轻型客车驱动桥设计

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，对于轻型客车也很重要。

驱动桥位于传动系的末端，它的基本功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力，纵向力和横向力。

通过提高驱动桥的设计质量和设计水平，以保证汽车良好的动力性、安全性和通过性。

此次轻型客车驱动桥设计主要包括：主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳进行设计。

主减速器采用单级主减速器；差速器设计采用普通对称圆锥行星差速器；车轮传动装置采用全浮式半轴；驱动桥壳采用整体型式；并对驱动桥的相关零件进行了校核。

本文驱动桥设计中，利用了CAXA绘图软件表达整体装配关系和部分零件图。

关键词：驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳
Abstract
Drive axle is the one of automobile four important assemblies.It’s performance directly influences on the entire automobile，especially for the Sports Utility Vehicles . Driving axle set at the end of the transmission system. The basic function of driving axle is to increase the torque transported from the transmission shaft or transmission and decrease the speed ,then distribute it to the right、left driving wheel, another function is to bear the vertical force、lengthways force and transversals force between the road surface and the body or the frame. In order to obtain a good power performance, safety and trafficability characteristic, engineers must promote quality and level of design
Driving axle design of the Zotye2008 Sports Utility Vehicles mainly contains: main gear box, differential, transmitted apparatus of wheel and the housing of driving axle. The main gear box adopted single reduction gear and the differential adopted a common, symmetry, taper, planet gear. Transmission apparatus of wheel adopted full floating axle shaft, and the housing of driving axle adopted the whole pattern,and proofread interrelated parts.
During the design process, CAXAdrafting software is used to expresses the wholes to assemble relationship and part drawing by drafting.
Key words：driving axle; main gear box; differential; half shaft; housing
目录
第1章绪论 (1)
1.1 驱动桥简介 (1)
1.2 驱动桥设计的要求 (1)
第2章驱动桥的结构方案分析 (3)
第3章驱动桥主减速器设计 (5)
3.1 主减速器简介 (5)
3.2 主减速器的结构形式 (5)
3.3 主减速器的齿轮类型 (5)
3.4 主减速器主动齿轮的支承型式 (6)
3.5 主减速器的减速型式 (7)
3.6 主减速器的基本参数选择与设计计算 (7)
3.6.1 主减速比的确定 (7)
3.6.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 (8)
3.6.3 主减速器齿轮基本参数选择 (9)
3.6.4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算 (11)
3.6.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算 (18)
3.7 主减速器齿轮的材料及热处理 (22)
第4章差速器设计 (24)
4.1 差速器简介 (24)
4.2 差速器的结构形式的选择 (24)
4.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (25)
4.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 (26)
4.3 差速器齿轮主要参数的选择 (26)
4.4 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核 (28)
第5章驱动车轮的传动装置 (31)
5.1 车轮传动装置简介 (31)
5.2 半轴的型式和选择 (31)
5.3 半轴的设计计算与校核 (31)
5.4 半轴的结构设计及材料与热处理 (33)
第6章驱动桥壳设计 (34)
6.1 驱动桥壳简介 (34)
6.2 驱动桥壳的结构型式及选择 (34)
6.3 驱动桥壳强度分析计算 (35)
6.3.1 当牵引力或制动力最大时 (35)
6.3.2 通过不平路面垂直力最大时 (36)
第7章结论 (37)
参考文献 (38)
致谢 (39)
附录A (40)
第1章绪论
1.1驱动桥简介
在科学技术快速发展的今天，随着汽车工业的不断进步以及客车应用的普及，汽车的各项性能指标也在不断提高，作为传动系末端的驱动桥的设计，更要有进一步的改进，以适应市场的需要，促进汽车行业的发展。

驱动桥处于动力系的末端。

其功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。

汽车驱动桥结构形式除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。

必须有合理的驱动桥设计，才能满足汽车有良好的汽车动力性、通过性和安全可靠性。

1.2驱动桥设计的要求
驱动桥一般包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。

驱动桥的机构型式虽然各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，驱动桥的基本要求可以归纳为：
（1) 驱动桥主减速器所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。

（2) 驱动桥轮廓尺寸应与汽车的总体布置和要求的驱动桥离地间隙相适应。

（3) 驱动桥在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

（4) 驱动桥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。

（5) 驱动桥的齿轮及其他传动部件工作平稳，噪声小。

（6) 驱动桥与悬架导向机构运动协调。

（7) 驱动桥总成及其他零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。

（8) 驱动桥结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。

（9) 随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善，近年来主减速比有减小的趋势，以满足高速行驶的要求。

第2章驱动桥的结构方案分析
驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。

当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。

因此，前者又称为非独立悬架驱动桥，后者称为独立悬架驱动桥。

独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。

1）非断开式驱动桥
普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。

他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。

这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。

驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。

在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。

在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可用双级结构。

在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。

对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。

在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。

2）断开式驱动桥
断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。

断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。

另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。

这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横
梁或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。

主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。

两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。

汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。

断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。

但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。

3）多桥驱动的布置
为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。

在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。

相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。

前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。

而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。

为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。

在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。

汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。

其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。

这对于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。

本次设计的是轻型客车的后驱动桥，由于普通的非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，故采用此种形式较为适宜。

第3章 驱动桥主减速器设计
3.1 主减速器简介
主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。

3.2 主减速器的结构形式
主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、减速形式以及主动齿轮、从动齿轮的支承形式和主减速器的减速形式的不同而异。

3.3 主减速器的齿轮类型
主减速器齿轮主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等型式。

图3-1主减速器双曲面锥齿轮传动形式
a ）弧齿锥齿轮传动
b ）双曲面齿轮传动
c ）圆柱齿轮传动
d ）蜗轮蜗杆传动
本次设计采用双曲面锥齿轮(如图3-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。

双曲面齿轮有如下优点：
（1）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的1β大于从动齿轮的2β，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的
弯曲强度提高约30%。

（2）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮的大，其结果使齿面的接触强度提高。

变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用（3）双曲面主动齿轮的
1
较少的齿数，有利于增加传动比。

（4）双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。

（5）双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。

布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，有利于降低轿车车身高度，并可减少车身地板中部凸起通道的高度。

3.4主减速器主动齿轮的支承型式
现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式有：悬臂式（如图3-2）和跨置式支承（如图3-3）。

悬臂式支撑的结构特点是，在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。

悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。

两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度a和增加两支承间的距离b，以改善支撑刚度。

为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离b 应大于2.5倍的悬臂长度a。

为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。

悬臂式支承结构简单，支承刚度差，用于传动转矩较小的减速器上。

图3-2 悬臂式图3-3跨置式
综上所述本次设计采用悬臂式支撑教为合理。

3.5 主减速器的减速型式
主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。

影响减速型式选择的因素有汽车的类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比0i 有关，主要取决于影响动力性，经济性等整车性能的主减速比0i 的大小。

单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低、使用简单等优点。

因而广泛应用于主传动比0i ≤7的乘用车和总质量较小的商用车上。

单级主减速器，其结构如图3-4所示。

其特点是将主减速器与差速器组合为一个大总成并从整体桥壳前面的开孔装入桥壳内，拆装方便。

本次设计采用单级主减速器。

图3-4 单级主减速器布置形式
1）桥壳 2）从动锥齿轮 3）主动锥齿轮 4）差速器半轴
3.6 主减速器的基本参数选择与设计计算
3.6.1 主减速比的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

i 0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i 一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同i 0下的功率平衡来研究i 0对汽车动力性的影响。

通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i 0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率amax P 及其转速p n 的情况下，所选择的i 0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速m ax a V 。

这时i 0值应按下式来确定：
gh
a p r i V n r i max 0377
.0=[]
4 （3-1）
=0.377
845
.01204500
3014.0⨯⨯
=5.042
式中
r r ——车轮的滚动半径，r r =0.3014m ； gh i ——变速器最高挡传动比，i gh =0.845；
再把对应的n p =4500r/n , max a V =120km/h , ,代入（3-1）计算出 i 0=5.042
根据计算结果和与参考现有同类车型，并考虑将确定的主、从动主减速器齿轮齿数，确定0i =5.042。

故本设计采用单级主减速器。

3.6.2 主减速器齿轮计算载荷的确定
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Ｔce n i i i k T k T f e d ce /01m ax η⋅⋅⋅⋅⋅⋅=[]
4 m N ⋅ （3-2）
式中
d k ——由于猛接合离合器而产生的动载荷系数，d k =1[]4；
max e T ——发动机的输出的最大转矩，轻型客车在此取157m N ⋅； k ——为液力变矩器变矩系数，k=1[]4；
1i ——是变速器最低档传动比，1i =4.218 f i ——分动器传动比，在此取1；
0i ——主减速器传动比，此前已算出0i =5.042
η——变速器传动效率，在此取0.9[]1；
n ——该汽车的驱动桥数目在此取1[]4；
代入以上各参数可求Tce
Tce =
19
.0042.51218.411571⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3005.0491m N ⋅ 2).按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T
()m m r i r m G T cs ⋅=ηϕ/'22[]4 m N ⋅ （3-3） 式中
2G =%60⨯⨯g m a =1195×9.8×0.6=7026.6（N ）;
2'm ——汽车最大加速时的后轴转移负荷系数，乘用车2'
m =1.2-1.4[]4，在此取
2'm =1.3；
ϕ——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取ϕ=0.85[]4；
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，此处ϕ=0.85；
r r ——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为6.00-14、8层级，滚动半径为
0.3014m ；
m η，m 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，m η取0.95[]4，由于没有轮边减速器m i 取1.0[]4；
代入数据算得=cs T 7026.6⨯1.3⨯0.85⨯0.3014/(1⨯0.95)=2463.3558m N ⋅。

3).主动锥齿轮的计算转矩Tz
Tz =
G
c i T η0[]
4=
9
.0042.53558
.2463⨯=542.8524m N ⋅ (3-4)
式中，
Tc ——主动齿轮的前面从动齿轮计算转矩中的较小值，Tc =2463.3558；
G η——主、从动锥齿轮间的传动效率，对于双曲面锥齿轮主减速器传动比0i <6
时，G η=0.9；
0i ——主减速器传动比，此前已算出0i =5.042；
代入数据计算得到Tz =542.8524m N ⋅。

3.6.3 主减速器齿轮基本参数选择
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1b 和2b 、中点螺旋角β、法向压力角α等。

（1）齿数的选择
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齿轮弯曲强度，主、从齿轮齿数和不
应少于40。

3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，1z 一般不少
于9；对于商用车，1z 一般不少于6。

4）当主传动比0i 较大时，尽量使1z 取得少些，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。

根据上述原则选取1z =9，2z =46，则0i =12z z =946
=5.11符合要求。

（2）节圆直径的选择
可根据从动锥齿轮的计算转矩（式3-2、式3-3中较小的一个为计算依据）按经验计算公式选出：
322j
d T K d =[]
4 （3-5）
=15×33558.2463 =202.58㎜ 取203㎜
式中
2d ——从动锥齿轮的节圆直径，203㎜；
2d K ——直径系数，一般为2d K =13～16[]4，取2d K =15；
j T ——计算转矩，m N ⋅；已由（3-2）、式（3-3）求得，并取其中较小者j T =min[Tce , cs T ]=2463.3558m N ⋅。

（3）齿轮端面模数的选择
2d 选定后，按式 s m =2d /2z []4=203/46=4.41㎜ （3-6）
校核式为： m K =s m /3j T （3-7） 得出s m =4.72mm.参考[]3表23.4-3中s m 选取标准值5mm 式中
j T ——计算转矩，m N ⋅，见式（3-5）下的说明；
m K ——模数系数，m K =0.3～0.4。

s m =5mm 满足模数系数m K =0.3～0.4故符合要求。

22/s m d z =，2d =203㎜, 2z =46，19z =。

（4）齿面宽的选择
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。

汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿面宽
2b （㎜）推荐为：
2b =0.1552
d []
4=0.155×203=31.465㎜ 取32㎜ （3-8）
式中 2d ——从动齿轮节圆直径。

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 =36mm
（5）双曲面齿轮的偏移距 E
E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E 值过小，则不能发挥双曲面齿轮的特点。

一般对于乘用车，E ≤0.22d []
4=0.2×203=40.6。

根据这一原则取E=40㎜。

（6）中点螺旋角β
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β时应考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大，则ε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，ε应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的螺旋角或双曲面齿轮的平均螺旋角为35°～40[]4，而乘用车选用较大的β值以使运转平稳噪声低，故取为40°。

（7）螺旋方向[]1
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。

（8）法向压力角α[]1
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。

对于乘用车双曲面齿轮，由于其从动齿轮轮齿两侧的法向压力角相等，而主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不相等，故平均压力角α一般选用20°。

r的选择
（9）铣刀盘名义半径
d
刀盘的名义半径是指通过被切齿轮齿间中点的假象同心圆的直径，为了减少刀盘规格，刀盘名义半径已标准化，并规定每一种名义半径的刀盘可加工一定尺
d在[]4的表3-14中选取刀盘名义半径寸范围的双曲面齿轮。

按从动齿轮节圆直径
2
r=95.2500㎜。

d
3.6.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算
主减速器的双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤按表3-1来计算[]4。

表3-1双曲面齿轮的几何尺寸计算用表单位㎜
3.6.5主减速器双曲面齿轮的强度计算
（1）齿轮的破坏形式及其影响因素
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。

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、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。

它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。

轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。

4）齿面磨损
这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。

规定范围内的正常磨损是允许的。

研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。

汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑。