變速器齒輪設(shè)計(jì)

《變速器齒輪設(shè)計(jì)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《變速器齒輪設(shè)計(jì)（49頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 變速器齒輪設(shè)計(jì) 產(chǎn)品開發(fā)中心 2008.10.18 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 2 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 目錄 一、一、 概述概述 二、二、 中間軸式變速器的特點(diǎn)中間軸式變速器的特點(diǎn) 三三 、 變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇 四、四、 直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算 五、五、 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算 六、六、 GJTGJT使用的齒輪使用的齒輪CAECAE分析

2、工具分析工具 七、七、 GJTGJT齒輪開發(fā)流程齒輪開發(fā)流程 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 3 一 概述 變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。 變速器的基本設(shè)計(jì)要求： 1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。 3）設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7

3、）變速器應(yīng)有高的工作效率。 8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 4 二、中間軸式變速器的特點(diǎn)二、中間軸式變速器的特點(diǎn) 中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是：(1)設(shè)有直接擋； (2)一擋有較大的傳動(dòng)比； (3)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)； (4) 除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋； (5)除直接擋以外，其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。 圖1中的

4、中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別為圖1a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋，圖1c所示傳動(dòng)方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。 圖1 中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 5 圖2為中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 。圖2a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2b、c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在副箱體內(nèi)，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲

5、。 圖2 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 凡采有常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 6 圖3為中間軸式六擋變速器傳動(dòng)方案。圖3a所示方案中的一擋、倒擋和圖3b所示方案中的倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。 常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 圖3 中間軸式六擋變速器傳動(dòng)方案 變速器齒輪設(shè)

6、計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 7 圖4為常見的倒擋布置方案。圖4b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖4c方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖4d方案對4c的缺點(diǎn)做了修改。圖4e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。 圖4 倒擋布置方案 為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動(dòng)采用圖4g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 變

7、速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 8 三、變速器主要參數(shù)的選擇三、變速器主要參數(shù)的選擇 增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。 在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。 擋數(shù)選擇的要求： 相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 目前，轎車一般用45個(gè)擋位變速器， 貨車變速器采用45個(gè)

8、擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。 齒輪形式：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。 兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒。 1、齒輪形式 2、檔數(shù) 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 9 3、傳動(dòng)比范圍 變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。 傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。 目前轎車的傳動(dòng)比范圍在34之間，

9、輕型貨車在56之間，其它貨車則更大。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 10 4、中心距A 對中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。 中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。 初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 31max geAiTKA式中，KA為中心距系數(shù)，轎車：KA=8.99.3，貨車：KA=8.69.6，多擋變速器：K

10、A=9.511.0。 轎車變速器的中心距在6580mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 11 5、齒輪參數(shù) 1模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； 4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些； 對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大

11、些。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下： 微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 12 2壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。 對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以普遍

12、采用的壓力角為20。 3螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 13 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對齒輪

13、產(chǎn)生軸向力平衡。 根據(jù)圖5可知，欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： Fa1=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2 由于，為使兩軸向力平衡，必須滿足 式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 圖5 中間軸軸向力的平衡 2121tantanrr斜齒輪螺旋角選用范圍： 轎車變速器： 兩軸式為2025 中間軸式為2234 貨車變速器：1826 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights res

14、erved 14 4齒寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。 選用較大的齒寬，工作時(shí)會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b： 直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 斜齒：b=Kcmn，K c取為6.0 8.5 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（24）m m。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)

15、力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 15 5齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因：1）配湊中心距；2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合

16、及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 16 6、各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速

17、器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面以圖6所示四擋變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。 1確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動(dòng)比 （3-1） 如果z7和 z8的齒數(shù)確定了，則z2與 z1的傳動(dòng)比可求出。為了求z7、 z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh （3-2） 計(jì)算后取zh為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。 圖6 四擋變速器傳動(dòng)方案 81721zzzzi nhhmAZmAZcos22斜齒直齒轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數(shù)z8可在1517之間選?。回涇噝8可在1217之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用z7=zh-z8計(jì)算求得。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo

18、Zuirun; all rights reserved 17 2對中心距A進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 3確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 由式（3-1）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 （3-3） 常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即 （3-4） 解方程式（3-3）和式（3-4）求z1與z2，求出的z1、z2都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一擋傳動(dòng)比與原傳動(dòng)比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3-4）算出精確的螺旋角值。 78112ZZi

19、ZZcos2)(21zzmAn變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 18 4確定其它各擋的齒數(shù) 若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時(shí)，則得 （3-5） 解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計(jì)算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。 （3-6） 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時(shí)，由式（3-5）得 （3-7） （3-8） 61522zzzzi2)(65zzmA21265zzizz665cos2)(zzmAn)1(tantan6521262zzzzz此外，從抵消或減少中間軸上

20、的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式 （3-9） 聯(lián)解上述三個(gè)方程式，可求出z5、z6和 三個(gè)參數(shù)。但解此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法 。 其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 19 5確定倒擋齒輪齒數(shù) 圖6中倒擋齒輪z10的齒數(shù)，一般在2123之間，初選z10后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距A 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應(yīng)為 （3-10） 根據(jù)求得的De9 ，再選擇適當(dāng)?shù)?/p>

21、齒數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計(jì)算倒擋軸與第二軸的中心距。 )(21108zzmAADDee25. 02981289eeDAD變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 0.5mm以上的間隙 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 20 四、 直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算 （一）、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算（一）、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 111222121HEHEEbFwz1、基本公式 赫茲公式： 當(dāng)半徑為1、2的兩圓柱體接觸并承載時(shí)，理論上為線接觸，實(shí)際上為面接觸（彈性變形）。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 主要強(qiáng)度校核標(biāo)準(zhǔn)： G

22、B ISO JIS AGMA DIN GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 21 泊松比 zE彈性系數(shù) 21111綜合曲率半徑 222121111EEzE從 wzEH知：H 節(jié)點(diǎn)C處并非最小值。 2、齒面接觸強(qiáng)度的基本假定 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 22 1）節(jié)點(diǎn)處一般僅一對齒嚙合，承載較大。 2）點(diǎn)蝕往往在節(jié)線附近的齒根表面出現(xiàn)。 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算通常以節(jié)點(diǎn)為計(jì)算點(diǎn)。 一對齒輪在節(jié)點(diǎn)接觸 一對N1、N2為心，1 = N1C 、2 =

23、N2C 為半徑的兩圓柱體在節(jié)點(diǎn)處的接觸。 但： wZEH？ ZE彈性系數(shù) 綜合曲率半徑 w單位接觸線上的計(jì)算載荷 3、公式推導(dǎo) 1）單位接觸線載荷 w=Fnc/L 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 23 總計(jì)算載荷： cos2cos11dKTKFKFFtnnc接觸線總長L： 2ZbL 重合度系數(shù)： 34Z端面重合度 ( P217 式12.6) Z L w cos2121bdZKTw變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserv

24、ed 24 21111內(nèi)外2）綜合曲率半徑 O1 O2 N1 N2 C d1 d2 2 1 sin211dsin222d sin)(2121122112dddd代入上式： uud1tancos211于是： tancos21cos21211duubzdKTZEHuubdKTZZE12tancos22112將 coscos11dduzzdddd1212121212211HHEuubdKTZZZ校核式 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 25 ZH：節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，考慮節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對H的影響。 1dbd令：

25、齒寬系數(shù) 代入上式，得： 321112HHEdZZZuuKTd設(shè)計(jì)式 4、說明： 1）齒輪傳動(dòng)的H主要取決于齒輪的直徑d（或中心距a） 對標(biāo)準(zhǔn)直齒輪傳動(dòng)：ZH=2.5 2）上面公式適合標(biāo)準(zhǔn)和變位齒輪傳動(dòng)（ZH考慮了節(jié)圓參數(shù)） 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 26 4) 公式中各參數(shù)的單位：T1Nmm，b、d1mm， H、HMPa 5）d齒寬系數(shù)： 1/dbd1dbd承載一定：b d1一定： ，v ，Kv d1 a d b ，H d b ，H 但db ，易承載不均，K 應(yīng)合理選用d 保證有效齒寬b：b

26、1b2，b=？ 3） H1= H2 強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，取H=min(H1 ， H2)。 一對齒輪必然有： 但：材料、熱處理不同 H1 H2 b1=b2+(510)mm，b=b2 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 27 6）許用接觸應(yīng)力H minlimHNHHSZlimH失效概率為1%時(shí)，接觸疲勞極限 同一“HB”,Hlim ME：材料、熱處理高要求 MQ：中等要求 ML：低要求 SHmin最小安全系數(shù) ZN接觸壽命系數(shù) 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun;

27、all rights reserved 28 穩(wěn)定載荷時(shí)： hLntN60齒輪每轉(zhuǎn)一周，同側(cè)齒面嚙合次數(shù) n齒輪轉(zhuǎn)速 r/min th齒輪設(shè)計(jì)壽命（h），工作時(shí)間 不穩(wěn)定的變載荷時(shí)：（指規(guī)律性穩(wěn)定變載荷，已知載荷譜） mniihiivTTtnNN1max60Nv當(dāng)量循環(huán)次數(shù) ni，thi，Ti第i個(gè)循環(huán)中的n，th，T Tmax較長期作用的最大轉(zhuǎn)矩 m指數(shù) 1 2 3 (主動(dòng)) 1=1 2=1 3=1 1 2 3 (主動(dòng)) 1=1 2=2 3=1 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 29 7）分度圓直徑

28、d1的初步計(jì)算 對于校核計(jì)算： b、d1、ZH、Z、Kv、KH、KH已知很容易 對于設(shè)計(jì)計(jì)算：b、d1未知 KH（b、d1）、 Kv（v、精度）、 Z()未知無法應(yīng)用設(shè)計(jì)式計(jì)算 簡化為用下式初算（校核）： 3211uuTAdHddaEMPZ8.189（鋼制） 5. 2HZ22. 1K， （標(biāo)準(zhǔn)） 1Z) 1(該式對直、斜齒輪均適用。 lim9. 0HH，Ad：查表 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 30 FlbcFnFncosFs+_FnsinF危險(xiǎn)截面（二）、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算（二）、齒根彎曲疲勞

29、強(qiáng)度計(jì)算 1）輪齒為懸臂梁（長l，寬b） 2）載荷由一對輪齒負(fù)擔(dān) （實(shí)際上1，多對齒嚙合， 用重合度系數(shù)Y考慮其影響） 3）載荷作用于齒頂（最危險(xiǎn)情況） 危險(xiǎn)截面：齒根（30切線法） Fn FnFcos：使齒根受彎彎曲應(yīng)力b 受剪切應(yīng)力 FnFsin：使齒根受壓壓應(yīng)力c cb，認(rèn)為 bF其它應(yīng)力在應(yīng)力修正系數(shù)Ysa中考慮 2、公式推導(dǎo) FbFWM1、基本假定 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 31 coscos2coscoscos11FFtFnldTlFlFM計(jì)入K、Ysa、Y： （載荷系數(shù)、應(yīng)力修正

30、系數(shù)、重合度） YYlbsdKTYYKWMsaFsabFcoscos62211YYYmbdKTsaFa112FsaFatYYYbmKF1dbd11mzd 、 以 代入： 32112YYYzkTmsaFaFd設(shè)計(jì)式 標(biāo)準(zhǔn)化 YYmsmlmbdKTsaFcoscos62211FaY齒形系數(shù) 校核式 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 32 3、說明 1）齒形系數(shù)YFa YFa只取決于輪齒形狀（z，x），與m無關(guān)。 2）應(yīng)力修正系數(shù)Ysa： 考慮齒根應(yīng)力集中、其余應(yīng)力對F的影響。 ),( zxfYsa3）重合

31、度系數(shù)： 75. 025. 0Y4）齒數(shù)z1 主要失效：點(diǎn)蝕傳動(dòng)尺寸由H決定求出d1 m z 閉式軟齒面： ),( zxfYFax、 YFa z 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 33 d一定：z 平穩(wěn)性 滑動(dòng)系數(shù) mh da 、質(zhì)量 切削量 閉式硬齒面： 主要失效：輪齒折斷傳動(dòng)尺寸由F決定mzd 但z1根切， z117。 開式傳動(dòng)：尺寸決定于F，z1不宜過多。 一般要求z1、z2互為質(zhì)數(shù)？ 5）F： 單向受載： minlimFxNFFSYY 雙向受載： minlim7. 0FxNFFSYY 一般取z

32、1=2040 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 34 式中： Flim失效概率1%時(shí)，齒根彎曲疲勞極限 SFmin最小安全系數(shù) YN彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) Yx尺寸系數(shù) 4、討論 1） 21FaFaYY21sasaYY， 21FF 21FF 大、小齒輪彎曲強(qiáng)度不同。 故 校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)分別校核： 11FF22FF、 設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)取 111FsaFaYY111FsaFaYY、 中的大者。 2）m應(yīng)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值： 動(dòng)力傳動(dòng)m1.52mm 一般機(jī)械m=28mm 重型、礦山機(jī)械m8mm 開式傳動(dòng)：m開=（1.1

33、1.15）m計(jì) 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 35 3）計(jì)算方法： 閉式軟齒面：按接觸強(qiáng)度公式求出d1、b校核彎曲強(qiáng)度 閉式硬齒面：按彎曲強(qiáng)度求出m校核接觸強(qiáng)度 開式傳動(dòng)：只進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算，m10%20% 5、模數(shù)的初步計(jì)算： （Yx尺寸系數(shù)中含有mn） 設(shè)計(jì)時(shí)： 1Y=1、 K=1.22 3211saFaFdmnYYzTAm適用于直齒、斜齒 Am查表 6、提高齒輪強(qiáng)度措施 提高接觸強(qiáng)度： 1）d或a 2）適當(dāng)b（d） 3）采用正角度變位傳動(dòng)（xZH） 4）改善材料及熱處理（HB H） 5）適當(dāng)

34、齒輪精度 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 36 提高彎曲強(qiáng)度： 1）模數(shù)m 2）適當(dāng)提高b 3）選用較大的變位系數(shù)x 4）制造精度 三、靜強(qiáng)度計(jì)算三、靜強(qiáng)度計(jì)算 瞬時(shí)過載 低周循環(huán) 無嚴(yán)重過載時(shí)，一般不作此校核 5）材料及熱處理F 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 37 五、 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算 （一）、齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 1、計(jì)算基本公式 失效形式、計(jì)算準(zhǔn)則同直齒輪，仍用赫茲公式，按節(jié)點(diǎn)計(jì)算。 不同

35、之處：1）有，接觸線傾斜接觸強(qiáng)度，用Z考慮 2）接觸線長度隨嚙合位置而變化 3）+=， 比直齒輪大。 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 38 4）有二套參數(shù)：端面mt、t，法面：mn、n 加工時(shí)，沿齒槽方向進(jìn)刀，垂直于法面，故法面參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值。 cosntPP cosntmm 一對斜齒輪傳動(dòng)一對當(dāng)量直齒輪在節(jié)點(diǎn)接觸借用直齒輪 公式，代入法面參數(shù)。 2、公式推導(dǎo) 1）ZE同直齒輪 2） btbttncdKTKFFcoscos12coscos113） 121122112211111nnnnnnnnnnnn

36、ZLFZnncEH斜斜1min變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 39 斜齒圓柱齒輪法面曲率半徑 嚙合平面基圓柱Ptnbb端： ttdsin211ttdsin222法： btbtndcos2sincos111btbtndcos2sincos222ttddcoscos11uzzdddd121212代入 ttbttbnduuudu tancoscos21costan)1(cos21114）接觸線長度L 直齒輪： 2ZbL 斜齒輪：L是變化的 最小長度： bbZbbLcoscos2min)1(34Z變速器齒輪

37、設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 40 5）Z螺旋角系數(shù) cosZ代入公式： ZLFZnnEH斜斜1minuudbZdKTZZttbbbtE1tancoscos2coscoscos121211uubdKTZZZttbE12tancoscos2211212211HHEuubdKTZZZZ校核式 321112HHEdZZZZuuKTd設(shè)計(jì)式 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 41 （二）、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算（二）、齒根彎

38、曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 接觸線傾斜局部折斷 F計(jì)算復(fù)雜 辦法： 1）斜齒輪的當(dāng)量直齒輪 2）引入Y修正傾斜影響 211FsaFanFYYYYmbdKT校核式 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 42 參數(shù)選擇： 1）YFa、Ysa按 3coszzv2） vY75. 025. 0v當(dāng)量直齒輪端面重合度 1dbd111coszmzmdnt代入 32121cos2YYYYzKTmsaFaFdn設(shè)計(jì)式 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights rese

39、rved 43 3） min1201YY75. 025. 01minY1當(dāng) 時(shí)，按 1計(jì)算 當(dāng) 75. 0Y，取 75. 0Y討論： 接觸線長度，承載能力，傳動(dòng)平穩(wěn)性 Fa，軸承負(fù)荷 Fa，軸承設(shè)計(jì)復(fù)雜，支承尺寸 加工困難 斜齒輪優(yōu)點(diǎn)不能發(fā)揮 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 44 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 六、 GJT齒輪分析的CAE工具 Romax Designer介紹：介紹： 3D變速器設(shè)計(jì)和分析工具 高級專業(yè)軟件 用于下述項(xiàng)目的靜態(tài)分析 - 軸承的受力（殼體設(shè)計(jì)） - 軸承耐久性 - 軸的

40、受力 - 軸的彎矩 - 軸的偏轉(zhuǎn)和位移 - 軸的應(yīng)力 - 齒輪嚙合錯(cuò)位 - 齒輪耐久（齒根和齒面） - 變速箱抗扭剛度 用于下述項(xiàng)目的動(dòng)態(tài)分析 - 軸的特征模態(tài) - 軸的特征頻率 - 變速箱NVH動(dòng)態(tài)傳遞函數(shù) GJT目前使用Romaxdesigner軟件，模擬變速器使用工況，對變速器齒輪耐久性和NVH進(jìn)行分析，完成齒輪宏觀和微觀參數(shù)的優(yōu)化，滿足顧客對變速器耐久和NVH的需求。 強(qiáng)度校核標(biāo)準(zhǔn)：ISO GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 45 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)概念布置 齒輪幾何參數(shù)優(yōu)化 軸承詳細(xì)設(shè)計(jì) 軸疲勞分析 齒面修

41、形設(shè)計(jì) 概念設(shè)計(jì)概念設(shè)計(jì) 部件計(jì)算部件計(jì)算 系統(tǒng)分析系統(tǒng)分析 RomaxDesigner環(huán)境環(huán)境 系統(tǒng)建模 軸承強(qiáng)度預(yù)計(jì) 齒輪強(qiáng)度預(yù)計(jì) 軸強(qiáng)度預(yù)計(jì) 系統(tǒng)載荷譜計(jì)算 軸承可靠性 齒輪可靠性 系統(tǒng)變形分析 齒輪、軸承錯(cuò)位 軸系變形 齒輪傳動(dòng)誤差計(jì)算 Romax軟件提供了一套完整的用于汽車變速器的開發(fā)和分析全過程的解決方案，涵蓋了概念設(shè)計(jì)、零部件性能計(jì)算和系統(tǒng)分析等多層次的分析內(nèi)容 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 46 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) Romax軟件設(shè)計(jì)流程 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; al

42、l rights reserved 47 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 七、 GJT齒輪開發(fā)流程 目標(biāo)設(shè)定 （CRB/PDB規(guī)定） 變速器布置設(shè)計(jì) 齒輪設(shè)計(jì) （宏觀參數(shù)、應(yīng)力、重合度、滑移率等） 制造可行性分析和齒根優(yōu)化 齒輪設(shè)計(jì)ok？ 耐久性預(yù)測 （彎曲、接觸強(qiáng)度） CAE偏轉(zhuǎn)/變形 CAENVH計(jì)算 （TE計(jì)算） NVH和耐久性O(shè)K? AP樣件制造 NVH 測試（AP） DVP 試驗(yàn)（AP） 包括GSD 微觀幾何參數(shù)的固定 NVH和耐久性評價(jià)OK? 耐久性ok？ GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 48 變速器齒輪設(shè)計(jì)變速器齒輪設(shè)計(jì) 七、 GJT齒輪開發(fā)流程 CP樣件制造 NVH確認(rèn)試驗(yàn) （Vehicle ） DVP 試驗(yàn)（CP） （包括GSD） 試驗(yàn)OK? ESO PSW過程 包括制造測試、NVH測試 iJob1 Job1（vehicle） 工藝流程可行性分析 文件化和歸檔 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved Thanks!