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变速箱齿轮设计13857doc

类别:公司新闻   发布时间:2019-12-07 13:12   浏览:

  4.4变速箱齿轮计划设施 4.4.1变速箱齿轮的计划法例: 因为汽车变速箱各档齿轮的就业环境是不相通的,是以按齿轮受力、转速、噪声央浼等 环境,应当将它们分为高等就业区和低档就业区两大类。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就业区举办分别的采取。 高等就业区:时时是指三、四、五档齿轮,它们正在这个区内的就业特质是行车使用率 较高,由于它们是汽车的经济性档位。正在高等就业区内的齿轮转速都对照高,是以容易产 生较大的噪声,非常是增速传动,可是它们的受力却很幼,强度应力值都对照低,是以强 度裕量较人,尽管减少少少幼齿轮的强度,齿轮般配寿命也正在实用的畛域内。是以,正在高 档就业区内齿轮的要紧计划央浼是低重噪声和保障其传动稳固,而强度只是第二位的I大I素。 低档就业区:时时是指一、二、倒档齿轮,它们正在这个区内的就业特质是行车使用率 低,就业岁月短,况且它们的转速对照低,是以因为转速血厂生的噪声对照幼。可是它们 所通报的力矩却对照大,轮齿的应力值对照高。是以低档区齿轮的要紧计划央浼是普及强 度,而低重噪声却是次要的。 正在高等就业区,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 变位系数和较大的齿顶高系数。通过担任滑动比的噪声目标和担任摩擦力的噪声目标以及 合理选用总重合度系数、合理分拨端面重合度和轴向重合度,以知足今世变速箱的计划耍 求,到达低重噪声、传动稳固的最佳成就。而正在低档就业区,通过选用较大的模数、较大 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 的弯曲强度,以知足汽车变速箱低档齿轮的低速大扭矩的强度央浼。以下将全体叙述怎么 合理采取这些计划参数。 442变速箱各档齿轮根基参数的采取: 1合理选用模数: 模数是齿轮的一个苛重基木参数,模数越大,齿厚也就越大,齿轮的弯曲强度也越大, 它的承载才干也就越大。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,齿轮的弯曲应力对照大,是以需选用较大的模数, 以保障其强度央浼。而高速档齿轮,因为转速高、扭矩幼,齿轮的弯曲应力对照幼,是以 正在保障齿轮弯曲强度的条件卜?,日常选用较幼的模数,如许就能够减少齿轮的齿数,以得 到较大的重合度,从而到达低重噪声的目标。 正在今世变速箱计划屮,各档齿轮模数的采取是分别的。比方,某变速箱一档齿轮到五档 齿轮的模数差别是:3.5; 3; 2.75; 2.5; 2;从而蜕变了过去模数相通或模数拉不开的景遇。 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 度圆压力角分别,基圆也就分别。分度圆相通时压力角越大,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,从而能够普及轮齿的弯曲强度和接触 强度。当减幼压力角时,基圈直径就会变大,齿形渐开线就会变的平直少少,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,可是跟着压力角的 减幼,可减少齿轮的重合度,减幼轮齿的刚度,而且能够减幼进入和退出啮合吋的动载荷, 全数这些都有利于低重噪声。是以,看待低速档齿轮,常采用较大的压力角,以知足其强 度耍求;而高速档齿轮常采用较幼的压力角,以知足其低重噪声的央浼。 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5.341;当压力 角为25度时,基圆齿厚为6.716; ?其基圆齿厚减少了 25%操纵,是以增大压力角能够减少 其弯曲强度。 3合理选用螺旋角: 与直齿轮比拟,斜齿轮拥有传动稳固,重合度大,打击幼和噪声幼等好处。现正在的变速 箱因为带同步器,换档吋不再继续接转移一个齿轮与另一个齿轮啮合,而是全数的齿轮都相 啮合,如许就给运用斜齿轮带来便利,是以带同步器的变速箱人多都运用斜齿轮。 因为斜齿轮的特质,决意了悉数齿宽不是同时全盘进入啮合的,而是先由轮齿的一端进 入啮合,跟着轮齿的传动,沿齿宽对象逐步进入啮合,直到全盘齿宽都进入啮合,是以斜 齿轮的实质啮合区域比直齿轮的大。当齿宽必然时,斜齿轮的重合度随螺旋角减少而减少。 承载才干也就越强,稳固性也就越好。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,从而使得通报效用低重了。 正在今世变速箱的计划中,为了保障齿轮传动的稳固性、低噪声和少打击,所自齿轮都要 采取较大的螺旋角,日常都正在30。操纵。看待高速档齿轮因为转速较高,央浼稳固,少打击, 低噪声,是以采用幼模数,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: 看待拥有优异润滑前提的硬齿面齿轮传动,日常以为其要紧危急是正在轮回交变应力效率 下,齿根的疲困裂纹逐步扩张形成齿根断裂而失效。变速箱幼齿轮失效恰是属于这一种。 为了避免轮齿折断,应尽量捉高齿根弯曲强度,而行使正变位,则可到达这个目标。日常 环境下,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来由增大啮合角,可低重齿面 间的接触应力和最大滑动率,能大大普及抗点蚀才干。而增大啮合角,则必需对一副齿轮 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,从而到达普及 齿轮的承载才干成就。可是,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,反而低重其承载才干。同时,变位系数越大,因为齿顶I员I要随Z增大,其齿顶厚 度将会变幼,这会影响齿顶的强度。 是以正在今世变速箱的计划屮,大无数齿轮均合理采用正角度变位,以最大范围阐述其 好处。要紧有以下儿个计划法例 ?对丁?低速档齿轮副来说,主动齿轮的变位系数应大丁?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, 齿轮强度央浼高,是以需采用较大的变位系数。 ? 各档齿轮的总变位系数都是正的(属于角变位校正),而冃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, 可是因为轮齿的刚度减幼,易于招揽打击振动,故可低重噪声。况且齿形重合度会减少, 这使得单齿担当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要素冇所抵消。是以总变位系数越大,则齿根强 度越高,但噪声则有或者增大。是以高速档齿轮要采取较幼的总变位系数,而低速档齿 轮则必需选用较大的总变位系数。 5提咼齿顶高系数: 齿顶高系数正在传动质地目标中,影响着重合度,正在斜齿轮中主耍影响端面重合度。市端 面重合度的公式可知,当齿数和啮合角必然时,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,传动也就越稳固。可是,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,从起码不根切齿数公式來看, 齿顶高系数越大,起码不根切齿数就会减少,不然的话,就会形成根切。是以,正在保障不 根切和齿顶强度足够的环境下,增大齿顶高系数,看待减少重合度是蓄谋义的。 是以正在今世变速箱的计划中,各档齿轮的齿顶高系数都采取较大的值,日常都大于1.0, 称为细高齿,这对低重噪声,减少传动稳固性都有显着的成就。看待低速档齿轮,为了保 证其拥有足够的齿根弯曲强度,日常选用较幼的齿顶高系数;而高速档齿轮,为了保障其 传动的稳固性和低噪声,日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。实质上齐个参数Z间是相互影响、相互拖累的,正在采取变速箱的参数时,既要考 虑它们的优错误,又要商讨它们Z间的互相相干,从而以最大范围阐述其好处,避免弱点, 改正变速箱的运用职能。 4.4.3变速箱齿轮啮合质地目标的担任: 1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 求举办皮相淬火经管时,过尖的齿顶会使齿顶全盘淬透,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,尤易形成这种现彖。是以必需对齿轮举办齿顶变尖 的验算。看待汽车变速箱齿轮,日常举荐其齿顶宽不幼J -(0.25-0.4)mo 2领悟最幼侧隙: 为了保障齿轮传动的寻常就业,避免因就业温度升高而惹起卡死局面,保障轮齿寻常润 滑以及歼灭非就业齿面Z间的撞击。是以正在非就业齿面Z间必需拥有最幼侧隙。借使安装 好的齿轮副屮的侧隙幼于最幼侧隙,则会带来一系列上述的题目。非常是看待低速档齿轮, 因为其处于低速重载的就业境况下,温度上升较疾,是以必需留有足够的侧隙以保障润滑 提防卡死。 3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Z和。为了保障齿轮传动 的连接性、传动稳固性、裁汰噪声以及耽误齿轮寿命,各档齿轮的重合度必需大于同意值。 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,必需选 择大的重合度,以保障汽车高速行驶的稳固性以及低重噪声的央浼。而看待低速档齿轮来 说,正在保障传动职能的前提下,合意地减幼重合度,可使齿轮的齿宽和螺旋角减幼,如许 就可减轻垂量,低重本钱。 领悟滑动比: 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 比又大丁大齿轮齿根上的滑动比,是以正在时时环境下,只需验算幼齿轮齿根上的滑动比就 能够了。看待滑动比来说,越幼越好。高速档齿轮的滑动比日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准要比低速档齿轮的幼,由于高速档齿轮的转速高、使用 率大,是以必需保障其必然的抗磨职能以及减幼噪声的央浼。 滑动比可用来透露轮齿齿廓各点的磨损水准。齿廓各点的滑动比是不相通的,齿轮正在节 滑动比可用来透露轮齿齿廓各点的磨损水准 。齿廓各点的滑动比是不相通的, 齿轮正在节 5领悟压强比: 压强比是用來透露轮齿齿廓各点接触应力岂正在节点处接触应力的比值。其分散环境岂滑 动比分散环境相彳以」^般也只需验算幼齿轮齿根上的压强比就能够了。看待变速箱齿轮 来说,压强比日常不得大于1.4-1.7o高速档齿轮的压强比日常比低速档齿轮的要幼,这是 由于正在高速档齿轮传动屮,为了裁汰振动和噪声,其齿廓上的接触应力分散应对照平均。 4.4.4低重变速箱齿轮噪声的计划: 发起机、变速箱和排气体系是汽车的三梗概紧噪声源,是以,看待变速箱來说,低重 它的噪声是实行汽车低噪声化的苛重构成片面。惹起变速箱噪声的来由是多方面、错综复 杂的,个中齿轮啮合噪声是要紧方面,其次,如箱体轴轴承等也会惹起噪声,从表面领悟 和实质经历取得,普及变速箱零部件非常是齿轮的加工精度是低重噪声的冇效手段,但追 求高精度会形成本钱减少、分娩率卞降等。是以要低重变速箱的噪声,应当从优化计划齿 轮参数和普及齿轮精度等诸多途径岀发,从而到达本钱、安笑等方而的归纳平均。 从计划的角度开赴,正在变速箱的计划阶段,对某些影响噪声的要素举办优化计划,即 可到达低重噪声的好处。以下是通过担任齿轮参数来到达低重噪声的成就。 1担任噪声目标来低重噪声: (1)担任滑动比的噪声目标卩eg: rti于正在基圆左近的渐开线齿形的敏锐性极度高,曲率蜕变很人,齿面间的接触滑动比非 常大,是以正在基圆左近轮齿通报力时的蜕变较激烈,惹起轮齿的振动而形成较大的噪声, 况且齿面庞易磨损,是以正在齿轮计划时应使啮合肇端[员I尽或者远离基I员I,正在此举荐啮合起 始圆与基圆的间隔应大于0.2的法向齿距,担任滑动比的噪声目标peg的公式如下: 1 叽=£;0比 5 1.0 ; d衍=(d: +(2Asine - JdFJ ;(”=叭 式中:db—基圆直径;db,—相配齿轮的基圆直径;dfa—啮合肇端圆直径; tn—法向齿距;A—齿轮屮心距;“一相配齿轮的表径;oct—端面压力角; 正在今世变速箱的计划中,为了到达优异的低噪声职能,各档齿轮的担任滑动比的噪声指 标日常都要幼于1.0,而釆用细高齿造来低重噪声的计划计划,这吋的噪声目标卩eg就有可 能大T1.0,是以看待这种齿造的齿轮可采用Peg 1.10的计划央浼。看待高速档齿轮来说, 低重噪声是首选对象,是以其卩eg必需计划的幼少少。 2担任摩擦力的噪声目标卩RF 从主动齿轮的节I员I到其啮合肇端【员I的这段齿形弧段称为进弧区,从节I员I到其齿顶这段齿 形称为退弧区,齿轮正在啮合进程屮齿而有摩擦力,当齿而接触由进弧区移到退弧区时,摩 擦力对象正在节圆处产生突变,从而导致轮齿产生振动而形成噪声。借使进弧区越大,齿面 压力的减少幅度也越大,那么噪声就越大,而正在退弧区环境正好相反,是以就业对照稳固, 噪声较幼。北京pk10官方注册网站手机注册齿面啮合从进弧区到退弧区的倏得,摩擦力的突变量是它木身的两倍,是以产 生的噪声较大。是以正在汽车变速箱的齿轮计划屮,采用退弧区大于进弧区的计划设施能够 获取较幼的啮合噪声,由此取得了担任摩擦力的噪声目标卩RF,其公式如下: *込匸如叫10 2/^1 max -dhXtgat Pmax = — J _dj 式中:pmax —齿顶的齿形曲率半径; 正在今世变速箱的计划屮,为了到达优异的低噪声职能,各档齿轮的担任摩擦力的噪声 目标日常都要幼于1.0,更加当卩RF幼于0.9时,低重噪声的成就对照显着。是以正在计划过 程中能够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, 以使卩RF减幼。正在降噪计划进程中必需同时担任卩eg和卩RF两个噪声目标,使它们同时幼于 1.0,如许才智从总体上获取较幼的噪声职能。 3担任重合度来低重噪声: 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,非常是端面重合度 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 触线平均地分散,是以正在啮合进程屮,跟着接触线的蜕变,齿面受力环境也不停地产生变 化,当接触线最长吋齿面接触线单元长度载荷最幼,当接触线最短吋接触线单元长度载荷 最人。明确单元载荷蜕变人而疾吋容易形成振动,激励噪声,非常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:斜齿轮端而重合度sP=Kl +KP; 斜齿轮轴向重合度sF = K2 + KF; 斜齿轮总重合度 £ = £P+ 8F; 式中:K1 —印的整数值;KP — sP的幼数值; K2 — wF的整数值;KF — sF的幼数值; 正在计划斜齿轮的重合度吋,应知足以下几条计划法例: ? 尽或者地使£P或汕切近于整数,以获取最幼的噪声,只须KPuO或KF=O —项成马上可。 ?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疾,齿轮啮合噪声最大。 ?当KP=KF时,齿轮副的噪声也对照大。 ?总重合度系数£为整数的齿轮噪声不必然幼,非常是KP或KF正在0.3至0.7的畛域内噪 声较大,越切近0.5噪声越大。 ?尽或者采用大的端面重合度£P,由于wP对噪声的影响要比汕大得多,看待汽车变速箱 的高速档齿轮來说,要采用eP1.8,以获取较幼的噪声,而对低速档齿轮來说,也要尽 或者地采用大的曲值,以低重噪声。 ?应当采用人的总重合度系数£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£2,高等齿轮的匕3。 4采用幼模数和幼压力角来低重噪声: 正在变速箱屮心距相通的前提下,裁汰齿轮模数,可减少英齿数,使得齿根变薄,轮齿刚 度减幼,受力变形变大,招揽打击振动的才干增大,从而可减少齿轮重合度和裁汰齿轮噪声。 减幼压力角能减少齿轮重合度,减幼轮齿的刚度而且能够减幼进入和退出啮应时的动载 荷,全数这些都对低重噪声有利。分度圆法向压力角an=20°的规范齿造对汽车齿轮来说, 不是最佳的齿轮,试验原料阐明an=15°的噪声耍比20。的幼少少,是以汽车变速箱的高速档 齿轮的cm取15。,以裁汰噪声,而低速档齿轮取较大的压力角,以减少强度。 5低重噪声设施幼结: ?低重齿轮噪声,正在计划方面要紧有以下几种手段: ?最苛重的是采用细高齿造; ?采用幼模数、幼压力角和大螺旋角; ?正在保障强度的本原上,尽或者采用大的重合度,最好eP2.0; ?采用噪声目标卩eg和卩RF来选定变位系数; ? 斜齿轮的重合度£P和汀要有一项切近于整数。避免KP=KF=0.5; 4.4.5变速箱齿轮强度的策动设施: 1齿轮强度策动设施概述: 目前,正在国际上齿轮强度的策动设施罕见十种,个中较有影响的齿轮强度策动设施大致 有以下几种: 国际规范化结构(International Organization for Standardization,简称 ISO )策动法; 德国工业规范(Deutsche Industrie Norm,简称DIN )策动法; 美国齿轮丿商协会(American Gear Manufacturers Association,简称 AGMA )策动法; ⑷ H 木齿轮工业协会(Japan Gear Manufacturers Association,简称 JGMA)策动法; 英国规范(British Standard,简称BS )策动法; 苏联国度规范策动法; 尼曼策动法; 彼德罗谢维奇策动法; 库徳略夫釆夫策动法; 上述种种齿轮强度策动设施的根基表面都是相通的,而且都是策动齿面的接触应力和 齿根的弯曲应力,但它们对所商讨的影响齿轮强度的要素不尽相通。 开国以來直至七十年代中期,我国的齿轮强度策动继续都沿用苏联四十年代的设施, 此设施因为所商讨的要素纷歧共,策动精度较差,是以逐步被减少,口前,我国已加入了 国际规范化结构,并参照ISO的齿轮强度策动规范协议了我国的渐开线圆柱齿轮承载才干 策动的国度规范(GB3480-83 )。 齿轮策动载荷简直定正在齿轮强度策动中攻陷至闭苛重的位置,而影响轮齿载荷的要素 却有许多,也对照丰富,n前正在国际上的种种齿轮强度策动设施的要紧区别,即是对载荷 影响要素的策动设施的分别,我国的国度规范局所发布的渐开线圆柱齿轮承载才干策动方 法是参照国际规范化结构的策动设施所协议的,该设施对照一共地商讨了影响齿轮承载能 力的种种要素,现已成为目前最正确的、归纳的齿轮强度策动设施。 影响轮齿载荷的种种要素大致可总结为四个方面,差别用四个系数来校正表面载荷,这 艸个系数差别为运用系数KA、动载系数Kv、齿向载荷分散系数K3、齿间载荷分拨系数Kao 2种种齿轮强度策动设施所采用的动载系数Kv正在办法上有很大的分歧,商讨的因索也不相 同,是以数值茅别较大,有的商讨打击,有的商讨振动,有的用实习测定Kv值,策动设施 也有简有繁,比方美国AGMA、H本JGMA和德国DIN等的Kv值要紧遵循速率和齿轮精 度确定,而国际规范化结构ISO则按振动表面及动载实习来确定Kv值,是以对照合理。 3种种齿轮强度策动设施所釆用的齿向载荷分散系数K卩的策动设施各不相通,苏联和国际 规范化结构的齿轮承载才干策动设施商讨得对照一共,包描了较具体的影响要素,但策动 也较丰富,而美国AGMA规范入彀算虽较纯洁,但对影响载荷分散的要素商讨较少,数值 也过于简略。 4种种齿轮强度策动设施所采用的齿间载荷分拨系数Koi的全体经管上冇很大的分歧,苏联 对Kct取值较为纯洁,以为直齿轮正在节点啮应时,不存正在载荷分拨题目,斜齿和人字齿轮则 商讨轮齿精度对齿间载荷分拨的影响,而美国AGMA规范屮,即使齿间载荷分拨系数的表 现办法分别,但根基看法与ISO雷同,H本JGMA规范是参考ISO与徳国DIN规范,并结 合其全体环境作某些窜改后协议的,国际规范化结构ISO和我国国标GB的策动规范屮,对 齿间载荷分拨相干领悟得较细,商讨也较一共,对照切近实质。 4 rtr丁汽车变速箱的就业特色,使得轮齿的载荷是震撼的,看待这种担心宁载荷的环境,ISO 策动设施用曼耐尔(Miner)的疲困毁伤累积假说,将这种担心宁载荷转化为安宁载荷,寻得 与转化安宁载荷相应确当量循坏次数,如许就使策动进程更切近于实质。 从以上四点可看出国际规范化结构ISO的齿轮强度策动设施是一种对照合理、正确的方 法,是以正在本论文屮齿轮的计划策动采用此种设施。 为使齿轮能正在预订的运用寿命内寻常就业,应保障齿面拥有必然的抗点蚀才干r触疲 劳强度。影响接触疲困强度的要素许多,如接触应力、齿面滑动速率、齿面润滑状况以及 质料的职能和热经管等,遵循赫兹(H. R. Hertz)导出的两弹性圆柱体接触皮相最大接触应力 的策动公式,可得齿轮齿面接触时的应力公式,用其算岀齿轮接触应力值,校核该值必需 幼于其许用应力。 齿轮正在通报动力时,轮齿处于悬臂状况,正在齿根形成弯曲应力和其它应力,并有较大 的应力集幼,为使齿轮正在预订的考命期内不产生断齿事情,必需使齿根的最大应力幼于其 许用应力。釆用30。切线法确定齿根危急截面名望,取危急截而形态为平截而,按全盘载荷 效率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创办起表面弯曲应 力策动公式,再用和应的系数举办修止,取得策动齿根的弯曲应力公式。 4.4.6 ISO齿轮强度策动设施: 时时变速箱齿轮损坏冇-:种办法:轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合」 齿轮正在啮合进程中,轮齿皮相将担当齐集载荷的效率。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集幼,故轮齿根部很容易产生断裂。折断有两种环境:一 是轮齿受足够大的蓦地载荷打击效率导致产生断裂;二是受多次反复载荷的效率,齿根受 拉面的最大应力区展现疲困毛病,毛病逐步扩展到必然深度,轮齿蓦地折断。变速箱齿轮 折断无数是疲困伤害。 齿面点蚀是闭式齿轮传动常展现的一种损坏办法。因闭式齿轮传动的齿轮正在润滑油中 就业,齿面长久受到脉动的接触应力效率,会逐步形成豪爽与齿面成尖角的幼毛病。而裂 缝屮充满了润滑油,啮合吋因为齿面相互挤压,毛病屮油压升高,使毛病不绝扩展,末了 导致齿面表层一块块剥落,齿面展现人量扇形幼麻点,此即齿面点蚀。表面上切近节圆的 根部齿面处要较切近节圆顶部齿面处点蚀更紧张;相互啮合的齿轮副中,主动的幼齿轮点 蚀较紧张。 正在变速箱齿轮屮,齿面胶核损坏的环境不多,故日常计划策动毋庸校核齿面胶合的环境。 本论文屮,闭于齿轮强度策动的设施,是采用国标GB3480—83(参照ISO)编造的汽车 变速箱圆柱齿轮强度策动设施。相闭策动公式如下所示: 1齿面接触强度策动: 1).齿面接触强度策动屮各参数简直定及公式: ?端面分度圆切向力Ft ; Ft=2000M/d 式中;d——齿分度圆直径; M—— 该齿轮通报的表面扭矩,凹由发起机最大扭矩换算到此齿轮上,Nm。 .接触强度策动的运用系数Ka ;对轿车,各档齿轮均取Ka = 0.65o .动载系数 Ky ; Kv = N (Cvi Bp +62 Bf +Cv3 Br ) + 1 式中:N——临界转速比,N = m/nEi; nj 主动齿轮转速,r/min; nE!—— 主动齿轮临界转速,nEi=30000(Cr/mwd)°?(兀乙),r/min; Cr—— 轮齿啮合刚度,Cr = (0.75 sa+0.25)C,, N/mm jxm; U——单对齿刚度,C9= 1/q, N/mm屮m q = 0.04743 + 0.15551/ZV + 0.25791/Zv2 ? 0.00635X1 ? 0.00193 X2 - 0.11654 Xi/Zvi ? 0.24188 X2/Zv2 + 0.00529 Xf + 0.00182 X22 Zvi、Zv2—— 差别为主动齿轮和从动齿轮确当量齿数, ZV] = Z] / COS3p , ZV2 = Z2 / COS3p ; X]、X2——差别为主动齿轮和从动齿轮的变位系数; 8a——端面重合度; Hired 诱导质地,kg / mm; mred = TC (dmi/dbi)2 (dml2/Q)/ 8 ; dmi = (daI +dn) / 2 ; dai 主动齿轮顶圆直径,mm; dfI 主动齿轮根圆直径,mm; Q 单元齿宽柔度,mmpm/N; Q=(l + l/u2)/p,假设齿轮是实心齿轮;p—— 钢材密度,p=7.8 x 10-6kg/mm3; u 从动齿轮与主动齿轮齿数Z比; Cvi——商讨基节谬误对K、.的影响系数,Cvl=0.32; Cv2——商讨齿形差错对K、的影响系数,Cv2=0.57/(er0.3); Cv3—— 商讨啮合刚度周期蜕变对K、‘的影响系数,Cv3=0.096/(£yl.56); Bp、Bf、Bk——差别为商讨基节谬误、齿形差错和轮齿修缘对动载影响的无量 纲参数, Bp = 0.925 fpb C5 B / (Ft KA) ; Bf = (ff-0.075 fpb) CB/(Ft KA); Bk=l? 2.91565 CB/(F(Ka) I ; fpb—— 大齿轮基节极限谬误,屮皿 ff 齿形公差,im; .接触强度策动的齿向载荷分散系数Kh卩; 当[2Wm /(FPy Cy)]°-5 1 吋,KHp = (2FPy Cy / Wm) °*5 当[2Wm / (F旳 Cy)]°-5 1 时,KH(3 = 1 4- 0.5FPy CY/Wm 式中:Win—— 单元齿宽最大载荷,N/mn?; Wm = Fl KAKV/B FPy—— 跑合后的啮合齿向差错,屮m FPy= 0.85(Wmfsho + XFp) Fp——齿向公差,屮m 九—— 储积系数,日常环境九=1; fsho 单元载荷效率下(Wni = 1 N/mm)的相对变形,im mm /N, 可按下列公式策动:(斜齿轮)fsho = (36r + 5)xl0-3 r—— 主动齿轮布局尺寸系数,r= l+kLs/di2(B/di)2 ; L 轴承跨距,mm; s 齿轮距轴中跨处间隔,mm; k——系数,日常取k = 0.4; .接触强度策动的齿间载荷分拨系数Kh。; 当S 2 时,Khcx =叼[0.9 + 0.4 Cy(fPb - y?) B / FtH]; 当s 2 时,KHa = 0.9 + 0.4 [2(&广 1 )/?]°?5Cy(fpb ? y』B/ FtH ; 个中’FtH = Ft Ka Kv Khp 若 KHa /(£a Z/),则取 KHa = 8y /(8a Z£2); 若 KHa b 则取 Kh?=1; 式中:£a——端面重合度; y? 齿廓跑合量,屮n, ya = 0.075 fpb ; Ze——接触强度策动的重合度系数; ?节点区域系数 ZH ; ZH = [2 cosPb cosat7 (cos2at sina()] 式中:at 端面分度圆压力角,at= tg_1(tgan/cosp); Pb 基圆螺旋角,pb = tg_1(tgp cosat); 如——端面啮合角; .接触强度策动的重合度系数乙; 对斜齿轮:当8P1 时, Zc=[(4-E?)(l -Ep)/3 + £p/£a] °*5 当£p 1 时, Ze = (l/8a) 05 式中:Ea——端面重合度;印——纵向重合度; .螺旋角系数 Zp = (cosP) 05 .寿命系数Zn;对轿车,一档齿轮ZN= 1.21;其它各档齿轮ZN= 1; (1).润滑油系数乙」Zl= 1+0.396/(1.2 4-8O/V5O)2 式屮:v50—为50°C吋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) °-5 式中:V—节点线速率,m/s; (n).粗疏度系数Zr;当齿面粗疏度为1.6, Zr = O.8A00267;式中:A—中央距,mm; (O) .接触疲困极限上限bHLimmax及卜限bHlimmin ; 上限可取为1650N/mm2,下限可取为HOON/mnA (P) .接触强度最幼安笑系数SH min ;取SHmin = I : .策动接触应力ch,单元为N/mm2 : aH = ZH Ze Z£ Zp [Ft (u + l)/(d, B u)] 05 (KA Kv KHp KHa)0*5 式中:ZE—弹性系数,(N/mm)05; u-从动齿轮与主动齿轮齿数Z比; (3).策动许用接触应力上限CHPmax及下限bHPmiv单元为N/mm2 : ^HPmax = ^Hlimmax Zn Zl Zv Zr / SHmin min单元为N/mm2bHpmin = ^Hlimmin Zn Zl Zy Zr min 单元为N/mm2 式中:bHlimmax、^Hlimmin 分別为试验齿轮的接触疲困极限上、卜限, 对皮相硬化钢的 CHlimmax = 1650, CHlimmin = 1300。 .强度前提: 策动的接触应力bH应正在许用接触应力上下限之间。若高于上限,则接触强度不足;若 低于卜?限,则过于安笑。当旳正在bHPnwc与CHPmin Z间时,是切近上限或切近下限,透露强度 贮备分别。为了便于对策动结果对照,使用强度系数观点,强度系数用下式策动: STH=(bHPmaxYH)/(bHPmax-OHPmin)。Sth值应正在0?1Z间,切近\T 1 ,分析强侵贮备大;切近J,0, 分析强度贮备幼;若大于1,分析强渡过安笑;若幼于0,则强度不足,需从新计划或作厘正。 普及接触疲困强度的手段:一是合理采取齿轮参数,如加大变位系数,使接触应力 低重;二是普及齿面硬度,如常采用许用应力大的钢材等等。 2轮齿弯曲强度策动: (1).轮齿弯曲强度策动中各参数简直定及公式: .载荷效率于单对齿啮合区上界点时的齿形系数Yf ; YF = 6 (hFi / mn) cosapen / [(Sfh / mn)2 cosan] 为了纯洁起见,设齿条刀具无凸台。策动齿形系数Yf,需16个辅帮公式,为了便于计 算,下面按策动按序列岀相闭公式。 刀尖圆心至刀齿对称线 - hao tgan - (1 - sinan)pao/cosan 式屮:hao—— 刀具基木齿廓齿顶高,木计划屮暂取hao=1.25mn, mm; pao 基木齿条齿顶圆角半径,木计划中暂取Pao =0.38mn, mm; 辅帮值; Gi = pao / mn - hao /m? + X] ; G2 = pao / mn ? hao /mn + X2 ; 基圆螺旋角;pb = arccos[l - (sinp cosan)2] 当量齿数; Zvi = Zi / (cos2pb cosp) ; Zv2 = Z2 / (cos2pb cosp); 辅帮值; Hj =2 (兀/2 ? E/mn)/ Zvl - ti/3 ; H2 = 2 (k/2 ? E/mn)/ Zv2 53 ; 辅帮角; 0i = 2Gi tg0! /Zvi-Hj ; 02 = 2G2 tg02 /Zv2 ? H2 ; 危急截面齿厚与模数之比; Spn\/mn = Zvi sin(兀/3 - 0j) + 3°“ (Gj/cos0i - pao/mn) Spn2/nin = Zv2 sin(兀/3 - 02)+ 3°?‘ ?/cos^ - Pao/mJ 30。切线点处曲率半径与模数Z比; pn/mn = pao/mn + 2Gi2/[cos01(Zvicos20)? 2GJ pf2/mn = pao/mn + 2G2-/[cOS&2(Zv2COS 02 - 2G2) 上界点处直径; dbi、氐 差别为主动齿轮与从动齿轮的基圆直径,mm; ea(£a) 端而重合度; 上界点处端面压力角;aeti = arccos(dbi/dei); aet2 = arccos(db2/de2); 上界点处的齿厚半角; Yeti =(兀/2 + 2Xi tgan) / Zi + invat - invaeli Yet2 = (k/2 + 2X2 tgan) / Z2 + invat - invaet2 1 ?端面载荷效率角;aFetl = aeti - Yeti ; aFet2 = Olet2 - Yet2 : m. 弯曲力臂与模数之比; hpe 1 /mn= {Zi(cosat/cosapetl-l)/COSP+Zv 1 [1 -COS(k/3-0 1)]-G1 /COS01 +Pao/mn} / 2 hFe2/mn={Z2(COSa(/COSaFet2?l)/COSP+Zv2[l?COS(7t/3?02)]?G2/cOSe2+Pao/mn} / 2 n. 辅帮角; pFei = arctg[dbi tgp / ( di cosaFeti)]; pFe2= arctg[db2 tgp / ( d2 cosaFet2)]; o. 法向载荷效率角;aFenl = arCtg(tgaFetl COSpFel); aFen2 = arctg(tgaFet2 COSpFe2); p. 齿形系数; Yfi = 6 (hFei / mn) cosapeni / [(Spni / rnn) cosan] Yf2 = 6 (hpe2 / mJ COS(XEen2 / [(Seii2 / mJ COSCtn] .载荷效率于单对齿啮合区上界点吋的应力校正系数Ys ; Ysi =(1.2 + 0.13L1) qs[1/(L21+23/Li)]; Ys2 = (1.2 + 0.13L2) qs[1/(L21+23/L2)] 式中:Li、L2——差别为主动齿轮和从动齿轮齿根危急截面处齿厚与弯曲力臂的比值, Li = Spnl/hfe] ; L? = SFn2/hFe2 ; qs—齿根圆角参数,值为:qsi = Sfni/2pf , qs2 = Sfn2/2pf ; pt、一 30。切线切点处曲率半径,其值见前。 .螺旋角系数 Yp ; Yp=l-spp/120° YPmin 式屮:8p—纵向重合度; Ypmin = 1-0.25卯 0.75;当卯 1 时,按印=1 策动;当印 0.75 时,取 Yp = 0.75; .运用系数Ka ;轿车一档齿轮取Ka = 0.7,其余各档齿轮取Ka = 0.8; .动载系数Kv ;取值同齿轮接触强度策动的动载系数Kv; .齿向载荷分拨系数Kfu ; 取 KFa=KHa;若 KFa sa,则 KFa=sy/(£a Ye);若 KFa 1,贝lj KFa = 1 ; 式中:Y£—重合度系数,Ys = 0.25 + 0.75 /ea ; .和对齿根鬪角敏锐系数Y6reiT : Y^rciTi = 0.9434 + 0.02311 (1 +2 qsi) °*5 ; Y6rciT2 = 0.9434 + 0.02311 (1 +2 qs2) 05 ; .寿命系数Ynt ;轿车各档齿轮均取Ynt= 1; .相对齿根皮相景遇系数 YRreiT ; YRreiT = 1.674 - 0.529 (Rz + I)01 式中:Rz—齿根皮相微观不屈度十点高度值; .试验齿轮弯曲疲困极限上限bFLimax及卜限bFlimin ; 可取OFLinwx= 520 N/mmS aFLimin= 310 N/mm2 ; (1).弯曲强度最幼安笑系数Sfmin ;取Sfmin= 1.3; .策动齿根应力6 ,单元为N/mm2 : 6= Ft Yf Ys Yp Ka Kv Kpp Kpa / (B mn) 式中:mn……齿轮法面模数,mm; .策动许用齿根应力上限OFPmax及下限bFPmin,单元为N/mm2 : ^Fpmax = bFLimmax Yst Ynt YgrelT Yr^IT / Sfmin ^Fpmin = ^FLimmin Yst Ynt Y5relT YRrelT / Sfmin .强度前提: 策动的齿根应力帀应正在许用齿根应力上下限Z间。若高于上限,则弯曲强度不足;若 低于下限,则过于安笑。当OF正在6Pn枷与aFPmin Z间时,是切近上限或切近下限,透露强度 贮备分别。为了便于对策动结果对照,使用强度系数观点,强度系数用下式策动: STP=(OFPmax?60/(6Tmax?6Pn】in); StP值应正在0?1之I可,切近于1,分析强丿艾贮备大;切近于0, 分析强度贮备幼;若大于1,分析强渡过安笑;若幼于0,则强度不足,需从新计划或作厘正。 要普及轮齿弯曲强度,可采用以下手段: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 渡圆角处尽量腻滑;普及质料的许用应力,如采用优质钢材等等。 4.4.7变速箱齿轮的优化计划: 1数学模子: 计划变量:模数、齿数、压力角、齿宽、螺旋角、变位系数、中央距; 约朿前提:基木参数管束:模数系数范围、齿宽系数范围、螺旋角范围、 压力角范围、齿数范围; 啮合质地管束:齿顶宽范围、重合度范围、压强比范围、滑动比范围、 主动轮根切范围、被动轮根切范围; 强度管束:接触强度范围、弯曲强度范围; 对象函数:一档齿轮:以中央距最幼为对象; 二、三、四、五、倒档 齿轮:正在一?档优化结果的本原上,以齿宽最幼为口标; 优化算法:增广拉格朗日乘子法。 2管束前提: 其通用的约朿前提有以下少少。(以下fu (x)为取x的符号)0为保障数学标准相似, 管束全盘化为与1对照。 基木参数范围:模数系数范围 fu(Kmn) - (0.8/Kmn-l)0 fu(Kmn) ? (Kmn/1.5-l)0 即 0.8vKmn1.5 齿宽系数范围 fug) ? (6.5/Kc-l)0 fu(KJ ? (1^/8.5-1)0 即 6.5KC8.5 螺旋角范围 fu(B) ? (25/P -1 )0 fu(P) ? (P/35-l)0 即 25° P 35 ° 压力角范围 fu(an) ? (10/an-l)0 fu( a n) * ( a n/20-l)0 即 10。an20° 齿数范围 ? ZivO 运转质地范围:齿顶宽范围 fu(Sa) ? (0.3 ? Mn/Sa-l)0 即 Sa0.3Mn 重合度范围 fu(Er) ? (1.15/Er-1 )0 即 Er1.15 压强比范围 fu(NN) ? (NN/1.5-l)0 即 NN1.5 滑动比范围 n/4+lvO 即 n-4 主动轮跟切范围 fu(Xminl) ? (l-Xj/X^mKO 即Xn讪VX] 被动轮跟切范围 fu(Xmin2) ? (1 -X2/Xmin2)0 即 xniin2x2 强度范围:主动轮接触强度范围 -Sthl0 被动轮接触强度范围- Sth20 主动轮弯曲强度范围-StfKO 被动轮弯曲强度范围?Stf20 对倒档齿轮,有两对齿轮啮合。正在管束前提幼应参预连结输入齿轮与输出齿轮不形成干 涉,即:((G1 ? dal+G2 ? da2)/2+0.5)/Al-l)0 式中:G1 - dal—笫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圈直径; 如许保障了输入与输出齿轮齿顶间差0.5毫米。 对丁种种管束,界面中都供应了责罚调节系数的输入。正在初度策动后,可遵循结果及其 领悟,判定全体哪些管束较易知足,哪些还没冇知足,依此來调节各责罚值,举办第二次 运算。轮回近似的就业,直至所构造的空间曲面都较易找到一个极值点。 3对象函数: 看待一档齿轮,以屮心距最幼为对象。对齿轮的齿数先动作离散的变量经管,正在将第一 次优化的结果取整,将整数型的齿数动作固定参数,举办第二次优化。 看待二至五档齿轮正在屮心距固定的环境下,即加一个等式管束:A/Aj-^Oo举办以齿宽 最幼为对象的优化策动。对齿数的经管近似一档。 4初值采取: 看待一至五档齿轮的优化计划还供应了初值的采取,而倒档不供应是由于倒档为两对 齿轮啮合,不易给出相宜的弧线。 初值采取的道理是,正在给定的五个根基参数的环境下,能够正在一个平面上领悟另两个 参数间的相干。遵循某个管束g(X)0能够绘出这两个参数知足g(X)=()时的弧线。使用多个 管束能够取得一组弧线,乃至能够取得一?些紧闭的区域。使用这些图形能够便利直观地得 到一组合理的初值点。 用户能够采取七个参数屮的轻易两个差别动作横坐标和纵坐标。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要紧管束,能够绘出这两个 参数能知足这些管束的区域。 4.4.8壳体计划 基于以上齿轮等计划硕点后,便可举办壳体轮廓计划,然后遵循CAE领悟设施举办 轻量化计划就业.因为篇幅范围不周密先容了. 变速箱内中的齿轮是怎么分的,怎么去区别档 位齿轮,又有一轴和二轴又是怎么分 前端是花键槽,对照细,后端是个齿轮,叫一轴常啮齿轮,端面屮间掏个洞的是一轴,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,对照粗,装传动轴力?向节叉, 是动力输出轴,一轴二轴是同轴心的 二轴上一共冇5个齿轮,最大的倒档齿轮,其次是1档,2档,3档挨次布列.切近一轴的齿 轮最幼,是4档齿轮,五速变速箱没有5档齿轮,五档是一轴二轴宜接传动,欠亨过中央轴减 速 中央轴一共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