机械毕业设计（论文）-前置式发动机夹钳取力器的设计【全套图纸】

摘要1 关键词1 1 前言2 1.1 汽车发动机取力器的概况2 1.2 研究发动机取力器的意义2 2 取力装置简介3 2.1 取力装置的功用和分类3 2.1.1 发动机飞轮取力4 2.1.2 离合器取力4 2.1.3 变速器取力6 2.1.4 分动器取力6 2.2 取力装置的正确选择7 3 总体方案设计8 3.1 发动机取力器传动系统的设计9 3.1.1 档位和旋向.10 3.1.2 取力器功率.10 3.1.3 取力器传动比和转速.11 3.2 齿轮传动设计与校核.11 3.2.1 材料的选用.13 3.2.2 按齿面接触疲劳强度初步设计.13 3.2.3 验算齿面接触疲劳强度.14 3.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度.16 3.2.5 确定齿轮的主要参数及集合尺寸.18 3.2.6 确定齿轮制造精度.19 3.3 轴与轴系零件的设计.19 3.3.1 轴材料的选择.19 3.3.2 轴的结构设计.20 3.4 键的选择与校核.22 3.5 轴承的选择.23 4 内置离合器和液压系统的选择.23 2 4.1 液压多片摩擦离合器的选择.24 4.1.1 多片摩擦离合器的位置布置.24 4.1.2 多片摩擦离台器的结构特点.24 4.2 内啮合齿轮泵的选择.24 4.3 分配器和控制阀.25 5 结论.26 参考文献.27 致 谢.28 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 1 前置式发动机夹钳取力器的设计 学 生： 指导老师： （湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128） 摘要：本文设计了一种汽车发动机取力器，这种取力器由于其特有的优点所以应用 广泛。现在很多专用汽车大多装有一个重要的零件，就是取力器。因此，设计一种容易操 作、性能优越的取力器成为了一种必要。本文所研究的是一种结构紧凑，持续工作时间很 长前置式发动机夹钳式取力器，它不受汽车离合器的干扰，只要发动机工作，不论离合器 处于何种工作状态，取力器都能正常工作。因此发动机取力器的研发有着重要的意义。 关键词：发动机；齿轮；液压系统；汽车 Desicn of Front-engine Clamp Power-take Student: Cheng Kejun Tutor: Wei Xiaoxiang (Orient Science and Technology College , Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract:This paper has designed an automobile power take off device. Because of its pec uliar advantages, it was used so widely. Nowadays many special cars equip- ed with such most important part. Therefore, it is necessary to design an easy operation, superior p erformance of Power take . This paper studies a front loaded engine clam- p type Power take off device which has a compact structure and could continuous working for ver y long hours, it could be free from the clutchs interference. As long as th- e engine works, no matter what kind of work in clutch state, take the force can work normally. the refore, the development of the device, which takes off the power from th- e engine,has a great significance. Key words：Engine；Gear；Hydraulic system；Car 2 1 前言 汽车取力器是汽车上的一个动力输出装置，汽车除了行驶以外的其他动力 将由取力器提供。取力器通常安装在专用汽车上，用以取出发动机的动力提供 给特殊装置以实现专门用途。目前已研发的取力器的种类比较多，取力方式也 较多，有发动机飞轮取力、离合器取力、变速器取力、分动器取力等。随着社 会对专用汽车要求的提高，专用汽车种类的增多，对取力器的要求也相应提高， 取力器的研发工作显得尤为重要。作者撰写本文的目的正是设计出一种从发动 机直接取力的取力器，以满足工程实际的需要。 1.1 汽车发动机取力器的概况 取力器的种类有很多，各有不同的优点，本文所设计的是一种夹钳式的发 动机取力器，采用前置式的取力方式，它以汽车底盘自身的发动机为动力源， 将动力传递至专用汽车的专用设备，以驱动齿轮液压泵、真空泵、柱塞泵、轻 质油液压泵、自吸液压泵、水泵、空气压缩机等，从而为自卸车、加油车、牛 奶车、垃圾车、吸污车、随车起重机、高空作业车、散装水泥车、拦板起重运 输车等诸多专用汽车配套使用。 1.2 研究发动机取力器的意义 某些专用汽车不需要连续地输出动力，所需的取力器转矩也不大，因此他 们配备的是较为简单的取力器，直接安装于变速箱的后部。这些取力器市场需 求量虽然较大，但是技术含量并不高，利润也不大。而另一些专用汽车对取力 器的要求很高，如水泥搅拌车、消防车、石油机械用车等，他们要求取力器能 连续不断地工作，而且能够输出发动机的巨大部分动力，甚至全部的动力，并 且不受汽车离合器工作状态的影响。例如消防车在消防在抢险的过程中，需要 连续不断地泵水而且泵水过程中还要不断地变换位置，需要很高的水压是水能 喷射很远，需要很大的功率。这些车辆就需要安装一种特殊的性能优越的取力 器，就是发动机取力器。发动机取力器又叫做全功率取力器，他有诸多的优点： 能够长时间地保持工作状态；能使汽车结构非常紧凑，改装汽车很方便；能把 发动机的全部功率取出，用于其他动力的输出；工作状态不受汽车主离合器工 作状态的干扰（其他取力器不与发动机直接相联，当汽车发动机处于怠速状态， 即离合器未合上就无法正常工作）1。 3 发动机取力器有着如此众多的优点，相应的他的设计和制造难度也较大， 目前国内主要还是依靠进口，价格比较昂贵，而需求量有很大，所以设计出一 种符合要求的发动机取力器已迫在眉睫。本文作者正是基于对发动机取力器的 用途与现状的考虑，在老师的指导下选择此课题进行研究，运用所学的专业知 识，绘制出了发动机取力器的外观图、装配图和部分重要的零件图，并且进行 了校核计算，提出了一个较为完整的发动机取力器总体设计方案，希望能对祖 国的汽车工业出一点绵薄之力。 2 取力装置简介 2.1 取力装置的功用和分类 由于汽车用途的多样化，要求汽车变速器必须装备有动力输出装置通常取 力装置安装在变速器的动力输出侧孔上，它有各种不同的形状和大小；在变速 器上安装各种取力装置可以满足各类特种车辆的使用要求。由于各类车辆的负 载工况、使用条件和取力位置的不同，因而对取力装置的要求也各不相同。取 力装置的用途颇为广泛，它可用来驱动汽车绞盘传动装置，自卸车、炸药现场 混装车和汽车起重吊油泵，消防车水泵，以及工程机械中各种辅助装置，如空 气压缩机、燃油泵、废料收集器、制冷机等2。 图1 NMV100型取力器 Fig 1 NMV100 type take force device 通常取力器是一种齿轮传动装置，主要功用是取出变速器传递的动力，或 4 直接将发动机的功率通过法兰和传动轴传递到被驱动的工作机上。按取力装置 的取力型式可分为发动机取力和离台器取力两大类，按取力装置的取力点部位 可分为发动机飞轮取力、离合器取力、变速器取力和分动器取力四类。取力装 置选择何 种取力形式取决于各汽车制造厂家对其车辆的设计要求和布置方案， 现将各类取力装置的结构特点分述如下： 2.1.1 发动机飞轮取力 从发动机飞轮取力，取力器安装在变速器前端，与发动机飞轮直接相连， 发动机工作取力器就能输出动力，动力不需经离合器来传递，因此，它与车辆 运动状况无关。这种取力器如西德ZF公司设计生产的NMV100型取力器(图1)，传 递功率大，输出转速高，能连续工作。典型应用实例是混凝土搅拌车、消防车、 保洁车、钻井车、以及市政工程车等。 2.1.2 离合器取力 从离合器取力，取力器安装在变速器前端，由第一轴(输入轴)驱动取力器， 图2 FGMO型取力器 图3 N10型取力器 Fig 2 FGMO type take force device Fig 3 N10 type take force device 也可以安装在变速器后端，由中间轴驱动取力器。无论是从第一轴或中间 5 轴驱动取力，都是在接合离台器后，取力器才能工作输出动力，与变速器档位 使用无关，能传递发动机的大部分功率，如法国贝利埃公司设计生产的FGMO型 取力器(图2) ，ZF公司设计生产的N/1O型取力器(3)。这类取力器对车辆总体 布置合理，有利于传递较大功率与转速。但是，采用变速器中间轴后端取力， 则取力器输出功率和转速与常啮合齿轮副的速比有关。为满足被驱动工作机的 转速要求，通常取力器齿轮设计成增速传动，或不需设置齿轮副传动，直接与 变速器中间轴同一轴心线输出动力。这种取力器与发动机同向或反向旋转，适 用于间歇工作；输出 a、b，c三种连接形式供用户选择3。 N1O型取力器(图3)设计有两个动力输出点(C点和D点)，可装6组齿轮增速传 动比，供用户选择，其传动比为O32094，输出扭矩范围为280800Nm， 输出扭矩大小决定于车辆要求和传动比。这种取力器壳体与变速器后盖做成一 体，因而轴向尺寸短，结构紧凑。由于壳体内腔空间大，贮油和散热条件好， 以及轴承承载能力大，因此，该取力器能连续工作，与发动机同向或反向 旋转。如车辆有特殊要求，需要在取力器上两点输出，选用N/10型取力器就 能满足这一要求。即用N/l0加N352/2取力器或N/10加N70/1取力器组成(图4)。 两个取力器可同时取力，也可以单独操纵一个取力器取力；采用两点取力时， 必须保证两个取力器输出的总功率不得超过变速器的负荷能力。典型应用实例 是矿用自卸车、炸药现场混装车、汽车起重吊驱动油泵等4-5。 6 图 4 N70/1取力器 Fig 4 N70/1 take force device 2.1.3 变速器取力 从变速器取力，取力器安装在变速器第二轴(输出轴)后端，或安装在变速 器侧面，与第二轴I档或档齿轮相啮合输出动力。但是，这种取力装置与发动 机和离合器取力有所不同，它与车辆构运动状况有关，与变速器的档位使用有 关。如ZF公司生产的N/pL型取力器，后者如红岩DQ372汽车变速器上附加的侧 装取力器(图5)，该取力器的接合平面与第二轴轴心线之间的距离为 l95.5mm，夹 角为30；问歇工作时允许输出功率为l14kw/15O0r/min；连续工作时允许输出 功率为76kw/l500r/min；最大输出扭矩为40ONm；输出转速N=N发动凡系(081)； 输出旋向与发动机异向，并可向前或向后输出动力。 2.1.4 分动器取力 全轮驱动的车辆，为了缩短传动系的轴向安装尺寸，要求在分动器后端取 力， 输出不同的转速。这种取力装置只有在汽车离合器接合和变速器挂上档后， 取力器才能运转输出动力，所以，取力器的输出功率和转速，同样与车辆的运 动状况有关，与变速器档位使用有关。如ZF公司生产的NGW型取力器，红岩 CQ261型汽车绞盘用的二档取力器，有高、低两个档位，三轴直齿轮传动，最大 输出功率为11Okw/160Or/min，最大输出扭矩为700Nm/1500r/min。 7 图 5 DQ372变速器侧取力器 Fig 5 DQ372 transmission side take the force 上述四类取力装置在汽车动力传动系中，由于取力位置的不同，它们的用 途和使用特性也各不相同6。 2.2 取力装置的正确选择 无论是选择发动机取力、离合器取力或其它型式取力，其取力装置都是由 汽车制造厂家根据车辆的负载情况和使用工况进行选取，但在选择取力装置时 必须考虑以下几点： 1）传动比 取力器传动比取决于发动机技术参数与被驱动的工作机械特性有关。 2）输出转速与旋转方向 输出转速取决于取力器的类型和安装部位。离合器取力用的取力器与变速 器常啮合齿轮对的速比有关；变速器取力或分动器取力用的取力器与档位使用 有关。其输出旋转方向应考虑与发动机同向或异向，以及两种回转方向。 3）取力点的数量与安装部位 一点取力或数处取力；取力点的位置取决于车辆布置和变速器的安装形式 (立式安装或卧式安装)，以及变速器取力窗孔位置(侧面、上部、底部或中间轴)。 4）取力装置接合的可能性 选择发动机飞轮取力或离合器取力决定于各种车辆的用途和工作规范。 5）换档条件 取力器换档功能必须考虑其车辆负载行驶时使用取力器或车辆停止时使用 取力器。 6）汽车运动中取力器换档频率 据使用经验，取力器在使用频繁情况下，取力器的转动惯量应不大于离合 器的15%；使用不频繁对，取力器的转动惯量不大于离合器的4O%；这主要是考 虑减少离合器片的磨损。 7）负荷不均匀性 取力器负荷不均匀性用最大转矩/名义转矩表示，称作扭矩变动比，此比值 表示工作机械的载荷特性，如突然接合离合器、传动轴的不平衡、发动机转速 8 低于lO00r/min，以及几个取力器同时工作时产生共振等原因所引起的扭矩波动。 如经常产生间歇性的冲击载荷，其冲击扭矩比2时可选用各型取力器，如果2 冲击扭矩比35时选用NMV型取力器。一般推荐取力的工作机械应安装超载保 护装置，剪切安全销就是常用的一种方法 8）热载荷 取决于取力装置的工作规范，也就是取力器工作的持续时间与停歇时间， 它直接影响取力器工作的热载荷6。 3 总体方案设计 本文设计的是一种前置式的夹钳式发动机取力器，它安装在发动机和变速 器之间。原变速器的第一轴被取力器中的长柄齿轮轴所取代，长柄齿轮轴支承 在发动机的飞轮中心，随发动机飞轮的转动而一起转动，随后将动力通过齿轮 传递至第三轴，由输出法兰将动力输送给专用设备，实现特定功能。 本发动机取力器主要用于驱动大功率的附属设备，例如市政工程用车辆、 消防车及混凝土搅拌车等。本取力器用法兰面直接安装于立位或左卧位主变速 箱的输入端面。取力器由空心轴驱动，与主变速箱输入轴相联的主离合器轴穿 过其中，两轴由各自独立的直接驱动离合器来驱动。因此，空心轴通过主离合 器中的直接离合器与发动机相联，无论主离合器是结合还是分离，动力总是传 向取力器，即只要发动机运转，则取力器总是与之同步运转，除非在其输出端 分离多片离合器使其脱开，停止运转。图6所示为本取力器安装示意图。 9 图6 取力器安装示意图 Fig 6 take force diagram ejector installation 此取力器的结合方式是：无论车辆是处于停驶状态还是行驶状态，发动机 取力器均可工作。发动机动力传输给空心轴，空心轴上装有齿轮1，再经齿轮2 传至齿轮3，齿轮3也装在一空心轴上，轴的左端装有摩擦离合器，此摩擦离合 器的结合或分离由液压控制，通过液力多片离合器可实现在负荷状态下结合和 分离。当液压阀打开，液压系统给予摩擦片一定的向右的压力，使其压紧与之 相配的摩擦片，则离合器处于结合状态，此时穿过空心轴的实心轴转动，将动 力传至输出法兰，再传递给专用设备。 此取力器输出转矩的数值与具体用途有关，大致数值为最大转矩1200Nm(在 平稳无振动的工况下，相应的轴承计算寿命大约为500h)，其许用轴荷亦必须核 对，在此工况下，其数值约为：最大许用轴荷为28000Nm；最大结合惯性矩 16kgm；最大许用结合转速为180Or/min7-9。 3.1 发动机取力器传动系统的设计 从汽车的发展来看，专用车与其它整车一样，通常都是由二、三类底盘改 装而成，在改装过程中，专用车厂除了考虑发动机、离合器、变速器的合理匹 配外，合理选择匹配的取力器也是不可忽视的内容取力器类型、功率、转 速如何确定，取力器安装、旋向、档位等方面如何选择，从而达到选择合理匹 10 配的取力器的目的。 本次设计的难点主要有三个地方。第一，取力器动力输入端，原装车上的 离合器没有取力器的输入口，需要有动力输入口的离合器。目前，国内已有专 门生产这种离合器的厂家，并已通过国家试验机构的鉴定，所以在此设计中可 以不考虑。第二，此取力器由于是立式安放，所以中心距较高，采用齿轮传动 时对齿轮和轴承的要求较高，所以润滑也很重要，所以采用油泵强制润滑。第 三，取力器的结合与分离，由于汽车上装有液压泵，故可采用液压控制离合器 的接合与分离，但由于取力器与发动机一直连接，如果采用联轴器等机械式硬 连接，将会出现发动机发动后，取力器的结合部位不能接合，从而不能形成动 力输出，或者在取力器接合后再发动给发动机，会由于取力器处于工作状态， 而使发动机启动力矩太大而损坏发动机的启动系统。因此只能采用柔性连接， 即采用由液压控制的摩擦片离合器来控制取力器的接合与断开。本次设计的基 本要求为： 1、取力器动力输出转向与发动机相同； 2、额定输出扭矩为800Nm； 3、额定输出转速为1500r/min； 4、速比为1：1左右； 5、取力器的结合与断开需要柔性连接。 本次总体设计中着重考虑的是以下的几个方面： 3.1.1 档位和旋向 取力器的档位取决于辅助动力装置的用途，一个档位的取力器主要用于油 泵、压气机等辅助动力装置，而多档位可逆式取力器主要用于绞盘等专用装置。 要设计符合要求的取力器，还要考虑到取力器的旋转方向，这要根据用户的需要 而定。 3.1.2 取力器功率 选择合理匹配的取力器，首先取力器必需具有足够的输出功率来满足辅助 动力装置的需要。从理论上讲，取力器输出功率等于扭矩和转速的乘积，确定 功率大小的基本依据是节线速度，一般来说，节线速度越快，功率就越大。取 力器功率来自于发动机经变速器传递来的功率，取力器输出功率的大小取决于 取力齿轮的节线速度。 节线速度：V=2(2)rn rn r 11 图 7 齿轮尺寸示意图 Fig 7 gear size schemes 可以看出，节线速度等于取力齿轮的节圆长度与转速的乘积。取力器安装位置 不同，取力齿轮也不同，其转速也有变化。前置取力器(一轴取力)的取力齿轮 安装在变速器一轴上，其转速n=n发：后置取力器的取力齿轮就是安装在主动 轴上的输入齿轮，其转速n=n发/I常：侧置取力器的取力齿轮就是与变速器中 间轴齿轮啮合的取力器的输入齿轮，其转速n=n发/I常I档。其中： n取力器的输出转速； n发发动机的额定转速； I常变速器常啮比； I档取力器齿轮齿数与变速器齿轮齿数之比。 所以，设计取力齿轮必需要具有一定的节线速度。 一般情况下，取力齿轮的节线速度，在发动机转速为lO00r/min时，不得低 于200cm/秒，约等于11千瓦；在发动机转速为2000r/min时，不得低于300cm/秒， 约等于l9千瓦。这就要求发动机具有一定的输出转速和扭矩，变速器具有一定 驱动能力，取力器才会有足够的输入功率来驱动辅助动力装置。 3.1.3 取力器传动比和转速 为了满足日益广泛的辅助动力装置的需要，取力器的输出转速不是固定不 变的，匹配不同的发动机、变速器，取力器的输出转速也不同，它取决于发动 机的输出转速、变速器的常啮齿轮比及取力器齿轮装置的传动比。 12 前置取力器 n=n发/I取 后置取力器 n=n发/I常I取 侧置取力器 n=n发/I常I档I取 从以上可以看出，选定一定的发动机、变速器，即取力器输入一定的功率。 在具有足够的输出功率的情况下，取力器传动比I取是可以自行设计的，取力器 的转速和相应的扭矩输出的大小可以在用户需要的范围内变动所以，在确定取 力器的输出转速时，通常可以采用直接输出和间接输出。如果所选用的取力器 转速能满足辅助动力装置的正常工作要求，可采用直接输出，反之，可采用间 接输出。 采用间接输出时，如果必须增大取力器的输出转速来满足辅助动力装置的 正常工作时，取力器的输入扭矩应高于输出扭矩，反之应低于输出扭矩。因为 取力器转速与其扭矩有关，所以，在确定取力器输出转速的同时必须考虑到取 力器的额定扭矩10。 3.2 齿轮传动设计与校核 由于取力器输出旋转方向要求与发动机旋转方向相同，所以只能选择奇数 个齿轮传动，即三个齿轮或五个齿轮传动。基于结构和强度的要求，若采用五 个齿轮传动，则结构过于复杂，加工难度也较大，因此生产成本相应增加，故 本次设计选用三个齿轮传动，中间齿轮为一惰轮，另外两个齿轮一个为主动、 一个为从动。第一个齿轮和第三个齿轮的中心距为390mm，齿轮的直径较大，转 速较高。 初步估算模数：本次设计的发动机取力器的输出转矩为800Nm，属于中等载 荷，查表选取4 n mmm 齿形角取标准值； 20 n 齿顶高系数取标准值；1 * a h 齿顶隙系数取标准值；25 . 0 * c 由于受结构限制，不能将取力器的尺寸设计的过大，初步考虑齿轮的齿数 和中心距为： 齿轮1齿数为：；53 1 z 齿轮2齿数为：；41 2 z 齿轮3齿数为：；51 3 z 齿轮1和齿轮2的中心距为：；mma197 12 13 齿轮2和齿轮3的中心距为：，如图3-2所示。mma193 23 如上的齿数安排基本符合速比1：1的要求，中心距也符合取力器安装结构 尺寸的要求。 为使传动平稳，减少噪音，故采用斜齿圆柱齿轮传动， 其螺旋角选为。 15 主动齿轮采用右旋，中间惰轮采用左旋，从动齿轮采用右旋。 取力器的总厚为84mm，所以齿宽应根据这个数值选取，除开壁厚和间隙， 初步选为齿宽。mmb38 各齿轮的分度圆直径： 齿轮1分度圆直径 齿轮2分度圆直径 齿轮3分度圆直径 由于1、2号齿轮对和3、4号齿轮对都采用斜齿轮传动，传动方式和受载形 式相同，强度、刚度要求和寿命要求也基本相同，故校核方式基本相同，所以 本文只校核1、2号齿轮对，对3、4号齿轮对的校核予以省略。下面就详细校核 1、2号齿轮对。 3.2.1 材料的选用 由于齿轮通常有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面校核和朔性变形等 损伤形式，为确保齿轮能在确定寿命内正常工作，选择齿轮材料和热处理方法 时应该考虑使齿轮有足够的硬度和耐磨性，齿轮芯部有足够的强度和韧性，还 应该具有良好的加工和热处理工艺性。 齿轮材料通常有锻钢、铸钢、铸铁、粉末冶金材料等。它们各有各的优势 和特点，本次设计通过综合考虑，决定选用锻钢作为材料，1号齿轮选用45钢调 质处理，2号齿轮选用调质处理，计算时取，。锻 r C40230 1 HBS260 2 HBS 钢的强度高、韧性好，热处理后齿面硬度和耐磨性都能达到一定的要求。调质 处理优点是齿轮具有较好的韧性和强度，不需要专门的热处理设备和齿面精加 工设备，齿面硬度较低，易于跑合11-13。 mm mmzm d n 48.219 15cos 534 cos 1 1 mm mmzm d n 79.169 15cos 414 cos 2 2 mm mmzm d n 20.211 15cos 514 cos 3 3 14 3.2.2 按齿面接触疲劳强度初步设计 由简化设计公式： 1）1号齿轮（大齿轮）传递的转矩NmT800 1 2）齿宽系数。查表取=0.9。 d d 3）齿数比。77 . 0 iu 4）载荷系数K。因速度高，非对称布置，取。2K 5）许用接触应力 H 由式 a.接触疲劳极限应力。，。 limH MPa H 580 1lim MPa H 710 2lim b.安全系数。由表查得。 H S1 H S c.寿命系数。取力器设计使用时间为40000小时。根据应力循环次数计 N Z 算式： antN60 式中 ，1amin/1500 1 rn ht40000 查表得， （均按曲线1查得），9 . 0 1 N Z88 . 0 2 N Z 故 6）初步确定主要参数 a.选取齿数。齿数已经初步选定，即，。53 1 Z41 2 Z 3 2 1 1 ) 1( 756 u uKT d Hd N H H H Z S lim 9 1 106 . 340000min/150016060hrantN 99 12 1068 . 4 77. 0/106 . 3/iNN MPaMPaZ S N H H H 522 1 9 . 0580 1 1lim 1 MPaMPaZ S N H H 624 1 88 . 0 710 2 2 2lim 15 b.初选螺旋角为。15 c.计算法向模数。 n m d.中心距初选为。mma197 e.齿轮宽度。mmdb d 38 1 3.2.3 验算齿面接触疲劳强度 由式： 1）弹性系数。查表得，。 E ZMPaZE 8 . 189 2）节点区域系数。查表得，。 H Z43 . 2 H Z 3）重合度系数。 Z 先由 于是， 将和代入式中，得到 4）螺旋角系数。 Z966 . 0 15coscos Z mm mm z d mn4 53 15cos48.219cos 1 1 H t HEH ubd uKF ZZZZ 1 1 178. 0 4 15sin38sin mmm b n 1 3 4 Z 68 . 1 15cos 41 1 53 1 2 . 388 . 1 cos 11 2 . 388 . 1 21 zz 63 . 0 1 3 4 Z 16 5）圆周力。 t F 6）载荷系数K。 HHVA KKKKK a.使用系数。查表得。 A K25. 1 A K b.动载系数。由 V K 查表得，（初取8级精度） 。37. 1 v K c.齿向载荷分布系数。查表，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装 H K 配时不做检验调整，可得 d.齿间载荷分配系数。由式 H K 查表，根据表面硬化直齿轮和表面硬度8级查取参数，故4 . 1 H K 7）验算齿面接触疲劳强度 N d T Ft7290 48.219 80020002000 1 1 smsm nd v/23.19/ 100060 150048.21914 . 3 100060 11 272 . 1 601061 . 0 48.219 38 48.219 38 6 . 0118 . 0 23 . 1 106 . 01 3 22 3 2 1 2 1 bC d b d b BAKH 100/ 8 . 239 38 729025. 1 mmN mm N b FK tA 05 . 3 4 . 1272 . 1 37 . 1 25. 1 HHVA KKKKK u u bd KF ZZZZ t HEH 1 1 MPaMPa MPa H 624601 77.048.21938 177.0729005.3 966.063.043.28.189 2 17 15 . 4 77 . 1 37 . 1 37. 125 . 1 FFVA KKKKK 3.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度 由式 1）由前已知：，。NF7290mmb38mmMn4 2）载荷系数。K FFVA KKKKK a.使用系数同前，即。 A K25. 1 A K b.动载系数同前，即。 V K37 . 1 V K c.齿向载荷分布系数。查图可知，当时， F K272 . 1 H K 查出。37 . 1 F K d.齿间载荷分配系数。由前可知： F K 则。由式46 . 2 则 前面已经求得，可得77 . 1 F K 3）齿形系数。由当量齿数 Fa Y FSaFa n t F YYYY bm KF 68 . 0 78. 0 7 . 0 68 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25. 0 Y 17 . 5 7 . 068. 0 46 . 2 Y 22 . 4 425 . 2 38 25 . 2 38 mm mm mh b n 8 . 58 15cos 53 cos/ 3 3 11 zzv 18 查表得 ，35 . 2 1 Fa Y41 . 2 2 Fa Y 。 4）齿根应力修正系数。由两齿轮的当量齿数查图得， Sa Y 5）重合度系数 。由前可知。 Y7 . 0 Y 6）螺旋角系数。 Y9 . 0120/1578 . 0 1120/1 Y 7）许用弯曲应力。由式 F a.弯曲疲劳极限应力。取，。 limF MPa F 600 1lim MPa F 500 2lim b.安全系数。查表，去。 F S25. 1 F S c.寿命系数。由，查图得， N Y 9 1 106 . 3N 9 2 1068 . 4 N d.尺寸系数。由，查图得，。 X Ymmmn41 21 XX YY 则 8）验算齿根弯曲疲劳强度 5 . 45 15cos 41 cos/ 3 3 22 zzv 65 . 1 2 Sa Y73. 1 1Sa Y XN F F F YY S lim 85. 0 2 N Y86. 0 1N Y MPa MPa YY S XN F F F 413186 . 0 25 . 1 600 11 1lim 1 MPa MPa YY S XN F F F 340185. 0 25. 1 500 22 2lim 2 19 故弯曲疲劳强度足够。 3.2.5 确定齿轮的主要参数及集合尺寸 ，53 1 z41 2 zmmmn415 分度圆直径 齿顶圆直径 mmmmmmmdd na 48.2274248.2192 11 mmmmmmmdd na 79.1774279.1692 22 齿根圆直径 mmmmmdd nf 48.20945 . 248.2195 . 2 11 mmmmmdd nf 79.15945 . 279.1695 . 2 22 齿宽 mmbb38 2 ，取mmmmbb4843105 21 mmb45 1 中心距 3.2.6 确定齿轮制造精度 由查表确定齿轮第公差组为7级精度。第、公差组与smv/23.19 组同为7级。按机械设计手册推荐确定齿厚偏差，小齿轮为GJ，在其工作图上 标记为：7GJ GB/T 10095-1988，大齿轮齿厚偏差为HK,在其工作图上标记为： 7HKGB/T10095-1988。 1111 3209 . 07 . 073. 135 . 2 438 729015 . 4 FSaFa n t F MPa mmmm YYYY bm KF 2112212 313 73 . 1 35 . 2 65 . 1 41 . 2 320 / FSaFaSaFaFF MPa MPa YYYY mm mmzm d n 48.219 15cos 534 cos 1 1 mm mmzm d n 79.169 15cos 414 cos 2 2 mmdda197 2 1 21 20 具体齿轮的结构及安装方法见附图。2、3号齿轮对的校核方法和1、2号齿 轮对的基本相同，在此不做详细校核。 3.3 轴与轴系零件的设计 轴是组成机器的重要零件，它的主要公用是：支持轴上零件，并使其具有 确定的工作位置；传递运动和动力。本文所设计的取力器总共有三根轴，1号轴、 2号轴和3号轴，其中1号轴是最长的一根轴，它的左端顶住发动机的飞轮以获取 动力，右端带有连接减速器，以给汽车的驱动系统提供动力，中间套在空心轴 之中，空心轴从发动机处获得动力再将动力通过键传递给 1号齿轮，完成初步 的动力传递。 为保证轴能够正常工作，必须通过强度计算使其有足够的强度，以防止断 裂和过大的朔性变形；也必须有足够的刚度，以防止工作时产生不允许的弹性 变形；还要有足够的稳定性和良好的工艺性。 本文设计的三根轴设计要求和校核方法相似，在这里只对一轴做详细的设 计校核，不一一介绍。 3.3.1 轴材料的选择 由于轴工作时产生的应力多为循环变应力，所以轴的损坏通常为疲劳损坏。 而轴是机械中的重要零件，因此轴的材料应该具有足够高的强度和韧性，对应 力集中敏感小和具有良好的工艺性。 轴的材料主要有碳素钢和合金钢。碳素钢强度虽然较合金钢低，但是它价 格便宜，对应力集中敏感小，故应用十分广泛。常用的碳素钢有30、40、45、 和50钢，其中以45钢最为常用。合金钢具有较高的力学性能和更好的淬火性能， 但对应力集中比较敏感，价格也很贵。对于受载大并且尺寸紧凑、重量轻或耐 磨性要求高的重要轴，或处于非常温度或腐蚀条件下工作的轴，通常采用合金 钢。常用的合金钢有：20、40、20、35、40等。轴也 r C r C inr TMC orM CBMn 可以采用合金铸铁和球墨铸铁。铸铁具有流动性好，易于铸造成型以获得复杂 的轴（如曲轴） 、价格便宜、有良好的吸震性和耐磨性，以及对应力集中不敏感 等优点。但是强度和韧性较低，铸造质量不易控制。 本次设计的三根轴通过综合考虑，初选1号和3号轴用20，2号轴用 inr TMC 45钢，3号轴用20 13。 inr TMC 3.3.2 轴的结构设计 轴的结构设计就是使轴的各部分具有合理的形状和尺寸。轴的结构设计在 21 整个机械设计过程中是一个很重要的过程，如果轴的结构没有设计好，则会很 大程度上地影响轴的刚度和强度，从而影响轴的使用寿命和整个机械的使用寿 命。影响轴的结构的因素很多，如轴上零件的分布及其在轴上的固定方法；轴 上载荷的大小及其分布情况；轴承的类型、尺寸的分布在情况；轴的加工和装 配工艺性等。 轴的设计没有标准，在本次设计中，充分考虑了取力器的实际情况来设计 了三根轴的结构，如图3-3是取力器的一轴及其附属零件。1号轴的结构比较特 殊，他套在一根空心轴之中，两轴共同从发动机飞轮处取力，1号轴将动力传递 给变速器，而空心轴将动力传递给取力装置，最终传递给专用装置。 1号轴是传统的阶梯轴，利用它的阶梯可以对轴上零件进行轴向定位。安装 零件是可以从直径较小的左端将零件套入，再进行定位安装。在图中可以看到， 1号轴上共设有两个轴承，起支承轴的作用，其中292307E轴承左端依靠轴肩定 位，右端依靠弹性挡圈定位，从而实现了双向定位。轴承32217E左端用弹性挡 圈定位，右端用轴环定位，同样实现双向定位。 空心轴套在1号轴外面，两轴独立不干涉运动。在空心轴外面还安装有轴承 盖，起到增加空心轴的刚度的作用，以防止空心轴和1号轴的颤动。轴承盖依靠 螺栓与取力器箱体相联。在空心轴上安装有50218轴承和1号齿轮。50218轴承的 左右两端都依靠弹性挡圈进行轴向定位。1号齿轮通过键的周向定位与空心轴相 联。在空心轴和1号轴之间装有油封，其作用为防止润滑有的流失。 2号轴是一根短轴（见图8） ，它的左右两端分别装有圆锥滚子轴承，由于轴 上安装的是斜齿轮，所以会产生轴向分力，使用圆锥滚子轴承能够平衡掉斜齿 轮产生的轴向分力。圆锥滚子轴承通过弹性挡圈和轴承盖实现双向定位。左右 两端的轴承盖都通过六角螺栓固定在取力器壳体之上。在短轴的中部安装有2号 齿轮，通过一个平键联接。在2号轴的右端设计安装油泵，随着2号轴的旋转而 驱动，油泵的作用是实现液压控制取力器上离合器的接合与脱开，在下文中将 逐步介绍离合器与液压控制系统。 22 1空心轴 2油封 350218 轴承 41 号齿轮 5292307E 轴承 632217E 短圆柱滚子轴承 7轴承盖 8键 9箱体 10弹性挡圈 图8 1号轴及其附属零件 Fig 8 1 shaft and affiliated parts 1圆锥滚子轴承 2轴承盖 3键 4挡圈 52 号齿轮 6六角头螺栓 7油泵 图 9 2号轴及其附属零件 Fig 9 2 shaft and affiliated parts 23 1端盖 23 号轴 3活塞 4型密封圈 5离合器摩擦片 6空心 7深沟球轴承 83 号齿轮 9输出法兰 10挡圈 11密封圈 12套筒 13油封 14输出法兰 图 10 3 号轴及其附属零件 Fig 10 3 axis and affiliated parts 3号轴上零件比较复杂，见图3-5，它和1号轴一样，外面还套有空心轴，使 用滚针轴承联接，在空心轴外面，安装3号齿轮，通过键联接进行3号齿轮的周 向固定，3号齿轮左端紧挨空心轴凸肩，右端使用弹性挡圈卡紧，从而实现了3 号齿轮的轴向定位。空心轴左端安装摩擦离合器，用于将动力从空心轴传递到3 号轴。 当离合器接合时，转动的空心轴将动力传递给3号轴，再传给输出齿轮将动 力传递给专用装置。3号轴左侧用端盖密封。取力器箱体外侧安装支承座，支承 座与3 号轴之间用O型密封圈进行密封，作用是避免润滑油的流失、减少粉尘等污 染物质的进入。3号轴右端制成花键，通过花键与输出法兰相联。输出法兰与支 承座之间设置油封13。 3.4 键的选择与校核 键是用于轴的周向定位的重要部件，有很多种类，适合各种载荷状况下的 轴。 其中主要的几种类型有平键、半圆键和斜键等。键的类型可根据联接的结 24 构特点、使用要求和工作条件选定。平键联接结构简单，拆装方便，加工容易， 对中性好，是运用最为广泛的一种键，本文所用的三个键均为平键。由于主动 齿轮和从动齿轮的齿宽较小，为40mm，故选用B型平键。为了加工方便和减小零 件种类，主动轮和从动轮均采用相同的键。键的截面尺寸按轴的直径由标准中 选定；键的长度根据轮毂长度确定。这里主动齿轮轴的直径为100mm，选键为 20mm12mm。 在本文中所设计的取力器中，由于1号轴外的空心轴是承受转矩最大的轴， 故其他的轴也按照此标准来选取键。校核时，1号轴外的空心轴上的键承受的转 矩最大，故也只校核这个键。 式中 p键联接工作表面的强度（MPa） T转矩（Nm） d轴的直径（mm） l键的工作长度（mm） k键与轮毂接触高度，kh/2（mm） b键宽（mm） p许用压强（MPa） 许用切应力（MPa） 3.5 轴承的选择 轴承是用来支承轴的重要零件，功用是支承轴及轴上零件，并保持轴的旋 转精度，同时减小转动的轴与支承之间的摩擦和磨损。轴承有滑动轴承和滚动 轴承之分，其中滚动轴承有摩擦阻力小、启动快、效率高、润滑和维护方便、 易于互换、运转精度高、轴承组合结构较简单等优点，在中速中载和一般工作 条件下运转的机器中应用广泛。 本文所设计的取力器采用斜齿轮传动，因此必然存在轴向分力，但是轴向 力不是太大，故可选用深沟球轴承。主动齿轮左端选用较大的深沟球轴承 50218，右端选用不带内圈的圆柱滚子轴承272307E。中间轴两端均选用7207圆 锥滚子轴承，输出轴左端选用50216轴承，右端选用不带内圈的圆柱滚子轴承， MPapMPa dlk T p12010095 40670 80020002000 MPaMPa dbl T 9029 402070 80020002000 25 轴承的润滑方式采用油泵强制润滑。 4 内置离合器和液压系统的选择 4.1 液压多片摩擦离合器的选择 所谓液压多片摩擦离合器是指摩擦式的液压控制的离合器，并且有多个摩 擦片。这种离合器是保证重型车辆液力机械变速器正常工作的核心部件之 一，液力机械变速器换挡操作是通过液压系统控制不同挡位的离合器的结 合或分离并与之协调配合来完成的；依靠换挡离合器摩擦片的摩擦力矩或传力 元件的刚性结合传递能量，实现输出不同扭矩和转速的目的。液压多片摩擦离 合器的性能好坏取决于主、从动摩擦片是否能够形成液体和半液体界面摩擦； 而摩擦片材料、结构形式、参数是形成界面摩擦的重要因素，也是确保湿式摩 擦离合器运行高效、可靠、长寿命的重要因素。液压多片摩擦离合器与其他离 合器相比具有磨损小、后备功率大等特点，广泛应用于中、高级轿车、重型车 辆和工程车辆14。 4.1.1 多片摩擦离合器的位置布置 合理布置多片摩擦离合器的位置是十分重要的，它直接影响取力器的结构 和尺寸、离合器参数以及离合器的接合和分离性能。本文设计的取力器是把离 合器设置在输出轴上，并把整个离合器布置在汽车离合器壳体内(图3-5)，充分 利用了汽车离合器壳体的空间位置，使取力器总体结构紧凑，体积小，拆装方 便。 4.1.2 多片摩擦离台器的结构特点 众所周知，多片摩擦离合器的功用是用来接通或截断发动机的动力，使离 合器主、从动片摩滑，同步转动，传递扭矩。本文设计的取力器采用了多片摩 擦离合器结构，实现动力换档。主、从动摩擦片共有7组，摩擦片衬面为非金属 材料。这种多片摩擦离合器具有以下优点： 1) 多片摩擦离合器结合柔和，扭矩容量大，离合器在结合状态下能可靠地 传递扭矩，最大传递扭矩为9801177Nm(10O12Okgm) 2) 摩擦片由钢芯片与纸基片高温烧结压制而成，在结合过程中