变速器齿轮设计资料

1、变速箱齿轮设计方法变速箱齿轮的设计准则： 因为汽车变速箱各档齿轮的工作状况是不相 同的，所以按齿轮受力、 转速、噪声要求等状况 应当将它们分为高档工作区和低档工作区两大 类。齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和 齿顶高系数等都应当按这两个工作区进行不一样 的选择。高档工作区：平时是指三、四、五档齿轮， 它们在这个区内的工作特色是行车利用率较高，因 为它们是汽车的经济性档位。 在高档工作区内的 齿轮转速都比较高，所以简单产生较大的噪声，特 别是增速传动，但是它们的受力却很小，强度应力 值都比较低，所以强度裕量较大，即便削弱一些小 齿轮的强度， 齿轮般配寿命也在合用的范围内。 所以，在高档工作区

2、内齿轮的主要设计要求是降低 噪声和保证其传动安稳， 而强度不过第二位的要 素。低档工作区：平时是指一、二、倒档齿轮，它 们在这个区内的工作特色是行车利用率低， 工作时间短，并且它们的转速比较低，所以因为转 速而产生的噪声比较小。 但是它们所传达的力矩 却比较大，轮齿的应力值比较高。所以低档区齿 轮的主要设计要求是提升强度， 而降低噪声倒是 次要的。在高档工作区， 经过采纳较小的模数、 较 小的压力角、较大的螺旋角、较小的正角度变位系 数和较大的齿顶高系数。 经过控制滑动比的噪声 指标和控制摩擦力的噪声指标以及合理采纳总重合度系数、合理分配端面重合度和轴向重合度， 以满足现代变速箱的设计要求，达

3、到降低噪声、传 动安稳的最正确成效。而在低档工作区，经过采纳 较大的模数、较大的压力角、较小的螺旋角、较大 的正角度变位系数和较小的齿顶高系数，来增大低 档齿轮的曲折强度，以满足汽车变速箱低档齿轮的 低速大扭矩的强度要求。 以下将详尽论述如何合 理选择这些设计参数。变速箱各档齿轮基本参数的选择：合理采纳模数： 模数是齿轮的一个重要基本参数，模数越大，齿厚也就越大，齿轮的曲折强度也越大，它的承载 能力也就越大。反之模数越小，齿厚就会变薄，齿 轮的曲折强度也就越小。关于低速档的齿轮，因为 转速低、扭矩大，齿轮的曲折应力比较大，所以需 采纳较大的模数，以保证其强度要求。而高速档齿 轮，因为转速高、扭

4、矩小，齿轮的曲折应力比较小 所以在保证齿轮曲折强度的前提 下，一般采纳较小的模数，这样就可以增添齿轮 的齿数，以获取较大的重合度，从而达到降低噪 声的目的。在现代变速箱设计中， 各档齿轮模数的选择是 不一样的。比方，某变速箱一档齿轮到五档齿轮的 模数分别是：；3；2；从而改变了过去模数 同样或模数拉不开的状况。合理采纳压力角：当一个齿轮的模数和齿数确立了， 齿轮的分度 圆直径也就确立了， 而齿轮的渐开线齿形取决于 基圆的大小，基圆大小又遇到压力角的影响。关于 同一分度圆的齿轮而言， 若其分度圆压力角不一 样，基圆也就不一样。当压力角越大时，基圆直径 就越小，渐开线就越曲折，轮齿的齿根就会变厚，

5、 齿面曲率半径增大， 从而可以提升轮齿的曲折强度 和接触强度。当减小压力角时，基圆直径就会变大， 齿形渐开线就会变的平直一些， 齿根变薄，齿面的 曲率半径变小， 从而使得轮齿的曲折强度和接触强 度均会降落，但是跟着压力角的减小，可增添齿轮 的重合度，减小轮齿的刚度，并且可以减小进入和 退出啮合时的动载荷， 所有这些都有益于降低噪声 所以，关于低速档齿轮，常采纳较大的压力角，以 满足其强度要求；而高速档齿轮常采纳较小的压力 角， 以满足其降低噪声的要求。比方：某一齿轮模数为 3 ，齿数为 30 ，当压力 角为 17.5 度时基圆齿厚为；当压力角为 25 度时， 基圆齿厚为；其基圆齿厚增添了 25

6、% 左右，所以 增大压力角可以增添其曲折强度。合理采纳螺旋角：与直齿轮对比， 斜齿轮拥有传动安稳， 重合 度大，冲击小和噪声小等优点。此刻的变速箱因为 带同步器，换档时不再直接挪动一个齿轮与另一个 齿轮啮合，而是所有的齿轮都相啮合，这样就给使 用斜齿轮带来方便，所以，凡带同步器的变速箱大多都使用斜齿轮。因为斜齿轮的特色， 决定了整个齿宽不是同 时所有进入啮合的，而是先由轮齿的一端进入啮 合，跟着轮齿的传动，沿齿宽方向逐渐进入啮合， 直到所有齿宽都进入啮合， 所以斜齿轮的实质啮 合地域比直齿轮的大。当齿宽一准时，斜齿轮的重 合度随螺旋角增添而增添。承载能力也就越 强，安稳性也就越好。从理论上讲，

7、螺旋角越大 越好，但螺旋角增大，会使轴向分力也增大，从 而使得传达效率降低了。在现代变速箱的设计中， 为了保证齿轮传动的 安稳性、低噪声和少冲击，所有齿轮都要选择较 大的螺旋角，一般都在30左右。关于高速档齿 轮因为转速较高，要求安稳，少冲击，低噪声， 所以采纳小模数，大螺旋角；而低速档齿轮则用 较大模数，较小螺旋角。合理采纳正角度变位：关于拥有优异润滑条件的硬齿面齿轮传动， 一 般以为其主要危险是在循环交变应力作用下， 齿 根的疲惫裂纹逐渐扩大造成齿根断裂而无效。 变 速箱中齿轮无效正是属于这一种。 为了防范轮齿折断，应尽量提升齿根曲折强度， 而运用正变位 则可达到这个目的。 一般状况下，变

8、位系数越大， 齿形系数值就越小，轮齿上曲折应力越小，轮齿曲 折强度就越高。在硬齿面的齿轮传动中，齿面点蚀剥落也是无 效原由之一。增大啮合角，可降低齿面间的接触 应力和最大滑动率，能大大提升抗点蚀能力。而 增大啮合角，则一定对一副齿轮都推行正变位， 这样既可提升齿面的接触强度，又可提升齿根的 曲折强度， 从而达到提升齿轮的承载能力成效。 但是，关于斜齿轮传动，变位系数过大，又会使 轮齿总的接触线长度缩短， 反而降低其承载能力。 同时，变位系数越大，因为齿顶圆要随之增大， 其齿顶厚度将会变小，这会影响齿顶的强度。所以在现代变速箱的设计中， 大多数齿轮均 合理采纳正角度变位，以最大限度发挥其优点。

9、主要有以下几个设计准则：关于低速档齿轮副来说， 主动齿轮的变位系数 应大于被动齿轮的变位系数， 而对高速档齿轮 副，其主动齿轮的变位系数应小于被动齿轮的变位系数。主动齿轮的变位系数随档位的高升而逐渐 xiajiang这是因为低档区因为转速低、扭矩 大，齿轮强度要求高，所以需采纳较 da 的变位 系数。各档齿轮的总变位系数都是正的 （属于角变位 修正），并且跟着档位的高升而逐渐减小。总变 位系数越小，一对齿轮副的齿根总的厚度就越薄 齿根就越弱，其抗弯强度就越 低，但是因为轮 齿的刚度减小，易于汲取冲击振动，故可降低噪 声。 并且齿形重合度会增添， 这使得单齿承受 最大载荷时的着力点距齿根近， 使

10、得曲折力矩 减小， 相当于提升了齿根强度， 这对因为齿根 减薄而消弱强度的要素有所抵消。所以总变位系 数越大， 则齿根强度越高， 但噪声则有可能增 大。 所以高速档齿轮要选择较小的总变位系数， 而低速档齿轮则一定采纳较大的总变位系数。提升齿顶高系数： 齿顶高系数在传动质量指标中，影响侧重合 度，在斜齿轮中主要影响端面重合度。由端面重合度的公式可知，当齿数和啮合角一准时，齿顶圆 压力角是受齿顶高系数影响的， 齿顶高系数越大 齿顶圆压力角也越大，重合度也就越大，传动也就 越安稳。但是，齿顶高系数越大，齿顶厚度就会越 薄，从而影响齿顶强度。同时，从最少不根切齿数 公式来看，齿顶高系数越大，最少不根切

11、齿数就会 增添，不然的话，就会产生根切。所以，在保证不 根切和齿顶强度足够的状况下，增大齿顶高系数， 关于增添重合度是有意义的。所以在现代变速箱的 设计中， 各档齿轮的齿顶 高系数都选择较大的值，一般都大于，称为细高齿 这对降低噪声，增添传动安稳性都有明显的成效。 关于低速档齿轮，为了保证其拥有足够的齿根曲折 强度，一般采纳较小的齿顶高系 数；而高速档齿轮，为了保证其传动的安稳性和 低噪声，一般采纳较大的齿顶高系数。以上是从模数、压力角、螺旋角、变位系数和 齿顶高系数这五个方面去独立解析齿轮设计趋势。 实质上各个参数之间是相互影响、相互涉及的， 在选择变速箱的参数时，既要考虑它们的优弊端，又要

12、考虑它们之间的相互关系，从而以最 大限度发挥其优点，防范弊端，改进变速箱的使 用性能。变速箱齿轮啮合质量指标的控制：解析齿顶宽：关于正变位齿轮， 跟着变位系数的增大， 齿顶 高也增大，而齿顶会逐渐变尖。当齿轮要求进行表 面淬火办理时，过尖的齿顶会使齿顶所有淬 透，从而使齿顶变脆，易于崩碎。关于变位系数大 而齿数又少的小齿轮，尤易产生这类现象。所以一 定对齿轮进行齿顶变尖的验算。 关于汽车变速箱 齿轮，一般介绍其齿顶宽不小于(0.25-0 4)m解析最小侧隙：为了保证齿轮传动的正常工作， 防范因工作温 度高升而惹起卡死现象， 保证轮齿正常润滑以及 除掉非工作齿面之间的撞击。 所以在非工作齿面 之

13、间一定拥有最小侧隙。 假如装置好的齿轮副中 的侧隙小于最小侧隙， 则会带来一系列上述的问 题。特别是关于低速档齿轮，因为其处于低速重载的工作环境下，温度上涨较快，所以一定留有 足够的侧隙以保证润滑防范卡死。解析重合度：关于斜齿轮传动的重合度来说， 是指端面重合 度与轴向重合度之和。 为了保证齿轮传动的连续 性、传动安稳性、减少噪声以及延长齿轮寿命， 各档齿轮的重合度一定大于同意值。 关于汽车变 速箱齿轮来说，正逐渐趋势于高重合度化。特别 关于高速档齿轮来说，一定选择大的重合度，以 保证汽车高速行驶的安稳性以及降低噪声的要 求。而关于低速档齿轮来说，在保证传动性能的 条件下，适合地减小重合度，可

14、使齿轮的齿宽和 螺旋角减小，这样即可减少重量，降低成本。解析滑动比：滑动比可用来表示轮齿齿廓各点的磨损程度。 齿廓各点的滑动比是不同样的， 齿轮在节点啮合 时，滑动比等于零；齿根上的滑动比大于齿顶上 的滑动比；而小齿轮齿根上的滑动比又大于大齿 轮齿根上的滑动比，所以在平时状况下，只要验 算小齿轮齿根上的滑动比就可以了。 关于滑动比 来说，越小越好。高速档齿轮的滑动比一般比低 速档齿轮的要小， 这是因为高速档齿轮齿廓的磨 损程度要比低速档齿轮的小， 因为高速档齿轮的 转速高、利用率大，所以一定保证其必定的抗磨 性能以及减小噪声的要求。解析压强比：压强比是用来表示轮齿齿廓各点接触应力与 在节点处接

15、触应力的比值。 其分布状况与滑动比 分布状况相似， 故一般也只要验算小齿轮齿根上 的压强比就可以了。关于变速箱齿轮来说，压强 比一般不得大于。高速档齿轮的压强比一般比低 速档齿轮的要小， 这是因为在高速档齿轮传动中 为了减少振动和噪声，其齿廓上的接触应力分布 应比较平均。降低变速箱齿轮噪声的设计：发动机、变速箱和排气系统是汽车的三大主 要噪声源，所以，关于变速箱来说，降低它的噪 声是实现汽车低噪声化的重要构成部分。 惹起变 速箱噪声的原由是多方面、千头万绪的，此中齿轮 啮合噪声是主要方面，其次，如箱体轴轴承等也会惹起噪声，从理论解析和实质经验获取，提 升变速箱零零件特别是齿轮的加工精度是降低噪

16、 声的有效措施，但追求高精度会造成成本增添、 生产率降落等。所以要降低变速箱的噪声，应当 从优化设计齿轮参数和提升齿轮精度等诸多门路 出发，从而达到成本、安全等方面的综合均衡。从设计的角度出发，在变速箱的设计阶段， 对某些影响噪声的要素进行优化设计， 即可达到 降低噪声的好处。 以下是经过控制齿轮参数来达 到降低噪声的成效。1 控制噪声指标来降低噪声：(1) 控制滑动比的噪声指标 cg:因为在基圆周边的渐开线齿形的敏感性特别高，曲率变化很大，齿面间的接触滑动比特别大,d bn1eg dfa1；4db2 2 Asin tD 2 2 2； n t m“所以在基圆周边轮齿传达力时的变化较激烈， 惹

17、起轮齿的振动而产生较大的噪声， 并且齿面简单 磨损，所以在齿轮设计时应使啮合初步圆尽可能 远离基圆，在此介绍啮合初步圆与基圆的距离应大 于0.2的法向齿距，控制滑动比的噪声指标eg的 公式以下：式中：db基圆直径；db 相当齿轮的基圆直径；dfa 啮合初步圆直径；tn 法向齿距；A齿轮中心距；D 相当齿轮的外径；t端面压力角；ot在现代变速箱的设计中，为了达到优异的低噪 声性能，各档齿轮的控制滑动比的噪声指标一般 都要小于，而采纳细高齿制来降低噪声的设 计方案，这时的噪声指标eg就有可能大于， 所以关于这类齿制的齿轮可采纳eg1.10的设 计要求。关于高速档齿轮来说，降低噪声是首选 目标，所以

18、其eg 一定设计的小一些。2控制摩擦力的噪声指标|? RF从主动齿轮的节圆到其啮合初步圆的这段齿形 弧段称为进弧区，从节圆到其齿顶这段齿形称为 退弧区，齿轮在啮合过程中齿面有摩擦力，当齿 面接触由进弧区移到退弧区时，摩擦力方向在B = 2 P 2 maxdb2 tgt ”RF _2P -db1 tg -1maxb1t尹=LjD 2db2I 2节圆处发生突变， 从而以致轮齿发生振动而产生 噪声。假如进弧区越大，齿面压力的增添幅度也 越大，那么噪声就越大，而在退弧区状况正好相 反，所以工作比较安稳，噪声较小。齿面啮合从 进弧区到退弧区的瞬时， 摩擦力的突变量是它自 己的两倍，所以产生的噪声较大。所

19、以在汽车变 速箱的齿轮设计中， 采纳退弧区大于进弧区的设 计方法可以获取较小的啮合噪声， 由此获取了控 制摩擦力的噪声指标RF，其公式以下： 式中：，max齿顶的齿形曲率半径；在现代变速箱的设计中，为了达到优异的低 噪声性能，各档齿轮的控制摩擦力的噪声指标一般 都要小于，特别当RF小于0.9时，降低噪声的成 效比较明显。所以在设计过程中可以经过改变齿 顶高系数和变位系数，来减小从动齿轮的 外径和增大主动齿轮的外径，以使RF减小。在降 噪设计过程中一定同时控制eg和RF两个噪 声指标，使它们同时小于，这样才能从整体上获 取较小的噪声性能。3 控制重合度来降低噪声：齿轮副的重合度越大， 则动载荷越

20、小、 啮合噪声越低、强度也越高，特别是端面重合度等于 2.0 时，啮合噪声最低，噪声级数将急剧地减小。因为 齿轮传动时的总载荷是沿齿面接触线平均地分布，所以在啮合过程中，跟着接触线的变化， 齿面受力状况也不停地发生变化， 当接触线最长 时齿面接触线单位长度载荷最小， 当接触线最短 时接触线单位长度载荷最大。 明显单位载荷变化 大而快时简单产生振动，引起噪声，特别是齿面 接触线最长的那一对轮齿尤甚。 关于齿轮重合度 的解析有以下定义：定义：斜齿轮端面重合度P二K1+KP ；斜齿轮轴向重合度F=K2+KF ；斜齿轮总重合度二P+F ； e 式中：K1p的整数值； &KPP的小数值；K2F的整数值；

21、KFF的z小数值；在设计斜齿轮的重合度时，应满足以下几条设计 准则：尽可能地使P或F凑近于整数，以获取最小的 噪声，只要KP 0或KF 0 一项建马上可。防范采纳 KP=KF=0.5 的重合度系数，因为这 时齿面载荷变化太快，齿轮啮合噪声最大。当 KP=KF 时，齿轮副的噪声也比较大。总重合度系数为整数的齿轮噪声不必定小，特 别是KP或KF在0.3至0.7的范围内噪声较大, 越凑近0.5噪声越大。尽可能采纳大的端面重合度P,因为P对噪声 的影响要比F大得多，关于汽车变速箱的高速 档齿轮来说，要采纳，以获取较小的噪声，而 对低速档齿轮来说，也要尽可能地采纳大的P 值，以降低噪声。应当采纳大的总重

22、合度系数以减小接触线长度 变化时惹起齿面载荷变化的幅度， 最好使变速 箱低档齿轮的2，高档齿轮的3。4 采纳小模数和小压力角来降低噪声： 在变速箱中心距同样的条件下，减少齿轮模数，可增添其齿数，使得齿根变薄，轮齿刚度减 小，受力变形变大，汲取冲击振动的能力增大， 从而可增添齿轮重合度和减少齿轮噪声。减小压力角能增添齿轮重合度， 减小轮齿的刚度并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷， 所 有这些都对降低噪声有益。分度圆法向压力角-： n=20的标准齿制对汽车齿轮来说，不是最正确 的齿轮，试验资料表示n =15的噪声要比20的小 一些，所以汽车变速箱的高速档齿轮的n取.(X15，以减少噪声，而低速档

23、齿轮取较大的压力 角，以增添强度。5降低噪声方法小结：降低齿轮噪声，在设计方面主要有以下几种措施：最重要的是米纳细高齿制；采纳小模数、小压力角和大螺旋角；在保证强度的基础上，尽可能采纳大的重合度，最好；_采纳噪声指标cg和RF来选定变位系数；斜 齿轮的重合度P和F要有一项凑近于整数。防范 KP=KF=0.5 ；变速箱齿轮强度的计算方法：齿轮强度计算方法归纳：目前，在国际上齿轮强度的计算方法有数十种，此中较有影响的齿轮强度计算方法大体有 以下几种：国际标准化组织 ( International Organization for St andardiza tion简称 ISO )计算法；称 DIN

24、 ) 计算法；美 国 齿 轮 厂 商 协 会 ( American Gear Manufacturers Associatio，n 简称 AGMA ) 计算法；日 本 齿 轮 工 业 协 会 ( Japan Gear Manufacturers Associatio，n 简称 JGMA ) 计算法；英 国标准 (Brit ish St andard简称 BS )计算 法；苏联国家标准计算法；尼曼计算法；彼德罗谢维奇计算法；库德略夫采夫计算法；上述各种齿轮强度计算方法的基本理论都是 同样的，并且都是计算齿面的接触应力和齿根的 曲折应力，但它们对所考虑的影响齿轮强度的 要素不尽同样。建国以来直至七

25、十年月中期， 我国的齿轮强 度计算向来都沿用苏联四十年月的方法， 此方法 因为所考虑的要素不全面，计算精度较差，所以 逐渐被裁减，目前，我国已参加了国际标准化组 织，并参照 ISO 的齿轮强度计算标准拟定了我国 的渐开线圆柱齿轮承载能力计算的国家标准 ( GB3480-83 ) 。齿轮计算载荷的确定在齿轮强度计算中占 据至关重要的地位， 而影响轮齿载荷的要素却有 很多，也比较复杂，目前在国际上的各种齿轮强 度计算方法的主要差异， 就是对载荷影响要素的 计算方法的不一样， 我国的国家标准局所发布的渐 开线圆柱齿轮承载能力计算方法是参照国际标 准化组织的计算方法所拟定的， 该方法比较全面 地考虑了

26、影响齿轮承载能力的各种要素， 现已成 为目前最精确的、综合的齿轮强度计算方法。影响轮齿载荷的各种要素大体可归纳为四个方面 分别用四个系数来修正名义载荷，这四个系数分别 为使用系数 KA 、动载系数 Kv 、齿向载荷分布系 数K、齿间载荷分配系数K。各种齿轮强度计算方法所采纳的动载系数 Kv 在 形式上有很大的差异，考虑的要素也不同样，所以数值差异较大，有的考虑冲击，有的考虑振动 有的用实验测定 Kv 值，计算方法也有简有繁，比 方美国 AGMA 、日本 JGMA 和德国 DIN 等的 Kv 值主要依据速度和齿轮精度确立，而国际标准化组 织 ISO 则按振动理论及动载实验来确立 Kv 值，所 以

27、比较合理。各种齿轮强度计算方法所采纳的齿向载荷分布 系数K匚的计算方法各不同样，苏联和国际标准 化组织的齿轮承载能力计算方法考虑得比较全面，包含了较详尽的影响要素， 但计算也较复杂, 而美国AGMA标准受骗算虽较简单，但对影响载 荷分布的要素考虑较少，数值也过于大概。4各种齿轮强度计算方法所米纳的齿间载荷分配 系数K的详尽办理上有很大的差异，苏联对K a 取值较为简单，以为直齿轮在节点啮合时，不存在 载荷分配问题， 斜齿和人字齿轮则考虑轮齿精度 对齿间载荷分配的影响，而美国 AGMA 标准 中，尽管齿间载荷分配系数的表现形式不一样， 但基本看法与 ISO 相似，日本 JGMA 标准是参照ISO

28、 与德国 DIN 标准，并联合其详尽状况作某些 更正后拟定的，国际标准化组织 ISO 和我国国标 GB 的计算标准中，对齿间载荷分配关系解析得 较细，考虑也较全面，比较凑近实质。因为汽车变速箱的工作特征，使得轮齿的载荷是 颠簸的，关于这类不稳固载荷的状况， ISO 计算 方法用曼耐尔(Miner)的疲惫损害积累假说，将这 类不稳固载荷转变成稳固载荷， 找出与转变稳固 载荷相应的当量循环次数， 这样就使计算过程更 凑近于实质。从以上四点可看出国际标准化组织 ISO 的齿轮 强度计算方法是一种比较合理、精确的方法，所以 在本论文中齿轮的设计计算采纳此种方法。为使齿轮能在预约的使用寿命内正常工作，

29、应保证齿面拥有必定的抗点蚀能力 接触疲惫强度。 影响接触疲惫强度的要素很多， 如接触应力、齿 面滑动速度、 齿面润滑状态以及资料的性能和热 办理等，依据赫兹导出的两弹性圆柱体接触表面最 大接触应力的计算公式， 可得齿轮齿面接触时的应力公式， 用其算出齿轮接触 应力值，校核该值一定小于其许用应力。齿轮在传达动力时， 轮齿处于悬臂状态， 在 齿根产生曲折应力和其他应力， 并有较大的应力 会合，为使齿轮在预约的寿命期内不发生断齿事故 一定使齿根的最大应力小于其许用应力。采用30切线法确立齿根危险截面地点，取危险截面 上界点，只取曲折应力一项，按受拉侧的最大应 力建立起名义曲折应力计算公式， 再用相应

30、的系 数进行修正，获取计算齿根的曲折应力公式。形状为平截面，按所有载荷作用在单对齿啮合区形状为平截面，按所有载荷作用在单对齿啮合区ISO 齿轮强度计算方法：平时变速箱齿轮损坏有三种形式：轮齿折断、 齿面点蚀、齿面胶合。齿轮在啮合过程中， 轮齿表面将承受会合载 荷的作用。轮齿相当于悬臂梁，根部曲折应力很 大，过渡圆角处又有应力会合，故轮齿根部很简 单发生断裂。折断有两种状况：一是轮齿受足够 大的忽然载荷冲击作用以致发生断裂； 二是受多 次重复载荷的作用， 齿根受拉面的最大应力区出 现疲惫裂缝，裂缝逐渐扩展到必定深度，轮齿忽 然折断。变速箱齿轮折断多数是疲惫损坏。齿面点蚀是闭式齿轮传动常出现的一种

31、损坏 形式。因闭式齿轮传动的齿轮在润滑油中工作， 齿面长久遇到脉动的接触应力作用，会逐渐产生 大批与齿面成尖角的小裂缝。 而裂缝中充满了润 滑油，啮合时因为齿面相互挤压，裂缝中油压高 升，使裂缝连续扩展，最后以致齿面表层一块块 剥落，齿面出现大批扇形小麻点，此即齿面点蚀。 理论上凑近节圆的根部齿面处要较凑近节圆顶部 齿面处点蚀更严重；相互啮合的齿轮副中，主动 的小齿轮点蚀较严重。在变速箱齿轮中，齿面胶核损坏的状况不多， 故一般设计计算不必校核齿面胶合的状况。本论文中，关于齿轮强度计算的方法， 是采纳 国标GB3480 83(参照ISO)编制的汽车变速箱圆 柱齿轮强度计算方法。有关计算公式以下所

32、示：1 齿面接触强度计算：1). 齿面接触强度计算中各参数的确定及公式：.端面分度圆切向力Ft ； Ft = 2000 M / d式中： d 齿分度圆直径；M 该齿轮传达的名义扭矩，可由发动机最大扭矩换算到此齿轮上， Nm 。.接触强度计算的使用系数KA ；对轿车，各档齿轮均取 K A 。A.动载系数 K V ； KV = N Bp +CV2 Bf +CV3Bk )式中： N 临界转速比， N = n1 /nE1 ；n1 主动齿轮转速， r/min；nE1 主动齿轮临界转速， nE1 = 30000(Cr / md)/ (兀 Z r/minCr 轮齿啮合刚度，Cr = (0.75 +0.25)

33、 C ， N/mm m ；IC 单对齿刚度，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分别为主动齿轮和从动齿轮的当量齿数,Zv1 = Z / co3s， Zv2=Z2 / co的变位系数；s=Z2 / co的变位系数；s a端面重合度；mred-引诱质里，kg / mm； mred -（如/弗）2（d12/Q）/ & dmi = （d 叫）/ 2da1主动齿轮顶圆直径，mm ；df1-主动齿轮根圆直径，mm ；Q单位齿宽柔度，mm卜m

34、/N ；Q=(l+l/u2)/,假设齿轮是实心分别为主动齿轮和从动齿轮7L9X 1、X2齿轮；Cv1钢材密度，=7.8 106kg/mm 3 ；-从动齿轮与主动齿轮齿数之比；考虑基节偏差对K的影响系数,vCv1 ；C v2考虑齿形偏差对Kv的影响系数，5=0.57/( -0. 3)Cv3考虑啮合刚度周期变化对Kv的影响系数，Cv3=0.096/( -1.56；Bp、Bf、Bk分别为考虑基节偏差、 齿形偏差和轮齿修缘对动载影 响的无量纲参数，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大齿轮基节极限偏差，ff齿形公差，m ；.1 时，Kh.接触强度计算的齿向载荷分布系数 当.1 时，Khm(叮/ Wm(叮当2W/ (F C) 0.5 时，齢二 10.兀m0.兀C /Wy m式中：W m单位齿宽最大载荷，N/mm 2；m = FtKAKv/ BF .y跑合后的啮合齿向偏差，085 血 f ho + F JF齿向公差，；,赔偿系数，一般状况，T ；f h o单位载荷作用下(Wm = 1N/mm) 的相对变形，m mm /N，可按以下公式计算：斜 齿轮)sfh O = (36 r + 5) -?0r主动齿轮构造尺寸系数，r

36、= 1 + k Ls/ d2 (B/d)2 ；L轴承跨距，mm ；s齿轮距轴中跨处距离，mm ； ks齿轮距轴中跨处距离，mm ； k系数，一般取；(e).接触强度计算的齿间载荷分配系数 当十2时，Kh广崇09y ) B 4 3；a当2( l)/0 5C& 7z y此中，K.；+ 0.4 C pb(f 2 时，Kh(f y)b4hf a二 F KA K 监 t A v H /( Z 2)，则取若kJ 1则取kh =1 式中：一一端面重合度；=0=075pbf ；Z接触强度计算的重合度系数；.节点地域系数ZH ； Zi = 2 cps cost /(cos2 tsin t )式中：t端面分度圆压

37、力角,tgT】(t gn/cos )COSab=a nCOSab=一一端面啮合角；(g).接触强度计算的重合度系数 对斜齿轮：当a,1 时,Z 一一端面啮合角；(g).接触强度计算的重合度系数 对斜齿轮：当a, 0.75 时，取 Y _;轿车一档齿轮取时，按，II9V.=1计算；当,.使用系数KA 其他各档齿轮取K A ；.动载系数Kv ；取值同齿轮接触强度计算的 动载系数Kv ；.齿向载荷分配系数kfOf ；，取 Kf =Kh ；若 Kf .则 Kf =.aaa aa若 Kf 1，则 kf = 1； 式中：Y重合度系数，/ ；aKa/ ( Y)；.相对齿根圆角敏感系数Y re1T ；relT

38、2Y relT1 0.9434 + 0.02311 (1 + 21 h ； YrelT20 9434 + 0.02311 (1 + 2s2& ；.寿命系数YNT ；轿车各档齿轮均取Ynt相对齿根表面状况系数Y RrelT ； YRreiT - 1.674 - 0.529 (RZ + 1)齿根表面微观不平度十点高度RZ齿根表面微观不平度十点高度RZ值;j).试验齿轮曲折疲惫极限上限及下限FLimax匚 Flimin ，可取 FLimax=520 N/mm2j).试验齿轮曲折疲惫极限上限及下限FLimax匚 Flimin ，可取 FLimax=520 N/mm2,N/mm 2 ；(l).曲折强度最

39、小安全系数Sfmin；皿min=310；取 Sfmin(2).计算齿根应力，单位为N/mm 2 :kv kfkf / (b nmramm ；.F= FtYFYSY 式中：mncFK A Kv “F p A v Fl 齿轮法面模数,(3).计算许用齿根应力上限FP血 及下限FPmin，单 位为N/mm 2 :Y y y V/ s匚 Fpmax匚 FLimmaxSTNT.relTRrelT fmiY Y Y Y / s匚 Fpmin匚 FLimminSTNT.relTRrelT fmiminmin4).强度条件：计算的齿根应力,F应在许用齿根应力上下 限之间。若高于上限，则曲折强度不够；若低于 下

40、限，则过于安全。当在FPmax与二FPmin之间时,是凑近上限或凑近下限，表示强度贮备不一样。 为了便于对计算结果比较，利用强度系数看法, 强度系数用下式计算：STP = (STP = ( FPmax；F)/(FPmaxcFPmin)；stp值应在01之间，凑近于 1，说明强度贮备大；凑近于 0，说明 强度贮备小；若大于 1，说明强度过安全；若小于 0 ，则强度不够，需重新设计或作改进。要提升轮齿曲折强度，可采纳以下措施：增 大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过分圆角半径； 采纳长齿齿轮传动，提升重合度，使同时啮合的 轮齿对数增加； 使齿面及齿根部过渡圆角处尽 量圆滑；提升资料的许用应力，如采纳优良钢材变速箱齿轮的优化设计：1 数学模型：设计变量：模数、齿数、压力角、齿宽、螺旋角、变位系数、中心距；拘束条件：基本参数拘束：模数系数限制、 齿宽系数限制、螺旋角限制、压力角限制、齿 数限制；啮合质量拘束：齿顶宽容制、重合度限制、压强比限制、滑动比限制、主动轮根切限 制、被动轮根切限制；强度拘束：接触强度限制、曲折 强度限制；目标函数：一档齿轮：以中心距最小为目标； 二、三、四、五