變速器齒輪設(shè)計(jì)資料

1、變速箱齒輪設(shè)計(jì)方法變速箱齒輪的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則： 因?yàn)槠?chē)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(dāng)將它們分為高檔工作區(qū)和低檔工作區(qū)兩大 類(lèi)。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(dāng)按這兩個(gè)工作區(qū)進(jìn)行不一樣 的選擇。高檔工作區(qū)：平時(shí)是指三、四、五檔齒輪， 它們?cè)谶@個(gè)區(qū)內(nèi)的工作特色是行車(chē)?yán)寐瘦^高，因 為它們是汽車(chē)的經(jīng)濟(jì)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(jiǎn)單產(chǎn)生較大的噪聲，特 別是增速傳動(dòng)，但是它們的受力卻很小，強(qiáng)度應(yīng)力 值都比較低，所以強(qiáng)度裕量較大，即便削弱一些小 齒輪的強(qiáng)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(jì)要求是降低 噪聲和保證其傳動(dòng)安穩(wěn)， 而強(qiáng)度不過(guò)第二位的要 素。低檔工作區(qū)：平時(shí)是指一、二、倒檔齒輪，它 們?cè)谶@個(gè)區(qū)內(nèi)的工作特色是行車(chē)?yán)寐实停?工作時(shí)間短，并且它們的轉(zhuǎn)速比較低，所以因?yàn)檗D(zhuǎn) 速而產(chǎn)生的噪聲比較小。 但是它們所傳達(dá)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(jì)要求是提升強(qiáng)度， 而降低噪聲倒是 次要的。在高檔工作區(qū)， 經(jīng)過(guò)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(guò)控制滑動(dòng)比的噪聲 指標(biāo)和控制摩擦力的噪聲指標(biāo)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(jì)要求，達(dá)

3、到降低噪聲、傳 動(dòng)安穩(wěn)的最正確成效。而在低檔工作區(qū)，經(jīng)過(guò)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(lái)增大低 檔齒輪的曲折強(qiáng)度，以滿足汽車(chē)變速箱低檔齒輪的 低速大扭矩的強(qiáng)度要求。 以下將詳盡論述如何合 理選擇這些設(shè)計(jì)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(gè)重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的曲折強(qiáng)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(huì)變薄，齒 輪的曲折強(qiáng)度也就越小。關(guān)于低速檔的齒輪，因?yàn)?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(qiáng)度要求。而高速檔齒 輪，因?yàn)檗D(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(qiáng)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(dá)到降低噪 聲的目的。在現(xiàn)代變速箱設(shè)計(jì)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(guò)去模數(shù) 同樣或模數(shù)拉不開(kāi)的狀況。合理采納壓力角：當(dāng)一個(gè)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(kāi)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(dāng)壓力角越大時(shí)，基圓直徑 就越小，漸開(kāi)線就越曲折，輪齒的齒根就會(huì)變厚，

5、 齒面曲率半徑增大， 從而可以提升輪齒的曲折強(qiáng)度 和接觸強(qiáng)度。當(dāng)減小壓力角時(shí)，基圓直徑就會(huì)變大， 齒形漸開(kāi)線就會(huì)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(qiáng)度和接觸強(qiáng) 度均會(huì)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(jìn)入和 退出嚙合時(shí)的動(dòng)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(qiáng)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(dāng)壓力 角為 17.5 度時(shí)基圓齒厚為；當(dāng)壓力角為 25 度時(shí)， 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(qiáng)度。合理采納螺旋角：與直齒輪對(duì)比， 斜齒輪擁有傳動(dòng)安穩(wěn)， 重合 度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點(diǎn)。此刻的變速箱因?yàn)?帶同步器，換檔時(shí)不再直接挪動(dòng)一個(gè)齒輪與另一個(gè) 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(lái)方便，所以，凡帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。因?yàn)樾饼X輪的特色， 決定了整個(gè)齒寬不是同 時(shí)所有進(jìn)入嚙合的，而是先由輪齒的一端進(jìn)入嚙 合，跟著輪齒的傳動(dòng)，沿齒寬方向逐漸進(jìn)入嚙合， 直到所有齒寬都進(jìn)入嚙合， 所以斜齒輪的實(shí)質(zhì)嚙 合地域比直齒輪的大。當(dāng)齒寬一準(zhǔn)時(shí)，斜齒輪的重 合度隨螺旋角增添而增添。承載能力也就越 強(qiáng)，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(huì)使軸向分力也增大，從 而使得傳達(dá)效率降低了。在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中， 為了保證齒輪傳動(dòng)的 安穩(wěn)性、低噪聲和少?zèng)_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?yàn)檗D(zhuǎn)速較高，要求安穩(wěn)，少?zèng)_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(rùn)滑條件的硬齒面齒輪傳動(dòng)， 一 般以為其主要危險(xiǎn)是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下， 齒 根的疲憊裂紋逐漸擴(kuò)大造成齒根斷裂而無(wú)效。 變 速箱中齒輪無(wú)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(qiáng)度， 而運(yùn)用正變位 則可達(dá)到這個(gè)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(qiáng)度就越高。在硬齒面的齒輪傳動(dòng)中，齒面點(diǎn)蝕剝落也是無(wú) 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(dòng)率，能大大提升抗點(diǎn)蝕能力。而 增大嚙合角，則一定對(duì)一副齒輪都推行正變位， 這樣既可提升齒面的接觸強(qiáng)度，又可提升齒根的 曲折強(qiáng)度， 從而達(dá)到提升齒輪的承載能力成效。 但是，關(guān)于斜齒輪傳動(dòng)，變位系數(shù)過(guò)大，又會(huì)使 輪齒總的接觸線長(zhǎng)度縮短， 反而降低其承載能力。 同時(shí)，變位系數(shù)越大，因?yàn)辇X頂圓要隨之增大， 其齒頂厚度將會(huì)變小，這會(huì)影響齒頂?shù)膹?qiáng)度。所以在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)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(diǎn)。

9、主要有以下幾個(gè)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：關(guān)于低速檔齒輪副來(lái)說(shuō)， 主動(dòng)齒輪的變位系數(shù) 應(yīng)大于被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)， 而對(duì)高速檔齒輪 副，其主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)。主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)隨檔位的高升而逐漸 xiajiang這是因?yàn)榈蜋n區(qū)因?yàn)檗D(zhuǎn)速低、扭矩 大，齒輪強(qiáng)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(duì)齒輪副的齒根總的厚度就越薄 齒根就越弱，其抗彎強(qiáng)度就越 低，但是因?yàn)檩?齒的剛度減小，易于汲取沖擊振動(dòng)，故可降低噪 聲。 并且齒形重合度會(huì)增添， 這使得單齒承受 最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根近， 使

10、得曲折力矩 減小， 相當(dāng)于提升了齒根強(qiáng)度， 這對(duì)因?yàn)辇X根 減薄而消弱強(qiáng)度的要素有所抵消。所以總變位系 數(shù)越大， 則齒根強(qiáng)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)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(dāng)齒數(shù)和嚙合角一準(zhǔn)時(shí)，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(dòng)也就 越安穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會(huì)越 薄，從而影響齒頂強(qiáng)度。同時(shí)，從最少不根切齒數(shù) 公式來(lái)看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切

11、齒數(shù)就會(huì) 增添，不然的話，就會(huì)產(chǎn)生根切。所以，在保證不 根切和齒頂強(qiáng)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(jì)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(xì)高齒 這對(duì)降低噪聲，增添傳動(dòng)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(qiáng)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(dòng)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(gè)方面去獨(dú)立解析齒輪設(shè)計(jì)趨勢(shì)。 實(shí)質(zhì)上各個(gè)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(shí)，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(diǎn)，防范弊端，改進(jìn)變速箱的使 用性能。變速箱齒輪嚙合質(zhì)量指標(biāo)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(huì)逐漸變尖。當(dāng)齒輪要求進(jìn)行表 面淬火辦理時(shí)，過(guò)尖的齒頂會(huì)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(lèi)現(xiàn)象。所以一 定對(duì)齒輪進(jìn)行齒頂變尖的驗(yàn)算。 關(guān)于汽車(chē)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(dòng)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(rùn)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(huì)帶來(lái)一系列上述的問(wèn) 題。特別是關(guān)于低速檔齒輪，因?yàn)槠涮幱诘退僦剌d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(rùn)滑防范卡死。解析重合度：關(guān)于斜齒輪傳動(dòng)的重合度來(lái)說(shuō)， 是指端面重合 度與軸向重合度之和。 為了保證齒輪傳動(dòng)的連續(xù) 性、傳動(dòng)安穩(wěn)性、減少噪聲以及延長(zhǎng)齒輪壽命， 各檔齒輪的重合度一定大于同意值。 關(guān)于汽車(chē)變 速箱齒輪來(lái)說(shuō)，正逐漸趨勢(shì)于高重合度化。特別 關(guān)于高速檔齒輪來(lái)說(shuō)，一定選擇大的重合度，以 保證汽車(chē)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(lái)說(shuō)，在保證傳動(dòng)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(dòng)比：滑動(dòng)比可用來(lái)表示輪齒齒廓各點(diǎn)的磨損程度。 齒廓各點(diǎn)的滑動(dòng)比是不同樣的， 齒輪在節(jié)點(diǎn)嚙合 時(shí)，滑動(dòng)比等于零；齒根上的滑動(dòng)比大于齒頂上 的滑動(dòng)比；而小齒輪齒根上的滑動(dòng)比又大于大齒 輪齒根上的滑動(dòng)比，所以在平時(shí)狀況下，只要驗(yàn) 算小齒輪齒根上的滑動(dòng)比就可以了。 關(guān)于滑動(dòng)比 來(lái)說(shuō)，越小越好。高速檔齒輪的滑動(dòng)比一般比低 速檔齒輪的要小， 這是因?yàn)楦咚贆n齒輪齒廓的磨 損程度要比低速檔齒輪的小， 因?yàn)楦咚贆n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(qiáng)比：壓強(qiáng)比是用來(lái)表示輪齒齒廓各點(diǎn)接觸應(yīng)力與 在節(jié)點(diǎn)處接

15、觸應(yīng)力的比值。 其分布狀況與滑動(dòng)比 分布狀況相似， 故一般也只要驗(yàn)算小齒輪齒根上 的壓強(qiáng)比就可以了。關(guān)于變速箱齒輪來(lái)說(shuō)，壓強(qiáng) 比一般不得大于。高速檔齒輪的壓強(qiáng)比一般比低 速檔齒輪的要小， 這是因?yàn)樵诟咚贆n齒輪傳動(dòng)中 為了減少振動(dòng)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(jì)：發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱和排氣系統(tǒng)是汽車(chē)的三大主 要噪聲源，所以，關(guān)于變速箱來(lái)說(shuō)，降低它的噪 聲是實(shí)現(xiàn)汽車(chē)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(wàn)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(huì)惹起噪聲，從理論解析和實(shí)質(zhì)經(jīng)驗(yàn)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(huì)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(dāng) 從優(yōu)化設(shè)計(jì)齒輪參數(shù)和提升齒輪精度等諸多門(mén)路 出發(fā)，從而達(dá)到成本、安全等方面的綜合均衡。從設(shè)計(jì)的角度出發(fā)，在變速箱的設(shè)計(jì)階段， 對(duì)某些影響噪聲的要素進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)， 即可達(dá)到 降低噪聲的好處。 以下是經(jīng)過(guò)控制齒輪參數(shù)來(lái)達(dá) 到降低噪聲的成效。1 控制噪聲指標(biāo)來(lái)降低噪聲：(1) 控制滑動(dòng)比的噪聲指標(biāo) cg:因?yàn)樵诨鶊A周邊的漸開(kāi)線齒形的敏感性特別高，曲率變化很大，齒面間的接觸滑動(dòng)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(dá)力時(shí)的變化較激烈， 惹

17、起輪齒的振動(dòng)而產(chǎn)生較大的噪聲， 并且齒面簡(jiǎn)單 磨損，所以在齒輪設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使嚙合初步圓盡可能 遠(yuǎn)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(dòng)比的噪聲指標(biāo)eg的 公式以下：式中：db基圓直徑；db 相當(dāng)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(dāng)齒輪的外徑；t端面壓力角；ot在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，為了達(dá)到優(yōu)異的低噪 聲性能，各檔齒輪的控制滑動(dòng)比的噪聲指標(biāo)一般 都要小于，而采納細(xì)高齒制來(lái)降低噪聲的設(shè) 計(jì)方案，這時(shí)的噪聲指標(biāo)eg就有可能大于， 所以關(guān)于這類(lèi)齒制的齒輪可采納eg1.10的設(shè) 計(jì)要求。關(guān)于高速檔齒輪來(lái)說(shuō)，降低噪聲是首選 目標(biāo)，所以

18、其eg 一定設(shè)計(jì)的小一些。2控制摩擦力的噪聲指標(biāo)|? RF從主動(dòng)齒輪的節(jié)圓到其嚙合初步圓的這段齒形 弧段稱為進(jìn)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(guò)程中齒面有摩擦力，當(dāng)齒 面接觸由進(jìn)弧區(qū)移到退弧區(qū)時(shí)，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(dòng)而產(chǎn)生 噪聲。假如進(jìn)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(jìn)弧區(qū)到退弧區(qū)的瞬時(shí)， 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(chē)變 速箱的齒輪設(shè)計(jì)中， 采納退弧區(qū)大于進(jìn)弧區(qū)的設(shè) 計(jì)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(biāo)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(jì)中，為了達(dá)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(biāo)一般 都要小于，特別當(dāng)RF小于0.9時(shí)，降低噪聲的成 效比較明顯。所以在設(shè)計(jì)過(guò)程中可以經(jīng)過(guò)改變齒 頂高系數(shù)和變位系數(shù)，來(lái)減小從動(dòng)齒輪的 外徑和增大主動(dòng)齒輪的外徑，以使RF減小。在降 噪設(shè)計(jì)過(guò)程中一定同時(shí)控制eg和RF兩個(gè)噪 聲指標(biāo)，使它們同時(shí)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(lái)降低噪聲：齒輪副的重合度越大， 則動(dòng)載荷越

20、小、 嚙合噪聲越低、強(qiáng)度也越高，特別是端面重合度等于 2.0 時(shí)，嚙合噪聲最低，噪聲級(jí)數(shù)將急劇地減小。因?yàn)?齒輪傳動(dòng)時(shí)的總載荷是沿齒面接觸線平均地分布，所以在嚙合過(guò)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(dāng)接觸線最長(zhǎng) 時(shí)齒面接觸線單位長(zhǎng)度載荷最小， 當(dāng)接觸線最短 時(shí)接觸線單位長(zhǎng)度載荷最大。 明顯單位載荷變化 大而快時(shí)簡(jiǎn)單產(chǎn)生振動(dòng)，引起噪聲，特別是齒面 接觸線最長(zhǎng)的那一對(duì)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(jì)斜齒輪的重合度時(shí)，應(yīng)滿足以下幾條設(shè)計(jì) 準(zhǔn)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(xiàng)建馬上可。防范采納 KP=KF=0.5 的重合度系數(shù)，因?yàn)檫@ 時(shí)齒面載荷變化太快，齒輪嚙合噪聲最大。當(dāng) KP=KF 時(shí)，齒輪副的噪聲也比較大?？傊睾隙认禂?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?yàn)镻對(duì)噪聲 的影響要比F大得多，關(guān)于汽車(chē)變速箱的高速 檔齒輪來(lái)說(shuō)，要采納，以獲取較小的噪聲，而 對(duì)低速檔齒輪來(lái)說(shuō)，也要盡可能地采納大的P 值，以降低噪聲。應(yīng)當(dāng)采納大的總重

22、合度系數(shù)以減小接觸線長(zhǎng)度 變化時(shí)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(lái)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(dòng)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(jìn)入和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷， 所 有這些都對(duì)降低噪聲有益。分度圓法向壓力角-： n=20的標(biāo)準(zhǔn)齒制對(duì)汽車(chē)齒輪來(lái)說(shuō)，不是最正確 的齒輪，試驗(yàn)資料表示n =15的噪聲要比20的小 一些，所以汽車(chē)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(qiáng)度。5降低噪聲方法小結(jié)：降低齒輪噪聲，在設(shè)計(jì)方面主要有以下幾種措施：最重要的是米納細(xì)高齒制；采納小模數(shù)、小壓力角和大螺旋角；在保證強(qiáng)度的基礎(chǔ)上，盡可能采納大的重合度，最好；_采納噪聲指標(biāo)cg和RF來(lái)選定變位系數(shù)；斜 齒輪的重合度P和F要有一項(xiàng)湊近于整數(shù)。防范 KP=KF=0.5 ；變速箱齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法：齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法歸納：目前，在國(guó)際上齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法有數(shù)十種，此中較有影響的齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法大體有 以下幾種：國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織 ( International Organization for St andardiza tion簡(jiǎn)稱 ISO )計(jì)算法；稱 DIN

24、 ) 計(jì)算法；美 國(guó) 齒 輪 廠 商 協(xié) 會(huì) ( American Gear Manufacturers Associatio，n 簡(jiǎn)稱 AGMA ) 計(jì)算法；日 本 齒 輪 工 業(yè) 協(xié) 會(huì) ( Japan Gear Manufacturers Associatio，n 簡(jiǎn)稱 JGMA ) 計(jì)算法；英 國(guó)標(biāo)準(zhǔn) (Brit ish St andard簡(jiǎn)稱 BS )計(jì)算 法；蘇聯(lián)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算法；尼曼計(jì)算法；彼德羅謝維奇計(jì)算法；庫(kù)德略夫采夫計(jì)算法；上述各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法的基本理論都是 同樣的，并且都是計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力和齒根的 曲折應(yīng)力，但它們對(duì)所考慮的影響齒輪強(qiáng)度的 要素不盡同樣。建國(guó)以來(lái)直至七

25、十年月中期， 我國(guó)的齒輪強(qiáng) 度計(jì)算向來(lái)都沿用蘇聯(lián)四十年月的方法， 此方法 因?yàn)樗紤]的要素不全面，計(jì)算精度較差，所以 逐漸被裁減，目前，我國(guó)已參加了國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組 織，并參照 ISO 的齒輪強(qiáng)度計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)擬定了我國(guó) 的漸開(kāi)線圓柱齒輪承載能力計(jì)算的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) ( GB3480-83 ) 。齒輪計(jì)算載荷的確定在齒輪強(qiáng)度計(jì)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(guó)際上的各種齒輪強(qiáng) 度計(jì)算方法的主要差異， 就是對(duì)載荷影響要素的 計(jì)算方法的不一樣， 我國(guó)的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)局所發(fā)布的漸 開(kāi)線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法是參照國(guó)際標(biāo) 準(zhǔn)化組織的計(jì)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(qiáng)度計(jì)算方法。影響輪齒載荷的各種要素大體可歸納為四個(gè)方面 分別用四個(gè)系數(shù)來(lái)修正名義載荷，這四個(gè)系數(shù)分別 為使用系數(shù) KA 、動(dòng)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(qiáng)度計(jì)算方法所采納的動(dòng)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(dòng) 有的用實(shí)驗(yàn)測(cè)定 Kv 值，計(jì)算方法也有簡(jiǎn)有繁，比 方美國(guó) AGMA 、日本 JGMA 和德國(guó) DIN 等的 Kv 值主要依據(jù)速度和齒輪精度確立，而國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組 織 ISO 則按振動(dòng)理論及動(dòng)載實(shí)驗(yàn)來(lái)確立 Kv 值，所 以

27、比較合理。各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法所采納的齒向載荷分布 系數(shù)K匚的計(jì)算方法各不同樣，蘇聯(lián)和國(guó)際標(biāo)準(zhǔn) 化組織的齒輪承載能力計(jì)算方法考慮得比較全面，包含了較詳盡的影響要素， 但計(jì)算也較復(fù)雜, 而美國(guó)AGMA標(biāo)準(zhǔn)受騙算雖較簡(jiǎn)單，但對(duì)影響載 荷分布的要素考慮較少，數(shù)值也過(guò)于大概。4各種齒輪強(qiáng)度計(jì)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(duì)K a 取值較為簡(jiǎn)單，以為直齒輪在節(jié)點(diǎn)嚙合時(shí)，不存在 載荷分配問(wèn)題， 斜齒和人字齒輪則考慮輪齒精度 對(duì)齒間載荷分配的影響，而美國(guó) AGMA 標(biāo)準(zhǔn) 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(biāo)準(zhǔn)是參照ISO

28、 與德國(guó) DIN 標(biāo)準(zhǔn)，并聯(lián)合其詳盡狀況作某些 更正后擬定的，國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織 ISO 和我國(guó)國(guó)標(biāo) GB 的計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)中，對(duì)齒間載荷分配關(guān)系解析得 較細(xì)，考慮也較全面，比較湊近實(shí)質(zhì)。因?yàn)槠?chē)變速箱的工作特征，使得輪齒的載荷是 顛簸的，關(guān)于這類(lèi)不穩(wěn)固載荷的狀況， ISO 計(jì)算 方法用曼耐爾(Miner)的疲憊損害積累假說(shuō)，將這 類(lèi)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(dāng)量循環(huán)次數(shù)， 這樣就使計(jì)算過(guò)程更 湊近于實(shí)質(zhì)。從以上四點(diǎn)可看出國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織 ISO 的齒輪 強(qiáng)度計(jì)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(jì)計(jì)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(diǎn)蝕能力 接觸疲憊強(qiáng)度。 影響接觸疲憊強(qiáng)度的要素很多， 如接觸應(yīng)力、齒 面滑動(dòng)速度、 齒面潤(rùn)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(jì)算公式， 可得齒輪齒面接觸時(shí)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(dá)動(dòng)力時(shí)， 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(huì)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(xiǎn)截面地點(diǎn)，取危險(xiǎn)截面 上界點(diǎn)，只取曲折應(yīng)力一項(xiàng)，按受拉側(cè)的最大應(yīng) 力建立起名義曲折應(yīng)力計(jì)算公式， 再用相應(yīng)

30、的系 數(shù)進(jìn)行修正，獲取計(jì)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(duì)齒嚙合區(qū)形狀為平截面，按所有載荷作用在單對(duì)齒嚙合區(qū)ISO 齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法：平時(shí)變速箱齒輪損壞有三種形式：輪齒折斷、 齒面點(diǎn)蝕、齒面膠合。齒輪在嚙合過(guò)程中， 輪齒表面將承受會(huì)合載 荷的作用。輪齒相當(dāng)于懸臂梁，根部曲折應(yīng)力很 大，過(guò)渡圓角處又有應(yīng)力會(huì)合，故輪齒根部很簡(jiǎn) 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(kuò)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(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動(dòng)常出現(xiàn)的一種

31、損壞 形式。因閉式齒輪傳動(dòng)的齒輪在潤(rùn)滑油中工作， 齒面長(zhǎng)久遇到脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用，會(huì)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(rùn) 滑油，嚙合時(shí)因?yàn)辇X面相互擠壓，裂縫中油壓高 升，使裂縫連續(xù)擴(kuò)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(diǎn)，此即齒面點(diǎn)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(diǎn)蝕更嚴(yán)重；相互嚙合的齒輪副中，主動(dòng) 的小齒輪點(diǎn)蝕較嚴(yán)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(jì)計(jì)算不必校核齒面膠合的狀況。本論文中，關(guān)于齒輪強(qiáng)度計(jì)算的方法， 是采納 國(guó)標(biāo)GB3480 83(參照ISO)編制的汽車(chē)變速箱圓 柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法。有關(guān)計(jì)算公式以下所

32、示：1 齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算：1). 齒面接觸強(qiáng)度計(jì)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(dá)的名義扭矩，可由發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩?fù)Q算到此齒輪上， Nm 。.接觸強(qiáng)度計(jì)算的使用系數(shù)KA ；對(duì)轎車(chē)，各檔齒輪均取 K A 。A.動(dòng)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(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速， r/min；nE1 主動(dòng)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(duì)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(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的當(dāng)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(dòng)齒輪頂圓直徑，mm ；df1-主動(dòng)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(shí)心分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪7L9X 1、X2齒輪；Cv1鋼材密度，=7.8 106kg/mm 3 ；-從動(dòng)齒輪與主動(dòng)齒輪齒數(shù)之比；考慮基節(jié)偏差對(duì)K的影響系數(shù),vCv1 ；C v2考慮齒形偏差對(duì)Kv的影響系數(shù)，5=0.57/( -0. 3)Cv3考慮嚙合剛度周期變化對(duì)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(duì)動(dòng)載影 響的無(wú)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(shí)，Kh.接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù) 當(dāng).1 時(shí)，Khm(叮/ Wm(叮當(dāng)2W/ (F C) 0.5 時(shí)，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(duì)變形，m mm /N，可按以下公式計(jì)算：斜 齒輪)sfh O = (36 r + 5) -?0r主動(dòng)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(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù) 當(dāng)十2時(shí)，Kh廣崇09y ) B 4 3；a當(dāng)2( l)/0 5C& 7z y此中，K.；+ 0.4 C pb(f 2 時(shí)，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(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)；.節(jié)點(diǎn)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(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù) 對(duì)斜齒輪：當(dāng)a,1 時(shí),Z 一一端面嚙合角；(g).接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù) 對(duì)斜齒輪：當(dāng)a, 0.75 時(shí)，取 Y _;轎車(chē)一檔齒輪取時(shí)，按，II9V.=1計(jì)算；當(dāng),.使用系數(shù)KA 其他各檔齒輪取K A ；.動(dòng)載系數(shù)Kv ；取值同齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算的 動(dòng)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(duì)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(chē)各檔齒輪均取Ynt相對(duì)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(diǎn)高度RZ齒根表面微觀不平度十點(diǎn)高度RZ值;j).試驗(yàn)齒輪曲折疲憊極限上限及下限FLimax匚 Flimin ，可取 FLimax=520 N/mm2j).試驗(yàn)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(qiáng)度最

39、小安全系數(shù)Sfmin；皿min=310；取 Sfmin(2).計(jì)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(jì)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(qiáng)度條件：計(jì)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(qiáng)度不夠；若低于 下

40、限，則過(guò)于安全。當(dāng)在FPmax與二FPmin之間時(shí),是湊近上限或湊近下限，表示強(qiáng)度貯備不一樣。 為了便于對(duì)計(jì)算結(jié)果比較，利用強(qiáng)度系數(shù)看法, 強(qiáng)度系數(shù)用下式計(jì)算：STP = (STP = ( FPmax；F)/(FPmaxcFPmin)；stp值應(yīng)在01之間，湊近于 1，說(shuō)明強(qiáng)度貯備大；湊近于 0，說(shuō)明 強(qiáng)度貯備??；若大于 1，說(shuō)明強(qiáng)度過(guò)安全；若小于 0 ，則強(qiáng)度不夠，需重新設(shè)計(jì)或作改進(jìn)。要提升輪齒曲折強(qiáng)度，可采納以下措施：增 大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過(guò)分圓角半徑； 采納長(zhǎng)齒齒輪傳動(dòng)，提升重合度，使同時(shí)嚙合的 輪齒對(duì)數(shù)增加； 使齒面及齒根部過(guò)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(jì)：1 數(shù)學(xué)模型：設(shè)計(jì)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(qiáng)比限制、滑動(dòng)比限制、主動(dòng)輪根切限 制、被動(dòng)輪根切限制；強(qiáng)度拘束：接觸強(qiáng)度限制、曲折 強(qiáng)度限制；目標(biāo)函數(shù)：一檔齒輪：以中心距最小為目標(biāo)； 二、三、四、五