間的接觸滑動比特別大,d bn1eg dfa1；4db2 2 Asin tD 2 2 2； n t m“所以在基圓周邊輪齒傳達力時的變化較激烈， 惹

17、起輪齒的振動而產(chǎn)生較大的噪聲， 并且齒面簡單 磨損，所以在齒輪設(shè)計時應(yīng)使嚙合初步圓盡可能 遠離基圓，在此介紹嚙合初步圓與基圓的距離應(yīng)大 于0.2的法向齒距，控制滑動比的噪聲指標eg的 公式以下：式中：db基圓直徑；db 相當齒輪的基圓直徑；dfa 嚙合初步圓直徑；tn 法向齒距；A齒輪中心距；D 相當齒輪的外徑；t端面壓力角；ot在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，為了達到優(yōu)異的低噪 聲性能，各檔齒輪的控制滑動比的噪聲指標一般 都要小于，而采納細高齒制來降低噪聲的設(shè) 計方案，這時的噪聲指標eg就有可能大于， 所以關(guān)于這類齒制的齒輪可采納eg1.10的設(shè) 計要求。關(guān)于高速檔齒輪來說，降低噪聲是首選 目標，所以

18、其eg 一定設(shè)計的小一些。2控制摩擦力的噪聲指標|? RF從主動齒輪的節(jié)圓到其嚙合初步圓的這段齒形 弧段稱為進弧區(qū)，從節(jié)圓到其齒頂這段齒形稱為 退弧區(qū)，齒輪在嚙合過程中齒面有摩擦力，當齒 面接觸由進弧區(qū)移到退弧區(qū)時，摩擦力方向在B = 2 P 2 maxdb2 tgt ”RF _2P -db1 tg -1maxb1t尹=LjD 2db2I 2節(jié)圓處發(fā)生突變， 從而以致輪齒發(fā)生振動而產(chǎn)生 噪聲。假如進弧區(qū)越大，齒面壓力的增添幅度也 越大，那么噪聲就越大，而在退弧區(qū)狀況正好相 反，所以工作比較安穩(wěn)，噪聲較小。齒面嚙合從 進弧區(qū)到退弧區(qū)的瞬時， 摩擦力的突變量是它自 己的兩倍，所以產(chǎn)生的噪聲較大。所

19、以在汽車變 速箱的齒輪設(shè)計中， 采納退弧區(qū)大于進弧區(qū)的設(shè) 計方法可以獲取較小的嚙合噪聲， 由此獲取了控 制摩擦力的噪聲指標RF，其公式以下： 式中：，max齒頂?shù)凝X形曲率半徑；在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，為了達到優(yōu)異的低 噪聲性能，各檔齒輪的控制摩擦力的噪聲指標一般 都要小于，特別當RF小于0.9時，降低噪聲的成 效比較明顯。所以在設(shè)計過程中可以經(jīng)過改變齒 頂高系數(shù)和變位系數(shù)，來減小從動齒輪的 外徑和增大主動齒輪的外徑，以使RF減小。在降 噪設(shè)計過程中一定同時控制eg和RF兩個噪 聲指標，使它們同時小于，這樣才能從整體上獲 取較小的噪聲性能。3 控制重合度來降低噪聲：齒輪副的重合度越大， 則動載荷越

20、小、 嚙合噪聲越低、強度也越高，特別是端面重合度等于 2.0 時，嚙合噪聲最低，噪聲級數(shù)將急劇地減小。因為 齒輪傳動時的總載荷是沿齒面接觸線平均地分布，所以在嚙合過程中，跟著接觸線的變化， 齒面受力狀況也不停地發(fā)生變化， 當接觸線最長 時齒面接觸線單位長度載荷最小， 當接觸線最短 時接觸線單位長度載荷最大。 明顯單位載荷變化 大而快時簡單產(chǎn)生振動，引起噪聲，特別是齒面 接觸線最長的那一對輪齒尤甚。 關(guān)于齒輪重合度 的解析有以下定義：定義：斜齒輪端面重合度P二K1+KP ；斜齒輪軸向重合度F=K2+KF ；斜齒輪總重合度二P+F ； e 式中：K1p的整數(shù)值； &KPP的小數(shù)值；K2F的整數(shù)值；

21、KFF的z小數(shù)值；在設(shè)計斜齒輪的重合度時，應(yīng)滿足以下幾條設(shè)計 準則：盡可能地使P或F湊近于整數(shù)，以獲取最小的 噪聲，只要KP 0或KF 0 一項建馬上可。防范采納 KP=KF=0.5 的重合度系數(shù)，因為這 時齒面載荷變化太快，齒輪嚙合噪聲最大。當 KP=KF 時，齒輪副的噪聲也比較大。總重合度系數(shù)為整數(shù)的齒輪噪聲不必定小，特 別是KP或KF在0.3至0.7的范圍內(nèi)噪聲較大, 越湊近0.5噪聲越大。盡可能采納大的端面重合度P,因為P對噪聲 的影響要比F大得多，關(guān)于汽車變速箱的高速 檔齒輪來說，要采納，以獲取較小的噪聲，而 對低速檔齒輪來說，也要盡可能地采納大的P 值，以降低噪聲。應(yīng)當采納大的總重

22、合度系數(shù)以減小接觸線長度 變化時惹起齒面載荷變化的幅度， 最好使變速 箱低檔齒輪的2，高檔齒輪的3。4 采納小模數(shù)和小壓力角來降低噪聲： 在變速箱中心距同樣的條件下，減少齒輪模數(shù)，可增添其齒數(shù)，使得齒根變薄，輪齒剛度減 小，受力變形變大，汲取沖擊振動的能力增大， 從而可增添齒輪重合度和減少齒輪噪聲。減小壓力角能增添齒輪重合度， 減小輪齒的剛度并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷， 所 有這些都對降低噪聲有益。分度圓法向壓力角-： n=20的標準齒制對汽車齒輪來說，不是最正確 的齒輪，試驗資料表示n =15的噪聲要比20的小 一些，所以汽車變速箱的高速檔齒輪的n取.(X15，以減少噪聲，而低速檔

23、齒輪取較大的壓力 角，以增添強度。5降低噪聲方法小結(jié)：降低齒輪噪聲，在設(shè)計方面主要有以下幾種措施：最重要的是米納細高齒制；采納小模數(shù)、小壓力角和大螺旋角；在保證強度的基礎(chǔ)上，盡可能采納大的重合度，最好；_采納噪聲指標cg和RF來選定變位系數(shù)；斜 齒輪的重合度P和F要有一項湊近于整數(shù)。防范 KP=KF=0.5 ；變速箱齒輪強度的計算方法：齒輪強度計算方法歸納：目前，在國際上齒輪強度的計算方法有數(shù)十種，此中較有影響的齒輪強度計算方法大體有 以下幾種：國際標準化組織 ( International Organization for St andardiza tion簡稱 ISO )計算法；稱 DIN

24、 ) 計算法；美 國 齒 輪 廠 商 協(xié) 會 ( American Gear Manufacturers Associatio，n 簡稱 AGMA ) 計算法；日 本 齒 輪 工 業(yè) 協(xié) 會 ( Japan Gear Manufacturers Associatio，n 簡稱 JGMA ) 計算法；英 國標準 (Brit ish St andard簡稱 BS )計算 法；蘇聯(lián)國家標準計算法；尼曼計算法；彼德羅謝維奇計算法；庫德略夫采夫計算法；上述各種齒輪強度計算方法的基本理論都是 同樣的，并且都是計算齒面的接觸應(yīng)力和齒根的 曲折應(yīng)力，但它們對所考慮的影響齒輪強度的 要素不盡同樣。建國以來直至七

25、十年月中期， 我國的齒輪強 度計算向來都沿用蘇聯(lián)四十年月的方法， 此方法 因為所考慮的要素不全面，計算精度較差，所以 逐漸被裁減，目前，我國已參加了國際標準化組 織，并參照 ISO 的齒輪強度計算標準擬定了我國 的漸開線圓柱齒輪承載能力計算的國家標準 ( GB3480-83 ) 。齒輪計算載荷的確定在齒輪強度計算中占 據(jù)至關(guān)重要的地位， 而影響輪齒載荷的要素卻有 很多，也比較復(fù)雜，目前在國際上的各種齒輪強 度計算方法的主要差異， 就是對載荷影響要素的 計算方法的不一樣， 我國的國家標準局所發(fā)布的漸 開線圓柱齒輪承載能力計算方法是參照國際標 準化組織的計算方法所擬定的， 該方法比較全面 地考慮了

26、影響齒輪承載能力的各種要素， 現(xiàn)已成 為目前最精確的、綜合的齒輪強度計算方法。影響輪齒載荷的各種要素大體可歸納為四個方面 分別用四個系數(shù)來修正名義載荷，這四個系數(shù)分別 為使用系數(shù) KA 、動載系數(shù) Kv 、齒向載荷分布系 數(shù)K、齒間載荷分配系數(shù)K。各種齒輪強度計算方法所采納的動載系數(shù) Kv 在 形式上有很大的差異，考慮的要素也不同樣，所以數(shù)值差異較大，有的考慮沖擊，有的考慮振動 有的用實驗測定 Kv 值，計算方法也有簡有繁，比 方美國 AGMA 、日本 JGMA 和德國 DIN 等的 Kv 值主要依據(jù)速度和齒輪精度確立，而國際標準化組 織 ISO 則按振動理論及動載實驗來確立 Kv 值，所 以

27、比較合理。各種齒輪強度計算方法所采納的齒向載荷分布 系數(shù)K匚的計算方法各不同樣，蘇聯(lián)和國際標準 化組織的齒輪承載能力計算方法考慮得比較全面，包含了較詳盡的影響要素， 但計算也較復(fù)雜, 而美國AGMA標準受騙算雖較簡單，但對影響載 荷分布的要素考慮較少，數(shù)值也過于大概。4各種齒輪強度計算方法所米納的齒間載荷分配 系數(shù)K的詳盡辦理上有很大的差異，蘇聯(lián)對K a 取值較為簡單，以為直齒輪在節(jié)點嚙合時，不存在 載荷分配問題， 斜齒和人字齒輪則考慮輪齒精度 對齒間載荷分配的影響，而美國 AGMA 標準 中，盡管齒間載荷分配系數(shù)的表現(xiàn)形式不一樣， 但基本看法與 ISO 相似，日本 JGMA 標準是參照ISO

28、 與德國 DIN 標準，并聯(lián)合其詳盡狀況作某些 更正后擬定的，國際標準化組織 ISO 和我國國標 GB 的計算標準中，對齒間載荷分配關(guān)系解析得 較細，考慮也較全面，比較湊近實質(zhì)。因為汽車變速箱的工作特征，使得輪齒的載荷是 顛簸的，關(guān)于這類不穩(wěn)固載荷的狀況， ISO 計算 方法用曼耐爾(Miner)的疲憊損害積累假說，將這 類不穩(wěn)固載荷轉(zhuǎn)變成穩(wěn)固載荷， 找出與轉(zhuǎn)變穩(wěn)固 載荷相應(yīng)的當量循環(huán)次數(shù)， 這樣就使計算過程更 湊近于實質(zhì)。從以上四點可看出國際標準化組織 ISO 的齒輪 強度計算方法是一種比較合理、精確的方法，所以 在本論文中齒輪的設(shè)計計算采納此種方法。為使齒輪能在預(yù)約的使用壽命內(nèi)正常工作，

29、應(yīng)保證齒面擁有必定的抗點蝕能力 接觸疲憊強度。 影響接觸疲憊強度的要素很多， 如接觸應(yīng)力、齒 面滑動速度、 齒面潤滑狀態(tài)以及資料的性能和熱 辦理等，依據(jù)赫茲導(dǎo)出的兩彈性圓柱體接觸表面最 大接觸應(yīng)力的計算公式， 可得齒輪齒面接觸時的應(yīng)力公式， 用其算出齒輪接觸 應(yīng)力值，校核該值一定小于其許用應(yīng)力。齒輪在傳達動力時， 輪齒處于懸臂狀態(tài)， 在 齒根產(chǎn)生曲折應(yīng)力和其他應(yīng)力， 并有較大的應(yīng)力 會合，為使齒輪在預(yù)約的壽命期內(nèi)不發(fā)生斷齒事故 一定使齒根的最大應(yīng)力小于其許用應(yīng)力。采用30切線法確立齒根危險截面地點，取危險截面 上界點，只取曲折應(yīng)力一項，按受拉側(cè)的最大應(yīng) 力建立起名義曲折應(yīng)力計算公式， 再用相應(yīng)

30、的系 數(shù)進行修正，獲取計算齒根的曲折應(yīng)力公式。形狀為平截面，按所有載荷作用在單對齒嚙合區(qū)形狀為平截面，按所有載荷作用在單對齒嚙合區(qū)ISO 齒輪強度計算方法：平時變速箱齒輪損壞有三種形式：輪齒折斷、 齒面點蝕、齒面膠合。齒輪在嚙合過程中， 輪齒表面將承受會合載 荷的作用。輪齒相當于懸臂梁，根部曲折應(yīng)力很 大，過渡圓角處又有應(yīng)力會合，故輪齒根部很簡 單發(fā)生斷裂。折斷有兩種狀況：一是輪齒受足夠 大的忽然載荷沖擊作用以致發(fā)生斷裂； 二是受多 次重復(fù)載荷的作用， 齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出 現(xiàn)疲憊裂縫，裂縫逐漸擴展到必定深度，輪齒忽 然折斷。變速箱齒輪折斷多數(shù)是疲憊損壞。齒面點蝕是閉式齒輪傳動常出現(xiàn)的一種

31、損壞 形式。因閉式齒輪傳動的齒輪在潤滑油中工作， 齒面長久遇到脈動的接觸應(yīng)力作用，會逐漸產(chǎn)生 大批與齒面成尖角的小裂縫。 而裂縫中充滿了潤 滑油，嚙合時因為齒面相互擠壓，裂縫中油壓高 升，使裂縫連續(xù)擴展，最后以致齒面表層一塊塊 剝落，齒面出現(xiàn)大批扇形小麻點，此即齒面點蝕。 理論上湊近節(jié)圓的根部齒面處要較湊近節(jié)圓頂部 齒面處點蝕更嚴重；相互嚙合的齒輪副中，主動 的小齒輪點蝕較嚴重。在變速箱齒輪中，齒面膠核損壞的狀況不多， 故一般設(shè)計計算不必校核齒面膠合的狀況。本論文中，關(guān)于齒輪強度計算的方法， 是采納 國標GB3480 83(參照ISO)編制的汽車變速箱圓 柱齒輪強度計算方法。有關(guān)計算公式以下所

32、示：1 齒面接觸強度計算：1). 齒面接觸強度計算中各參數(shù)的確定及公式：.端面分度圓切向力Ft ； Ft = 2000 M / d式中： d 齒分度圓直徑；M 該齒輪傳達的名義扭矩，可由發(fā)動機最大扭矩換算到此齒輪上， Nm 。.接觸強度計算的使用系數(shù)KA ；對轎車，各檔齒輪均取 K A 。A.動載系數(shù) K V ； KV = N Bp +CV2 Bf +CV3Bk )式中： N 臨界轉(zhuǎn)速比， N = n1 /nE1 ；n1 主動齒輪轉(zhuǎn)速， r/min；nE1 主動齒輪臨界轉(zhuǎn)速， nE1 = 30000(Cr / md)/ (兀 Z r/minCr 輪齒嚙合剛度，Cr = (0.75 +0.25)

33、 C ， N/mm m ；IC 單對齒剛度，C 二1 / qN/mm m ；v1v2 0.00193 X - 0.1(654 yZv(0.24188 X/Zv2 + 0.00529 X(2 +0.00182 X20.00182 X22Zv1、Zv2分別為主動齒輪和從動齒輪的當量齒數(shù),Zv1 = Z / co3s， Zv2=Z2 / co的變位系數(shù)；s=Z2 / co的變位系數(shù)；s a端面重合度；mred-引誘質(zhì)里，kg / mm； mred -（如/弗）2（d12/Q）/ & dmi = （d 叫）/ 2da1主動齒輪頂圓直徑，mm ；df1-主動齒輪根圓直徑，mm ；Q單位齒寬柔度，mm卜m

34、/N ；Q=(l+l/u2)/,假設(shè)齒輪是實心分別為主動齒輪和從動齒輪7L9X 1、X2齒輪；Cv1鋼材密度，=7.8 106kg/mm 3 ；-從動齒輪與主動齒輪齒數(shù)之比；考慮基節(jié)偏差對K的影響系數(shù),vCv1 ；C v2考慮齒形偏差對Kv的影響系數(shù)，5=0.57/( -0. 3)Cv3考慮嚙合剛度周期變化對Kv的影響系數(shù)，Cv3=0.096/( -1.56；Bp、Bf、Bk分別為考慮基節(jié)偏差、 齒形偏差和輪齒修緣對動載影 響的無量綱參數(shù)，K A ) ；BK A ) ；Bf = (fBp =pf- 0.075 f) C f pbBk =0.925pbf CB / pbB /(tFK A ) ；

35、1 - 2.91565 CtFB/(FtKA )；fPb大齒輪基節(jié)極限偏差，ff齒形公差，m ；.1 時，Kh.接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 當.1 時，Khm(叮/ Wm(叮當2W/ (F C) 0.5 時，齢二 10.兀m0.兀C /Wy m式中：W m單位齒寬最大載荷，N/mm 2；m = FtKAKv/ BF .y跑合后的嚙合齒向偏差，085 血 f ho + F JF齒向公差，；,賠償系數(shù)，一般狀況，T ；f h o單位載荷作用下(Wm = 1N/mm) 的相對變形，m mm /N，可按以下公式計算：斜 齒輪)sfh O = (36 r + 5) -?0r主動齒輪構(gòu)造尺寸系數(shù)，r

36、= 1 + k Ls/ d2 (B/d)2 ；L軸承跨距，mm ；s齒輪距軸中跨處距離，mm ； ks齒輪距軸中跨處距離，mm ； k系數(shù)，一般??；(e).接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù) 當十2時，Kh廣崇09y ) B 4 3；a當2( l)/0 5C& 7z y此中，K.；+ 0.4 C pb(f 2 時，Kh(f y)b4hf a二 F KA K 監(jiān) t A v H /( Z 2)，則取若kJ 1則取kh =1 式中：一一端面重合度；=0=075pbf ；Z接觸強度計算的重合度系數(shù)；.節(jié)點地域系數(shù)ZH ； Zi = 2 cps cost /(cos2 tsin t )式中：t端面分度圓壓

37、力角,tgT】(t gn/cos )COSab=a nCOSab=一一端面嚙合角；(g).接觸強度計算的重合度系數(shù) 對斜齒輪：當a,1 時,Z 一一端面嚙合角；(g).接觸強度計算的重合度系數(shù) 對斜齒輪：當a, 0.75 時，取 Y _;轎車一檔齒輪取時，按，II9V.=1計算；當,.使用系數(shù)KA 其他各檔齒輪取K A ；.動載系數(shù)Kv ；取值同齒輪接觸強度計算的 動載系數(shù)Kv ；.齒向載荷分配系數(shù)kfOf ；，取 Kf =Kh ；若 Kf .則 Kf =.aaa aa若 Kf 1，則 kf = 1； 式中：Y重合度系數(shù)，/ ；aKa/ ( Y)；.相對齒根圓角敏感系數(shù)Y re1T ；relT

38、2Y relT1 0.9434 + 0.02311 (1 + 21 h ； YrelT20 9434 + 0.02311 (1 + 2s2& ；.壽命系數(shù)YNT ；轎車各檔齒輪均取Ynt相對齒根表面狀況系數(shù)Y RrelT ； YRreiT - 1.674 - 0.529 (RZ + 1)齒根表面微觀不平度十點高度RZ齒根表面微觀不平度十點高度RZ值;j).試驗齒輪曲折疲憊極限上限及下限FLimax匚 Flimin ，可取 FLimax=520 N/mm2j).試驗齒輪曲折疲憊極限上限及下限FLimax匚 Flimin ，可取 FLimax=520 N/mm2,N/mm 2 ；(l).曲折強度最

39、小安全系數(shù)Sfmin；皿min=310；取 Sfmin(2).計算齒根應(yīng)力，單位為N/mm 2 :kv kfkf / (b nmramm ；.F= FtYFYSY 式中：mncFK A Kv “F p A v Fl 齒輪法面模數(shù),(3).計算許用齒根應(yīng)力上限FP血 及下限FPmin，單 位為N/mm 2 :Y y y V/ s匚 Fpmax匚 FLimmaxSTNT.relTRrelT fmiY Y Y Y / s匚 Fpmin匚 FLimminSTNT.relTRrelT fmiminmin4).強度條件：計算的齒根應(yīng)力,F應(yīng)在許用齒根應(yīng)力上下 限之間。若高于上限，則曲折強度不夠；若低于 下

40、限，則過于安全。當在FPmax與二FPmin之間時,是湊近上限或湊近下限，表示強度貯備不一樣。 為了便于對計算結(jié)果比較，利用強度系數(shù)看法, 強度系數(shù)用下式計算：STP = (STP = ( FPmax；F)/(FPmaxcFPmin)；stp值應(yīng)在01之間，湊近于 1，說明強度貯備大；湊近于 0，說明 強度貯備小；若大于 1，說明強度過安全；若小于 0 ，則強度不夠，需重新設(shè)計或作改進。要提升輪齒曲折強度，可采納以下措施：增 大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過分圓角半徑； 采納長齒齒輪傳動，提升重合度，使同時嚙合的 輪齒對數(shù)增加； 使齒面及齒根部過渡圓角處盡 量圓滑；提升資料的許用應(yīng)力，如采納優(yōu)良鋼材變速箱齒輪的優(yōu)化設(shè)計：1 數(shù)學模型：設(shè)計變量：模數(shù)、齒數(shù)、壓力角、齒寬、螺旋角、變位系數(shù)、中心距；拘束條件：基本參數(shù)拘束：模數(shù)系數(shù)限制、 齒寬系數(shù)限制、螺旋角限制、壓力角限制、齒 數(shù)限制；嚙合質(zhì)量拘束：齒頂寬容制、重合度限制、壓強比限制、滑動比限制、主動輪根切限 制、被動輪根切限制；強度拘束：接觸強度限制、曲折 強度限制；目標函數(shù)：一檔齒輪：以中心距最小為目標； 二、三、四、五