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变速箱齿轮设计

类别:公司新闻   发布时间:2019-12-05 06:36   浏览:

  4.4 变速箱齿轮计划本事 4.4.1 变速箱齿轮的计划法例: 变速箱齿轮的计划法例: 因为汽车变速箱各档齿轮的使命状况是不类似的,因此按齿轮受力、转速、噪声请求等 状况,应当将它们分为高等使命区和低档使命区两大类。齿轮的变位系数、压力角、螺旋 变位系数、 变位系数 压力角、 角、模数和齿顶高系数等都应当按这两个使命区举办分歧的选拔。 模数和齿顶高系数 高等使命区:通俗是指三、四、五档齿轮,它们正在这个区内的使命特质是行车运用率 较高,由于它们是汽车的经济性档位。正在高等使命区内的齿轮转速都对比高,以是容易产 生较大的噪声,奇特是增速传动,不过它们的受力却很幼,强度应力值都对比低,因此强 度裕量较大,假使弱幼少许幼齿轮的强度,齿轮般配寿命也正在合用的局限内。以是,正在高 档使命区内齿轮的厉重计划请求是低浸噪声和保障其传动稳定 低浸噪声和保障其传动稳定,而强度只是第二位的成分。 低浸噪声和保障其传动稳定 低档使命区:通俗是指一、二、倒档齿轮,它们正在这个区内的使命特质是行车运用率 低,使命时期短,况且它们的转速对比低,以是因为转速而发生的噪声对比幼。不过它们 所传达的力矩却对比大,轮齿的应力值对比高。因此低档区齿轮的厉重计划请求是普及强 普及强 度,而低浸噪声却是次要的。 正在高等使命区,通过选用较幼的模数、较幼的压力角、较大的螺旋角、较幼的正角度 较幼的模数、较幼的压力角、较大的螺旋角、 较幼的模数 变位系数和较大的齿顶高系数 变位系数和较大的齿顶高系数。通过限度滑动比的噪声目标和限度摩擦力的噪声目标以及 数和较大的齿顶高系数 合理选用总重合度系数、合理分派端面重合度和轴向重合度,以满意今世变速箱的计划要 求,抵达低浸噪声、传动稳定的最佳成绩。而正在低档使命区,通过选用较大的模数、较大 较大的模数、 较大的模数 的压力角、较幼的螺旋角、较大的正角度变位系数和较幼的齿顶高系数,来增大低档齿轮 的压力角、 较幼的螺旋角、 较大的正角度变位系数和较幼的齿顶高系数 的弯曲强度,以满意汽车变速箱低档齿轮的低速大扭矩的强度请求。以下将简直论述何如 合理选拔这些计划参数。 4.4.2 1 变速箱各档齿轮根本参数的选拔: 变速箱各档齿轮根本参数的选拔: 合理选用模数: 合理选用模数: 模数是齿轮的一个厉重根本参数,模数越大,齿厚也就越大,齿轮的弯曲强度也越大, 它的承载技能也就越大。反之模数越幼,齿厚就会变薄,齿轮的弯曲强度也就越幼。看待 低速档的齿轮,因为转速低、扭矩大,齿轮的弯曲应力对比大,因此需选用较大的模数, 以保障其强度请求。而高速档齿轮,因为转速高、扭矩幼,齿轮的弯曲应力对比幼,因此 正在保障齿轮弯曲强度的条件下,通常选用较幼的模数,如许就可能扩充齿轮的齿数,以得 到较大的重合度,从而抵达低浸噪声的目标。 正在今世变速箱计划中,各档齿轮模数的选拔是分歧的。比如,某变速箱一档齿轮到五档 齿轮的模数不同是:3.5;3;2.75;2.5;2;从而蜕变了过去模数类似或模数拉不开的情状。 合理选用压力角: 2 合理选用压力角: 当一个齿轮的模数和齿数确定了,齿轮的分度圆直径也就确定了,而齿轮的渐开线齿形 取决于基圆的巨细,基圆巨细又受到压力角的影响。看待统一分度圆的齿轮而言,若其分 度圆压力角分歧,基圆也就分歧。分度圆类似时压力角越大,基圆直径就越幼,渐开线就 越弯曲,轮齿的齿根就会变厚,齿面曲率半径增大,从而可能普及轮齿的弯曲强度和接触 强度。当减幼压力角时,基圆直径就会变大,齿形渐开线就会变的平直少许,齿根变薄, 齿面的曲率半径变幼,从而使得轮齿的弯曲强度和接触强度均会降低,不过跟着压力角的 减幼,可扩充齿轮的重合度,减幼轮齿的刚度,而且可能减幼进入和退出啮应时的动载荷, 全面这些都有利于低浸噪声。以是,看待低速档齿轮,常采用较大的压力角,以满意其强 度请求;而高速档齿轮常采用较幼的压力角,以满意其低浸噪声的请求。 比如: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 5.341;当压力 角为 25 度时,基圆齿厚为 6.716;其基圆齿厚扩充了 25%把握,因此增大压力角可能扩充 其弯曲强度。 3 合理选用螺旋角: 合理选用螺旋角: 与直齿轮比拟,斜齿轮拥有传动稳定,重合度大,膺惩幼和噪声幼等益处。现正在的变速 箱因为带同步器,换档时不再直接搬动一个齿轮与另一个齿轮啮合,而是全面的齿轮都相 啮合,如许就给应用斜齿轮带来利便,以是带同步器的变速箱公共都应用斜齿轮。 因为斜齿轮的特质,肯定了通盘齿宽不是同时一齐进入啮合的,而是先由轮齿的一端进 入啮合,跟着轮齿的传动,沿齿宽目标逐步进入啮合,直到一齐齿宽都进入啮合,因此斜 齿轮的现实啮合区域比直齿轮的大。当齿宽必定时,斜齿轮的重合度随螺旋角扩充而扩充。 承载技能也就越强,稳定性也就越好。从表面上讲,螺旋角越大越好,但螺旋角增大,会 使轴向分力也增大,从而使得传达效果低浸了。 正在今世变速箱的计划中,为了保障齿轮传动的稳定性、低噪声和少膺惩,全面齿轮都要 选拔较大的螺旋角,通常都正在 30°把握。看待高速档齿轮因为转速较高,请求稳定,少膺惩, 低噪声,以是采用幼模数,大螺旋角;而低速档齿轮则用较大模数,较幼螺旋角。 4 合理选用正角度变位: 合理选用正角度变位: 看待拥有优良润滑条目的硬齿面齿轮传动, 通常以为其厉重危害是正在轮回交变应力效力 下,齿根的劳累裂纹逐步扩张形成齿根断裂而失效。变速箱中齿轮失效恰是属于这一种。 为了避免轮齿折断,应尽量普及齿根弯曲强度,而操纵正变位,则可抵达这个目标。通常 状况下,变位系数越大,齿形系数值就越幼,轮齿上弯曲应力越幼,轮齿弯曲强度就越高。 正在硬齿面的齿轮传动中,齿面点蚀剥落也是失效出处之一。增大啮合角,可低浸齿面 间的接触应力和最大滑动率,能大大普及抗点蚀技能。而增大啮合角,则务必对一副齿轮 都实行正变位,如许既可普及齿面的接触强度,又可普及齿根的弯曲强度,从而抵达普及 齿轮的承载技能成绩。不过,看待斜齿轮传动,变位系数过大,又会使轮齿总的接触线长 度缩短,反而低浸其承载技能。同时,变位系数越大,因为齿顶圆要随之增大,其齿顶厚 度将会变幼,这会影响齿顶的强度。 以是正在今世变速箱的计划中,大大都齿轮均合理采用正角度变位,以最大范围表现其 益处。厉重有以下几个计划法例: 看待低速档齿轮副来说,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幼于被动齿轮的变位系数。 主动齿轮的变位系数随档位的升高而逐步减幼。这是由于低档区因为转速低、扭矩大, 齿轮强度请求高,以是需采用较大的变位系数。 各档齿轮的总变位系数都是正的(属于角变位删改) ,况且跟着档位的升高而逐步减幼。 总变位系数越幼, 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, 不过因为轮齿的刚度减幼, 易于摄取膺惩振动, 故可低浸噪声。 况且齿形重合度会扩充, 这使得单齿接受最大载荷时的效力点距齿根近,使得弯曲力矩减幼,相当于普及了齿根 强度,这对因为齿根减薄而消弱强度的成分有所抵消。因此总变位系数越大,则齿根强 度越高,但噪声则有能够增大。以是高速档齿轮要选拔较幼的总变位系数,而低速档齿 轮则务必选用较大的总变位系数。 5 普及齿顶高系数: 普及齿顶高系数: 齿顶高系数正在传动质地目标中,影响着重合度,正在斜齿轮中厉重影响端面重合度。由端 面重合度的公式可知,当齿数和啮合角必定时,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,传动也就越稳定。不过,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,从起码不根切齿数公式来看, 齿顶高系数越大,起码不根切齿数就会扩充,不然的话,就会发生根切。以是,正在保障不 根切和齿顶强度足够的状况下,增大齿顶高系数,看待扩充重合度是蓄意义的。 以是正在今世变速箱的计划中,各档齿轮的齿顶高系数都选拔较大的值,通常都大于 1.0, 称为细高齿,这对低浸噪声,扩充传动稳定性都有分明的成绩。看待低速档齿轮,为了保 证其拥有足够的齿根弯曲强度,通常选用较幼的齿顶高系数;而高速档齿轮,为了保障其 传动的稳定性和低噪声,通常选用较大的齿顶高系数。 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领悟齿轮设 计趋向。现实上各个参数之间是彼此影响、彼此牵扯的,正在选拔变速箱的参数时,既要考 虑它们的优弊端,又要切磋它们之间的互相闭连,从而以最大范围表现其所长,避免缺点, 改进变速箱的应用本能。 4.4.3 1 变速箱齿轮啮合质地目标的限度: 变速箱齿轮啮合质地目标的限度: 领悟齿顶宽: 领悟齿顶宽: 看待正变位齿轮,跟着变位系数的增大,齿顶高也增大,而齿顶会逐步变尖。当齿轮要 求举办表表淬火管束时,过尖的齿顶会使齿顶一齐淬透,从而使齿顶变脆,易于崩碎。对 于变位系数大,而齿数又少的幼齿轮,尤易发生这种表象。因此务必对齿轮举办齿顶变尖 的验算。看待汽车变速箱齿轮,通常引荐其齿顶宽不幼于(0.25-0.4)m。 2 领悟最幼侧隙: 领悟最幼侧隙: 为了保障齿轮传动的寻常使命,避免因使命温度升高而惹起卡死表象,保障轮齿寻常润 滑以及消亡非使命齿面之间的撞击。以是正在非使命齿面之间务必拥有最幼侧隙。假若安装 好的齿轮副中的侧隙幼于最幼侧隙,则会带来一系列上述的题目。奇特是看待低速档齿轮, 因为其处于低速重载的使命处境下,温度上升较速,因此务必留有足够的侧隙以保障润滑 防备卡死。 3 领悟重合度: 领悟重合度: 看待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。为了保障齿轮传动 的接连性、传动稳定性、省略噪声以及延伸齿轮寿命,各档齿轮的重合度务必大于允诺值。 看待汽车变速箱齿轮来说,正逐步趋势于高重合度化。更加看待高速档齿轮来说,务必选 择大的重合度,以保障汽车高速行驶的稳定性以及低浸噪声的请求。而看待低速档齿轮来 说,正在保障传动本能的条目下,妥当地减幼重合度,可使齿轮的齿宽和螺旋角减幼,如许 就可减轻重量,低浸本钱。 4 领悟滑动比: 领悟滑动比: 滑动比可用来默示轮齿齿廓各点的磨损水平。齿廓各点的滑动比是不类似的,齿轮正在节 点啮应时,滑动比等于零;齿根上的滑动比大于齿顶上的滑动比;而幼齿轮齿根上的滑动 比又大于大齿轮齿根上的滑动比,因此正在通俗状况下,只需验算幼齿轮齿根上的滑动比就 可能了。看待滑动比来说,越幼越好。高速档齿轮的滑动比通常比低速档齿轮的要幼,这 是由于高速档齿轮齿廓的磨损水平要比低速档齿轮的幼,由于高速档齿轮的转速高、运用 率大,因此务必保障其必定的抗磨本能以及减幼噪声的请求。 5 领悟压强比: 领悟压强比: 压强比是用来默示轮齿齿廓各点接触应力与正在节点处接触应力的比值。 其漫衍状况与滑 动比漫衍状况肖似,故通常也只需验算幼齿轮齿根上的压强比就可能了。看待变速箱齿轮 来说,压强比通常不得大于 1.4-1.7。高速档齿轮的压强比通常比低速档齿轮的要幼,这是 由于正在高速档齿轮传动中,为了省略振动和噪声,其齿廓上的接触应力漫衍应对比匀称。 4.4.4 低浸变速箱齿轮噪声的计划: 低浸变速箱齿轮噪声的计划: 鼓动机、变速箱和排气编造是汽车的三大厉重噪声源,因此,看待变速箱来说,低浸 它的噪声是竣工汽车低噪声化的厉重构成部门。惹起变速箱噪声的出处是多方面、错综复 杂的,此中齿轮啮合噪声是厉重方面,其次,如箱体轴轴承等也会惹起噪声,从表面领悟 和现实体会获得,普及变速箱零部件奇特是齿轮的加工精度是低浸噪声的有用步骤,但追 求高精度会形成本钱扩充、出产率降低等。以是要低浸变速箱的噪声,应当从优化计划齿 轮参数和普及齿轮精度等诸多途径启航,从而抵达本钱、安静等方面的归纳均衡。 从计划的角度启航,正在变速箱的计划阶段,对某些影响噪声的成分举办优化计划,即 可抵达低浸噪声的好处。以下是通过限度齿轮参数来抵达低浸噪声的成绩。 1 限度噪声目标来低浸噪声: 限度噪声目标来低浸噪声: 限度滑动比的噪声目标β (1) 限度滑动比的噪声目标βcg: 因为正在基圆左近的渐开线齿形的敏锐性绝顶高,曲率蜕变很大,齿面间的接触滑动比非 常大,以是正在基圆左近轮齿传达力时的蜕变较激烈,惹起轮齿的振动而发生较大的噪声, 况且齿面貌易磨损,因此正在齿轮计划时应使啮合开始圆尽能够远离基圆,正在此引荐啮合起 始圆与基圆的隔断应大于 0.2 的法向齿距,限度滑动比的噪声目标βcg 的公式如下: β cg d + 0.1t n = b ≤ 1.0 ; d fa = ? d b2 + 2 A sin α t ? D 2 ? d b 2 ? d fa ? ( ) 2 ?2 ; ? ? 1 t n = πm n 式中:db ? 基圆直径;db’ ? 相配齿轮的基圆直径;dfa ? 啮合开始圆直径; tn ? 法向齿距;A ? 齿轮中央距;D’ ? 相配齿轮的表径;αt ? 端面压力角; 正在今世变速箱的计划中,为了抵达优良的低噪声本能,各档齿轮的限度滑动比的噪声指 标通常都要幼于 1.0,而采用细高齿造来低浸噪声的计划计划,这时的噪声目标βcg 就有可 能大于 1.0,因此看待这种齿造的齿轮可采用βcg 1.10 的计划请求。看待高速档齿轮来说, 低浸噪声是首选宗旨,因此其βcg 务必计划的幼少许。 2 限度摩擦力的噪声目标β RF 限度摩擦力的噪声目标β 从主动齿轮的节圆到其啮合开始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,齿轮正在啮合历程中齿面有摩擦力,当齿面接触由进弧区移到退弧区时,摩 擦力目标正在节圆处产生突变,从而导致轮齿产生振动而发生噪声。假若进弧区越大,齿面 压力的扩充幅度也越大,那么噪声就越大,而正在退弧区状况正好相反,以是使命对比稳定, 噪声较幼。齿面啮合从进弧区到退弧区的刹时,摩擦力的突变量是它自己的两倍,因此产 生的噪声较大。以是正在汽车变速箱的齿轮计划中,采用退弧区大于进弧区的计划本事可能 得回较幼的啮合噪声,由此获得了限度摩擦力的噪声目标βRF,其公式如下: 2ρ ? d b 2 tgα t β RF = 2 max 1 .0 2 ρ1 max ? d b1tgα t 1 D 2 ? d b2 2 齿顶的齿形曲率半径; ρ max = 式中:ρmax ? 正在今世变速箱的计划中,为了抵达优良的低噪声本能,各档齿轮的限度摩擦力的噪声 目标通常都要幼于 1.0,更加当βRF 幼于 0.9 时,低浸噪声的成绩对比分明。以是正在计划过 程中可能通过蜕变齿顶高系数和变位系数,来减幼从动齿轮的表径和增大主动齿轮的表径, 以使βRF 减幼。正在降噪计划历程中务必同时限度βcg 和βRF 两个噪声目标,使它们同时幼于 1.0,如许才智从总体上得回较幼的噪声本能。 3 限度重合度来低浸噪声: 限度重合度来低浸噪声: 齿轮副的重合度越大,则动载荷越幼、啮合噪声越低、强度也越高,奇特是端面重合度 等于 2.0 时,啮合噪声最低,噪声级数将快速地减幼。因为齿轮传动时的总载荷是沿齿面接 触线匀称地漫衍,因此正在啮合历程中,跟着接触线的蜕变,齿面受力状况也不竭地产生变 化,当接触线最长时齿面接触线单元长度载荷最幼,当接触线最短时接触线单元长度载荷 最大。明显单元载荷蜕变大而速时容易发生振动,激励噪声,奇特是齿面接触线最长的那 一对轮齿尤甚。看待齿轮重合度的领悟有以下界说: 界说:斜齿轮端面重合度 εP = K1 + KP; 斜齿轮轴向重合度 εF = K2 + KF; 斜齿轮总重合度 式中:K1 K2 ? ? ε = εP + εF; εP 的幼数值; εF 的幼数值; εp 的整数值;KP ? εF 的整数值;KF ? 正在计划斜齿轮的重合度时,应满意以下几条计划法例: 尽能够地使εP 或εF 亲切于整数, 以得回最幼的噪声, 只须 KP≈0 或 KF≈0 一项树立地可。 避免采用 KP=KF=0.5 的重合度系数,由于这时齿面载荷蜕变太速,齿轮啮合噪声最大。 当 KP=KF 时,齿轮副的噪声也对比大。 总重合度系数ε为整数的齿轮噪声不必定幼,奇特是 KP 或 KF 正在 0.3 至 0.7 的局限内噪 声较大,越亲切 0.5 噪声越大。 尽能够采用大的端面重合度εP,由于εP 对噪声的影响要比εF 大得多,看待汽车变速箱 的高速档齿轮来说,要采用εP 1.8,以得回较幼的噪声,而对低速档齿轮来说,也要尽 能够地采用大的εP 值,以低浸噪声。 应当采用大的总重合度系数ε 以减幼接触线长度蜕变时惹起齿面载荷蜕变的幅度, 最好 使变速箱低档齿轮的ε2,高等齿轮的ε3。 4 采用幼模数和幼压力角来低浸噪声: 采用幼模数和幼压力角来低浸噪声: 正在变速箱中央距类似的条目下,省略齿轮模数,可扩充其齿数,使得齿根变薄,轮齿刚 度减幼,受力变形变大,摄取膺惩振动的技能增大,从而可扩充齿轮重合度和省略齿轮噪声。 减幼压力角能扩充齿轮重合度, 减幼轮齿的刚度而且可能减幼进入和退出啮应时的动载 荷,全面这些都对低浸噪声有利。分度圆法向压力角αn=20°的准则齿造对汽车齿轮来说, 不是最佳的齿轮,试验材料剖明αn=15°的噪声要比 20°的幼少许,以是汽车变速箱的高速档 齿轮的αn 取 15°,以省略噪声,而低速档齿轮取较大的压力角,以扩充强度。 5 低浸噪声本事幼结: 低浸噪声本事幼结: 低浸齿轮噪声,正在计划方面厉重有以下几种步骤: 最厉重的是采用细高齿造; 采用幼模数、幼压力角和大螺旋角; 正在保障强度的基本上,尽能够采用大的重合度,最好εP≥2.0; 采用噪声目标βcg 和βRF 来选定变位系数; 斜齿轮的重合度εP 和εF 要有一项亲切于整数。避免 KP=KF=0.5; 4.4.5 1 变速箱齿轮强度的推算本事: 变速箱齿轮强度的推算本事: 齿轮强度推算本事概述: 齿轮强度推算本事概述: 目前,正在国际上齿轮强度的推算本事罕见十种,此中较有影响的齿轮强度推算本事大致 有以下几种: (1) 国际准则化构造 ( International Organization for Standardization,简称 ISO ) 推算法; (2)德国工业准则 ( Deutsche Industrie Norm,简称 DIN ) 推算法; (3)美国齿轮厂商协会( American Gear Manufacturers Association,简称 AGMA )推算法; (4)日本齿轮工业协会 ( Japan Gear Manufacturers Association,简称 JGMA ) 推算法; (5)英国准则 ( British Standard,简称 BS ) 推算法; (6)苏联国度准则推算法; (7)尼曼推算法; (8)彼德罗谢维奇推算法; (9)库德略夫采夫推算法; 上述各样齿轮强度推算本事的根本表面都是类似的, 而且都是推算齿面的接触应力和 齿根的弯曲应力,但它们对所切磋的影响齿轮强度的成分不尽类似。 开国往后直至七十年代中期,我国的齿轮强度推算平素都沿用苏联四十年代的本事, 此本事因为所切磋的成分纷歧切,推算精度较差,因此逐步被落选,目前,我国已列入了 国际准则化构造,并参照 ISO 的齿轮强度推算准则拟定了我国的渐开线圆柱齿轮承载技能 推算的国度准则 ( GB3480-83 ) 。 齿轮推算载荷具体定正在齿轮强度推算中盘踞至闭厉重的身分, 而影响轮齿载荷的成分 却有良多,也对比繁杂,目前正在国际上的各样齿轮强度推算本事的厉重区别,便是对载荷 影响成分的推算本事的分歧,我国的国度准则局所公布的渐开线圆柱齿轮承载技能推算方 法是参照国际准则化构造的推算本事所拟定的,该本事对比一切地切磋了影响齿轮承载能 力的各样成分,现已成为目前最切确的、归纳的齿轮强度推算本事。 影响轮齿载荷的各样成分大致可概括为四个方面,不同用四个系数来删改表面载荷,这 四个系数不同为应用系数 KA、 动载系数 Kv、 齿向载荷漫衍系数 Kβ、 齿间载荷分派系数 Kα。 2 各样齿轮强度推算本事所采用的动载系数 Kv 正在花式上有很大的差异,切磋的成分也不相 同,因此数值差异较大,有的切磋膺惩,有的切磋振动,有的用试验测定 Kv 值,推算本事 也有简有繁,比如美国 AGMA、日本 JGMA 和德国 DIN 等的 Kv 值厉重遵照速率和齿轮精 度确定,而国际准则化构造 ISO 则按振动表面及动载试验来确定 Kv 值,因此对比合理。 3 各样齿轮强度推算本事所采用的齿向载荷漫衍系数 Kβ的推算本事各不类似,苏联和国际 准则化构造的齿轮承载技能推算本事切磋得对比一切,网罗了较详明的影响成分,但推算 也较繁杂,而美国 AGMA 准则入彀算虽较单纯,但对影响载荷漫衍的成分切磋较少,数值 也过于简陋。 4 各样齿轮强度推算本事所采用的齿间载荷分派系数 Kα的简直管束上有很大的差异,苏联 对 Kα取值较为单纯,以为直齿轮正在节点啮应时,不存正在载荷分派题目,斜齿和人字齿轮则 切磋轮齿精度对齿间载荷分派的影响,而美国 AGMA 准则中,尽量齿间载荷分派系数的表 现花式分歧,但根本主见与 ISO 肖似,日本 JGMA 准则是参考 ISO 与德国 DIN 准则,并结 合其简直状况作某些删改后拟定的, 国际准则化构造 ISO 和我国国标 GB 的推算准则中, 对 齿间载荷分派闭连领悟得较细,切磋也较一切,对比亲切现实。 使得轮齿的载荷是摇动的, 看待这种不服静载荷的状况, ISO 4 因为汽车变速箱的使命特征, 推算本事用曼耐尔(Miner)的劳累毁伤累积假说,将这种不服静载荷转化为平静载荷,寻找 与转化平静载荷相应确当量轮回次数,如许就使推算历程更亲切于现实。 从以上四点可看出国际准则化构造 ISO 的齿轮强度推算本事是一种对比合理、 切确的方 法,因此正在本论文中齿轮的计划推算采用此种本事。 为使齿轮能正在预订的应用寿命内寻常使命, 应保障齿面拥有必定的抗点蚀技能?接触疲 劳强度。影响接触劳累强度的成分良多,如接触应力、齿面滑动速率、齿面润滑状况以及 资料的本能和热管束等,遵照赫兹(H.R.Hertz)导出的两弹性圆柱体接触表表最大接触应力 的推算公式,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,校核该值务必 幼于其许用应力。 齿轮正在传达动力时,轮齿处于悬臂状况,正在齿根发生弯曲应力和其它应力,并有较大 的应力鸠合,为使齿轮正在预订的寿命期内不产生断齿事情,务必使齿根的最大应力幼于其 许用应力。采用 30°切线法确定齿根危害截面身分,取危害截面样子为平截面,按一齐载荷 效力正在单对齿啮合区上界点,只取弯曲应力一项,按受拉侧的最大应力筑设起表面弯曲应 力推算公式,再用相应的系数举办删改,获得推算齿根的弯曲应力公式。 4.4.6 ISO 齿轮强度推算本事: 齿轮强度推算本事: 齿轮正在啮合历程中,轮齿表表将接受鸠合载荷的效力。轮齿相当于悬臂梁,根部弯曲 应力很大,过渡圆角处又有应力鸠合,故轮齿根部很容易产生断裂。折断有两种状况:一 是轮齿受足够大的忽地载荷膺惩效力导致产生断裂;二是受多次反复载荷的效力,齿根受 拉面的最大应力区展现劳累破绽,破绽逐步扩展到必定深度,轮齿忽地折断。变速箱齿轮 通俗变速箱齿轮损坏有三种花式:轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合。 折断大都是劳累毁坏。 齿面点蚀是闭式齿轮传动常展现的一种损坏花式。因闭式齿轮传动的齿轮正在润滑油中 使命,齿面长远受到脉动的接触应力效力,会逐步发生洪量与齿面成尖角的幼破绽。而裂 缝中充满了润滑油,啮应时因为齿面彼此挤压,破绽中油压升高,使破绽延续扩展,末了 导致齿面表层一块块剥落,齿面展现洪量扇形幼麻点,此即齿面点蚀。表面上贴近节圆的 根部齿面处要较贴近节圆顶部齿面处点蚀更告急;彼此啮合的齿轮副中,主动的幼齿轮点 蚀较告急。 正在变速箱齿轮中, 齿面胶核损坏的状况不多, 故通常计划推算毋庸校核齿面胶合的状况。 本论文中,闭于齿轮强度推算的本事,是采用国标 GB3480—83(参照 ISO)编造的汽车 变速箱圆柱齿轮强度推算本事。相闭推算公式如下所示: 1 1). 齿面接触强度推算: 齿面接触强度推算: 齿面接触强度推算中各参数具体定及公式: 式中:d —— 齿分度圆直径; M —— 该齿轮传达的表面扭矩,可由鼓动机最大扭矩换算到此齿轮上,Nm。 (b). 接触强度推算的应用系数 KA ;对轿车,各档齿轮均取 KA = 0.65。 (c). 动载系数 KV ;KV = N (CV1 BP +CV2 Bf +CV3 Bk ) + 1 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 / mred ) 0.5/ (πZ1 ),r/min; Cr —— 轮齿啮合刚度,Cr = (0.75 εα+0.25) C’,N/mm ?m; C’—— 单对齿刚度,C’ = 1 / q,N/mm ?m; q = 0.04743 + 0.15551/Zv1 + 0.25791/Zv2 - 0.00635X1 - 0.00193 X2 - 0.11654 X1/Zv1 - 0.24188 X2/Zv2 + 0.00529 X12 + 0.00182 X22 Zv1、Zv2 —— 不同为主动齿轮和从动齿轮确当量齿数, Zv1 = Z1 / cos3β , Zv2 = Z2 / cos3β ; X1、X2 —— 不同为主动齿轮和从动齿轮的变位系数; εα —— 端面重合度; mred —— 诱导质地, / mm; red = π (dm1/db1)2 (dm12/Q)/ 8 ; m1 = (da1 +df1) / 2 ; kg m d da1 —— 主动齿轮顶圆直径,mm; df1 —— 主动齿轮根圆直径,mm; Q —— 单元齿宽柔度,mm ?m/N; Q=(1+1/u2)/ρ, 假设齿轮是实心齿轮; —— 钢材密度, ρ ρ=7.8 × 10-6kg/mm3; u —— 从动齿轮与主动齿轮齿数之比; (a). 端面分度圆切向力 Ft ;Ft = 2000 M / d Cv1 —— 切磋基节过失对 Kv 的影响系数,Cv1=0.32; Cv2 —— 切磋齿形偏差对 Kv 的影响系数,Cv2=0.57/(εγ-0.3); Cv3 —— 切磋啮合刚度周期蜕变对 Kv 的影响系数,Cv3=0.096/(εγ-1.56) ; Bp、Bf、Bk —— 不同为切磋基节过失、齿形偏差和轮齿修缘对动载影响的无量 纲参数, Bp = 0.925 fpb C’ B / (Ft KA) ;Bf = (ff - 0.075 fpb) C’B /(Ft KA) ; Bk = ?1 - 2.91565 C’B / (Ft KA)? ; fpb —— 大齿轮基节极限过失,?m; ff —— 齿形公差,?m; (d). 接触强度推算的齿向载荷漫衍系数 KHβ ; 当 [2Wm / (Fβγ Cγ)]0.5≤ 1 时,KHβ = (2Fβy Cγ / Wm) 0.5 当 [2Wm / (Fβγ Cγ)]0.5 1 时,KHβ = 1 + 0.5Fβy Cγ/Wm 式中:Wm —— 单元齿宽最大载荷,N/mm2;Wm = Ft KA Kv / B Fβy —— 跑合后的啮合齿向偏差,?m;Fβy = ?0.85 (Wm fs ho + λ Fβ)? Fβ —— 齿向公差,?m; λ —— 积蓄系数,通常状况λ =1; fs h o —— 单元载荷效力下(Wm = 1N/mm)的相对变形,?m mm /N, 可按下列公式推算:(斜齿轮) fs h o = (36 r + 5) × 10-3 r —— 主动齿轮布局尺寸系数,r = ?1 + k Ls / d12?(B/d1)2 ; L —— 轴承跨距,mm; s —— 齿轮距轴中跨处隔断,mm; k —— 系数,通常取 k = 0.4; (e). 接触强度推算的齿间载荷分派系数 KHα ; 当εγ ≤ 2 时,KHα = εγ [0.9 + 0.4 Cγ(fpb - yα) B / FtH] ; 当εγ 2 时,KHα = 0.9 + 0.4 [2(εγ-1)/εγ]0.5Cγ(fpb - yα)B/ FtH ; 此中,FtH = Ft KA Kv KHβ 若 KHα εγ /(εα Zε2),则取 KHα = εγ / (εα Zε2); 若 KHα 1,则取 KHα = 1; 式中: εα —— 端面重合度; yα —— 齿廓跑合量,?m,yα = 0.075 fpb ; Zε —— 接触强度推算的重合度系数; (f). 节点区域系数 ZH ;ZH = [2 cosβb cosαt’/ (cos2αt sinαt’)] 0.5 式中: αt —— 端面分度圆压力角,αt = tg-1(tgαn/cosβ); βb —— 基圆螺旋角,βb = tg-1(tgβ cosαt); αt’—— 端面啮合角; (g). 接触强度推算的重合度系数 Zε ; 对斜齿轮:当εβ 1 时, 当εβ ≥ 1 时, Zε = [(4 - εα)(1 - εβ)/3 + εβ/εα] 0.5 Zε = (1 / εα) 0.5 式中:εα —— 端面重合度;εβ —— 纵向重合度; (h). 螺旋角系数 Zβ ;Zβ = (cosβ) 0.5 (i). 寿命系数 ZN ;对轿车,一档齿轮 ZN = 1.21;其它各档齿轮 ZN = 1; (l). 润滑油系数 ZL ;ZL = 1 + 0.396 / (1.2 +80/ν50)2 式中: ν50 — 为 50°C 时润滑油的表面运动黏度,mm2/s (m). 速率系数 ZV ;ZV = 0.93 + 0.14 / (0.8 + 32 / v) 0.5 式中:v — 节点线速率,m/s; (n). 粗劣度系数 ZR ;当齿面粗劣度为 1.6,ZR = 0.8 A0.0267;式中:A — 中央距,mm; (o). 接触劳累极限上限σHLimmax 及下限σHlimmin ; 上限可取为 1650N/mm2,下限可取为 1300N/mm2; (p). 接触强度最幼安静系数 SH min ;取 SHmin = 1; (2). 推算接触应力σH,单元为 N/mm2 : σH = ZH ZE Zε Zβ [Ft (u + 1)/(d1 B u)] 0.5 (KA KV KHβ KHα)0.5 式中:ZE — 弹性系数,(N/mm) 0.5; u — 从动齿轮与主动齿轮齿数之比; (3). 推算许用接触应力上限σHPmax 及下限σHPmin,单元为 N/mm2 : σHPmax = σHlimmax ZN ZL ZV ZR / SHmin σHpmin = σHlimmin ZN ZL ZV ZR / Shmin 式中:σHlimmax 、σHlimmin —— 不同为试验齿轮的接触劳累极限上、下限,单元为 N/mm2 对表表硬化钢的σHlimmax = 1650,σHlimmin = 1300。 (4). 强度条目: 推算的接触应力σH 应正在许用接触应力上下限之间。若高于上限,则接触强度不敷;若 低于下限,则过于安静。当σH 正在σHPmax 与σHPmin 之间时,是亲切上限或亲切下限,默示强度 储藏分歧。为了便于对推算结果对比,运用强度系数观念,强度系数用下式推算: STH=(σHPmax-σH)/(σHPmax-σHPmin)。STH 值应正在 0~1 之间,亲切于 1,诠释强度储藏大;亲切于 0, 诠释强度储藏幼;若大于 1,诠释强渡过安静;若幼于 0,则强度不敷,需从头计划或作更正。 普及接触劳累强度的步骤:一是合理选拔齿轮参数,如加大变位系数,使接触应力 低浸;二是普及齿面硬度,如常采用许用应力大的钢材等等。 2 轮齿弯曲强度推算: 轮齿弯曲强度推算: 曲强度推算 (1). 轮齿弯曲强度推算中各参数具体定及公式: (a). 载荷效力于单对齿啮合区上界点时的齿形系数 YF ; YF = 6 (hF1 / mn) cosαFen / [(SFn / mn)2 cosαn] 为了单纯起见,设齿条刀具无凸台。推算齿形系数 YF,需 16 个辅帮公式,为了便于计 算,下面按推算循序列出相闭公式。 a. 刀尖圆心至刀齿对称线的隔断 E;E = πmn /4 - hao tgαn - (1 - sinαn)ρao/cosαn 式中: hao —— 刀具根本齿廓齿顶高,本计划中暂取 hao=1.25mn,mm; ρao —— 根本齿条齿顶圆角半径,本计划中暂取ρao =0.38mn,mm; b. 辅帮值; G1 = ρao / mn - hao /mn + X1 ; G2 = ρao / mn - hao /mn + X2 ; c. 基圆螺旋角; βb = arccos[1 - (sinβ cosαn)2] 0.5 d. 当量齿数; e. 辅帮值; f. 辅帮角; Zv1 = Z1 / (cos2βb cosβ) ; Zv2 = Z2 / (cos2βb cosβ) ; H1 = 2 (π/2 - E/mn)/ Zv1 - π/3 ; H2 = 2 (π/2 - E/mn)/ Zv2 - π/3 ; θ1 = 2G1 tgθ1 /ZV1 - H1 ; θ2 = 2G2 tgθ2 /ZV2 - H2 ; g. 危害截面齿厚与模数之比; SFn1/mn = ZV1 sin(π/3 - θ1) + 30.5 (G1/cosθ1 - ρao/mn) SFn2/mn = ZV2 sin(π/3 - θ2) + 30.5 (G2/cosθ2 - ρao/mn) h. 30°切线点处曲率半径与模数之比; ρf1/mn = ρao/mn + 2G12/[cosθ1(ZV1cos2θ1 - 2G1) ρf2/mn = ρao/mn + 2G22/[cosθ2(ZV2cos2θ2 - 2G2) i. 上界点处直径; 2 ? d a1 2 d b1 2 ? ? d b1 ? d e1 = 2 ? Pbt (1 ? ea ) + ( ) ? ( ) ? + ? ? 2 2 ? ? 2 ? ? ? ? 2 ? ? ? d ?2 d d d e 2 = 2 ? Pbt (1 ? ea ) + ( a 2 ) 2 ? ( b 2 ) 2 ? + ? b 2 ? 2 2 ? ? 2 ? ? ? 式中:Pbt —— ? 端面基节,mm; 2 db1、db2 —— 不同为主动齿轮与从动齿轮的基圆直径,mm; ea(εα) —— 端面重合度; j. 上界点处端面压力角;αet1 = arccos(db1/de1);αet2 = arccos(db2/de2); k. 上界点处的齿厚半角; γet1 = (π/2 + 2X1 tgαn) / Z1 + invαt - invαet1 γet2 = (π/2 + 2X2 tgαn) / Z2 + invαt - invαet2 l. 端面载荷效力角;αFet1 = αet1 - γet1 ; αFet2 = αet2 - γet2 ; m. 弯曲力臂与模数之比; hFe1/mn={Z1(cosαt/cosαFet1-1)/cosβ+ZV1[1-cos(π/3-θ1)]-G1/cosθ1+ρao/mn} / 2 hFe2/mn={Z2(cosαt/cosαFet2-1)/cosβ+ZV2[1-cos(π/3-θ2)]-G2/cosθ2+ρao/mn} / 2 n. 辅帮角; p. 齿形系数; YF1 = 6 (hFe1 / mn) cosαFen1 / [(SFn1 / mn)2 cosαn] YF2 = 6 (hFe2 / mn) cosαFen2 / [(SFn2 / mn)2 cosαn] (b). 载荷效力于单对齿啮合区上界点时的应力删改系数 Ys ; Ys1 = (1.2 + 0.13L1) qs[1/(1.21 + 2.3/L1)] ; Ys2 = (1.2 + 0.13L2) qs[1/(1.21 + 2.3/L2)] 式中:L1、L2 ——不同为主动齿轮和从动齿轮齿根危害截面处齿厚与弯曲力臂的比值, L1 = SFn1/hFe1 ; L2 = SFn2/hFe2 ; qs — 齿根圆角参数,值为:qs1 = Sfn1/2ρf ,qs2 = Sfn2/2ρf ; ρf — 30°切线切点处曲率半径,其值见前。 (c). 螺旋角系数 Yβ ;Yβ = 1 - εβ β / 120° ≥ Yβmin 式中: εβ — 纵向重合度; Yβmin = 1 - 0.25εβ ≥ 0.75; β 1 时, β = 1 推算; β 0.75 时, Yβ = 0.75; 当ε 按ε 当ε 取 (d). 应用系数 KA ;轿车一档齿轮取 KA = 0.7,其余各档齿轮取 KA = 0.8; (e). 动载系数 KV ;取值同齿轮接触强度推算的动载系数 KV ; (f). 齿向载荷分派系数 KFα ; 取 KFα = KHα;若 KFα εα,则 KFα = εγ / (εα Yε);若 KFα 1,则 KFα = 1; 式中:Yε — 重合度系数,Yε = 0.25 + 0.75 /εα ; (g). 相对齿根圆角敏锐系数 Yδre1T ; YδrelT1 = 0.9434 + 0.02311 (1 + 2 qs1) 0.5 ;YδrelT2 = 0.9434 + 0.02311 (1 + 2 qs2) 0.5 ; (h). 寿命系数 YNT ;轿车各档齿轮均取 YNT = 1; (i). 相对齿根表表情状系数 YRrelT ;YRrelT = 1.674 - 0.529 (RZ + 1)0.1 式中:RZ — 齿根表表微观不服度十点高度值; (j). 试验齿轮弯曲劳累极限上限σFLimax 及下限σFlimin ; 可取σFLimax= 520 N/mm2,σFLimin= 310 N/mm2 ; (l). 弯曲强度最幼安静系数 Sfmin ;取 Sfmin = 1.3; βFe1 = arctg[db1 tgβ / ( d1 cosαFet1)];βFe2 = arctg[db2 tgβ / ( d2 cosαFet2)]; o. 法向载荷效力角;αFen1 = arctg(tgαFet1 cosβFe1);αFen2 = arctg(tgαFet2 cosβFe2); (2). 推算齿根应力σF ,单元为 N/mm2 : σF = Ft YF YS Yβ KA KV KFβ KFα / (B mn) 式中:mn ----- 齿轮法面模数,mm; (3). 推算许用齿根应力上限σFPmax 及下限σFPmin,单元为 N/mm2 : σFpmax = σFLimmax YST YNT YδrelT YRrelT / Sfmin σFpmin = σFLimmin YST YNT YδrelT YRrelT / Sfmin (4). 强度条目: 推算的齿根应力σF 应正在许用齿根应力上下限之间。若高于上限,则弯曲强度不敷;若 低于下限,则过于安静。当σF 正在σFPmax 与σFPmin 之间时,是亲切上限或亲切下限,默示强度 储藏分歧。为了便于对推算结果对比,运用强度系数观念,强度系数用下式推算: STP=(σFPmax-σF)/(σFPmax-σFPmin);STP 值应正在 0~1 之间,亲切于 1,诠释强度储藏大;亲切于 0, 诠释强度储藏幼;若大于 1,诠释强渡过安静;若幼于 0,则强度不敷,需从头计划或作更正。 要普及轮齿弯曲强度,可采用以下步骤:增大轮齿根部齿厚;加大轮齿根部过分圆角 半径;采用长齿齿轮传动,普及重合度,使同时啮合的轮齿对数增加;使齿面及齿根部过 渡圆角处尽量滑润;普及资料的许用应力,如采用优质钢材等等。 4.4.7 1 变速箱齿轮的优化计划: 变速箱齿轮的优化计划: 计划变量:模数、齿数、压力角、齿宽、螺旋角、变位系数、北京pk10官方注册网站注册送好礼中央距; 桎梏条目:根本参数桎梏:模数系数限定、齿宽系数限定、螺旋角限定、 压力角限定、齿数限定; 啮合质地桎梏:齿顶宽限定、重合度限定、压强比限定、滑动比限定、 主动轮根切限定、被动轮根切限定; 强度桎梏:接触强度限定、弯曲强度限定; 二、三、四、五、倒档 宗旨函数:一档齿轮:以中央距最幼为宗旨; 齿轮:正在一档优化结果的基本上,以齿宽最幼为宗旨; 优化算法:增广拉格朗日乘子法。 2 桎梏条目: 桎梏条目: 其通用的桎梏条目有以下少许。( 以下 fu (x)为取 x 的符号 )。为保障数学标准相似, 桎梏一齐化为与 1 对比。 根本参数限定:模数系数限定 fu(Kmn)·(0.8/Kmn-1)0 fu(Kmn)·(Kmn/1.5-1)0 即 0.8Kmn1.5 齿宽系数限定 fu(Kc)·(6.5/Kc-1)0 fu(Kc)·(Kc/8.5-1)0 数学模子: 数学模子: 即 6.5Kc8.5 螺旋角限定 fu(β)·(25/β-1)0 fu(β)·(β/35-1)0 即 25°β35 ° 压力角限定 fu(αn)·(10/αn-1)0 fu(αn)·(αn/20-1)0 即 10°αn20° 齿数限定 运转质地限定: 齿顶宽限定 重合度限定 压强比限定 滑动比限定 -Z10 fu(Sa)·(0.3·Mn/Sa-1)0 即 Sa0.3Mn fu(Er)·(1.15/Er-1)0 即 Er1.15 fu(NN)·(NN/1.5-1)0 即 NN1.5 n/4+10 即 n-4 主动轮跟切限定 fu(Xmin1)·(1-X1/Xmin1)0 即 Xmin1X1 被动轮跟切限定 fu(Xmin2)·(1-X2/Xmin2)0 即 Xmin2X2 强度限定:主动轮接触强度限定 -Sth10 被动轮接触强度限定 -Sth20 主动轮弯曲强度限定 -Stf10 被动轮弯曲强度限定 -Stf20 对倒档齿轮,有两对齿轮啮合。正在桎梏条目中应参预维系输入齿轮与输出齿轮不发生干 涉,即:((G1·da1+G2·da2)/2+0.5)/A1-1)0 式中:G1·da1— 第一对啮合齿轮中主动齿轮的齿顶圆直径; G2·da2— 第二对啮合齿轮中被动齿轮的齿顶圆直径; 如许保障了输入与输出齿轮齿顶间差 0.5 毫米。 看待各样桎梏,界面中都供应了惩办安排系数的输入。正在首次推算后,可遵照结果及其 领悟,判定简直哪些桎梏较易满意,哪些还没有满意,依此来安排各惩办值,举办第二次 运算。轮回相像的使命,直至所构造的空间曲面都较易找到一个极值点。 3 宗旨函数: 宗旨函数: 看待一档齿轮,以中央距最幼为宗旨。对齿轮的齿数先行动离散的变量管束,正在将第一 次优化的结果取整,将整数型的齿数行动固定参数,举办第二次优化。 看待二至五档齿轮正在中央距固定的状况下,即加一个等式桎梏:A/A1-1=0。举办以齿宽 最幼为宗旨的优化推算。对齿数的管束相像一档。 4 初值选拔: 初值选拔: 看待一至五档齿轮的优化计划还供应了初值的选拔, 而倒档不供应是由于倒档为两对 齿轮啮合,不易给出适宜的弧线。 初值选拔的道理是,正在给定的五个根本参数的状况下,可能正在一个平面上领悟另两个 参数间的闭连。 遵照某个桎梏 g(X)0 可能绘出这两个参数满意 g(X)=0 时的弧线。 运用多个 桎梏可能获得一组弧线,以至可能获得少许封锁的区域。运用这些图形可能利便直观地得 到一组合理的初值点。 用户可能选拔七个参数中的恣意两个不同行动横坐标和纵坐标。而且供应了齿顶宽、 重合度、滑动比、根切、压强比、接触强度和弯曲强度等七个厉重桎梏,可能绘出这两个 参数能满意这些桎梏的区域。 4.4.8 壳体计划 基于以上齿轮等计划硬点后, 便可举办壳体轮廓计划, 然后遵照 CAE 领悟本事举办 轻量化计划使命. 因为篇幅限定不周到先容了. 变速箱内部的齿轮是何如分的, 变速箱内部的齿轮是何如分的,何如去分别档 位齿轮, 位齿轮,另有一轴和二轴又是何如分 前端是花键槽,对比细,后端是个齿轮,叫一轴常啮齿轮,端面中心掏个洞的是一轴, 能伸入 到聚散器摩擦片是动力输入轴 二轴前端用滚针轴承伸入到一轴谁人洞里,后端是花键槽,对比粗,装传动轴万向节叉, 是动力输出轴,一轴二轴是同轴心的 二轴上一共有 5 个齿轮,最大的倒档齿轮,其次是 1 档,2 档,3 档顺序分列.贴近一轴的齿 轮最幼,是 4 档齿轮,五速变速箱 没有 5 档齿轮,五档是一轴二轴直接传动,不经历中心轴减 速 中心轴一共 6 个齿轮,最大的是一轴常啮齿轮,其次是 4 档,3 档,2 档,1 档,倒档齿轮最幼