變速器齒輪設(shè)計(jì)資料0001

1、8.4 變速箱齒輪設(shè)計(jì)方法8.4.1 變速箱齒輪的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則： 由于汽車變速箱各檔齒輪的工作情況是不相同的，所以按齒輪受力、轉(zhuǎn)速、噪聲要求等情況，應(yīng)該將它 們分為高檔工作區(qū)和低檔工作區(qū)兩大類。齒輪的變位系數(shù)、壓力角、螺旋角、模數(shù)和齒頂高系數(shù)等都應(yīng)該按 這兩個(gè)工作區(qū)進(jìn)行不同的選擇。高檔工作區(qū)：通常是指三、四、五檔齒輪，它們?cè)谶@個(gè)區(qū)內(nèi)的工作特點(diǎn)是行車?yán)寐瘦^高，因?yàn)樗鼈兪?汽車的經(jīng)濟(jì)性檔位。在高檔工作區(qū)內(nèi)的齒輪轉(zhuǎn)速都比較高，因此容易產(chǎn)生較大的噪聲，特別是增速傳動(dòng)，但 是它們的受力卻很小，強(qiáng)度應(yīng)力值都比較低，所以強(qiáng)度裕量較大，即使削弱一些小齒輪的強(qiáng)度，齒輪匹配壽 命也在適用的范圍內(nèi)。因此，在高檔工作區(qū)

2、內(nèi)齒輪的主要設(shè)計(jì)要求是降低噪聲和保證其傳動(dòng)平穩(wěn)，而強(qiáng)度只 是第二位的因素。低檔工作區(qū)：通常是指一、二、倒檔齒輪，它們?cè)谶@個(gè)區(qū)內(nèi)的工作特點(diǎn)是行車?yán)寐实停ぷ鲿r(shí)間短， 而且它們的轉(zhuǎn)速比較低，因此由于轉(zhuǎn)速而產(chǎn)生的噪聲比較小。但是它們所傳遞的力矩卻比較大，輪齒的應(yīng)力 值比較高。所以低檔區(qū)齒輪的主要設(shè)計(jì)要求是提高強(qiáng)度，而降低噪聲卻是次要的。在高檔工作區(qū)，通過選用較小的模數(shù)、較小的壓力角、較大的螺旋角、較小的正角度變位系數(shù)和較大的 齒頂高系數(shù)。通過控制滑動(dòng)比的噪聲指標(biāo)和控制摩擦力的噪聲指標(biāo)以及合理選用總重合度系數(shù)、合理分配端 面重合度和軸向重合度，以滿足現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)要求，達(dá)到降低噪聲、傳動(dòng)平穩(wěn)的最佳

3、效果。而在低檔工 作區(qū)，通過選用較大的模數(shù)、較大的壓力角、較小的螺旋角、較大的正角度變位系數(shù)和較小的齒頂高系數(shù)， 來增大低檔齒輪的彎曲強(qiáng)度，以滿足汽車變速箱低檔齒輪的低速大扭矩的強(qiáng)度要求。以下將具體闡述怎樣合 理選擇這些設(shè)計(jì)參數(shù)。8.4.2 變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇：1 合理選用模數(shù)： 模數(shù)是齒輪的一個(gè)重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的彎曲強(qiáng)度也越大，它的承載能力也 就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會(huì)變薄，齒輪的彎曲強(qiáng)度也就越小。對(duì)于低速檔的齒輪，由于轉(zhuǎn)速低、扭矩 大，齒輪的彎曲應(yīng)力比較大，所以需選用較大的模數(shù)，以保證其強(qiáng)度要求。而高速檔齒輪，由于轉(zhuǎn)速高、扭 矩小，齒輪的彎曲應(yīng)力比較

4、小，所以在保證齒輪彎曲強(qiáng)度的前提下，一般選用較小的模數(shù)，這樣就可以增加 齒輪的齒數(shù)，以得到較大的重合度，從而達(dá)到降低噪聲的目的。在現(xiàn)代變速箱設(shè)計(jì)中，各檔齒輪模數(shù)的選擇是不同的。例如，某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的模數(shù)分別是：3.5 ；3；2.75；2.5；2；從而改變了過去模數(shù)相同或模數(shù)拉不開的狀況。2 合理選用壓力角： 當(dāng)一個(gè)齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了，齒輪的分度圓直徑也就確定了，而齒輪的漸開線齒形取決于基圓的大 小，基圓大小又受到壓力角的影響。對(duì)于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。 當(dāng)壓力角越大時(shí)，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會(huì)變厚，齒面曲率半徑增大，從而

5、可以 提高輪齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。當(dāng)減小壓力角時(shí)，基圓直徑就會(huì)變大，齒形漸開線就會(huì)變的平直一些，齒 根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度均會(huì)下降，但是隨著壓力角的減小，可 增加齒輪的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進(jìn)入和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，所有這些都有利于降低噪 聲。因此，對(duì)于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強(qiáng)度要求；而高速檔齒輪常采用較小的壓力角， 以滿足其降低噪聲的要求。例如：某一齒輪模數(shù)為 3,齒數(shù)為30，當(dāng)壓力角為17.5度時(shí)基圓齒厚為5.341 ;當(dāng)壓力角為25度時(shí), 基圓齒厚為6.716 ;其基圓齒厚增加了 25%左右，所以增大壓力角可以增加其

6、彎曲強(qiáng)度。3合理選用螺旋角：與直齒輪相比，斜齒輪具有傳動(dòng)平穩(wěn)，重合度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點(diǎn)?，F(xiàn)在的變速箱由于帶同步器， 換檔時(shí)不再直接移動(dòng)一個(gè)齒輪與另一個(gè)齒輪嚙合，而是所有的齒輪都相嚙合，這樣就給使用斜齒輪帶來方便，因此，凡帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。由于斜齒輪的特點(diǎn)，決定了整個(gè)齒寬不是同時(shí)全部進(jìn)入嚙合的，而是先由輪齒的一端進(jìn)入嚙合，隨著輪 齒的傳動(dòng)，沿齒寬方向逐漸進(jìn)入嚙合，直到全部齒寬都進(jìn)入嚙合，所以斜齒輪的實(shí)際嚙合區(qū)域比直齒輪的大。 當(dāng)齒寬一定時(shí)，斜齒輪的重合度隨螺旋角增加而增加。承載能力也就越強(qiáng)，平穩(wěn)性也就越好。從理論上講， 螺旋角越大越好，但螺旋角增大，會(huì)使軸向分力也增大，從而

7、使得傳遞效率降低了。在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，為了保證齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性、低噪聲和少?zèng)_擊，所有齒輪都要選擇較大的螺旋 角，一般都在30左右。對(duì)于高速檔齒輪由于轉(zhuǎn)速較高，要求平穩(wěn)，少?zèng)_擊，低噪聲，因此采用小模數(shù)，大螺 旋角；而低速檔齒輪則用較大模數(shù)，較小螺旋角。4合理選用正角度變位：對(duì)于具有良好潤(rùn)滑條件的硬齒面齒輪傳動(dòng)，一般認(rèn)為其主要危險(xiǎn)是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下，齒根的疲勞 裂紋逐漸擴(kuò)張?jiān)斐升X根斷裂而失效。變速箱中齒輪失效正是屬于這一種。為了避免輪齒折斷，應(yīng)盡量提高齒 根彎曲強(qiáng)度，而運(yùn)用正變位，則可達(dá)到這個(gè)目的。一般情況下，變位系數(shù)越大，齒形系數(shù)值就越小，輪齒上 彎曲應(yīng)力越小，輪齒彎曲強(qiáng)度就越高。在硬齒

8、面的齒輪傳動(dòng)中，齒面點(diǎn)蝕剝落也是失效原因之一。增大嚙合角，可降低齒面間的接觸應(yīng)力和最 大滑動(dòng)率，能大大提高抗點(diǎn)蝕能力。而增大嚙合角，則必須對(duì)一副齒輪都實(shí)行正變位，這樣既可提高齒面的 接觸強(qiáng)度，又可提高齒根的彎曲強(qiáng)度，從而達(dá)到提高齒輪的承載能力效果。但是，對(duì)于斜齒輪傳動(dòng)，變位系 數(shù)過大，又會(huì)使輪齒總的接觸線長(zhǎng)度縮短，反而降低其承載能力。同時(shí)，變位系數(shù)越大，由于齒頂圓要隨之 增大，其齒頂厚度將會(huì)變小，這會(huì)影響齒頂?shù)膹?qiáng)度。因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，大多數(shù)齒輪均合理采用正角度變位，以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點(diǎn)。主要有以下 幾個(gè)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：對(duì)于低速檔齒輪副來說，主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)，而對(duì)高速

9、檔齒輪副，其主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)。主動(dòng)齒輪的變位系數(shù)隨檔位的升高而逐漸xiajia ng 。這是因?yàn)榈蜋n區(qū)由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪強(qiáng)度要求高，因此需采用較 da的變位系數(shù)。各檔齒輪的總變位系數(shù)都是正的（屬于角變位修正），而且隨著檔位的升高而逐漸減小。總變位系數(shù)越小,一對(duì)齒輪副的齒根總的厚度就越薄，齒根就越弱，其抗彎強(qiáng)度就越低，但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故可降低噪聲。而且齒形重合度會(huì)增加，這使得單齒承受最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根近，使得彎 曲力矩減小，相當(dāng)于提高了齒根強(qiáng)度，這對(duì)由于齒根減薄而消弱強(qiáng)度的因素有所抵消。所以總變位系數(shù)越大， 則齒根強(qiáng)度越高，但噪聲則

10、有可能增大。因此高速檔齒輪要選擇較小的總變位系數(shù)，而低速檔齒輪則必須選 用較大的總變位系數(shù)。5、提高齒頂高系數(shù)：齒頂高系數(shù)在傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)中，影響著重合度，在斜齒輪中主要影響端面重合度。由端面重合度的公式 可知，當(dāng)齒數(shù)和嚙合角一定時(shí)，齒頂圓壓力角是受齒頂高系數(shù)影響的，齒頂高系數(shù)越大，齒頂圓壓力角也越 大，重合度也就越大，傳動(dòng)也就越平穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會(huì)越薄，從而影響齒頂強(qiáng)度。 同時(shí)，從最少不根切齒數(shù)公式來看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切齒數(shù)就會(huì)增加，否則的話，就會(huì)產(chǎn)生根切。 因此，在保證不根切和齒頂強(qiáng)度足夠的情況下，增大齒頂高系數(shù)，對(duì)于增加重合度是有意義的。因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)

11、中，各檔齒輪的齒頂高系數(shù)都選擇較大的值，一般都大于1.0 ，稱為細(xì)高齒，這對(duì)降低噪聲，增加傳動(dòng)平穩(wěn)性都有明顯的效果。對(duì)于低速檔齒輪，為了保證其具有足夠的齒根彎曲強(qiáng)度， 一般選用較小的齒頂高系數(shù)；而高速檔齒輪，為了保證其傳動(dòng)的平穩(wěn)性和低噪聲，一般選用較大的齒頂高系 數(shù)。以上是從模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)這五個(gè)方面去獨(dú)立分析齒輪設(shè)計(jì)趨勢(shì)。實(shí)際上 各個(gè)參數(shù)之間是互相影響、互相牽連的，在選擇變速箱的參數(shù)時(shí)，既要考慮它們的優(yōu)缺點(diǎn)，又要考慮它們之 間的相互關(guān)系，從而以最大限度發(fā)揮其長(zhǎng)處，避免短處，改善變速箱的使用性能。8.4.3 變速箱齒輪嚙合質(zhì)量指標(biāo)的控制：1 分析齒頂寬：對(duì)于正變位齒輪

12、，隨著變位系數(shù)的增大，齒頂高也增大，而齒頂會(huì)逐漸變尖。當(dāng)齒輪要求進(jìn)行表面淬火 處理時(shí)，過尖的齒頂會(huì)使齒頂全部淬透，從而使齒頂變脆，易于崩碎。對(duì)于變位系數(shù)大，而齒數(shù)又少的小齒 輪，尤易產(chǎn)生這種現(xiàn)象。所以必須對(duì)齒輪進(jìn)行齒頂變尖的驗(yàn)算。對(duì)于汽車變速箱齒輪，一般推薦其齒頂寬不 小于 (0.25-0.4)m 。2 分析最小側(cè)隙：為了保證齒輪傳動(dòng)的正常工作，避免因工作溫度升高而引起卡死現(xiàn)象，保證輪齒正常潤(rùn)滑以及消除非工 作齒面之間的撞擊。 因此在非工作齒面之間必須具有最小側(cè)隙。 如果裝配好的齒輪副中的側(cè)隙小于最小側(cè)隙， 則會(huì)帶來一系列上述的問題。特別是對(duì)于低速檔齒輪，由于其處于低速重載的工作環(huán)境下，溫度上

13、升較快， 所以必須留有足夠的側(cè)隙以保證潤(rùn)滑防止卡死。3 分析重合度：對(duì)于斜齒輪傳動(dòng)的重合度來說，是指端面重合度與軸向重合度之和。為了保證齒輪傳動(dòng)的連續(xù)性、傳動(dòng) 平穩(wěn)性、減少噪聲以及延長(zhǎng)齒輪壽命，各檔齒輪的重合度必須大于允許值。對(duì)于汽車變速箱齒輪來說，正逐 漸趨向于高重合度化。尤其對(duì)于高速檔齒輪來說，必須選擇大的重合度，以保證汽車高速行駛的平穩(wěn)性以及 降低噪聲的要求。而對(duì)于低速檔齒輪來說，在保證傳動(dòng)性能的條件下，適當(dāng)?shù)販p小重合度，可使齒輪的齒寬 和螺旋角減小，這樣就可減輕重量，降低成本。4 分析滑動(dòng)比：滑動(dòng)比可用來表示輪齒齒廓各點(diǎn)的磨損程度。齒廓各點(diǎn)的滑動(dòng)比是不相同的，齒輪在節(jié)點(diǎn)嚙合時(shí)，滑動(dòng) 比

14、等于零；齒根上的滑動(dòng)比大于齒頂上的滑動(dòng)比；而小齒輪齒根上的滑動(dòng)比又大于大齒輪齒根上的滑動(dòng)比， 所以在通常情況下，只需驗(yàn)算小齒輪齒根上的滑動(dòng)比就可以了。對(duì)于滑動(dòng)比來說，越小越好。高速檔齒輪的 滑動(dòng)比一般比低速檔齒輪的要小，這是因?yàn)楦咚贆n齒輪齒廓的磨損程度要比低速檔齒輪的小，因?yàn)楦咚贆n齒 輪的轉(zhuǎn)速高、利用率大，所以必須保證其一定的抗磨性能以及減小噪聲的要求。5 分析壓強(qiáng)比：壓強(qiáng)比是用來表示輪齒齒廓各點(diǎn)接觸應(yīng)力與在節(jié)點(diǎn)處接觸應(yīng)力的比值。其分布情況與滑動(dòng)比分布情況相似，故一般也只需驗(yàn)算小齒輪齒根上的壓強(qiáng)比就可以了。對(duì)于變速箱齒輪來說， 壓強(qiáng)比一般不得大于 1.4-1.7高速檔齒輪的壓強(qiáng)比一般比低速檔齒

15、輪的要小，這是因?yàn)樵诟咚贆n齒輪傳動(dòng)中，為了減少振動(dòng)和噪聲，其齒 廓上的接觸應(yīng)力分布應(yīng)比較均勻。844 降低變速箱齒輪噪聲的設(shè)計(jì)：發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱和排氣系統(tǒng)是汽車的三大主要噪聲源，所以，對(duì)于變速箱來說，降低它的噪聲是實(shí)現(xiàn)汽 車低噪聲化的重要組成部分。引起變速箱噪聲的原因是多方面、錯(cuò)綜復(fù)雜的，其中齒輪嚙合噪聲是主要方面, 其次，如箱體軸軸承等也會(huì)引起噪聲，從理論分析和實(shí)際經(jīng)驗(yàn)得到，提高變速箱零部件特別是齒輪的加工精 度是降低噪聲的有效措施，但追求高精度會(huì)造成成本增加、生產(chǎn)率下降等。因此要降低變速箱的噪聲，應(yīng)該 從優(yōu)化設(shè)計(jì)齒輪參數(shù)和提高齒輪精度等諸多途徑出發(fā)，從而達(dá)到成本、安全等方面的綜合平衡。從設(shè)計(jì)

16、的角度出發(fā)，在變速箱的設(shè)計(jì)階段，對(duì)某些影響噪聲的因素進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，即可達(dá)到降低噪聲的 好處。以下是通過控制齒輪參數(shù)來達(dá)到降低噪聲的效果。1控制噪聲指標(biāo)來降低噪聲，控制滑動(dòng)比的噪聲指標(biāo)(g：由于在基圓附近的漸開線齒形的敏感性非常高，曲率變化很大，齒面間的接觸滑動(dòng)比非常大，因此在基 圓附近輪齒傳遞力時(shí)的變化較激烈，引起輪齒的振動(dòng)而產(chǎn)生較大的噪聲，而且齒面容易磨損，所以在齒輪設(shè) 計(jì)時(shí)應(yīng)使嚙合起始圓盡可能遠(yuǎn)離基圓，在此推薦嚙合起始圓與基圓的距離應(yīng)大于0.2的法向齒距，控制滑動(dòng)比的噪聲指標(biāo)eg的公式如下：1口 d b + 0.1t n2 f-22 2 運(yùn)飛 b丄.0 ; dfa 二 db2Asi n：t

17、 .D-db； tn =dfaV丿式中：db 基圓直徑；db 相配齒輪的基圓直徑；dfa 嚙合起始圓直徑；tn 法向齒距；A 齒輪中心距；D 相配齒輪的外徑；:t 端面壓力角；在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，為了達(dá)到良好的低噪聲性能，各檔齒輪的控制滑動(dòng)比的噪聲指標(biāo)一般都要小于1.0 ,而采用細(xì)高齒制來降低噪聲的設(shè)計(jì)方案，這時(shí)的噪聲指標(biāo)tg就有可能大于1.0，所以對(duì)于這種齒制的齒輪可采用 tg 1.10的設(shè)計(jì)要求。對(duì)于高速檔齒輪來說，降低噪聲是首選目標(biāo)，所以其leg必須設(shè)計(jì)的小一些。2控制摩擦力的噪聲指標(biāo) RF從主動(dòng)齒輪的節(jié)圓到其嚙合起始圓的這段齒形弧段稱為進(jìn)弧區(qū)，從節(jié)圓到其齒頂這段齒形稱為退弧區(qū)，齒輪在

18、嚙合過程中齒面有摩擦力，當(dāng)齒面接觸由進(jìn)弧區(qū)移到退弧區(qū)時(shí)，摩擦力方向在節(jié)圓處發(fā)生突變，從而 導(dǎo)致輪齒發(fā)生振動(dòng)而產(chǎn)生噪聲。如果進(jìn)弧區(qū)越大，齒面壓力的增加幅度也越大，那么噪聲就越大，而在退弧 區(qū)情況正好相反，因此工作比較平穩(wěn)，噪聲較小。齒面嚙合從進(jìn)弧區(qū)到退弧區(qū)的瞬間，摩擦力的突變量是它 本身的兩倍，所以產(chǎn)生的噪聲較大。因此在汽車變速箱的齒輪設(shè)計(jì)中，采用退弧區(qū)大于進(jìn)弧區(qū)的設(shè)計(jì)方法可以獲得較小的嚙合噪聲，由此得到了控制摩擦力的噪聲指標(biāo)RF,其公式如下:式中：:max 齒頂?shù)凝X形曲率半徑;2%max-db2tg:RF-db1tg:1.0maxD2 -db12在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計(jì)中，為了達(dá)到良好的低噪聲性能，

19、各檔齒輪的控制摩擦力的噪聲指標(biāo)一般都要小于1.0，尤其當(dāng)1RF小于0.9時(shí)，降低噪聲的效果比較明顯。因此在設(shè)計(jì)過程中可以通過改變齒頂高系數(shù)和變位系數(shù)，來減小從動(dòng)齒輪的外徑和增大主動(dòng)齒輪的外徑，以使1RF減小。在降噪設(shè)計(jì)過程中必須同時(shí)控制leg和*F兩個(gè)噪聲指標(biāo)，使它們同時(shí)小于1.0，這樣才能從總體上獲得較小的噪聲性能。3控制重合度來降低噪聲：齒輪副的重合度越大，則動(dòng)載荷越小、嚙合噪聲越低、強(qiáng)度也越高，特別是端面重合度等于2.0時(shí)，嚙合噪聲最低，噪聲級(jí)數(shù)將急劇地減小。由于齒輪傳動(dòng)時(shí)的總載荷是沿齒面接觸線均勻地分布，所以在嚙合過 程中，隨著接觸線的變化，齒面受力情況也不斷地發(fā)生變化，當(dāng)接觸線最長(zhǎng)時(shí)

20、齒面接觸線單位長(zhǎng)度載荷最小， 當(dāng)接觸線最短時(shí)接觸線單位長(zhǎng)度載荷最大。顯然單位載荷變化大而快時(shí)容易產(chǎn)生振動(dòng)，引發(fā)噪聲，特別是齒 面接觸線最長(zhǎng)的那一對(duì)輪齒尤甚。對(duì)于齒輪重合度的分析有以下定義：定義：斜齒輪端面重合度P = K1 + KP ；斜齒輪軸向重合度F = K2 + KF ；斜齒輪總重合度:=P + F;式中：K1一 和的整數(shù)值；KP 一 eP的小數(shù)值；K2-：F的整數(shù)值；KF ：；F的小數(shù)值；在設(shè)計(jì)斜齒輪的重合度時(shí)，應(yīng)滿足以下幾條設(shè)計(jì)準(zhǔn)則:盡可能地使 P或F接近于整數(shù)，以獲得最小的噪聲，只要KP 0或KF 0 一項(xiàng)成立即可。避免采用KP=KF=0.5的重合度系數(shù)，因?yàn)檫@時(shí)齒面載荷變化太快，

21、齒輪嚙合噪聲最大。當(dāng)KP=KF時(shí)，齒輪副的噪聲也比較大?？傊睾隙认禂?shù) 為整數(shù)的齒輪噪聲不一定小，特別是KP或KF在0.3至0.7的范圍內(nèi)噪聲較大，越接近0.5噪聲越大。盡可能采用大的端面重合度P,因?yàn)镻對(duì)噪聲的影響要比 F大得多，對(duì)于汽車變速箱的高速檔齒輪來說，要采用P 1.8，以獲得較小的噪聲，而對(duì)低速檔齒輪來說，也要盡可能地采用大的P值，以降低噪聲。應(yīng)該采用大的總重合度系數(shù)；以減小接觸線長(zhǎng)度變化時(shí)引起齒面載荷變化的幅度，最好使變速箱低檔齒輪的2,高檔齒輪的3。4采用小模數(shù)和小壓力角來降低噪聲：在變速箱中心距相同的條件下，減少齒輪模數(shù)，可增加其齒數(shù)，使得齒根變薄，輪齒剛度減小，受力變形 變大

22、，吸收沖擊振動(dòng)的能力增大，從而可增加齒輪重合度和減少齒輪噪聲。減小壓力角能增加齒輪重合度，減小輪齒的剛度并且可以減小進(jìn)入和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，所有這些都對(duì)降低噪聲有利。分度圓法向壓力角:n=20的標(biāo)準(zhǔn)齒制對(duì)汽車齒輪來說，不是最佳的齒輪，試驗(yàn)資料表明:n=15的噪聲要比20的小一些，因此汽車變速箱的高速檔齒輪的n取15，以減少噪聲，而低速檔齒輪取較大的壓力角，以增加強(qiáng)度。5降低噪聲方法小結(jié)：降低齒輪噪聲，在設(shè)計(jì)方面主要有以下幾種措施：最重要的是采用細(xì)高齒制；采用小模數(shù)、小壓力角和大螺旋角；P 2.0 ；在保證強(qiáng)度的基礎(chǔ)上，盡可能采用大的重合度，最好采用噪聲指標(biāo) (g和RF來選定變位系數(shù)；斜齒輪的

23、重合度 P和F要有一項(xiàng)接近于整數(shù)。避免KP=KF=0.5;845 變速箱齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法：1齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法概述：目前，在國際上齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法有數(shù)十種，其中較有影響的齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法大致有以下幾種：(1) 國際標(biāo)準(zhǔn)化組織 (International Organization for Standardization，簡(jiǎn)稱 ISO ) 計(jì)算法； 德國工業(yè)標(biāo)準(zhǔn) (Deutsche Industrie Norm ，簡(jiǎn)稱 DIN )計(jì)算法； 美國齒輪廠商協(xié)會(huì) (American Gear Manufacturers Association，簡(jiǎn)稱 AGMA 計(jì)算法；(4)日本齒輪工業(yè)協(xié)會(huì) (Jap

24、an Gear Manufacturers Association，簡(jiǎn)稱 JGMA )計(jì)算法； 英國標(biāo)準(zhǔn)(British Standard，簡(jiǎn)稱BS )計(jì)算法；(6) 蘇聯(lián)國家標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算法；(7) 尼曼計(jì)算法；(8) 彼德羅謝維奇計(jì)算法；(9) 庫德略夫采夫計(jì)算法；上述各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法的基本理論都是相同的，并且都是計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力和齒根的彎曲應(yīng)力，但它們對(duì)所考慮的影響齒輪強(qiáng)度的因素不盡相同。建國以來直至七十年代中期，我國的齒輪強(qiáng)度計(jì)算一直都沿用蘇聯(lián)四十年代的方法，此方法由于所考慮的因素不全面，計(jì)算精度較差，所以逐漸被淘汰，目前，我國已參加了國際標(biāo)準(zhǔn)化組織，并參照ISO的齒輪強(qiáng)度計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)制定

25、了我國的漸開線圓柱齒輪承載能力計(jì)算的國家標(biāo)準(zhǔn)(GB3480-83 )。齒輪計(jì)算載荷的確定在齒輪強(qiáng)度計(jì)算中占據(jù)至關(guān)重要的地位，而影響輪齒載荷的因素卻有很多，也比較復(fù)雜，目前在國際上的各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法的主要區(qū)別，就是對(duì)載荷影響因素的計(jì)算方法的不同，我國的 國家標(biāo)準(zhǔn)局所發(fā)表的漸開線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法是參照國際標(biāo)準(zhǔn)化組織的計(jì)算方法所制定的，該方法 比較全面地考慮了影響齒輪承載能力的各種因素，現(xiàn)已成為目前最精確的、綜合的齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法。影響輪齒載荷的各種因素大致可歸納為四個(gè)方面，分別用四個(gè)系數(shù)來修正名義載荷，這四個(gè)系數(shù)分別為使用系數(shù)KA、動(dòng)載系數(shù)Kv、齒向載荷分布系數(shù) K齒間載荷分配系數(shù) K

26、。2各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法所采用的動(dòng)載系數(shù)Kv在形式上有很大的差別，考慮的因素也不相同，所以數(shù)值差別較大，有的考慮沖擊，有的考慮振動(dòng)，有的用實(shí)驗(yàn)測(cè)定Kv值，計(jì)算方法也有簡(jiǎn)有繁，例如美國AGMA 日本JGMA和德國DIN等的Kv值主要根據(jù)速度和齒輪精度確定，而國際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO則按振動(dòng)理論及動(dòng)載實(shí)驗(yàn)來確定Kv值，所以比較合理。3各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法所采用的齒向載荷分布系數(shù)的計(jì)算方法各不相同，蘇聯(lián)和國際標(biāo)準(zhǔn)化組織的齒輪承載能力計(jì)算方法考慮得比較全面，包括了較詳盡的影響因素，但計(jì)算也較復(fù)雜，而美國AGM/標(biāo)準(zhǔn)中計(jì)算雖較簡(jiǎn)單，但對(duì)影響載荷分布的因素考慮較少，數(shù)值也過于粗略。4各種齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法所采用

27、的齒間載荷分配系數(shù)K的具體處理上有很大的差別，蘇聯(lián)對(duì)K取值較為簡(jiǎn)單，認(rèn)為直齒輪在節(jié)點(diǎn)嚙合時(shí)，不存在載荷分配問題，斜齒和人字齒輪則考慮輪齒精度對(duì)齒間載荷分配的影響， 而美國AGMA標(biāo)準(zhǔn)中，盡管齒間載荷分配系數(shù)的表現(xiàn)形式不同，但基本觀點(diǎn)與ISO相似，日本JGMAB準(zhǔn)是參考ISO與德國DIN標(biāo)準(zhǔn)，并結(jié)合其具體情況作某些修改后制定的，國際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO和我國國標(biāo)GB的計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)中，對(duì)齒間載荷分配關(guān)系分析得較細(xì)，考慮也較全面，比較接近實(shí)際。4由于汽車變速箱的工作特性，使得輪齒的載荷是波動(dòng)的，對(duì)于這種不穩(wěn)定載荷的情況，ISO計(jì)算方法用曼耐爾(Miner)的疲勞損傷累積假說，將這種不穩(wěn)定載荷轉(zhuǎn)化為穩(wěn)定載荷，

28、找出與轉(zhuǎn)化穩(wěn)定載荷相應(yīng)的當(dāng)量循環(huán)次數(shù)，這樣就使計(jì)算過程更接近于實(shí)際。從以上四點(diǎn)可看出國際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO的齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法是一種比較合理、精確的方法，所以在本論文中齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算采用此種方法。為使齒輪能在預(yù)定的使用壽命內(nèi)正常工作，應(yīng)保證齒面具有一定的抗點(diǎn)蝕能力接觸疲勞強(qiáng)度。影響接觸疲勞強(qiáng)度的因素很多，如接觸應(yīng)力、齒面滑動(dòng)速度、齒面潤(rùn)滑狀態(tài)以及材料的性能和熱處理等，根據(jù)赫茲 (H.R.Hertz)導(dǎo)出的兩彈性圓柱體接觸表面最大接觸應(yīng)力的計(jì)算公式，可得齒輪齒面接觸時(shí)的應(yīng)力公式，用其算出齒輪接觸應(yīng)力值，校核該值必須小于其許用應(yīng)力。齒輪在傳遞動(dòng)力時(shí)，輪齒處于懸臂狀態(tài)，在齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力和其它應(yīng)力，并有

29、較大的應(yīng)力集中，為使齒輪在預(yù)定的壽命期內(nèi)不發(fā)生斷齒事故，必須使齒根的最大應(yīng)力小于其許用應(yīng)力。采用30切線法確定齒根危險(xiǎn)截面位置，取危險(xiǎn)截面形狀為平截面，按全部載荷作用在單對(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)，只取彎曲應(yīng)力一項(xiàng)，按受 拉側(cè)的最大應(yīng)力建立起名義彎曲應(yīng)力計(jì)算公式，再用相應(yīng)的系數(shù)進(jìn)行修正，得到計(jì)算齒根的彎曲應(yīng)力公式。846 ISO 齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法：通常變速箱齒輪損壞有三種形式：輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕、齒面膠合。齒輪在嚙合過程中，輪齒表面將承受集中載荷的作用。輪齒相當(dāng)于懸臂梁，根部彎曲應(yīng)力很大，過渡圓 角處又有應(yīng)力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。折斷有兩種情況：一是輪齒受足夠大的突然載荷沖擊作用 導(dǎo)致發(fā)生斷裂

30、；二是受多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展到一定 深度，輪齒突然折斷。變速箱齒輪折斷多數(shù)是疲勞破壞。齒面點(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動(dòng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動(dòng)的齒輪在潤(rùn)滑油中工作，齒面長(zhǎng)期受 到脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中充滿了潤(rùn)滑油，嚙合時(shí)由于齒面 互相擠壓，裂縫中油壓升高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點(diǎn)， 此即齒面點(diǎn)蝕。理論上靠近節(jié)圓的根部齒面處要較靠近節(jié)圓頂部齒面處點(diǎn)蝕更嚴(yán)重；互相嚙合的齒輪副中， 主動(dòng)的小齒輪點(diǎn)蝕較嚴(yán)重。在變速箱齒輪中，齒面膠核損壞的情況不多，故一般設(shè)計(jì)計(jì)算無須校核

31、齒面膠合的情況。本論文中，關(guān)于齒輪強(qiáng)度計(jì)算的方法，是采用國標(biāo)GB3480-83(參照ISO)編制的汽車變速箱圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法。有關(guān)計(jì)算公式如下所示：1齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算：1).齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算中各參數(shù)的確定及公式：(a) . 端面分度圓切向力 Ft； Ft = 2000 M / d式中：d齒分度圓直徑；M 該齒輪傳遞的名義扭矩，可由發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩?fù)Q算到此齒輪上，Nm(b) .接觸強(qiáng)度計(jì)算的使用系數(shù) Ka ;對(duì)轎車，各檔齒輪均取Ka = 0.65。(c).動(dòng)載系數(shù) Kv ； Kv = N (C V1 Bp +CV2 Bf +CV3 Bk ) + 1式中：N臨界轉(zhuǎn)速比，N = n 1 /n E1

32、； n1主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速，r/mi n ;nE1主動(dòng)齒輪臨界轉(zhuǎn)速,nE1 =0 530000 (C r / mred )/ (二乙)，肝和；Cr輪齒嚙合剛度，C=(0.75：+0.25) C ，N/mmm;C單對(duì)齒剛度，C=1 / q， N/mmm;q =0.04743 + 0.15551/Z/1 + 0.25791/Z/2 - 0.00635X 1 - 0.00193 X 2 - 0.11654 X 心22-0.24188 X22/Z/2 + 0.00529 X 1 + 0.00182 XXi、X2分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的當(dāng)量齒數(shù)v1 = Z 1 / cos 卜， Z /2 = Z 2 / c

33、os 分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的變位系數(shù)； 端面重合度；3-mredda1誘導(dǎo)質(zhì)量，kg / mm主動(dòng)齒輪頂圓直徑，2；med =二(d m/d b1) (d2m1 /Q)/ 8；dm1 = (d a1 +d f1 ) / 2df1主動(dòng)齒輪根圓直徑，mmmmQ=(1+1/u單位齒寬柔度，mmm/N;2)/二，假設(shè)齒輪是實(shí)心齒輪;從動(dòng)齒輪與主動(dòng)齒輪齒數(shù)之比；鋼材密度,63：-=7.810 - kg/mm ；G2C/3考慮基節(jié)偏差對(duì)Kv的影響系數(shù),C/1 =0.32 ；G2=0.57/(；-0.3)；考慮嚙合剛度周期變化對(duì)Kz的影響系數(shù)，6=0.096/(考慮齒形誤差對(duì)K/的影響系數(shù),;-1.56

34、)；分別為考慮基節(jié)偏差、齒形誤差和輪齒修緣對(duì)動(dòng)載影響的無量綱參數(shù),p = 0.925 f pb C B / (F t Ka) ； B = (f f - 0.075 f pb) C B /(F t Ka)1 - 2.91565 C B / (F t Ka)Pb大齒輪基節(jié)極限偏差，m;(d) .接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)0 5當(dāng)2Wm / (F i C ) 0.5 1時(shí)，KhI = 1 + 0.5F y C /Wm式中：W單位齒寬最大載荷,Fy2N/mm； W = F t Ka K / B跑合后的嚙合齒向誤差，F(xiàn)y =0.85 (Wm fs ho + F ：)Fp齒向公差，補(bǔ)償系數(shù)，一般情況

35、=1 ；-單位載荷作用下(W/n = 1N/mm)的相對(duì)變形，丄m mm /N,可按下列公式計(jì)算：(斜齒輪)f主動(dòng)齒輪結(jié)構(gòu)尺寸系數(shù)，r =s h o = (36 r + 5)10 -321 + k Ls / d 12(B/d 1)；L 軸承跨距，mms 齒輪距軸中跨處距離， mmk系數(shù)，一般取k = 0.4 ;(e) .接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)Kh：.;當(dāng)； 2 時(shí)，Kh. , =； 0.9 + 0.4 C (fpb - y .) B / F 叩；當(dāng)； 2 時(shí)，心=0.9 + 0.4 2(；-1)/；0.5C(fpb - y ：)B/ F tH ；其中，F(xiàn)tH = Ft Ka Kv Kh

36、-若 Kh： : /( Z 2)，則取心.=；/ (. Z 2)；若 Kh - . 1，則取 K h - . = 1 ；式中：-.端面重合度；y 齒廓跑合量，-m y . = 0.075 f pb ；Z .接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)；(f) .節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Zh；Zh =2 cosPbcos co /(cos2sin op ) 0.5式中：:-t端面分度圓壓力角，:t = tg (tg : n/cos ：)；b基圓螺旋角，-b = tg (tg - cos : t)；:-t 端面嚙合角；(g) .接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)Z .；對(duì)斜齒輪：當(dāng) 二 . 端面重合度； 縱向重合度;(h) .螺旋角系數(shù)

37、Z ； Z ； = (cos ) 0.5(i) .壽命系數(shù)Zn ；對(duì)轎車，一檔齒輪Zn = 1.21 ;其它各檔齒輪Zn = 1 ；(1) .潤(rùn)滑油系數(shù) ZL ； ZL = 1 + 0.396 / (1.2 +80/5。)2式中：50為50 C時(shí)潤(rùn)滑油的名義運(yùn)動(dòng)黏度，mm2/s0 5(m).速度系數(shù) Zv ； Zv = 0.93 + 0.14 / (0.8 + 32 / v)式中：v節(jié)點(diǎn)線速度，m/s ；(n).粗糙度系數(shù)Zr；當(dāng)齒面粗糙度為1.6，Zr = 0.8 A 0.0267 ;式中：A 中心距，mm(o).接觸疲勞極限上限 GHLimmax及下限 OHlimmin ；2 2上限可取為

38、1650N/mm，下限可取為1300N/mm；(P).接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)Sh min ；取SHmin = 1 ；(2) .計(jì)算接觸應(yīng)力；旳單位為N/mnm :CH = z h z e z ”Z : F t (u + 1)/(d0 50 51 B u)(K a Kv Kh； Kh：)式中：Ze彈性系數(shù)，(N/mm) 0.5從動(dòng)齒輪與主動(dòng)齒輪齒數(shù)之比;(3).計(jì)算許用接觸應(yīng)力上限二HPma及下限:HPmin,單位為“肝吊：:-HPmax = :-Hlimmax Zn Z L Z V Z R / S Hmin:-Hpmin = :-Hlimmin Zn Z L Z V Z R / S hmin式中

39、：;：.Hlimmax、；_Hlimmin分別為試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限上、下限，單位為N/mm對(duì)表面硬化鋼的：Hlimmax = 1650 , Jimmin = 1300。(4).強(qiáng)度條件：計(jì)算的接觸應(yīng)力CH應(yīng)在許用接觸應(yīng)力上下限之間。若高于上限，則接觸強(qiáng)度不夠；若低于下限，則過于 安全。當(dāng)；了在jpmax與JPmin之間時(shí)，是接近上限或接近下限，表示強(qiáng)度儲(chǔ)備不同。為了便于對(duì)計(jì)算結(jié)果比較， 利用強(qiáng)度系數(shù)概念，強(qiáng)度系數(shù)用下式計(jì)算：SrH=( 6Pma- 6)/( CPmak jPmin)。Sth值應(yīng)在01之間，接近于1 ,說明強(qiáng)度儲(chǔ)備大；接近于 0，說明強(qiáng)度儲(chǔ)備??；若 大于1，說明強(qiáng)度過安全；若

40、小于 0，則強(qiáng)度不夠，需重新設(shè)計(jì)或作改進(jìn)。提高接觸疲勞強(qiáng)度的措施：一是合理選擇齒輪參數(shù)，如加大變位系數(shù)，使接觸應(yīng)力降低；二是提高齒面 硬度，如常采用許用應(yīng)力大的鋼材等等。2輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算：(1).輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算中各參數(shù)的確定及公式：(a).載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的齒形系數(shù)Yf ；2Yf = 6 (h F1 / m n) COS : Fen / (S Fn / m n) COS為了簡(jiǎn)單起見，設(shè)齒條刀具無凸臺(tái)。計(jì)算齒形系數(shù)Yf,需16個(gè)輔助公式，為了便于計(jì)算，下面按計(jì)算順序列出有關(guān)公式。a.刀尖圓心至刀齒對(duì)稱線的距離E；E =m /4 - hao tg:-n- (1 - Sin: n)

41、；ao/COS : n式中：h ao刀具基本齒廓齒頂高，本設(shè)計(jì)中暫取hao=1.25mn, mm:a?；君X條齒頂圓角半徑，本設(shè)計(jì)中暫取：?ao =0.38m n, mmb.輔助值；G 1 =嘉。/ m n-h ao /m n + X 1 ；G2=：?ao / m n - h ao /m n + X 2 ；c.基圓螺旋角;b=arccos1-(si nCOS : n)20.5d.曰心卿rZ v1 =Z 1 / (cos2-)；Z v2 =Z 2/(cos:b COS :)當(dāng)量齒數(shù)；cos；e.輔助值；H 1 =2 (7/2 -E/mn)/ Zv1 -7/3；H2 = 2 (二/2 - E/mn

42、)/ Z v2 -：/3f.輔助角；亍=2G 1 tg r/Z V1-H1 ；荃=2G2 tg 戈 /ZV2 - H 2 ；g. 危險(xiǎn)截面齒厚與模數(shù)之比；SFn1/mn = Z V1 sin(二/3 -十)+ 3 0.5 (G 1/cos n - 忑/mn)0 5 SFn2/mn = Z V2 S“(二/3 -丈)+ 3 (G 2/COS 丈-:ao/mn)h. 30切線點(diǎn)處曲率半徑與模數(shù)之比；2 2：f1 /mn = o/mn + 2G 1 /cos (Zwcos 1 - 2G 1)：72/mn = o/mn + 2G 22/cos n(ZvOS2n - 2G 2)i. 上界點(diǎn)處直徑;de2

43、del=2,出(1-ea)+J(孕)2 (舉)da2、2，db2 22 2式中：Fbt 端面基節(jié)，mmdbi、db2 分別為主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪的基圓直徑，mmea( -) 端面重合度；j.上界點(diǎn)處端面壓力角；:-et1 =arccos(dbdd e1) ； ret2=arccos(db2/d e2)k.上界點(diǎn)處的齒厚半角；et1 =(72 + 2X1 tg :： / Z 1+ inv :-t -inv :甜et2 =(72 + 2X2 tg .zn) / Z 2+ inv :-t -inv:心2l.端面載荷作用角；:-Fet1 =,-；et1 -，et1；.-；/Fet2 =；/et2 -et

44、2;m.彎曲力臂與模數(shù)之比;n.輔助角;0.p.(b).(c).(d).(e).(f).(g).Fel/mn= Z 1 (cos : t/C0S JFet1-1)/C0SFe2/mn=Z2(COS : t/COS .二Fet2-1)/C0S Fe1 = arctgd “ tg !：i / ( d 1 cos法向載荷作用角;齒形系數(shù);r.、Fe n1Yfi = 6 (h|+Zv11-cos(二/3- V1)-G 1/cOS n +aO/mn / 2| +ZV21-COS(二/3-劃-G 2/COS 手+aO/mn / 2:Fet1 ) ； I- -Fe2 = aCtgd b2 tg - / (

45、d 2 COS : Fet2)；=arctg(tg : fm cos阿)；:-Fen2 = arctg(tg :汗吃 cos 12)；Fe1 / m n) COS Oten1 / (S Fn1 / mFe2 / m n) COS : Fen2 / (S Fn2 / mn) COS ?n2n) COS、巾Yf2 = 6 (h載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù))1/(1.21 + 2.3/L1) ; 丫 = (1.2 + 0.13L2) q s(1/(1.21 + 2.3/LS1 = (1.2 + 0.13L1) q s(Ys；)2式中：L1、L2 分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪齒根危險(xiǎn)截面處

46、齒厚與彎曲力臂的比值,qsL1 = S Fn1/h Fe1 ； L 2 = S Fn2/h Fe2 ； 齒根圓角參數(shù)，值為：qs1 = S fn1 /2 f , qs2 = S fn2 /2;:f 30切線切點(diǎn)處曲率半徑，其值見前。螺旋角系數(shù) Y0 ； 丫滬1 -邙0 / 120。蘭Y0in式中：屮縱向重合度；Y暢in = 1 - 0.25 叩工0.75 ;當(dāng)邙1時(shí)，按邨=1使用系數(shù)Ka;轎車一檔齒輪取Ka = 0.7，其余各檔齒輪取動(dòng)載系數(shù)Kv ;取值同齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算的動(dòng)載系數(shù)齒向載荷分配系數(shù) Kf：.；取 Kf：.= Kh :;若 Kf-. ,貝 U &：= : / (: Y )；式中：

47、Y 重合度系數(shù)，Y = 0.25 + 0.75 /相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)YjelT ；Kv ;若 Kf-. 0.75 時(shí),，則 = 1 ;取 Y = 0.75 ;0 50 5Y rem = 0.9434 + 0.02311 (1 + 2 qsi)； Y 聞2 = 0.9434 + 0.02311 (1 + 2 q s2)(h) .壽命系數(shù)Ynt ;轎車各檔齒輪均取Ynt = 1 ；0 1(i) .相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)YRrelT ； YRrelT = 1.674 - 0.529 (R Z + 1).式中：Rz 齒根表面微觀不平度十點(diǎn)高度值；(j) .試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限上限；_FLimax及下限

48、；_Flimin ；22可取. FLimax= 520 N/mm ，：FLimin =(l).彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)Sfmin ；取Smin = 1.3 ；2.計(jì)算齒根應(yīng)力；丁，單位為N/mm :：丁 = F t Y f Ys Y Ka Kv K f - Kf / (B m n)式中：m齒輪法面模數(shù)，mm(3) .計(jì)算許用齒根應(yīng)力上限二FPmax及下限；：FPmin，單位為Nm :i_ iFpmax =；fFLimmax YsT Y NT Y relT Y RrelT / S fmin:-Fpmin =:-FLimmin YST Y NT 丫 relT Y RrelT / S fmin(4) .強(qiáng)度條件：計(jì)算的齒根應(yīng)力CF應(yīng)在許用齒根應(yīng)力上下限之間。若高于上限，則彎曲強(qiáng)度不夠；若低于下限，則過于 安全。當(dāng)CF在；：FPmax與;:FPmin之間時(shí)，是接近上限或接近下限，表示強(qiáng)度儲(chǔ)備不同。為了便于對(duì)計(jì)算結(jié)果比較， 利用強(qiáng)度系數(shù)概念，強(qiáng)度系數(shù)用下式計(jì)算：Stp=( CFPma- )/( CFPmax CFPmin) ； StP值應(yīng)在01之間，接近于1 ,說明強(qiáng)度儲(chǔ)備大；接近于0，說明強(qiáng)度儲(chǔ)備小;若大于1，說明強(qiáng)度過安全；若小于 0,則強(qiáng)度不夠，需重新設(shè)計(jì)或作改進(jìn)。要提高輪齒彎曲強(qiáng)度，可采用以下措施：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過度圓角半徑；采用長(zhǎng)齒齒輪傳動(dòng)，提高重合度