车辆工程重卡贯通式驱动桥结构设计[文]

摘要
驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。

当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。

所以采用传动效率高的单
级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。

本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。

本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半
轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。

本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。

关键字：载重汽车驱动桥单级减速桥弧齿锥齿轮
Abstract
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 today`heavy truck，must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck`developing tendency. This design following the traditional designing method of the drive axle. First ，make up the main parts`structure 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 truck`s final drive，with the expection of the question being discussed，further .
Key words:drive axle single reduction final drive
the spiral bevel gear
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
第1章绪论...................................................错误！未定义书签。

第2章驱动桥结构方案分析....................................................- 4 -第3章主减速器设计. (6)
3.1 主减速器的结构形式 (6)
3.1.1 主减速器的齿轮类型 (6)
3.1.2 主减速器的减速形式 (6)
3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 (7)
3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 (7)
3.2.1 主减速器计算载荷的确定 (7)
3.2.2 主减速器基本参数的选择 (9)
3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 (12)
3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 (14)
3.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理 (21)
3.2.6 主减速器轴承的计算 (22)
第4章轮边减速器的设计 (30)
4.1 轮边减速器基本参数的选择
4.2 轮边减速器齿轮强度的校核
第5章驱动半轴的设计 (38)
5.1 全浮式半轴计算载荷的确定 (39)
5.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 (40)
5.3 全浮式半轴的强度计算 (40)
5.4 半轴花键的强度计算 (41)
结论 (42)
致谢 (42)
参考文献 (43)
附录1 (43)
附录2 (43)
第1章绪论
汽车驱动桥位于传动系的末端。

其基本功用首先是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之
间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。

驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。

对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。

随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N·m 以上，百公里油耗是一般都在34升左右。

为了降低油耗，不仅要在发动
机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。

这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机—传动轴—驱动桥这一动力输送环节中
寻找减少能量在传递的过程中的损失。

在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较
高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。

所以设计新型的驱动桥成为新的
课题。

目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。

这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。

设计驱动桥时应当满足如下基本要求：
1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。

2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。

3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。

4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下
质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。

6）与悬架导向机构运动协调。

7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

在本设计中还采用了AutoCAD和Pro/E绘图软件分别进行了工程图的绘制和实体造型，运用AutoCAD绘制了、行星齿轮轴、左、右壳以及传动机构半轴的零件图，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础图形的绘制→基础零件的绘制→各类零件图的创建与绘制
的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。

另外还运用Pro/E绘图软件，
运用初步的操作绘制出了主减速器的主、从动锥齿轮，差速器的行星齿轮、半轴齿轮等的实体造型，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打
下坚实的基础。

第2章驱动桥结构方案分析
由于要求设计的是13吨级的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属
于簧下质量。

驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：
1)中央单级减速驱动桥。

此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥
的基本形式，在载重汽车中占主导地位。

一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。

目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺
旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。

2)中央双级驱动桥。

在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增
大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，
当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不
通用，锥齿轮有2个规格。

由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵
引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一
种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。

3)中央单级、轮边减速驱动桥。

轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、
建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。

当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。

①圆锥行星齿轮式轮边减速桥。

由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速
器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。

在该系
列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使
牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星
齿轮式减速器即可变成双级桥。

这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上，其“三化”程度较高。

但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。

②圆柱行星齿轮式轮边减速桥。

单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。

由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速
比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地
问隙的要求。

这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具
有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作
为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。

综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为 4.444，小于6。

况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：(l) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成
本较低，是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；
(2) 重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向
小速比发展；
(3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，重型汽车使用
条件对汽车通过性的要求降低。

因此，重型汽车不必像过去一样，采用复杂
的结构提高通过性；
(4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动
桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。

单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。

从产品设计的角度看，重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动
桥。

所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。

图2-1Meritor单后驱动桥为中国重汽引进的美国ROCKWELL公司13吨级单级减速桥的外形图。

图2-1 Meritor（美驰）单后驱动桥
第3章主减速器设计
3.1 主减速器的结构形式
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。

3.1.1 主减速器的齿轮类型
主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。

由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。

而弧齿锥齿轮
还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以
得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。

另外，弧齿锥齿轮与双
曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。

3.1.2 主减速器的减速形式
由于i=4.444＜6，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；
目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向
小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型
汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于
产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。

3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式
作为一个13吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。

装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，
多采用两个可以预紧以增加支
承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。

导向轴承都采
用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈）
，以利于拆装。

3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算
3.2.1
主减速器计算载荷的确定
1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Ｔ
ce
n
K i T T T
o
TL
e ce
/max m N （3-1）
式中
TL i ——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低
挡传动比。

max e T ——发动机的输出的最大转矩，
T
——传动系上传动部分的传动效率，在此取
0.9；
n ——该汽车的驱动桥数目在此取
1；
o K ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的
载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取o K =1.0，当性能系数p f >0时可取o K =2.0；
16
T g m 0.195
16
T g m 0.195T g m 0.195
-161001emax
a emax a emax
a 当当p
f （3-2）
式中a m ——汽车满载时的总质量在此取20000g K ；
所以 0.195
830
10
20000 =47>16 p f =-0.31〈0
即o K =1.0
由以上各参数可求Tce
Tce =
1
444
.49
.00.101.9830=29910.2m
N 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
cs
T L B
L B
r
i
r G T cs
/
2
m
N （3-3）
式中
2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所
承载130000N 的负荷;
——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取
=0.85；对于越野汽车取 1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取
1.25;
r
r ——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为
12.00R20，滚动半径为
0.527m ；
LB
，LB i ——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的
传动效率和传动比，LB
取0.9，由于没有轮边减速器LB
i 取1.0
所以LB LB
r cs i r G T /
2=
.19.0527
.085.0130000=64703.9m
N 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
cf
T 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
m N )(P H R LB
LB
r T a cf
f f f n
i r G G T （3-4）
式中a G ——汽车满载时的总重量。

T G ——所牵引的挂车满载时总重量，
N ，但仅用于牵引车的计算；
R f ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取
0.015~0.020；在此取
0.018
H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取
0.05~0.09在此取0.07
p f ——汽车的性能系数在此取
0；
LB
，LB i ，n ——见式（2-1），（2-3）下的说明。

所以
)(P
H R LB
LB r T a cf
f f f n
i r G G T =
08.0018.01
0.19.0527.02000000=10305.8m
N 式（2-1）～式（2-4）参考《汽车车桥设计》[1]
式（3-10）～式（3-12）。

3.2.2 主减速器基本参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数
1z 和2z ，从动锥齿轮
大端分度圆直径2D 、端面模数t m 、主从动锥齿轮齿面宽1
b 和2
b 、中点螺旋角
、法向压力角等。

1.
主、从动锥齿轮齿数1z 和2
z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，1z ，2z 之间应避免有公约数。

2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。

3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z 一般不小
于6。

4）主传动比0i 较大时，1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。

5）对于不同的主传动比，
1z 和2z 应有适宜的搭配。

根据以上要求参考《汽车车桥设计》
[1]
中表3-12 表3-13取1z =9 2z =40
1z +2z =49〉40 2.
从动锥齿轮大端分度圆直径
2D 和端面模数t
m 对于单级主减速器，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2
D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

2D 可根据经验公式初选，即
3
2
2
c
D T K
D （3-5）
2D K ——直径系数，一般取
13.0～16.0
Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，m N ，为Tce 和Tcs 中的较小者
所以
2D =（13.0～16.0）3
2.29910=（40
3.5～496.7）mm
初选2D =450mm
则t m =2D /2
z =450/40=11.25mm
有参考《机械设计手册》[2]
表23.4-3中t m 选取12 则2D =480mm
根据t m =3c m
T K
来校核s
m =12选取的是否合适，其中
m K =（0.3～0.4）
此处，t m =（0.3～0.4）
3
2.29910=（9.31～12.4），因此满足校核。

3. 主，从动锥齿轮齿面宽1b 和2
b 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，
这样不但会减小
了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。

此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。

另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。

但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

对于从动锥齿轮齿面宽2b ，推荐不大于节锥2A 的0.3倍，即223.0A b ，
而且2
b 应满足t m b 102
，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
22
155.0D b =0.155480=74.4mm
在此取75mm
一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两
端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取1b=80mm
4.中点螺旋角
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于 1.25，在1.5～2.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°。

5. 螺旋方向
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。

螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影
响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。

所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮
为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

6. 法向压力角
加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重
型载货汽车可选用22.5°的压力角。

3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算
表3-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表
序号项目计算公式计算结果
1 主动齿轮齿数1z11
2 从动齿轮齿数2z36
3 端面模数m9㎜
4 齿面宽b
1b =56㎜
2b =51㎜
5 工作齿高m h h a
g
*2g h 14.1㎜
6 全齿高m
c h h
a
*
2h =17㎜
7 法向压力角=22.5°8 轴交角=90°
9
节圆直径
d =m z
1
d 99㎜2d =324㎜
续表
序
号
项
目
计算公式
计算结果
10 节锥角
1
arctan 2
1z z 2
=90°-1
1
=17°2
=73°11 节锥距A 0=
1
1sin
2d =
2
2
sin
2d A 0=169㎜12 周节t=3.1416 m t=28.279㎜
13 齿顶高m h h a a
*
a h =7.22㎜14 齿根高f
h =m
c h
a
*
*f h =9 ㎜
15
径向间隙
c=m
c *c=1.8㎜
16 齿根角
arctan
A h f f
f
=4 °
17 面锥角
2
1
1
f a 1
2
2
f a 1
a =20.01°2
a =76.03°18 根锥角
1
f =1
1f 2
f =
2
2f 1
f =13.97°2
f =69.99°
19 齿顶圆直径
1
111cos
2a a h d d 1a d =113㎜
2a d =328㎜
2a d =2
21
cos
2a h d 20
节锥顶点止齿轮外缘距离
1
121
sin 2a k h d A 2
12
d A k 2
2sin
a h 1k A =1601㎜2k A =42.61㎜
21
理论弧齿厚
21
s t
s m
S s k 21s =20.53mm
2s =7.74mm
22 齿侧间隙B=0.305～0.406 0.4mm 23
螺旋角
=35°
3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算
在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。

在进行强度计算之前应首先了
解齿轮的破坏形式及其影响因素。

1）齿轮的损坏形式及寿命
齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。

它们的主要特点及影响因素分述如下：
（1）轮齿折断
主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。

折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。

①疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。

如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，
则首先在齿根处产
生初始的裂纹。

随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。

在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作
用下由于裂纹断面间的相互摩擦，
形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折
断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。

②过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由
于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。

此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚
度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到
局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。

各种
形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。

为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、
压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。

齿根圆
角尽可能加大，根部及齿面要光洁。

（2）齿面的点蚀及剥落
齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿
轮的70%以上。

它主要由于表面接触强度不足而引起的。

①点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。

由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。

一般首先产生在几个齿上。

在齿轮继续工作时，则扩
大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。

在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。

减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。

在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。

②齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。

凹坑壁从齿表面陡直地陷下。

造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。

例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。

当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。

（3）齿面胶合
在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、。