汽车零部件传统设计方法与现代设计方法之比较

c、分析重合度d、分析滑动比

12e、分析压强比

4）降低变速箱齿轮噪声的设计

a、控制滑动比的噪声指标?cg

?cg?db?0.1tn222?1.0 ; dfa???db?2Asin?t?D'?db'dfa?????? ; t2n??mn

db ? 基圆直径；db’ ? 相配齿轮的基圆直径；dfa ? 啮合起始圆直径；

tn ? 法向齿距；A ? 齿轮中心距；D’ ? 相配齿轮的外径；?t ? 端面压力角；

b、控制摩擦力的噪声指标?RFc、 控制重合度来降低噪声

d、采用小模数和小压力角来降低噪声5）变速箱齿轮强度的计算方法：6）ISO齿轮强度计算方法a、齿面接触强度计算b、轮齿弯曲强度计算

7）变速箱齿轮的优化设计：a、数学模型：

设计变量：模数、齿数、压力角、齿宽、螺旋角、变位系数、中心

距；

约束条件：基本参数约束：模数系数限制、齿宽系数限制、螺旋角限制、压力角限制、齿数限制；

啮合质量约束：齿顶宽限制、重合度限制、压强比限制、滑动比限制、主动轮根切限制、被动轮根切限制；

强度约束：接触强度限制、弯曲强度限制；

目标函数：一档齿轮：以中心距最小为目标；

二、三、四、五、倒档齿轮：在一档优化结果的基础上，以齿宽最小为目标；

优化算法：增广拉格朗日乘子法。b、约束条件：

其通用的约束条件有以下一些( 以下fu (x)为取x的符号 )：

为保证数学尺度一致，约束全部化为与1比较。

基本参数限制：模数系数限制 fu(Kmn)·(0.8/Kmn-1)<0

fu(Kmn)·(Kmn/1.5-1)<0

即 0.8

齿宽系数限制 fu(Kc)·(6.5/Kc-1)<0

fu(Kc)·(Kc/8.5-1)<0

即 6.5

螺旋角限制 fu(β)·(25/β-1)<0

fu(β)·(β/35-1)<0

即 25°<β<35 °

压力角限制 fu(αn)·(10/αn-1)<0

fu(αn)·(αn/20-1)<0

即 10°<αn<20°

齿数限制 -Z1<0

运行质量限制： 齿顶宽限制 fu(Sa)·(0.3·Mn/Sa-1)<0

即 Sa>0.3Mn

重合度限制 fu(Er)·(1.15/Er-1)<0

即 Er>1.15

压强比限制 fu(NN)·(NN/1.5-1)<0

即 NN<1.5

滑动比限制 n/4+1<0

即 n<-4

主动轮跟切限制 fu(Xmin1)·(1-X1/Xmin1)<0

即 Xmin1

被动轮跟切限制 fu(Xmin2)·(1-X2/Xmin2)<0

即 Xmin2

强度限制：主动轮接触强度限制 -Sth1<0

被动轮接触强度限制 -Sth2<0主动轮弯曲强度限制 -Stf1<0被动轮弯曲强度限制 -Stf2<0

对倒档齿轮，有两对齿轮啮合。在约束条件中应加入保持输入齿轮与输出齿轮不产生干涉，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；

这样保证了输入与输出齿轮齿顶间差0.5毫米。

对于各种约束，界面中都提供了惩罚调整系数的输入。在初次计

算后，可根据结果及其分析，判断具体哪些约束较易满足，哪些还没有满足，依此来调整各惩罚值，进行第二次运算。循环类似的工作，直至所构造的空间曲面都较易找到一个极值点。