变速器齿轮设计
8.4 变速箱齿轮设计⽅法
8.4.1 变速箱齿轮的设计准则：
由于汽车变速箱各档齿轮的⼯作情况是不相同的，所以按齿轮受⼒、转速、噪声要求等情况，应该将它们分为⾼档⼯作区和低档⼯作区两⼤类。齿轮的变位系数、压⼒⾓、螺旋⾓、模数和齿顶⾼系数等都应该按这两个⼯作区进⾏不同的选择。
⾼档⼯作区：通常是指三、四、五档齿轮，它们在这个区内的⼯作特点是⾏车利⽤率较⾼，因为它们是汽车的经济性档位。在⾼档⼯作区内的齿轮转速都⽐较⾼，因此容易产⽣较⼤的噪声，特别是增速传动，但是它们的受⼒却很⼩，强度应⼒值都⽐较低，所以强度裕量较⼤，即使削弱⼀些⼩齿轮的强度，齿轮匹配寿命也在适⽤的范围内。因此，在⾼档⼯作区内齿轮的主要设计要求是降低噪声和保证其传动平稳，⽽强度只是第⼆位的因素。
低档⼯作区：通常是指⼀、⼆、倒档齿轮，它们在这个区内的⼯作特点是⾏车利⽤率低，⼯作时间短，⽽且它们的转速⽐较低，因此由于转速⽽产⽣的噪声⽐较⼩。但是它们所传递的⼒矩却⽐较⼤，轮齿的应⼒值⽐较⾼。所以低档区齿轮的主要设计要求是提⾼强度，⽽降低噪声却是次要的。
在⾼档⼯作区，通过选⽤较⼩的模数、较⼩的压⼒⾓、较⼤的螺旋⾓、较⼩的正⾓度变位系数和较⼤的齿顶⾼系数。通过控制滑动⽐的噪声指标和控制摩擦⼒的噪声指标以及合理选⽤总重合度系数、合理分配端⾯重合度和轴向重合度，以满⾜现代变速箱的设计要求，达到降低噪声、传动平稳的最佳效果。⽽在低档⼯作区，通过选⽤较⼤的模数、较⼤的压⼒⾓、较⼩的螺旋⾓、较⼤的正⾓度变位系数和较⼩的齿顶⾼系数，来增⼤低档齿轮的弯曲强度，以满⾜汽车变速箱低档齿轮的低速⼤扭矩的强度要求。以下将具体阐述怎样合理选择这些设计参数。
8.4.2 变速箱各档齿轮基本参数的选择：
1 合理选⽤模数：
模数是齿轮的⼀个重要基本参数，模数越⼤，齿厚也就越⼤，齿轮的弯曲强度也越⼤，它的承载能⼒也就越⼤。反之模数越⼩，齿厚就会变薄，齿轮的弯曲强度也就越⼩。对于低速档的齿轮，由于转速低、扭矩⼤，齿轮的弯曲应⼒⽐较⼤，所以需选⽤较⼤的模数，以保证其强度要求。⽽⾼速档齿轮，由于转速⾼、扭矩⼩，齿轮的弯曲应⼒⽐较⼩，所以在保证齿轮弯曲强度的前提下，⼀般选⽤较⼩的模数，这样就可以增加齿轮的齿数，以得到较⼤的重合度，从⽽达到降低噪声的⽬的。
在现代变速箱设计中，各档齿轮模数的选择是不同的。例如，某变速箱⼀档齿轮到五档齿轮的模数分别是：3.5；3；2.75；2.5；2；从⽽改变了过去模数相同或模数拉不开的状况。
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⼤⼩，基圆⼤⼩⼜受到压⼒⾓的影响。对于同⼀分度圆的齿轮⽽⾔，若其分度圆压⼒⾓不同，基圆也就不同。当压⼒⾓越⼤时，基圆直径就越⼩，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿⾯曲率半径增⼤，从⽽可以提⾼轮齿的弯曲强度和接触强度。当减⼩压⼒⾓时，基圆直径就会变⼤，齿形渐开线就会变的平直⼀些，齿根变薄，齿⾯的曲率半径变⼩，从⽽使得轮齿的弯曲强度和接触强度均会下降，但是随着压⼒⾓的减⼩，可增加齿轮的重合度，减⼩轮齿的刚度，并且可以减⼩进⼊和退出啮合时的动载荷，所有这些都有利于降低噪声。因此，对于低速档齿轮，常采⽤较⼤的压⼒⾓，以满⾜其强度要求；⽽⾼速档齿轮常采⽤较⼩的压⼒⾓，以满⾜其降低噪声的要求。
例如：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；其基圆齿厚增加了25%左右，所以增⼤压⼒⾓可以增加其弯曲强度。
3 合理选⽤螺旋⾓：
与直齿轮相⽐，斜齿轮具有传动平稳，重合度⼤，冲击⼩和噪声⼩等优点。现在的变速箱由于带同步器，换档时不再直接移动⼀个齿轮与另⼀个齿轮啮合，⽽是所有的齿轮都相啮合，这样就给使⽤斜齿轮带来⽅便，因此，凡带同步器的变速箱⼤多都使⽤斜齿轮。
由于斜齿轮的特点，决定了整个齿宽不是同时全部进⼊啮合的，⽽是先由轮齿的⼀端进⼊啮合，随着轮齿的传动，沿齿宽⽅向逐渐进⼊啮合，直到全部齿宽都进⼊啮合，所以斜齿轮的实际啮合区域⽐直齿轮的⼤。当齿宽⼀定时，斜齿轮的重合度随螺旋⾓增加⽽增加。承载能⼒也就越强，平稳性也就越好。从理论上讲，螺旋⾓越⼤越好，但螺旋⾓增⼤，会使轴向分⼒也增⼤，从⽽使得传递效率降低了。
在现代变速箱的设计中，为了保证齿轮传动的平稳性、低噪声和少冲击，所有齿轮都要选择较⼤的螺旋⾓，⼀般都在30 左右。对于⾼速档齿轮由于转速较⾼，要求平稳，少冲击，低噪声，因此采⽤⼩模数，⼤螺旋⾓；⽽低速档齿轮则⽤较⼤模数，较⼩螺旋⾓。
4合理选⽤正⾓度变位：
对于具有良好润滑条件的硬齿⾯齿轮传动，⼀般认为其主要危险是在循环交变应⼒作⽤下，齿根的疲劳裂纹逐渐扩张造成齿根断裂⽽失效。变速箱中齿轮失效正是属于这⼀种。为了避免轮齿折断，应尽量提⾼齿根弯曲强度，⽽运⽤正变位，则可达到这个⽬的。⼀般情况下，变位系数越⼤，齿形系数值就越⼩，轮齿上弯曲应⼒越⼩，轮齿弯曲强度就越⾼。
在硬齿⾯的齿轮传动中，齿⾯点蚀剥落也是失效原因之⼀。增⼤啮合⾓，可降低齿⾯间的接触应⼒和最⼤滑动率，能⼤⼤提⾼抗点蚀能⼒。⽽增⼤啮合⾓，则必须对⼀副齿轮都实⾏正变位，这样既可提
⾼齿⾯的接触强度，⼜可提⾼齿根的弯曲强度，从⽽达到提⾼齿轮的承载能⼒效果。但是，对于斜齿轮传动，变位系数过⼤，⼜会使轮齿总的接触线长度缩短，反⽽降低其承载能⼒。同时，变位系数越⼤，由于齿顶圆要随之增⼤，其齿顶厚度将会变⼩，这会影响齿顶的强度。
因此在现代变速箱的设计中，⼤多数齿轮均合理采⽤正⾓度变位，以最⼤限度发挥其优点。主要有以下⼏个设计准则：
●对于低速档齿轮副来说，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
齿轮的变位系数应⼩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渐xiajiang。这是因为低档区由于转速低、扭矩⼤，齿轮强度要
求⾼，因此需采⽤较da的变位系数。
●各档齿轮的总变位系数都是正的（属于⾓变位修正），⽽且随着档位的升⾼⽽逐渐减⼩。总变位系数越⼩，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，但是由于轮齿的刚度减⼩，易于吸收冲击振动，故可降低噪声。⽽且齿形重合度会增加，这使得单齿承受最⼤载荷时的着⼒
点距齿根近，使得弯曲⼒矩减⼩，相当于提⾼了齿根强度，这对由于齿根减薄⽽消弱强度的因素有所抵消。所以总变位系数越⼤，则齿根强度越⾼，但噪声则有可能增⼤。因此⾼速档齿轮要选择较⼩的总变位系数，⽽低速档齿轮则必须选⽤较⼤的总变位系数。
5、提⾼齿顶⾼系数：
齿顶⾼系数在传动质量指标中，影响着重合度，在斜齿轮中主要影响端⾯重合度。由端⾯重合度的公式可知，当齿数和啮合⾓⼀定时，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，传动也就越平稳。但是，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，从最少不根切齿数公式来看，齿顶⾼系数越⼤，最少不根切齿数就会增加，否则的话，就会产⽣根切。因此，在保证不根切和齿顶强度⾜够的情况下，增⼤齿顶⾼系数，对于增加重合度是有意义的。
因此在现代变速箱的设计中，各档齿轮的齿顶⾼系数都选择较⼤的值，⼀般都⼤于 1.0，称为细⾼齿，这对降低噪声，增加传动平稳性都有明显的效果。对于低速档齿轮，为了保证其具有⾜够的齿根弯曲强度，⼀般选⽤较⼩的齿顶⾼系数；⽽⾼速档齿轮，为了保证其传动的平稳性和低噪声，⼀般选⽤较⼤的齿顶⾼系数。
汽车变速箱
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分析齿轮设计趋势。实际上各个参数之间是互相影响、互相牵连的，在选择变速箱的参数时，既要考虑它们的优缺点，⼜要考虑它们之间的相互关系，从⽽以最⼤限度发挥其长处，避免短处，改善变速箱的使⽤性能。
8.4.3 变速箱齿轮啮合质量指标的控制：
1 分析齿顶宽：
对于正变位齿轮，随着变位系数的增⼤，齿顶⾼也增⼤，⽽齿顶会逐渐变尖。当齿轮要求进⾏表⾯淬⽕处理时，过尖的齿顶会使齿顶全部淬透，从⽽使齿顶变脆，易于崩碎。对于变位系数⼤，⽽齿数⼜少的⼩齿轮，尤易产⽣这种现象。所以必须对齿轮进⾏齿顶变尖的验算。对于汽车变速箱齿轮，⼀般推荐其齿顶宽不⼩于(0.25-0.4)m。
2 分析最⼩侧隙：
为了保证齿轮传动的正常⼯作，避免因⼯作温度升⾼⽽引起卡死现象，保证轮齿正常润滑以及消除⾮⼯作齿⾯之间的撞击。因此在⾮⼯作齿⾯之间必须具有最⼩侧隙。如果装配好的齿轮副中的侧隙⼩于最⼩侧隙，则会带来⼀系列上述的问题。特别是对于低速档齿轮，由于其处于低速重载的⼯作环境下，温度上升较快，所以必须留有⾜够的侧隙以保证润滑防⽌卡死。
3 分析重合度：
对于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。为了保证齿轮传动的连续性、传动平稳性、减少噪声以及延长齿轮寿命，各档齿轮的重合度必须⼤于允许值。对于汽车变速箱齿轮来说，正逐渐趋向于⾼重合度化。尤其对于⾼速档齿轮来说，必须选择⼤的重合度，以保证汽车⾼速⾏驶的平稳性以及降低噪声的要求。⽽对于低速档齿轮来说，在保证传动性能的条件下，适当地减⼩重合度，可使齿轮的齿宽和螺旋⾓减⼩，这样就可减轻重量，降低成本。
4 分析滑动⽐：
滑动⽐可⽤来表⽰轮齿齿廓各点的磨损程度。齿廓各点的滑动⽐是不相同的，齿轮在节点啮合时，滑动⽐等于零；齿根上的滑动⽐⼤于齿顶上的滑动⽐；⽽⼩齿轮齿根上的滑动⽐⼜⼤于⼤齿轮齿根上的滑动⽐，所以在通常情况下，只需验算⼩齿轮齿根上的滑动⽐就可以了。对于滑动⽐来说，越⼩越好。⾼速档齿轮的滑动⽐⼀般⽐低速档齿轮的要⼩，这是因为⾼速档齿轮齿廓的磨损程度要⽐低速档齿轮的⼩，因为⾼速档齿轮的转速⾼、利⽤率⼤，所以必须保证其⼀定的抗磨性能以及减⼩噪声的要求。
5 分析压强⽐：
压强⽐是⽤来表⽰轮齿齿廓各点接触应⼒与在节点处接触应⼒的⽐值。其分布情况与滑动⽐分布情况相似，故⼀般也只需验算⼩齿轮齿根上的压强⽐就可以了。对于变速箱齿轮来说，压强⽐⼀般不得⼤于1.4-1.7。⾼速档齿轮的压强⽐⼀般⽐低速档齿轮的要⼩，这是因为在⾼速档齿轮传动中，为了减少振动和噪声，其齿廓上的接触应⼒分布应⽐较均匀。
8.4.4 降低变速箱齿轮噪声的设计：
发动机、变速箱和排⽓系统是汽车的三⼤主要噪声源，所以，对于变速箱来说，降低它的噪声是实现汽车低噪声化的重要组成部分。引起变速箱噪声的原因是多⽅⾯、错综复杂的，其中齿轮啮合噪声是主要⽅⾯，其次，如箱体轴轴承等也会引起噪声，从理论分析和实际经验得到，提⾼变速箱零部件特别是齿轮的加⼯精度是降低噪声的有效措施，但追求⾼精度会造成成本增加、⽣产率下降等。因此要降低变速箱的噪声，应该从优化设计齿轮参数和提⾼齿轮精度等诸多途径出发，从⽽达到成本、安全等⽅⾯的综合平衡。
从设计的⾓度出发，在变速箱的设计阶段，对某些影响噪声的因素进⾏优化设计，即可达到降低噪声的好处。以下是通过控制齿轮参数来达到降低噪声的效果。
1控制噪声指标来降低噪声，控制滑动⽐的噪声指标?cg:
由于在基圆附近的渐开线齿形的敏感性⾮常⾼，曲率变化很⼤，齿⾯间的接触滑动⽐⾮常⼤，因此在基圆附近轮齿传递⼒时的变化较激烈，引起轮齿的振动⽽产⽣较⼤的噪声，⽽且齿⾯容易磨损，所以在齿轮设计时应使啮合起始圆尽可能远离基圆，在此推荐啮合起始圆与基圆的距离应⼤于0.2的法向齿距，控制滑动⽐的噪声指标?cg 的公式如下：
式中：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；
在现代变速箱的设计中，为了达到良好的低噪声性能，各档齿轮的控制滑动⽐的噪声指标⼀般都要⼩于1.0，⽽采⽤细⾼齿制来降低噪声的设计⽅案，这时的噪声指标?cg 就有可能⼤于1.0，所以对于这种齿制的齿轮可采⽤?cg <1.10的设计要求。对于⾼速档齿轮来说，降低噪声是⾸选⽬标，所以其?cg 必须设计的⼩⼀些。
2 控制摩擦⼒的噪声指标?RF
从主动齿轮的节圆到其啮合起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，齿轮在啮合过程中齿⾯有摩擦⼒，当齿⾯接触由进弧区移到退弧区时，摩擦⼒⽅向在节圆处发⽣突变，从⽽导致轮齿发⽣振动⽽产⽣噪声。如果进弧区越⼤，齿⾯压⼒的增加幅度也越⼤，那么噪声
就越⼤，⽽在退弧区情况正好相反，因此⼯作⽐较平稳，噪声较⼩。齿⾯啮合从进弧区到退弧区的瞬间，摩擦⼒的突变量是它本⾝的两倍，所以产⽣的噪声较⼤。因此在汽车变速箱的齿轮设计中，采⽤退弧区⼤于进弧区的设计⽅法可以获得较⼩的啮合噪声，由此得到了控制摩擦⼒的噪声指标?RF ，其公式如下：
式中：?max ? 齿顶的齿形曲率半径；
在现代变速箱的设计中，为了达到良好的低噪声性能，各档齿轮的控制摩擦⼒的噪声指标⼀般都要⼩于1.0，尤其当?RF ⼩于0.9时，降低噪声的效果⽐较明显。因此在设计过程中可以通过改变齿顶⾼系数和变位系数，来减⼩从动齿轮的外径和增⼤主动齿轮的外径，以使?RF 减⼩。在降噪设计过程中必须同时控制?cg 和?RF 两个噪声指标，使它们同时⼩于1.0，这样才能从总体上获得较⼩的噪声性能。
3 控制重合度来降低噪声：
()n
n b t b fa fa n b cg m t d D A d d d t d παβ=??? ??--+=≤+= ; ''sin 2 ; 0.11.02
1222222max 1max 12max 22
10.122b t b t b RF d D tg d tg d -=<--=
ραραρ
β
齿轮副的重合度越⼤，则动载荷越⼩、啮合噪声越低、强度也越⾼，特别是端⾯重合度等于2.0时，啮合噪声最低，噪声级数将急剧地减⼩。由于齿轮传动时的总载荷是沿齿⾯接触线均匀地分布，所以在啮合过程中，随着接触线的变化，齿⾯受⼒情况也不断地发⽣变化，当接触线最长时齿⾯接触线单位长度载荷最⼩，当接触线最短时接触线单位长度载荷最⼤。显然单位载荷变化⼤⽽快时容易产⽣振动，引发噪声，特别是齿⾯接触线最长的那⼀对轮齿尤甚。对于齿轮重合度的分析有以下定义：
定义：斜齿轮端⾯重合度?P = K1 + KP；
斜齿轮轴向重合度?F = K2 + KF；
斜齿轮总重合度? = ?P + ?F；
式中：K1 ??p的整数值；KP ??P的⼩数值；
K2 ??F的整数值；KF ??F的⼩数值；
在设计斜齿轮的重合度时，应满⾜以下⼏条设计准则：
●尽可能地使?P或?F接近于整数，以获得最⼩的噪声，只要KP?0或KF?0⼀项成⽴即可。
●避免采⽤KP=KF=0.5的重合度系数，因为这时齿⾯载荷变化太快，齿轮啮合噪声最⼤。
●当KP=KF时，齿轮副的噪声也⽐较⼤。
●总重合度系数?为整数的齿轮噪声不⼀定⼩，特别是KP或KF在0.3⾄0.7的范围内噪声较⼤，越接近0.5
噪声越⼤。
●尽可能采⽤⼤的端⾯重合度?P，因为?P对噪声的影响要⽐?F⼤得多，对于汽车变速箱的⾼速档齿轮来说，
要采⽤?P >1.8，以获得较⼩的噪声，⽽对低速档齿轮来说，也要尽可能地采⽤⼤的?P值，以降低噪声。
●应该采⽤⼤的总重合度系数?以减⼩接触线长度变化时引起齿⾯载荷变化的幅度，最好使变速箱低档齿
轮的?>2，⾼档齿轮的?>3。
4采⽤⼩模数和⼩压⼒⾓来降低噪声：
在变速箱中⼼距相同的条件下，减少齿轮模数，可增加其齿数，使得齿根变薄，轮齿刚度减⼩，受⼒变形变⼤，吸收冲击振动的能⼒增⼤，从⽽可增加齿轮重合度和减少齿轮噪声。
减⼩压⼒⾓能增加齿轮重合度，减⼩轮齿的刚度并且可以减⼩进⼊和退出啮合时的动载荷，所有这些都对降低噪声有利。分度圆法向压⼒⾓?n=20?的标准齿制对汽车齿轮来说，不是最佳的齿轮，试验资料表明?n=15?的噪声要⽐20?的⼩⼀些，因此汽车变速箱的⾼速档齿轮的?n取15?，以减少噪声，⽽低速档齿轮取较⼤的压⼒⾓，以增加强度。
5 降低噪声⽅法⼩结：
●降低齿轮噪声，在设计⽅⾯主要有以下⼏种措施：
●最重要的是采⽤细⾼齿制；
●采⽤⼩模数、⼩压⼒⾓和⼤螺旋⾓；
●在保证强度的基础上，尽可能采⽤⼤的重合度，最好?P?2.0；
●采⽤噪声指标?cg和?RF来选定变位系数；
●斜齿轮的重合度?P和?F要有⼀项接近于整数。避免KP=KF=0.5；
8.4.5 变速箱齿轮强度的计算⽅法：
1 齿轮强度计算⽅法概述：
⽬前，在国际上齿轮强度的计算⽅法有数⼗种，其中较有影响的齿轮强度计算⽅法⼤致有以下⼏种：(1) 国际标准化组织 ( International Organization for Standardization，简称ISO ) 计算法；
(2)德国⼯业标准 ( Deutsche Industrie Norm，简称DIN ) 计算法；
(3)美国齿轮⼚商协会( American Gear Manufacturers Association，简称AGMA )计算法；
(4)⽇本齿轮⼯业协会 ( Japan Gear Manufacturers Association，简称JGMA ) 计算法；
(5)英国标准 ( British Standard，简称BS ) 计算法；
(6)苏联国家标准计算法；
(7)尼曼计算法；
(8)彼德罗谢维奇计算法；
(9)库德略夫采夫计算法；
上述各种齿轮强度计算⽅法的基本理论都是相同的，并且都是计算齿⾯的接触应⼒和齿根的弯曲应⼒，但它们对所考虑的影响齿轮强度的因素不尽相同。
建国以来直⾄七⼗年代中期，我国的齿轮强度计算⼀直都沿⽤苏联四⼗年代的⽅法，此⽅法由于所考虑的因素不全⾯，计算精度较差，所以逐渐被淘汰，⽬前，我国已参加了国际标准化组织，并参照ISO的齿轮强度计算标准制定了我国的渐开线圆柱齿轮承载能⼒计算的国家标准 ( GB3480-83 ) 。
齿轮计算载荷的确定在齿轮强度计算中占据⾄关重要的地位，⽽影响轮齿载荷的因素却有很多，也⽐较复杂，⽬前在国际上的各种齿轮强度计算⽅法的主要区别，就是对载荷影响因素的计算⽅法的不同，我国的国家标准局所发表的渐开线圆柱齿轮承载能⼒计算⽅法是参照国际标准化组织的计算⽅法所制定的，该⽅法⽐较全⾯地考虑了影响齿轮承载能⼒的各种因素，现已成为⽬前最精确的、综合的齿轮强度计算⽅法。
影响轮齿载荷的各种因素⼤致可归纳为四个⽅⾯，分别⽤四个系数来修正名义载荷，这四个系数分别为使⽤系数KA、动载系数Kv、齿向载荷分布系数K?、齿间载荷分配系数K?。
2各种齿轮强度计算⽅法所采⽤的动载系数Kv在形式上有很⼤的差别，考虑的因素也不相同，所以数值差别较⼤，有的考虑冲击，有的考虑振动，有的⽤实验测定Kv值，计算⽅法也有简有繁，例如美国AGMA、⽇本JGMA和德国DIN等的Kv值主要根据速度和齿轮精度确定，⽽国际标准化组织ISO则按振动理论及动载实验来确定Kv值，所以⽐较合理。
3各种齿轮强度计算⽅法所采⽤的齿向载荷分布系数K?的计算⽅法各不相同，苏联和国际标准化组织的齿轮承载能⼒计算⽅法考虑得⽐较全⾯，包括了较详尽的影响因素，但计算也较复杂，⽽美国AGMA标准中计算虽较简单，但对影响载荷分布的因素考虑较少，数值也过于粗略。
4各种齿轮强度计算⽅法所采⽤的齿间载荷分配系数K?的具体处理上有很⼤的差别，苏联对K?取值较为简单，认为直齿轮在节点啮合时，不存在载荷分配问题，斜齿和⼈字齿轮则考虑轮齿精度对齿间载荷分配的影响，⽽美国AGMA标准中，尽管齿间载荷分配系数的表现形式不同，但基本观点与ISO相似，⽇本JGMA标准是参考ISO与德国DIN标准，并结合其具体情况作某些修改后制定的，国际标准化组织ISO和我国国标GB的计算标准中，对齿间载荷分配关系分析得较细，考虑也较全⾯，⽐较接近实际。
4由于汽车变速箱的⼯作特性，使得轮齿的载荷是波动的，对于这种不稳定载荷的情况，ISO计算⽅法⽤曼耐尔(Miner)的疲劳损伤累积假说，将这种不稳定载荷转化为稳定载荷，出与转化稳定载荷相应的当量循环次数，这样就使计算过程更接近于实际。
从以上四点可看出国际标准化组织ISO的齿轮强度计算⽅法是⼀种⽐较合理、精确的⽅法，所以在本论⽂中齿轮的设计计算采⽤此种⽅法。
为使齿轮能在预定的使⽤寿命内正常⼯作，应保证齿⾯具有⼀定的抗点蚀能⼒?接触疲劳强度。影响接触疲劳强度的因素很多，如接触应⼒、齿⾯滑动速度、齿⾯润滑状态以及材料的性能和热处理等，根据赫兹导
出的两弹性圆柱体接触表⾯最⼤接触应⼒的计算公式，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，校核该值必须⼩于其许⽤应⼒。
齿轮在传递动⼒时，轮齿处于悬臂状态，在齿根产⽣弯曲应⼒和其它应⼒，并有较⼤的应⼒集中，为使齿轮在预定的寿命期内不发⽣断齿事故，必须使齿根的最⼤应⼒⼩于其许⽤应⼒。采⽤30?切线法确定齿根危险截⾯位置，取危险截⾯形状为平截⾯，按全部载荷作⽤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建⽴起名义弯曲应⼒计算公式，再⽤相应的系数进⾏修正，得到计算齿根的弯曲应⼒公式。
8.4.6 ISO齿轮强度计算⽅法：
通常变速箱齿轮损坏有三种形式：轮齿折断、齿⾯点蚀、齿⾯胶合。
齿轮在啮合过程中，轮齿表⾯将承受集中载荷的作⽤。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中，故轮齿根部很容易发⽣断裂。折断有两种情况：⼀是轮齿受⾜够⼤的突然载荷冲击作⽤导致发⽣断裂；⼆是受多次重复载荷的作⽤，齿根受拉⾯的最⼤应⼒区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到⼀定深度，轮齿突然折断。变速箱齿轮折断多数是疲劳破坏。