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1、 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 變速器齒輪設計 產(chǎn)品開發(fā)中心 2008.10.18 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 2 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 目錄 一、一、 概述概述 二、二、 中間軸式變速器的特點中間軸式變速器的特點 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、 直齒圓柱齒輪傳動的強度計算直齒圓柱齒輪傳動的強度計算 五、五、 斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算 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)動機傳到驅輪上的轉矩和轉速，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，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。 變速器的基本設計要求： 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置。 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，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 4 二、中間軸式變速器的特點二、中間軸式變速器的特點 中間軸式變速器傳動方案的共同特點是：(1)設有直接擋； (2)一擋有較大的傳動比； (3)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動； (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，其他擋位工作時的傳動效率略低。 圖1中的

4、中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別為圖1a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋，圖1c所示傳動方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動，而一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。 圖1 中間軸式四擋變速器傳動方案 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 5 圖2為中間軸式五擋變速器傳動方案 。圖2a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；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方案 凡采有常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(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。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 6 圖3為中間軸式六擋變速器傳動方案。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齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。 常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(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方案 變速器齒輪設

6、計變速器齒輪設計 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)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖4c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖4d方案對4c的缺點做了修改。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，倒擋傳動采用圖4g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 變

7、速器齒輪設計變速器齒輪設計 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)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的條件下，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比比值減小，使換擋工作容易進行。 擋數(shù)選擇的要求： 相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 目前，轎車一般用45個擋位變速器， 貨車變速器采用45個

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、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。 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) 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 9 3、傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動傳動比的比值。 傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 目前轎車的傳動比范圍在34之間，

9、輕型貨車在56之間，其它貨車則更大。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、輪齒的接觸強度有影響。 中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 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。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)； 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些； 對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大

11、些。 所選模數(shù)值應符合國家標準的規(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 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 12 2壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。 對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5或25等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為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、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 13 斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪

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 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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、齒輪強度和齒輪工作時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量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。 選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，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

15、力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。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質量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合

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度，應根據(jù)危險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，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，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)應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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)、傳動比和傳動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) 一擋傳動比 （3-1） 如果z7和 z8的齒數(shù)確定了，則z2與 z1的傳動比可求出。為了求z7、 z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh （3-2） 計算后取zh為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。 圖6 四擋變速器傳動方案 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計算求得。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo

18、Zuirun; all rights reserved 17 2對中心距A進行修正 因為計算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距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確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式（3-1）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （3-3） 常嚙合傳動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都應取整數(shù)；然后核算一擋傳動比與原傳動比相差多少，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變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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，則得 （3-5） 解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計算中心距，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，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)，還必須滿足下列關系式 （3-9） 聯(lián)解上述三個方程式，可求出z5、z6和 三個參數(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。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應為 （3-10） 根據(jù)求得的De9 ，再選擇適當?shù)?/p>

21、齒數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計算倒擋軸與第二軸的中心距。 )(21108zzmAADDee25. 02981289eeDAD變速器齒輪設計變速器齒輪設計 0.5mm以上的間隙 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 20 四、 直齒圓柱齒輪傳動的強度計算 （一）、齒面接觸疲勞強度計算（一）、齒面接觸疲勞強度計算 111222121HEHEEbFwz1、基本公式 赫茲公式： 當半徑為1、2的兩圓柱體接觸并承載時，理論上為線接觸，實際上為面接觸（彈性變形）。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 主要強度校核標準： 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C處并非最小值。 2、齒面接觸強度的基本假定 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 22 1）節(jié)點處一般僅一對齒嚙合，承載較大。 2）點蝕往往在節(jié)線附近的齒根表面出現(xiàn)。 接觸疲勞強度計算通常以節(jié)點為計算點。 一對齒輪在節(jié)點接觸 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單位接觸線上的計算載荷 3、公式推導 1）單位接觸線載荷 w=Fnc/L 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 23 總計算載荷： 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變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 25 ZH：節(jié)點區(qū)域系數(shù)，考慮節(jié)點處齒廓曲率對H的影響。 1dbd令：

25、齒寬系數(shù) 代入上式，得： 321112HHEdZZZuuKTd設計式 4、說明： 1）齒輪傳動的H主要取決于齒輪的直徑d（或中心距a） 對標準直齒輪傳動：ZH=2.5 2）上面公式適合標準和變位齒輪傳動（ZH考慮了節(jié)圓參數(shù)） 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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 應合理選用d 保證有效齒寬b：b

26、1b2，b=？ 3） H1= H2 強度計算時，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 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 27 6）許用接觸應力H minlimHNHHSZlimH失效概率為1%時，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) 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun;

27、all rights reserved 28 穩(wěn)定載荷時： hLntN60齒輪每轉一周，同側齒面嚙合次數(shù) n齒輪轉速 r/min th齒輪設計壽命（h），工作時間 不穩(wěn)定的變載荷時：（指規(guī)律性穩(wěn)定變載荷，已知載荷譜） mniihiivTTtnNN1max60Nv當量循環(huán)次數(shù) ni，thi，Ti第i個循環(huán)中的n，th，T Tmax較長期作用的最大轉矩 m指數(shù) 1 2 3 (主動) 1=1 2=1 3=1 1 2 3 (主動) 1=1 2=2 3=1 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 29 7）分度圓直徑

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

29、強度計算 1）輪齒為懸臂梁（長l，寬b） 2）載荷由一對輪齒負擔 （實際上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（最危險情況） 危險截面：齒根（30切線法） Fn FnFcos：使齒根受彎彎曲應力b 受剪切應力 FnFsin：使齒根受壓壓應力c cb，認為 bF其它應力在應力修正系數(shù)Ysa中考慮 2、公式推導 FbFWM1、基本假定 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 31 coscos2coscoscos11FFtFnldTlFlFM計入K、Ysa、Y： （載荷系數(shù)、應力修正

30、系數(shù)、重合度） YYlbsdKTYYKWMsaFsabFcoscos62211YYYmbdKTsaFa112FsaFatYYYbmKF1dbd11mzd 、 以 代入： 32112YYYzkTmsaFaFd設計式 標準化 YYmsmlmbdKTsaFcoscos62211FaY齒形系數(shù) 校核式 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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。 2）應力修正系數(shù)Ysa： 考慮齒根應力集中、其余應力對F的影響。 ),( zxfYsa3）重合

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

32、1=2040 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 34 式中： Flim失效概率1%時，齒根彎曲疲勞極限 SFmin最小安全系數(shù) YN彎曲強度計算的壽命系數(shù) Yx尺寸系數(shù) 4、討論 1） 21FaFaYY21sasaYY， 21FF 21FF 大、小齒輪彎曲強度不同。 故 校核計算時，應分別校核： 11FF22FF、 設計時，應取 111FsaFaYY111FsaFaYY、 中的大者。 2）m應圓整為標準值： 動力傳動m1.52mm 一般機械m=28mm 重型、礦山機械m8mm 開式傳動：m開=（1.1

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

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

35、之處：1）有，接觸線傾斜接觸強度，用Z考慮 2）接觸線長度隨嚙合位置而變化 3）+=， 比直齒輪大。 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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，沿齒槽方向進刀，垂直于法面，故法面參數(shù)為標準值。 cosntPP cosntmm 一對斜齒輪傳動一對當量直齒輪在節(jié)點接觸借用直齒輪 公式，代入法面參數(shù)。 2、公式推導 1）ZE同直齒輪 2） btbttncdKTKFFcoscos12coscos113） 121122112211111nnnnnnnnnnnn

36、ZLFZnncEH斜斜1min變速器齒輪設計變速器齒輪設計 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、設計變速器齒輪設計 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設計式 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 41 （二）、齒根彎曲疲勞強度計算（二）、齒根彎

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

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

40、受力 - 軸的彎矩 - 軸的偏轉和位移 - 軸的應力 - 齒輪嚙合錯位 - 齒輪耐久（齒根和齒面） - 變速箱抗扭剛度 用于下述項目的動態(tài)分析 - 軸的特征模態(tài) - 軸的特征頻率 - 變速箱NVH動態(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。 強度校核標準：ISO GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 45 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 結構概念布置 齒輪幾何參數(shù)優(yōu)化 軸承詳細設計 軸疲勞分析 齒面修

41、形設計 概念設計概念設計 部件計算部件計算 系統(tǒng)分析系統(tǒng)分析 RomaxDesigner環(huán)境環(huán)境 系統(tǒng)建模 軸承強度預計 齒輪強度預計 軸強度預計 系統(tǒng)載荷譜計算 軸承可靠性 齒輪可靠性 系統(tǒng)變形分析 齒輪、軸承錯位 軸系變形 齒輪傳動誤差計算 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，涵蓋了概念設計、零部件性能計算和系統(tǒng)分析等多層次的分析內(nèi)容 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 46 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 Romax軟件設計流程 GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; al

42、l rights reserved 47 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 七、 GJT齒輪開發(fā)流程 目標設定 （CRB/PDB規(guī)定） 變速器布置設計 齒輪設計 （宏觀參數(shù)、應力、重合度、滑移率等） 制造可行性分析和齒根優(yōu)化 齒輪設計ok？ 耐久性預測 （彎曲、接觸強度） CAE偏轉/變形 CAENVH計算 （TE計算） NVH和耐久性OK? AP樣件制造 NVH 測試（AP） DVP 試驗（AP） 包括GSD 微觀幾何參數(shù)的固定 NVH和耐久性評價OK? 耐久性ok？ GJT, 23/10/2021, Guo Zuirun; all rights reserved 48 變速器齒輪設計變速器齒輪設計 七、 GJT齒輪開發(fā)流程 CP樣件制造 NVH確認試驗 （Vehicle ） DVP 試驗（CP） （包括GSD） 試驗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!