I 載重汽車驅(qū)動橋設計22 53 摘要 驅(qū)動橋作為汽車四大總成之一， 它的性能的好壞直接影響整車性能，而 對于 載 重汽車 顯得 尤為重要 。 當 采用大功率發(fā)動機 輸出 大的轉(zhuǎn)矩以 滿足目前 載 重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要 時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。 所以采用傳動效率高的單級減速驅(qū)動橋已成為未來重載汽車的發(fā)展方向。本文 參 照 傳統(tǒng)驅(qū)動橋的設計方法進行了載重汽車驅(qū)動橋的設計 。 本文首 先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設計參數(shù) ； 然后參考類似驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)，確定出總體設計方案 ； 最后 對 主，從 動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪， 全浮式 半軸和 整體式 橋殼 的強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核 。 本文 不是 采用 傳統(tǒng) 的 雙曲面錐齒輪作為 載 重汽車的主減速器 而是 采用 弧齒錐齒輪 ，希望這能作為一個課題 繼續(xù)研究下去。 關(guān)鍵字 ： 載重汽車 驅(qū)動橋 單級減速橋 弧齒錐齒輪 II The Designing of Heavy Truck Rear Drive Axles Abstract III Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile， especially for the heavy truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed， heavy-loaded， high efficiency， high benefit todayheavy truck， must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truckdeveloping tendency. This design following the traditional designing method of the drive axle. First ， make up the main partsstructure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ， bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier bearing . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ， as the gear type of heavy trucks final drive， with the expection of the question being discussed， further . Key words: heavy truck drive axle single reduction final drive the spiral bevel gear IV 1 目錄 摘要 I ABSTRACT II 前言 1 第一章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析 2 第二章 主減速器設計 6 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 6 2.1.1 主減速器的齒輪類型 6 2.1.2 主減速器的減速形式 6 2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 7 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 7 2.2.1 主減速器計算 載荷的確定 7 2.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 9 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 12 2.2.4 主減 速器圓弧錐齒輪的強度計算 14 2.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 21 2.2.6 主減速器軸承的計算 22 第三章 差速器設計 30 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 30 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 32 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 32 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 33 2 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 35 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 37 第四章 驅(qū)動半軸的設計 39 4.1 全浮式半軸計算載荷的確定 40 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 41 4.3 全浮式半軸的強度計算 41 4.4 半軸花鍵的強度計算 42 第五章 驅(qū)動橋殼的 設計 43 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 44 5.2 橋殼的受力分析與強度計算 45 5.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 45 5.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 48 5.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 48 5.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 50 結(jié)論 53 致謝 55 參考文獻 56 附錄 58 1 前言 汽車 驅(qū)動橋位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大 由 傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。 驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。 對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較 乘用車 和客車，以及輕型 商用車 都要大得多，以便能夠 以較低的成本 運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用 。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對 乘用車 ，對于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各 商用車 生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的 ，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在 140KW以上，最大轉(zhuǎn)矩也在 700N m以上， 百公里油耗是一般都在 34 升左右 。為 了降低油耗，不僅要 在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油 ，而且也需要從傳動系中減少能量的損失 。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機 傳動軸 驅(qū)動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅(qū)動橋則是將動力轉(zhuǎn)化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅(qū)動橋便成了有效節(jié)油的 措施之一 。 所以設計新型的驅(qū)動橋成為新的課題。 目前國內(nèi)重型車橋生產(chǎn)企業(yè)也主要集中在 中信車橋廠 、東風襄樊車橋公司、濟南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶 紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國內(nèi)重卡車橋 90%以上的市場。 2 設計驅(qū)動橋時應當滿足如下基本要求： 1） 選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 3） 齒輪及其他傳動件 工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。 5） 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6） 與懸架導向機構(gòu)運動協(xié) 調(diào)。 7） 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 在本設計中還采用了 AutoCAD和 Pro/E繪圖軟件分別進行了工程圖的繪制和實體造 型，運用 AutoCAD繪制了、行星齒輪軸、左、右殼以及傳動機構(gòu)半軸 的零件圖，通過對 AutoCAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從 AutoCAD基礎(chǔ)圖形的繪制基礎(chǔ)零件的繪 制 各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖繪制的工作流程 。 另外還運用 Pro/E繪圖軟件， 運用 初步 的操作 繪制出了主減速器的主、從動錐齒輪，差速器的行星 齒輪、半軸齒輪等的實體造型 ，為今后更 好的學習和掌握各種應用軟件和技能 打下堅實 的基礎(chǔ)。 第一章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析 3 由于要求設計的是 13 噸級的后驅(qū)動橋，要設計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)以 與 非 獨立懸架相適應，該種形式的驅(qū)動橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁， 一般是鑄造或鋼板沖壓而成， 主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)量。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級減速驅(qū)動橋。 此 是驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)中最為簡單的一種 ， 是驅(qū)動橋的基本形式 ， 在載重汽車中占主導地位。一 般在主傳動比小于 6 的情況下 ， 應盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪 ， 主動小齒輪采用騎馬式支承 ， 有差速鎖裝置供選用。 2)中央雙級驅(qū)動橋。在國內(nèi)目前的市場上 ， 中央雙級驅(qū)動橋主要有 2 種類型 ： 一類如伊頓系列產(chǎn)品 ， 事先就在單級減速器中預留好空間 ， 當要求增大牽引力與速比時 ， 可裝 入 圓柱行星齒輪減速機構(gòu) ， 將原中央單級改成中央雙級驅(qū)動橋 ， 這種改制 “ 三化 ” （即系列化，通用化，標準化） 程度高 ， 橋殼、主減速器等均可通用 ，錐 齒輪直徑不變 ；另一類如洛克威爾系列產(chǎn)品 ， 當要增大牽引力與速比時 ， 需要 改制第一級傘齒輪后 ， 再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪 ， 變成要求的中央雙級驅(qū)動橋 ， 這時橋殼可通用 ， 主減速器不通用 ， 錐 齒輪有 2 個規(guī)格。 由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時 ， 作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號 ， 它們很難變型為前驅(qū)動橋 ， 使用受到一定限制 ； 因此 ， 綜合來說 ， 雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動橋來發(fā)展 ， 而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動橋存在。 3)中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、 4 礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為 2 類 ： 一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋 ； 另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動橋。 圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構(gòu)成的輪邊減速器 ， 輪邊減速比為固定值 2， 它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中 ， 中央單級橋仍具有獨立性 ， 可單獨使用 ， 需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩 ， 使牽引力增大或速比增大時 ， 可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于 ： 降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 ， 把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ， 其 “ 三化 ” 程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定 值 2， 因此 ， 中央主減速器的尺寸仍較大 ， 一般用于公路、非公路軍用車。 圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋 ， 一般減速比在 3 至 4.2 之間。由于輪邊減速比大 ， 因 此， 中央主減速器的速比一般均小于 3， 這樣 大錐 齒輪就可取較小的直徑 ， 以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質(zhì)量大 ， 價格也要貴些 ， 而且 輪穀 內(nèi)具有齒輪傳動 ， 長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱 ； 因此 ， 作為公路車用驅(qū)動橋 ， 它不如中央單級減速橋。 綜上所述，由于設計的驅(qū)動橋的傳動比為 4.444，小于 6。況且由于 隨著我國 公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化 ， 重型汽車驅(qū)動橋技術(shù)已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢 ，主要是單級驅(qū)動橋還有以下幾點優(yōu)點： (l) 單級減速驅(qū)動橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種 ， 制造工藝簡單 ， 成本較低 ， 是驅(qū)動橋的基本類型 ， 在重型汽車上占有重要地位 ； (2) 重型汽車發(fā)動機向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢 ， 使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展 ； 5 (3) 隨著公路狀況的改善 ， 特別是高速公路的迅猛發(fā)展 ， 重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低 。 因此 ， 重型汽車不必像過去一樣 ， 采用復雜的結(jié)構(gòu)提高通過性 ； (4) 與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋 相比 ， 由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化 ， 單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高 ， 易損件減少 ， 可靠性提高。 單級橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設計的角度看 ， 重型車產(chǎn)品在主減速比小于 6 的情況下 ， 應盡量選用單級減速驅(qū)動橋。 所以此設計采用 單級驅(qū)動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖 1-1Meritor 單后驅(qū)動橋 為中國重汽引進的美國 ROCKWELL 公司 13 噸 級單級減速橋 的外形圖 。 圖 1-1 Meritor（ 美馳 ） 單后驅(qū)動橋 6 第二章 主減速器設計 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 2.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和 蝸 輪 蝸桿等形式 。 在此 選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此 可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損 和使噪聲增大 ；但是 當主傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實現(xiàn)汽車的總體布置。 另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率，可達 99%。 2.1.2 主減速器的減速形式 由于 i=4.444 6， 一般采用單級主減速器， 單級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢：單級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本 7 型，在重型汽車上占有重要地位； 目前 重型 汽車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展， 許多 重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，重型汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復雜的結(jié)構(gòu)提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。 2.1.3 主減 速器主，從動錐齒輪的 支承形式 作為一個 13 噸級的驅(qū)動橋，傳 動的轉(zhuǎn)矩較大，所以主動錐齒輪采用騎馬式支承。裝于輪齒大端一側(cè)軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅(qū)動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動錐齒輪后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側(cè)軸頸上的軸承一般稱為導向軸承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內(nèi)外圈可以分離（有時不帶內(nèi)圈），以利于拆裝。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 1. 按發(fā) 動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 ce nKiTT ToTLece /m a x mN （ 2-1） 式 中 TLi 發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此取 9.01，此數(shù)據(jù)此參考 斯太爾 1291.260/N65 車型 ； maxeT 發(fā)動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩 ， 此數(shù)據(jù)參考 斯太爾 1291.260/N65 車型 在此取 830 mN ； 8 T 傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 0.9； n 該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取 1； oK 由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 oK =1.0，當性能系 數(shù) pf 0時可取 oK =2.0； 16Tgm0 . 1 9 5 016Tgm0 . 1 9 5 Tgm0 . 1 9 5-161001e m axae m axae m axa當當pf （ 2-2） am 汽車滿載時的總質(zhì)量在此取 20000 gK ； 所以 0.195830 1020000 =4716 pf =-0.31 0 即 oK =1.0 由以上各參數(shù)可求 Tce Tce =1 444.49.00.101.9830 =29910.2 mN 2. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 csT LBLBr irGT cs /2mN （ 2-3） 式 中 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷 ， 預設后橋所承載130000N 的負荷 ; 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取 =0.85；對于越野汽車取 1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25; r 車輪的滾動半徑，在此 選用輪胎型號為 12.00R20，滾動半徑為 0.527m； 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 9 傳動比 ， LB 取 0.9， 由于沒有輪邊減速器 LBi 取 1.0 所以 LBLBrcs irGT /2 =0.19.0 527.085.01 3 0 0 0 0 =64703.9 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 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 )( PHRLBLBrTacf fffni rGGT （ 2-4） 式中： aG 汽車滿載時的總重量， 參考 斯太爾 1291.260/N65 車型在此取 2000000N； 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 0.0150.020；在此取 0.018 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 0.050.09 在此取 0.07 pf 汽車的性能系數(shù)在此取 0； LB ， LBi ， n 見式（ 2-1），（ 2-3）下的說明。 所以 )(PHRLBLBrTacf fffni rGGT = 08.0018.010.19.0 527.02000000 =10305.8 mN 式（ 2-1） 式 （ 2-4）參考汽車車橋設計 1式（ 3-10） 式（ 3-12）。 2.2.2 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 10 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考 慮如下因素： 1）為了磨合均勻， 1z ， 2z 之間應避免有公約數(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 應有適宜的搭配 。 根據(jù)以上要求參考 汽車車橋設計 1中表 3-12 表 3-13取 1z =9 2z =40 1z +2z =49 40 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 （ 2-5） 2DK 直徑系數(shù)，一般取 13.0 16.0 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 =（ 13.0 16.0） 3 2.29910 =（ 403.5 496.7） mm 初選 2D =450mm 則tm= 2D /2z =450/40=11.25mm 有參考 機械設計手冊 2表 23.4-3中tm選取 12 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 =（ 0.3 0.4） 此處，tm=（ 0.3 0.4） 3 2.29910 =（ 9.31 12.4） ，因此滿足 校核 。 11 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 0.3 倍，即 22 3.0 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 ： 22 155.0 Db =0.155 480=74.4mm 在此取 75mm 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 =80mm 4.中點螺旋角 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 1.25，在 1.5 2.0 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 35 40，而商用車選用較小的 值以防止軸向力過大，通常取 35。 5. 螺旋方向 12 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(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 22.5的壓力角。 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表 2-1 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 20.4 6 全 齒高 mchh a *2 h =22.656 7 法向壓力角 =22.5 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 d =m z 1d 108 13 2d =480 續(xù)表 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果 10 節(jié)錐角 1 arctan21zz 2 =90 -1 1 =12.682 2 =77.318 11 節(jié)錐距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =245.97 12 周節(jié) t=3.1416 m t=37.699 13 齒頂高 mhh aa * ah =10.2 14 齒根高 fh = mcha * fh =12.456 15 徑向間隙 c= mc* c=2.256 16 齒根角 0arctan Ahff f =2.899 17 面錐角 211 fa 122 fa 1a =15.581 2a =80.217 18 根錐角 1f = 11 f 2f = 22 f 1f =9.783 2f =74.419 19 齒頂圓直徑 1111 c o s2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =127.902 2ad =484.479 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah1kA =237.761 14 2kA =44.049 21 理論弧齒厚 21 sts mSs k2 1s =27.38mm 2s =10.32mm 22 齒側(cè)間隙 B=0.305 0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35 2.2.4 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。 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。 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(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 15 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。 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(cè)間隙調(diào)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(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(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。 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(nèi)適當加大齒面寬也是一種 辦法。 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。 16 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(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力不超過 210.9N mm2 .表 2-2給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 數(shù)值。 表 2-2 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 N mm2 計算載荷 主減速 器齒輪的 主減速器齒輪的 差速器齒輪的 17 許用彎曲應力 許用接觸應力 許用彎曲應力 按式（ 2-1）、式 （ 2-3）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩 Tec， Tcs 中的較小者 700 2800 980 按式 （ 2-4）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩 Tcf 210.9 1750 210.9 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 2bPpN mm (2-6) 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 rrG2 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 （ 2-7） 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； 18 1d 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 108mm. 按上式17318021081001.9830 3 p N mm 按最大附著力矩計算時： 2232210bdrGp r N mm （ 2-8） 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 0.85： r 輪胎的滾動半徑，在此取 0.527m 按上式275240 10527.085.01300003 p=1619 N mm 在現(xiàn)代汽車的設計中 ，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 1.0 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)， 19 當 6.1 時，4 4.25mKs ，在此4 4.2512sK 0.829 mK 載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時 ， mK 1.00 1.1； 其他方 式支承時取 1.10 1.25。 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，當齒輪接觸良好，周節(jié)及