【文章內(nèi)容簡介】 車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷，即： 圖 21 左螺旋錐齒輪，右雙曲面齒輪傳動(dòng) 21 22 式中：――發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N??m； ――由發(fā)動(dòng)機(jī)之所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比； ――傳動(dòng)系上述傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，取； ――由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速的各類汽車??；當(dāng)性能系數(shù)（見式（ 23）下說明）時(shí)，可取，或由實(shí)驗(yàn)決定； n――該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目； ――汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大 負(fù)荷（對后驅(qū)動(dòng)橋來說，應(yīng)考慮到汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增大量）， N； ――輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，??；對于越野汽車，??；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計(jì)算時(shí)可取； ――車輪的滾動(dòng)半徑， m； ，――分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比（例如輪邊減速等）。 按式 21 、式 22 ： 由式（ 21）、式（ 22）求得的計(jì)算載荷為最大轉(zhuǎn)矩，而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。汽車的類型很多，行駛工況又非常 復(fù)雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則常在高負(fù)荷低車速條件工作，沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉(zhuǎn)矩。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比起按陰歷的直來確定，即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 N??m 23 式中：――汽車滿載總重量， N； ――所牽引的掛車的滿載總重量， N，但僅用于牽引車的計(jì)算； ――車輪的滾動(dòng)半徑， m； ――道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，計(jì)算時(shí)對于轎車可??；對于載 貨汽車可取～ ；對于越野汽車可取 ～ ； ――汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 ；對載貨汽車和城市公共汽車取 ；對長途公共汽車取 ；對越野汽車取 ； ――汽車或汽車列車的性能系數(shù)： 24 當(dāng)時(shí)，取。 、 n、等見式（ 21）、式（ 22）下的說明。 式（ 21）～式（ 23）為主減速器從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，當(dāng)計(jì)算主動(dòng)齒輪時(shí)，應(yīng)將以上各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動(dòng)效 率。 按式 23 ： 器齒輪基本參數(shù)的選擇 在選定主減速比，主減速器的減速型式、齒輪類型及計(jì)算載荷以后，便可根據(jù)這些已知參數(shù)選擇主減速齒輪的主要的幾項(xiàng)參數(shù)。 、從動(dòng)齒輪齒數(shù)的選擇 對于單級主減速器，首先應(yīng)根據(jù)的大小選擇主減速器主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)、。為了使磨合均勻，、之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應(yīng)不小于 40，對于轎車應(yīng)不小于 50。當(dāng)較大時(shí)，則應(yīng)盡量使取得小，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙。當(dāng)時(shí)，可取其最小值并等于 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強(qiáng)度，最好大于 5。當(dāng)較小 （如等于 ～ 5）時(shí)，可取為7～ 12，但這時(shí)常常會(huì)因主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。 對于普通的雙極主減速器來說，由于第一級的減速比比第二級的小些（通常/），這時(shí)，第一級主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)可選得較大，約在 9～ 15 范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)和，可選在的范圍內(nèi)。 主減速器螺旋錐齒或雙曲面齒輪從動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑，可根據(jù)該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見式（ 21）、式（ 22），并取兩式計(jì)算結(jié)果中的較小者作為計(jì)算依據(jù)），按經(jīng)驗(yàn)公式選出： 25 對于螺旋錐齒輪來說，推薦選取 F ,將此關(guān)系及代入以上公式并整理后得到： 當(dāng)以 I 檔傳遞時(shí)，節(jié)圓直徑應(yīng)大于或等于以下兩個(gè)公式算得數(shù)值中的較小值，即 26 或當(dāng)以直接檔傳遞時(shí) 27 最后，應(yīng)取根據(jù)式（ 26）、式（ 27）所選得的值中的較大者，作為轎車主減速器從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑。在上述式中 ――發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N??ｍ； ――變速器 I 檔傳動(dòng)比； ――主減速比； ――汽車在驅(qū)動(dòng)橋出的稱重， N； ――輪胎與地面的附著系數(shù)，取 ； ――輪胎的滾動(dòng)半徑， m。 按式（ 27）： 從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑選定后，可按 m 算出大端端面模數(shù)，并用下式校核： m 28 式中： m――齒輪大端端面模數(shù)， mm； ――模數(shù)系數(shù)，取 ～ ； ――從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， N??m，按式（ 21）、式（ 22）求得，并取其中的較小值。 按式（ 28）： m 對于載貨汽車來說，也可以 按主減速器主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩預(yù)選該齒輪的大端端面模數(shù)： m ～ 29 式中：――主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， N??m。 3 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 汽車主減速器圓弧齒（即“格里森”制）螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算步驟見表 21。 表 21 圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何計(jì)算用表 序號 項(xiàng) 目 計(jì)算公式 結(jié)果 1 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 13 2 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 48 3 端面模數(shù) 11 4 齒面寬 ； 5 齒工作高 ； 見表 2表 24 6 齒全高 見表 2表 24 （ 7） 法向壓力角 176。 （ 8 ） 軸交角 ∑ 90176。 90176。 （ 9） 節(jié)圓直徑 ； 143/528 10 節(jié)椎角 13 齒頂高 見表 2表 24 （ 14） 齒根高 15 徑向間隙 16 齒根角 ； （ 17） 面錐角 ； （ 18） 根錐角 ； （ 19） 外圓直徑 （ 20） 節(jié)錐頂點(diǎn)至 齒輪外緣距離 （ 21） 理論弧厚 。 見表 25 12 （ 22） 齒側(cè)間隙 B 見表 22 23 螺旋角 35 176。 24 螺旋方向 在一般情況下主動(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥力的趨勢 25 驅(qū)動(dòng)齒輪 小齒輪 26 旋轉(zhuǎn)方向 向齒輪背面看去，通常主動(dòng)齒輪為順時(shí)針，從動(dòng)齒輪為反時(shí)針 表 22“格里森”制圓錐齒輪推薦采用的齒側(cè)間隙 B（新標(biāo)準(zhǔn)） mm 表 23 載貨汽車、公共汽車、牽引汽車或壓力角為 20176。的其他汽車圓弧齒輪的、（格里森 1964 年標(biāo)準(zhǔn)） 表 24 用展成法和辦展成法加工的汽車（轎車）圓弧圓弧錐齒輪的齒高參數(shù) 表 25 圓弧齒螺旋錐齒輪的大齒輪理論齒弧厚用于 汽車工業(yè)（載貨汽車、公共汽車、牽引汽車等）（格里森 1964 年標(biāo)準(zhǔn)） 器圓弧齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，以保證其有 足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，應(yīng)首先了解齒輪的損壞形式及其影響因素。 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)灼及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)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(qiáng)度不足而引起的過載折斷。折斷多由齒根開始，因?yàn)辇X根處輪齒的彎曲應(yīng)力最大。 ①疲勞折斷：在長時(shí)間較大的交變載荷作用下，輪齒根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點(diǎn)的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生很短的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋 不斷擴(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個(gè)地?cái)嗟簟Ｔ陂_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(gè)有光亮的斷面區(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表面的新斷面。 ②過載折斷：由于設(shè)計(jì)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(qiáng)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(shí)，往往會(huì)使一端（經(jīng)常是大 端） 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)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(diǎn)蝕及剝落 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是滲碳齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的 70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不足而引起的。 ①點(diǎn)蝕：系輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果一般首先產(chǎn)生在幾個(gè)齒上。在齒輪繼續(xù)工作時(shí)，則擴(kuò)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(dòng)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(diǎn)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(diǎn)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(qiáng)度不夠。 （ 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(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)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(dòng)、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。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)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(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 由于上述可見，齒輪的使用壽命除與設(shè)計(jì)正確與否 有直接關(guān)系外，在實(shí)際生產(chǎn)中也往往會(huì)由于材料、加工精度、熱處理、裝配調(diào)整以及使用條件的不當(dāng)而發(fā)生損壞。但正確的設(shè)計(jì)應(yīng)是減少或避免上述損壞的一項(xiàng)重要措施。強(qiáng)度檢驗(yàn)則是進(jìn)行正確設(shè)計(jì)的一個(gè)方面。目前的強(qiáng)度計(jì)算多為近似計(jì)算，在汽車工業(yè)中確定齒輪強(qiáng)度的主要依據(jù)是臺架試驗(yàn)及道路試驗(yàn)，以及在實(shí)際使用中的情況，強(qiáng)度計(jì)算可供參考。 對于某一種材料和熱處理?xiàng)l件下的齒輪，可以通過式樣或齒輪實(shí)物試驗(yàn)得到在對稱應(yīng)力作用下不損壞的循環(huán)次數(shù)，而這種應(yīng)力與耐久性的關(guān)系即為疲勞曲線圖 33，汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪一般都是按疲勞曲線來確定許用應(yīng)力的。圖 23 是安裝良好的滲碳鋼螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的彎曲疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果。曲線旁邊的百分?jǐn)?shù)為經(jīng)過在該應(yīng)力條件下的試驗(yàn)后未損壞的齒輪所占的比例。最下一根曲線以下的區(qū)域只有 5%的齒輪是損壞的。如果按這一條曲線選取許用應(yīng)力，則對齒輪的可靠性及壽命會(huì)有一定保證。從圖 23 可以看出，曲線上的疲勞極限為 N／ mm，破壞的循環(huán)次數(shù)為 6 106。 圖 23 滲碳鋼螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的彎曲疲勞壽命曲線 曲線旁邊的百分?jǐn)?shù)為經(jīng)過在該應(yīng)力條件下的試驗(yàn)后未損壞的齒輪所占的比例。 汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)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(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時(shí)，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(dòng)橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過 ／ mm。表 26 給出了汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。 表 26 汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力 （ N／ mm） 計(jì)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（ 22）計(jì)算出的最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩、中的較小者 700 2800 980 按式（ 24）計(jì)算出的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩 1750 實(shí)踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷見式（ 24）（即平均計(jì)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(dòng)橋的最大輸入轉(zhuǎn)矩，見式（ 23）所示和最大附著轉(zhuǎn)矩，見式（ 22）并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 （ 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 N/mm 210 式中： P――作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算， N； F――從動(dòng)齒輪的齒寬面， mm。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： N／ mm