【文章內(nèi)容簡介】 車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷，即： 圖 21 左螺旋錐齒輪，右雙曲面齒輪傳動 21 22 式中：――發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N??m； ――由發(fā)動機之所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； ――傳動系上述傳動部分的傳動效率，??； ――由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速的各類汽車??；當(dāng)性能系數(shù)（見式（ 23）下說明）時，可取，或由實驗決定； n――該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目； ――汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大 負(fù)荷（對后驅(qū)動橋來說，應(yīng)考慮到汽車最大加速時的負(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，?。粚τ谠揭捌?，??；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可??； ――車輪的滾動半徑， m； ，――分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比（例如輪邊減速等）。 按式 21 、式 22 ： 由式（ 21）、式（ 22）求得的計算載荷為最大轉(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，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(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算； ――車輪的滾動半徑， m； ――道路滾動阻力系數(shù)，計算時對于轎車可取；對于載 貨汽車可取～ ；對于越野汽車可取 ～ ； ――汽車正常使用時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，取。 、 n、等見式（ 21）、式（ 22）下的說明。 式（ 21）～式（ 23）為主減速器從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，當(dāng)計算主動齒輪時，應(yīng)將以上各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動效 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參數(shù)。 、從動齒輪齒數(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，則應(yīng)盡量使取得小，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當(dāng)時，可取其最小值并等于 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，最好大于 5。當(dāng)較小 （如等于 ～ 5）時，可取為7～ 12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數(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，第一級主動錐齒輪的齒數(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齒輪的節(jié)圓直徑，可根據(jù)該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式（ 21）、式（ 22），并取兩式計算結(jié)果中的較小者作為計算依據(jù)），按經(jīng)驗公式選出： 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，節(jié)圓直徑應(yīng)大于或等于以下兩個公式算得數(shù)值中的較小值，即 26 或當(dāng)以直接檔傳遞時 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錐齒輪的節(jié)圓直徑。在上述式中 ――發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N??ｍ； ――變速器 I 檔傳動比； ――主減速比； ――汽車在驅(qū)動橋出的稱重， N； ――輪胎與地面的附著系數(shù)，取 ； ――輪胎的滾動半徑， m。 按式（ 27）： 從動錐齒輪節(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 ～ ； ――從動齒輪的計算轉(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 按主減速器主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩預(yù)選該齒輪的大端端面模數(shù)： m ～ 29 式中：――主動錐齒輪的計算轉(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算步驟見表 21。 表 21 圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何計算用表 序號 項 目 計算公式 結(jié)果 1 主動齒輪齒數(shù) 13 2 從動齒輪齒數(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 在一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥力的趨勢 25 驅(qū)動齒輪 小齒輪 26 旋轉(zhuǎn)方向 向齒輪背面看去，通常主動齒輪為順時針，從動齒輪為反時針 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)） 器圓弧齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)進行強度計算，以保證其有 足夠的強度和壽命以及安全可靠地工作。在進行強度計算時，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、齒面點灼及剝落、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。折斷多由齒根開始，因為齒根處輪齒的彎曲應(yīng)力最大。 ①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，輪齒根部經(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)生很短的裂紋。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） 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滲碳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：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。 （ 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。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。 由于上述可見，齒輪的使用壽命除與設(shè)計正確與否 有直接關(guān)系外，在實際生產(chǎn)中也往往會由于材料、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)計應(yīng)是減少或避免上述損壞的一項重要措施。強度檢驗則是進行正確設(shè)計的一個方面。目前的強度計算多為近似計算，在汽車工業(yè)中確定齒輪強度的主要依據(jù)是臺架試驗及道路試驗，以及在實際使用中的情況，強度計算可供參考。 對于某一種材料和熱處理條件下的齒輪，可以通過式樣或齒輪實物試驗得到在對稱應(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)力條件下的試驗后未損壞的齒輪所占的比例。 汽車驅(qū)動橋的齒輪，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 ／ mm。表 26 給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。 表 26 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 （ N／ mm） 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（ 22）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩、中的較小者 700 2800 980 按式（ 24）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩 1750 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷見式（ 24）（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)。 （ 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)動機最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算， N； F――從動齒輪的齒寬面， mm。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： N／ mm