【文章內容簡介】 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 應滿足 tmb 102? ，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： 22 Db ? =?530= 在此取 83mm 一般習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 =91mm ? 本科生畢業(yè)設計（論文） 8 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， ? 應不小于 ，在 ～ 時效果最好，但 ? 過大，會導致軸向力增大。 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方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應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 果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 6 2 從動齒輪齒數(shù) 2z 41 3 端面模數(shù) m 13㎜ 4 齒面寬 b 1b =91 ㎜ 2b =83 ㎜ 5 工作齒高 mhh ag *2? ?gh 26㎜ 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 78㎜ 2d =533 ㎜ 本科生畢業(yè)設計（論文） 9 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 =13 ㎜ 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 齒側間隙 B=～ 23 螺旋角 ? ? =35176。 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 在 完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，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首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 本科生畢業(yè)設計（論文） 10 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，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。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 計不當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，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、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（經常是大端 ）沿斜向產生齒端折斷。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，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?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果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，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，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，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，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當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。當滲碳齒輪熱處理不當使?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 本科生畢業(yè)設計（論文） 11 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時，因高溫、高壓而將金屬粘結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，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過 ／ mm2 .表 22 給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數(shù)值。 表 22 汽車驅動橋 齒輪的許用應力 N／ mm2 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 按式（ 21）、式 （ 23）計算出的最大計算轉矩 Tec， Tcs 中的較小者 700 2800 980 按式 （ 24）計算出的平均計算轉矩 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（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩 Tec 和最大附著轉矩 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力，不能作為疲勞損壞的依據。 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 本科生畢業(yè)設計（論文） 12 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)動機最大轉矩計算時： 213m ax210bdiTp ge ?? N／ mm （ 27） 式中： maxeT —— 發(fā)動機輸出的最大轉矩，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： 2232210bdrGp r?? ? N／ mm （ 28） 式中： 2G —— 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅 動橋還應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)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據的 20%～ 25%。經驗算以上兩數(shù)據都在許用范圍內。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力為 JmzbK KKKTvms???? ?????? 203102? N/ 2mm （ 2～ 9） 式中： T —— 該齒輪的計算轉矩， N m。 0K —— 超載系數(shù)；在此取 本科生畢業(yè)設計（論文） 13 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， 當ｍ ? 時， 4 ?，在此 4?sK＝ mK —— 載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時， mK ＝ ～ 式式支承時取 ～ 。支承剛度大時取最小值。 vK —— 質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，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、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖 21選取小齒輪的 J ＝ ，大齒輪 J ＝ . 按上式231 ????? ??????? ＝ 173 N/ 2mm N/ 2mm 232 ???? ??????? = N/ 2mm N/ 2mm 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 圖 21 彎曲計算用綜合系數(shù) J 本科生畢業(yè)設計（論文） 14 (3) 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 bJK KKKTKdC vfmspj 301102 ??? N/ 2mm