【文章內(nèi)容簡介】 動半徑為 ； LB? ， LBi —— 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比 ，LB? 取 ， 由于沒有輪邊減速器 LBi 取 所以 LBLBrcs irGT ?? ?? /2 = ? ?? = mN? 3. 按汽車日常 行駛 平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 cfT 5 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： ? ? mN )( ??????? PHRLBLB rTacf fffni rGGT ? （ 24） 式中： aG —— 汽車滿載時的總重量， 參考斯太爾 ； TG —— 所牽引的掛車滿載 時總重量， N，但僅用于牽引車的計算； Rf —— 道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取 ~；在此取 Hf —— 汽車正常 行駛 時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取 ~ 在此取 pf —— 汽車的性能系數(shù)在此取 0； LB? ， LBi ， n—— 見式（ 21），（ 23）下的說明。 所以 ? ? )(PHRLBLB rTacf fffni rGGT ?? ????? = ? ? ???? ? = mN? 式（ 21） ～式 （ 24）參考《汽車車橋設(shè)計》 [1]式（ 310） ～式（ 312） 。 主減速器基本參數(shù)的選擇 主減速器 錐齒輪的主要參數(shù)有主 、 從動齒輪的齒數(shù) 1z 和 2z ， 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 、端面模數(shù) tm 、主從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 、中點螺旋角 ? 、法向壓力角 ? 等。 1. 主、從動錐齒輪齒數(shù) 1z 和 2z 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素： 1）為了磨合均勻， 1z ， 2z 之間應(yīng)避免有公約數(shù)。 2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于 40。 3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 1z 一般不小于 6。 4）主傳動比 0i 較大時， 1z 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5）對于不同的主傳動比， 1z 和 2z 應(yīng)有適宜的搭配 。 根據(jù)以上要求參考 《汽車車橋設(shè)計》 [1]中表 312 表 313取 1z =9 2z =40 1z + 2z =49〉 40 6 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2D 和端面模數(shù) tm 對于單級主減速器，增大尺寸 2D 會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小 2D 又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 2D 可根據(jù)經(jīng)驗 公式初選，即 32 2 cD TKD ? （ 25） 2DK —— 直徑系數(shù)，一般取 ～ Tc —— 從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 ， mN? ， 為 Tce 和 Tcs 中的較小者 所以 2D =（ ～ ） 3 =（ ～ ） mm 初選 2D =450mm 則 tm = 2D /2z =450/40= 有參考 《機械設(shè)計手冊》 [2]表 tm 選取 1所以 初選 有參考《機械設(shè)計手冊》 [2]表 tm 2 則 2D =480mm 根據(jù) tm = 3 cm TK 來 校核 sm =12選取的 是否合適 ， 其中 mK =（ ～ ） 此處 ， tm =（ ～ ） 3 =（ ～ ） ， 因此滿足 校核 。 3. 主，從動錐齒輪齒面寬 1b 和 2b 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端 齒 溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角 過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命 。 此外，安裝時有位置偏差或由于制造 、 熱處理 變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷 。 另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性 和輪齒的強度 會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于節(jié)錐 2A 的 倍，即 22 Ab ? ，而且 2b 應(yīng)滿足tmb 102? ，對于汽車 主減速器圓弧齒輪推薦采用 ： 22 Db ? =?480= 在此取 75mm 一般習(xí)慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適 ， 在此取 1b =80mm ? 7 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選 ? 時應(yīng)考慮它對齒面重合度 ? ，輪齒強度 和軸向力大小 的影響 ， ? 越大，則 ?也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高， ? 應(yīng)不小于 ，在～ ，但 ? 過大，會導(dǎo)致軸向力增 大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為 35176。～ 40176。，而商用車選用較小的 ? 值 以防止軸向力過大，通常取 35176。 5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，當(dāng)變速器掛前進擋時，應(yīng)使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進 。 6. 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定重型載貨汽車可選用 176。的壓力角。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表 21 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 9 2 從動齒輪齒數(shù) 2z 40 3 端面模數(shù) m 12 ㎜ 4 齒面寬 b 1b =80㎜ 2b =75㎜ 5 工作齒高 mhh ag *2? ?gh ㎜ 6 全齒高 ? ?mchh a *2 ?? h = ㎜ 7 法向壓力角 ? ? =176。 8 軸交角 ? ? =90176。 9 節(jié)圓直徑 d =m z ?1d 108 ㎜ 2d =480 ㎜ 8 續(xù)表 主減速 器圓弧錐齒輪的強度計算 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 10 節(jié)錐角 ?1? arctan21zz 2? =90176。 1? 1? =176。 2? =176。 11 節(jié)錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d A0 = ㎜ 12 周節(jié) t= m t= ㎜ 13 齒頂高 mhh aa *? ah = ㎜ 14 齒根高 fh =? ?mcha **? fh = ㎜ 15 徑向間隙 c= mc* c= ㎜ 16 齒根角 0arctan Ahff ?? f? = 176。 17 面錐角 211 fa ??? ?? 122 fa ??? ?? 1a? =176。 2a? =176。 18 根錐角 1f? = 11 f??? 2f? = 22 f?? ? 1f? =176。 2f? =176。 19 齒頂圓直徑 1111 co s2 ?aa hdd ?? 2ad = 221 cos2 ?ahd ? 1ad = ㎜ 2ad = ㎜ 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 1121 sin2 ?ak hdA ?? 212 dAk ? 22sin?ah? 1kA = ㎜ 2kA = ㎜ 21 理論弧齒厚 21 sts ?? mSs k?2 1s = 2s = 22 齒側(cè)間隙 B=～ 23 螺旋角 ? ? =35176。 9 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1） 齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷 、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： （ 1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。 折斷多 數(shù) 從 齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 ① 疲勞折斷：在 長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生 初始 的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是 突然形成的故為粗糙的新斷面。 ② 過載折斷：由于設(shè)計不當(dāng)或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強 度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng) 、 安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向 一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經(jīng)常是大端 ） 沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （ 2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞 點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式 之 一 ，約占損壞報廢齒輪的 70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 ① 點蝕： 是 輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。 一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起 噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力 和提高潤滑效果 是提高抗點蝕的有效方法， 為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒面寬也是一種辦法。 ② 齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。 當(dāng)滲碳齒輪熱處理不當(dāng)使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （ 3）齒面膠合 在高壓和高速滑 摩 引起的局部高溫的共同作用 下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫 、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。 （ 4）齒面磨損 這是 輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。 10 研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物， 如未 清除的 型砂、氧化皮等以及油中不潔 物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速 器及差速器齒輪在新車跑 合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過 ／ mm2 .表 22 給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 數(shù)值。 表 22 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 N／ mm2 計算載荷 主減速器齒輪的 許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 按式（ 21）、式 （ 23）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩 Tec， Tcs 中的較小者 700 2800 980 按式 （ 24）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩 Tcf 1750 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出 轉(zhuǎn)矩 Tec 和最大附著轉(zhuǎn)矩 Tcs 并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪 的強度計算 （ 1） 單位齒長上的圓周力 在汽車 主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 2bPp? N／ mm (26) 式中： P—— 作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax和最大附著力矩 rrG?2 兩種載荷工況進行計算， N； 2b —— 從動齒輪的齒面寬， 在此取 80mm. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： 213m ax210bdiTp ge ?? N／ mm （ 27） 式中： maxeT —— 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 830 mN? ； gi —— 變速器的傳動比 ； 1d —— 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 108mm. 按上式 1731802108 3 ?????p N／ mm 按最大附著力矩計算時： 11 2232210bdrGp r ?? ? N／ mm （ 28） 式中 ： 2G —— 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地 面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取 130000N； ? —— 輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 ： r —— 輪胎的滾動半徑，在此取 按上式 275240 0000 3?? ????p =1619 N／ mm 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中 ，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用 數(shù)據(jù)的 20%～ 25%。經(jīng) 驗算 以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。 其中上述兩種 方法計算用的許用單位齒長上的圓周力 [p]都為 1865N/mm2 （ 2） 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 JmzbK KKKTvms???? ?????? 203102? N/ 2mm （ 2～ 9） 式中： T —— 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩， N m。 0K —— 超載系數(shù)；在此取 sK —— 尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 當(dāng)ｍ ? 時， 4 ?，在此 4?sK＝ mK —— 載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時 ， mK ＝ ～ 取 ～ 。 支承剛度大時取最小值。 vK —— 質(zhì)量系數(shù)，對于 汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向 跳動精度高時，可取 。 b —— 計算齒輪的齒面寬， mm。 z —— 計算齒輪的齒數(shù) ； m —— 端面模數(shù)， mm。 J —— 計算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)。 載荷作用點的位置、載荷 在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影