重型貨車驅動橋設計畢業設計說明書(編輯修改稿)

　

【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，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，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下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規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 1z 6 2 從動齒輪齒數 2z 41 3 端面模數 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 節圓直徑 d =m z ?1d 78㎜ 2d =533 ㎜ 本科生畢業設計（論文） 9 10 節錐角 ?1?arctan21zz 2? =90176。 1? 1? =176。 2? =176。 11 節錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d A0 = ㎜ 12 周節 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。隨著載荷循環次數的增加，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，并選擇適當的模數、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。由于接觸區產生很大的表面接觸應力，常常在節點附近，特別在小齒輪節圓以下的齒根區域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，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滲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象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節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象。規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定里程更換規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，其循環次數均以超過材料的耐久疲勞次數。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載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現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 本科生畢業設計（論文） 12 2bPp? N／ mm (26) 式中： P—— 作用在齒輪上的圓周力，按發動機最大轉矩 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. 按發動機最大轉矩計算時： 213m ax210bdiTp ge ?? N／ mm （ 27） 式中： maxeT —— 發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，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據的 20%～ 25%。經驗算以上兩數據都在許用范圍內。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；在此取 本科生畢業設計（論文） 13 sK —— 尺寸系數，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，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，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向 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； m —— 端面模數， mm。 J —— 計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數。 載荷作用 點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數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，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。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 J 本科生畢業設計（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