机械毕业设计（论文）-矿用半挂车分动器设计.pdf

本科毕业设计本科毕业设计(论文论文) 题目题目：矿用半挂车分动器设计矿用半挂车分动器设计 系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 2013 年 5 月 i 矿用半挂车分动器设计矿用半挂车分动器设计 摘摘 要要 本设计主要了解矿用半挂车，以及矿用半挂车的载重，常见矿用半挂车的分 动器基本原理和基本结构的型式,矿用半挂车属于非公路运输用的重型和超重 型自卸挂车主要承担大型矿山、工程等运输任务，工程方面，比一般载重车 更耐用，工作环境恶劣、负载重、劳动强度高。分动器的功用就是将分动器输出 的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统， 它单独固定在车架上，其输入轴与分动器的输出轴用万向传动装置连接，分动器 的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。本设计主要说明了分 动器的设计计算过程。设计部分较详细的叙述了分动器的设计过程，选择结构方 案、主要参数、齿轮设计、轴设计、计算校核、其他结构部件的设计。 关键词关键词：矿用半挂车分动器；齿轮；轴 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 ii design of power transfer case for the mine semi- trailer abstract this design mainly know mine semi- trailer, and mine semi- trailer truck, common mining semi- trailer transfer basic principle and basic structure of the model, mining semi- trailer belongs to the highway transportation of heavy and super- heavy dump trailer mainly bear the transportation tasks such as large- scale mining, engineering, engineering, the truck is more durable than normal, work environment bad, negative load, high labor intensity. transfer function is to transfer the output of the power allocated to each drive axle, and further increase torque. transfer box is a gear transmission system, it separately fixed on the frame, its input shaft connected to the transfer box output shaft with a universal transmission device, there are a few root transfer box output shaft, respectively by the universal driving device connected with the drive axle. this design mainly illustrates the design and calculation of transfer process. design part in detail describes the transfer of the design process, choose the structure scheme, the main parameter, design of gear, shaft structure design, calculation and checking, other parts of the design keywords: mine semi- trailer; gear;shaft iii 目目 录录 1绪论绪论1 1.1概述.1 1.2分动器简介.1 1.2.1带轴间差速器的分动器1 1.2.2不带轴间差速器的分动器2 1.2.3装有超越离合器的分动器2 1.3 分动器的构造及原理2 1.4分动器的轮型.2 1.4.1分时四驱2 1.4.2全时四驱2 1.4.3适时驱动3 1.5分动器结构方案的选择.3 1.6 完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写）.5 1.7毕业设计的工作量要求.5 2 分动器主要参数的选择分动器主要参数的选择6 2.1 档数及传动比6 2.2中心距. 7 2.3齿轮参数. 7 2.3.1 齿轮模数.7 2.3.2齿形、压力角a、螺旋角和齿宽 b. .8 2.4 高低档传动比及其齿数的确定 9 2.4.1确定抵挡齿轮的齿数9 2.4.2确定高挡齿轮的齿数9 3 分动器齿轮强度计算及材料选择分动器齿轮强度计算及材料选择11 3.1 齿轮失效形式与原因11 3.2 齿轮强度计算与校核11 3.2.1斜齿轮弯曲应力11 3.2.2齿轮接触应力12 4 轴的计算与校核轴的计算与校核14 4.1 轴的失效形式及设计准则14 4.2 轴的计算14 iv 4.2.1输入轴的初选及校核14 4.2.2输出轴的初选及校核15 4.3分动器轴承的选择.15 4.3.1轴的结构设计15 4.4键的计算.18 5 同步器同步器20 5.1 同步器的结构类型20 5.2 锁环式同步器的工作原理20 5.3 惯性锁止式同步器的主要结构参数22 5.3.1摩擦锥面的半锥角a和摩擦系数f22 5.3.2 摩擦锥面的平均半径r 和同步锥环的镜像厚度w.22 5.3.3 摩擦锥面的工作面宽b22 5.3.4锁止角.23 5.3.5同步时间 t t 与轴向推力 a f .23 5.3.6同步器摩擦副的材料23 6 工艺分析工艺分析24 6.1壳体加工工艺.24 6.2拨叉加工工艺.25 6.3齿轮加工工艺.25 6.4轴的加工工艺.25 6.5总成的装配.26 7总结总结28 参考文献参考文献.29 致谢致谢.30 毕业设计 （论文） 知识产权声明毕业设计 （论文） 知识产权声明.31 毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明.32 1 绪论 1 1 绪论绪论 1.1 概述概述 本课题主要研究矿用半挂车分动器设计，在多轴驱动的汽车上，为了将变速 器输出的动力分配到各驱动桥，通常装有分动器。矿用半挂车的牵引车是在矿车 底盘基础上改进设计的双后桥驱动结构， 针对桥驱动结构设计中的关键设备专 用分动器，通过分析双后桥驱动原理以及分动器的原理和功能，根据动力分配、 底盘结构、传递扭矩及传动方式的要求，确定出分动器的设计方案和整体结构特 点1。在近百年中，汽车设计技术也经历了由经验设计发展到以科学实验和技术 分析为基础的设计阶段。课题设计的目的矿用半挂车有更好的前景，汽车分动器 的发展到了第五代产品，第一代的分动器基本上为分体结构，直齿轮传动，双换 档轴操作，铸铁壳体2。第二代分动器虽然也是分体结构，但已改为全斜齿轮传 动，单换档轴操作，铝合金壳体。因而，在一定程度上提高了传动效率 、简便 了换档、降低了噪音与油耗。第三代分动器在上代的基础上增加了同步器，使四 轮驱动系统具备汽车在行进中换档的功能。 第四代分动器的重大变化在于采用了 连体结构以及行星齿轮加链传动，从而优化了换档及大大提高了传动效率和性 能。 1996 年 6 月北京先后举办了两个国际汽车展览会, 众多国内外厂商展出多台 汽车分动器, 其中国外展台展出的型分动器的一个结构上的特点是前输出轴传 导系统皆采用低噪声的多排链条传动。 本课题设计使我们更加了解矿用半挂车分 动器设计3。 1.2 分动器简介分动器简介 装于多桥驱动矿车的变速器后，用于传递和分配动力至各驱动桥，兼作副变 速器之用。常设两个档，低档又称为加力档。为了不使后驱动桥超载常设联锁机 构，使只有结合前驱动桥以后才能挂上加力档，并用于克服矿车在坏路面上和无 路地区的较大行程阻力及获得最低稳定车速（在发动机最大转矩下一般为 2.5 5km/h） 。高档为直接档或亦为减速档4。 1.2.1 带轴间差速器的分动器带轴间差速器的分动器 各输出轴可以以不同的转速旋转， 而转矩分配则由差速器传动比决定。 据此， 可将转矩按轴荷分配到各驱动桥。装有这种分动器的矿车，不仅挂加力档时可使 全轮驱动，以克服坏路面和无路地区地面的较大阻力，而且挂分动器的高档时也 可使全轮驱动，以充分用附着重量及附着力，提高矿车在好路面上的牵引性能。 毕业设计（论文） 2 1.2.2 不带轴间差速器的分动器不带轴间差速器的分动器 各输出轴可以以相同的转速旋转， 而转矩分配则与该驱动轮的阻力及其传动 机构的刚度有关。这种结构的分动器在挂低档时同时将接通前驱动桥；而挂高档 时前驱动桥则一定与传动系分离， 使变为从动桥以避免发生功率循环并降低矿车 在好路面上行驶时的动力消耗及轮胎等的磨损。 1.2.3 装有超越离合器的分动器装有超越离合器的分动器 利用前后轮的转速差使当后轮滑转时自动接上前驱动桥， 倒档时则用另一超 越离合器工作。 分动器的功用就是将变速器输出的动力分配到各驱动桥， 并且进一步增大扭 矩，是 4x4 矿用车矿车传动系中不可缺少的传动部件，它的前部与矿车变速箱联 接，将其输出的动力经适当变速后同时传给矿车的前桥和后桥，此时矿车全轮驱 动，可在冰雪、泥沙和无路的地区地面行驶。大多数分动器由于要起到降速增矩 的作用而比变速箱的负荷大，所以分动器中的常啮齿轮均为斜齿轮，轴承也采用 圆锥滚子轴承支承5。 1.3 分动器的构造及原理分动器的构造及原理 分动器的输入轴与变速器的第二轴相连，输出轴有两个或两个以上，通过万 向传动装置分别与各驱动桥相连。 分动器内除了具有高低两档及相应的换档机构外， 还有前桥接合套及相应的 控制机构。当矿用车在良好路面上行驶时，只需后轮驱动，可以用操纵手柄控制 前桥接合套，切断前驱动桥输出轴的动力。分动器的工作要求如下： 先接前桥，后挂低速档；先退出低速档，再摘下前桥；上述要求可以通过操 纵机构加以保证。 1.4 分动器类型分动器类型 1.4.1 分时四驱分时四驱(parttime 4wd) 这是一种驾驶者可以在两驱和四驱之间手动选择的四轮驱动系统， 由驾驶员 根据路面情况，通过接通或断开分动器来变化两轮驱动或四轮驱动模式，这也是 一般矿用车或四驱 suv 最常见的驱动模式。最显著的优点是可根据实际情况来 选取驱动模式，比较经济6。 1.4.2 全时四驱全时四驱(fulltime 4wd) 这种传动系统不需要驾驶人选择操作，前后车轮永远维持四轮驱动模式，行 毕业设计（论文） 3 驶时将发动机输出扭矩按 50：50 设定在前后轮上，使前后排车轮保持等量的扭 矩。全时驱动系统具有良好的驾驶操控性和行驶循迹性，有了全时四驱系统，就 可以在铺覆路面上顺利驾驶。但其缺点也很明显，那就是比较废油，经济性不够 好。而且，车辆没有任何装置来控制轮胎转速的差异，一旦一个轮胎离开地面， 往往会使车辆停滞在那里，不能前进7。 1.4.3 适时驱动适时驱动(realtime 4wd) 采用适时驱动系统的车辆可以通过电脑来控制选择适合当下情况的驱动模 式。在正常的路面，车辆一般会采用后轮驱动的方式。而一旦遇到路面不良或驱 动轮打滑的情况， 电脑会自动检测并立即将发动机输出扭矩分配给前排的两个车 轮，自然切换到 四轮驱动状态，免除了驾驶人的判断和手动操作，应用更加简 单。不过，电脑与人脑相比，反应毕竟较慢，而且这样一来，也缺少了那种一切 尽在掌握的征服感和驾驶乐趣8。 本设计具体参数如下表所示： 表 1.1 分动器设计参数 项 目 参 数 最高时速 171km/h 轮胎型号 235/60 r16 发动机型号 cvvt 最大扭矩 184/4500 最大功率 104/6000 最高转速 6000r/min 主减速比 4.625 整车整备质量 2090kg 1.5 分动器结构分动器结构方案方案的选择的选择 分动器的结构形式是多种多样的，各种结构形式都有其各自的优缺点，这些 优缺点随着主观和客观条件的变化而变化。因此在设计过程中我们应深入实际， 收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、 通用化和标准化，最后确定较合适的方案。 机械式具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同 形式的汽车上得到广泛应用。本设计采用的结构方案如图 2- 1 所示。 毕业设计（论文） 4 一般齿轮式分动器：一般齿轮式分动器驱动前、后桥的两根输出轴，在接合 前驱动啮合套时为刚性连接。其缺点是不能保证前、后轮的地面速度相等，在行 驶过程中不可避免地要产生功率循环现象，这将使驱动轮载荷大幅度增加，轮胎 及机件磨损加剧，燃油经济性下降。另外，一般齿轮式分动器分配给前、后桥的 转矩比例不定(随此两桥所受附着力的比例而变)。这样虽然会增加附着条件较好 驱动桥的驱动力，但可能使该桥因超载而损坏。 带轴间差速器的分动器：带轴间差速器的分动器在前、后输出轴和之间有一 个行星齿轮式轴间差速器。它正好克服了上述缺点，两根输出轴可以不同的转速 旋转，并按一定的比例将转矩分配给前、后驱动桥，既可使前桥经常处于驱动状 态，又可保证各车轮运动协调，所以不需另设接离前桥驱动的装置。特点是 承 载能力大、工作平稳、噪声小、寿命长。 1.1 带轴间差速器的分动器 如图带轴间差速器的分动器 1.1 所示（a）(b)所示数字所带表的意思：1.输入 轴 2.高低挡啮合套 3.后输出轴 4.前输出轴 5.轴间差速器 6.轴间差速锁。 图 （a） （b）在前后输出轴 4 和 3 之间有一个行星轮式轴间差速器 5。它克服了一般齿 轮式分动器的缺点，两根输出轴可以不同的转速旋转，并按一定的比例将转矩分 配给前、 后驱动桥， 即可以使前桥经常处于驱动状态， 又可保证各车轮运动协调。 毕业设计（论文） 5 为了避免打滑时完全丧失驱动力，分动器加轴间差速锁 7，以便在车轮打滑的情 况下将分动器的前、后输出轴锁为一体，提高通过性。 综上比较，分动器选择带轴间差速器的分动器，选择（b）所示的结构设计。 1.6 完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写）完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写） 13 周：调研并收集资料； 46 周：确定设计方案和整体结构特点； 711 周：完成结构设计计算； 1215 周：完成分动器结构设计的总装配图； 1618 周：完成论文撰写，准备答辩。 1.7 毕业设计的工作量要求毕业设计的工作量要求 毕业设计论文一篇，不少于 10000 字； 实验（时数）或实习（天数）：2 周； 图纸（幅面和张数） ：a0 图纸（折合）2 张 ； 其他要求：外文翻译不少于 3000 字，参考文献不少于 15 篇。 2 分动器主要参数的选择 6 max 2 egit r ti g r h j 2 max 0 r gi et gr i ti j h max0 maxmaxmax (cossin) egit r ti i mg fmg r h aay+= max max 0 r g e mgr i ti y h 2 分动器主要参数的选择分动器主要参数的选择 2.1 挡挡数及数及传传动动比比 根据驱动车轮与路面的附着条件，档数和传动比 为了增强矿车在不好道路的驱动力， 目前， 四驱车一般用 2 个档位的分动器， 分为高档和低档.本设计也采用 2 个档位。 选择最低档传动比时，应根据矿车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、矿 车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 矿车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路 面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求的分动器低档传动比为 （2.1） 式中，m - - - - 矿车总质量； g - - - - 重力加速度； max y- - - - 道路最大阻力系数； r r - - - - 驱动轮的滚动半径； maxe t- - - - 发动机最大转矩； o i - - - - 主减速比； h- - - - 矿车传动系的传 求得的分动器低档传动比为： （2.2） 式中，g2- - - - 矿车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； - - - - 路面的附着系数，计算时取 =0.50.6。 由已知条件： m =2090kg； 毕业设计（论文） 7 3 iamax akt= r r =334mm； maxe t=184n.m； o i =4.625 h =0.85 根据公式（3- 1）可得: 低 i =2.05 本设计取高档传动比 高 i =1.08 2.2 中心距中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的 强度。三轴式变速器的中心局 a（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经 验公式初定： 式中，k a- - - - 中心距系数。对轿车，k a =8.99.3；对货车，k a =8.69.6 ti max - - - - 变速器处于一档时的输出扭矩 ti max=te max igi =670.96nm 故可得出初始中心距 a=130mm。 2.3 齿轮参数齿轮参数 各齿轮副的相对安装位置，对于整个分动器的结构布置有很大的影响，要考 虑到以下几个方面的要求： 整车总布置，根据整车的总布置，对分动器输入轴与输出轴的相对位置和分 动器的轮廓形状以及换挡机构提出要求； 驾驶员的使用习惯； 提高平均传动效率； 改善齿轮受载状况，各挡位齿轮在分动器中的位置安排， 考虑到齿轮的受载状 况。承受载荷大的低挡齿轮，安置在离轴承较近的方，以减小铀的变形，使齿轮 的重叠系数不致下降过多。 分动器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损 坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转 角较小，故齿轮的偏载也小。 2.3.1 齿轮齿轮模模数数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、 质量、噪声、工艺要求、载荷等。 决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低 档齿轮载荷不同，股高速挡和低速档的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考 虑，同一齿轮机械中的齿轮模数不宜过多。 毕业设计（论文） 8 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 jb111- 60 规定的 标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 max 47 . 0 en tm = (2.4) 其中, maxe t=184nm，可得出 n m =2.67。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一 分动器中的结合套模数都去相同，轿车和货车取 23.5。本设计取 3。 2.3.2 齿齿形、压力角形、压力角a、螺旋角、螺旋角b和和齿齿宽宽b 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强 度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提 高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取 20, 所以分动器齿轮 采用的压力角为 20。 螺旋角 一般范围为 1035。 螺旋角增大使齿轮啮合系数增加、 工作平稳、 噪声降低、另外齿轮的强度也有所提高。 关于螺旋角的方向，输入轴齿轮采用右旋，这样可使第一轴所受的轴向力直 接经过轴承盖作用在分动器壳体上，避免了因轴向力一二两轴抱死的现象。中间 轴齿轮全部采用左旋，因此中间轴上同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向 力可互相抵消一部分。 但螺旋角太大，会使轴向力及轴承载荷过大。啮合套或同步器取 30o；斜齿 轮螺旋角 25。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使轴上是轴向力相互抵消。 为此， 第二轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由 壳体承受。 齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，加大，齿的承载能力增高。但 试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载 能力降低。齿轮宽度大，承载能力高。 但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均 匀，因而齿宽不宜太大。 在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重 量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿b=mkc, c k 为齿宽系数，取为 4.58.0 斜齿 c k =mkc, c k 为齿宽系数，取为 6.08.5 毕业设计（论文） 9 本设计b=38=24 b为齿宽(mm)。 采用接合套或同步器换档时， 其接合套的工作宽度初选时可 取为 24mm。 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加,接触应 力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 2.4 高档传动比及各档齿数的确定高档传动比及各档齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、 传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。 下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 2.4.1 确定低档确定低档齿轮的齿数齿轮的齿数 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据档数、传动比和传动方案来 分配各档齿轮的齿数 低档传动比=2.05，其中 a=130mm、m =3；由 n m a z bcos2 = （2.5） 有 z=48 此处取 1 z =25，则可得出 2 z =36 上面根据初选的 a 及 m 计算出的 z可能不是整数，将其调整为整数后， 从式（2- 5）看出中心距有了变化，这时应从 z及齿轮变位系数反过来计算中 心距 a=130，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 2.4.2 确定高档确定高档齿轮的齿数齿轮的齿数 高档传动比=1.05 同理， n m a z bcos2 = （2.6） 得 z=48 取 3 z =36， 4 z =25 齿轮参数计算结果如表 2- 1 所示。 毕业设计（论文） 10 低速档齿轮： 75 . 0 36 25 08 . 1 z 3 4 6 7 = z z i z 高 根据，0328 . 1 )75 . 0 1 ( 2536 36 )1 ( tan tan 6 7 43 3 67 34 =+ + =+ + = z z zz z b b 可以得出8463206132.19 0328 . 1 2052.20tan tan 1 67 = -oo o b 82 6 . 81 3 6132.19cos1302cos2 67 76 ，取= =+ o n m a zz b 于是可得，。，14.3586.46z 76 =z圆整取。，3547z 76 =z 表 2.1 齿轮参数计算结果 螺旋角 o 25 低档齿轮 高档齿轮 法面膜数 n m 3 3 3 3 端面模数 = t m bcos n m 3.3 3.3 3.3 3.3 法面压力角 n a 20 20 20 20 法面齿距 nn mpp= 9.42 9.42 9.42 9.42 端面齿距 tt mpp= 10.37 10.37 10.37 10.37 标准中心距 a 80 80 80 80 齿根圆直径 ff hdd2-= 58.2 91.2 81.3 67.1 齿顶高 * = anna hmh 3 3 3 3 齿根高 )( * +=chmh annf 3.75 3.75 3.75 3.75 齿厚 4.72 4.72 4.72 4.72 3 分动器齿轮的强度计算与材料的选择 11 3 分动器齿轮的强度计算与材料的选择分动器齿轮的强度计算与材料的选择 3.1 齿轮的齿轮的失效形式失效形式及原及原因因 齿轮的失效形式分三种： 轮齿折断、 齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿 再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折 断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润 滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他 使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮， 由于换档时两个进入啮合的 齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 3.2 齿轮强度的计算与校核齿轮强度的计算与校核 与其他机械设备使用的分动器比较，不同用途矿车的变速器齿轮使用条件仍 是相似的。此外，矿车分动器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等 级、支撑方式也基本一致。如矿车分动器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿 轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比 用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算矿车齿轮，同样、可 以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40cr。 3.2.1.斜斜齿轮齿轮弯曲应力弯曲应力 1 w z fk btyk s s = （3.1） 式中，为 k重合度影响系数，取 1.0；注释相同，k=1.50。 低档齿轮圆周力： = d t f j t 2 1 5111.11 n 齿轮 1 的当量齿数97.20 cos = b z zn,可查表的：153 . 0 1 =y 毕业设计（论文） 12 97.265 1153 . 0 85 . 7 24 5 . 111.5111 1 1 = = s w btyk kf s smpa 同理得： 2w s =206.7mpa 依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果 如下： = 3w s230.57mpa = 4w s250.65mpa 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许 用应力在 180350mpa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求. 3.2.2. 轮齿轮齿接触应力接触应力 j s 11 0.418 j zb fe b s rr =+ （3.2） 斜齿圆柱齿轮：mn=3 1 z =29, 2 z =19,e=2.04105 1 d =72, 2 d d2=100 tj=0.5,temax=0.5184=92n 1t f = 1 2 d tj 5111.11nmm 3 11 1 1 1021 . 6 25cos20cos 11.5111 coscos = oo ba t f fmpa （3.3） 31.1220sin 2 20sin 1 11 = oo d rr 1 . 1720sin 2 20sin 2 22 = oo d rr 73.1341 31.12 1 1 . 17 1 24 1004 . 2 1021 . 6 418 . 0 11 418 . 0 53 12 1 = + = += rr s b fe j 同理得： 3 . 1373 2 = j smpa 3 . 1328 3 = j smpa 毕业设计（论文） 13 8 . 1373 4 = j smpa 渗碳齿轮的许用应力在 13001400 之间，强度符合要求。 4 轴的计算与校核 14 4 轴的计算与校核轴的计算与校核 4.1 轴的轴的失效形式失效形式及设计及设计准则准则 主要有因疲劳强度不足而产生的疲劳簖裂、因静强度不足而产生的塑性变 形或脆性簖裂、磨损、超过允许范围的变形和振动等。 轴的设计应满足如下准则： 根据轴的工作条件、生产批量和经济性原则，选取适合的材料、毛坯形式及 热处理方法。 根据轴的受力情况、轴上零件的安装位置、配合尺寸及定位方式、轴的加工 方法等具体要求，确定轴的合理结构形状及尺寸，即进行轴的结构设计。 轴的强度计算或校核。 对受力大的细长轴 （如蜗杆轴） 和对刚度要求高的轴， 还要进行刚度计算。在对高速工作下的轴，因有共振危险，故应进行振动稳定性 计算。 4.2 轴的计算轴的计算 4.2.1 输入输入轴的轴的初初选与校核选与校核 轴的材料主要是经过轧制或锻造的碳钢或合金钢。通常用的是碳钢，其中最 常用的是 45 钢。对于受力较大或需要限制轴的尺寸或重量或需要提高轴径的耐 磨性以及高低温、腐蚀等条件下工作的轴，可采用合金钢。为了提高轴的强度和 耐磨性，可对轴进行各种热处理或化学处理，以及表面强化处理。 综上，从动轴同样选用 45 钢，查手册得 t t =2545mpa。 主动轴主要受额定转矩 t 的作用， 由于轴上重力而产生的弯矩很小， 可以忽 略不计。转动零件的各表面都经过机械加工，零件几何形状都是对称的，高速旋 转时对轴产生的不平衡力矩较小，产生的弯矩可忽略不计。故轴的强度按转矩进 行计算。 轴的最小直径可按公式： min d3 6 2 . 0 1055 . 9 n p t t =27.1mm （4.1） 来确定。 式中，p 功率（104kw） ； n转速（6000r/min） ； t t 许用扭应力（2545mp 取 40mp） ； 毕业设计（论文） 15 故本设计中取 min d=30 符合强度要求。 最小段符合要求， 其它各段一定符合要求。 4.2.2 输出轴的初选与校核输出轴的初选与校核 从动轴的最小直径同前可得： min d3 6 2 . 0 1055 . 9 n p t t =40.6mm （4.2） 来确定。 式中，p 功率（100kw） ； n转速（6000r/min） ； t t 许用扭应力（2545mp 取 40mp） ； 同样在这里取 min d=42mm 符合要求。 4.3 轴轴承承的选择的选择 轴承分两类：滚动轴承和滑动轴承。磁流变液离合器所需的轴承，主要承受 因主机重力而产生的径向负荷，同时考虑轴向定位。但磁流变液离合器主要受径 向负荷，因此根据尺寸要求选用圆锥滚子轴承。根据其内径为 45，选取圆锥滚 子轴承 30202。 根据轴径 d=45mm， 查机械设计手册选取圆锥滚子轴承,d=68mm,b =15mm。 轴承的当量动负荷为： rpl= 式中, p 轴承的当量动负荷(n)； r 轴承径向负荷(n)； l动负荷系数，平稳或微冲击 =1.0- 1.2，中等冲击l=1.21.8 。 轴承寿命为： l=n p c 60/106 3 （4.3） 式中, l轴承寿命(h)； n轴承转速(r/min)； p 当量动载荷(n)； c轴承的额定动负荷(n)； 由手册查出， 根据计算， 选择轴承的型号为 30202。 轴承的寿命由工作需要而定， 一般不得小于 10000h8。 4.3.1 轴的结构设计轴的结构设计 a.输入轴（图 4.1） 毕业设计（论文） 16 图 4.1 输入轴 输入轴的最小直径在安装联轴器的花键处，联轴器的计算转矩 3ca tkt a =， 取 ka=1.3，则： mn 0 . 038m 7 . 6173 . 1 1ca =ntkt a 查机械设计综合课程设计手册表 6- 97，选用 yl11 型凸缘联轴器，其公 称转矩为m1000n。半联轴器的孔径为 45mm，故取mm ab 82lmm45 ab =，f， 50mml48= bcbc mm，f，cd 段装有圆锥滚子轴承，查机械设计综合课程设 计表 6- 67 选孔径为 50mm 的 30210 型圆锥滚子轴承与之配合其尺寸为 ddtbca=50mm90mm21.75mm20mm17mm20mm，故取 ，mmlmm cdcd 3050=fde 段固定齿轮，故取mm3060= dede lmm，f，根据 整体结构取，mmlmm efef 6070=ffg 处是齿轮轴上的纸轮 6，分度圆直径 ，mmlfg fg 30mm56.106=fgh 段安装滚针轴承，由于只承受弯矩故可取 mmlmm ghgh 3040=，f，滚针轴承尺寸 ddc=404527。 b.后桥输出轴（图 4.2） 图 4.2 后桥输出轴 为了防止两轴研合到一起引起两周对接卡死，输入轴与后桥输出轴间留有 毕业设计（论文） 17 0.5mm 的间隙，ik 段是齿轮轴上的齿轮 3，分度圆直径 ，mm83mm8mm30lmm44.153=+= ikik fkl 段安装轴承，查表取孔径 70mm 的 30214 型圆锥滚子轴承，其尺寸为 ddtbca=70mm125mm26.25mm24mm21mm25.8mm 故mm24lmm70= klkl ，f，lm 段根据端盖结构取mm60l69= lmlm mm，f， mn 段安装轴承，查表选取孔径为 65mm 的 30213 型圆锥滚子轴承，其尺寸为 ddtbca=65mm120mm24.75mm23mm20mm23.8mm 取，2365= mnmn lmmfno 段安装输出轴联轴器， 取mmlmm nono 8260=，f。 c.中间轴（图 4.3） 图 4.3 中间轴 de 段是啮合套外齿轮 8，分度圆直径mm96mm323 de =f，mm de 29l=， 啮合套齿轮 8 与两边的齿轮 7、2 各留有 0.5mm 的间隙。 齿轮 7、2 的总齿宽为 45mm，齿轮 2、4 间留有间隙 5mm，所以 mmmml cdcd 60mm5 .80l ,5 .45 efef =ff，取，bc、fg 段安装轴承，取孔径为 50mm 的 30210 型圆锥滚子轴承，30,50 bc = fgbcfg llmmff，ab、gh 段做成 螺纹用于轴的两端固定，取mmllmm ghab 1530 ghab =，ff。 d.中桥输出轴（图 4.4） 图 4.4 中桥输出轴 ef 段安装齿轮 5，取mmlmm efef 3070=，f，bc、fg 段安装轴承，取孔径 为 60mm 的 30212 型圆锥滚子轴承。 其尺寸为 ddtbca=60mm110mm23.75mm22mm19mm22.3mm， 其 中mmllmm bcfgfgbc 3260=，ff， de 、 cd段 根 据 结 构 取 毕业设计（论文） 18 mmlmm de 1080 de =，f，mmlmm cdcd 11670=，f，ab 段渐开线齿轮分度圆直 径mmlmm ab 3054183 ab =，f， gh 段安装联轴器，mmlmm gh 8250 gh =，f。 e.前桥输出轴（图 4.5） 图 4.5 前桥输出轴 cd 段齿轮分度圆直径mmlmm cd 3054 cd =，f，bc 段安装一对圆锥滚子轴 承，取孔径为 50mm 的 30210 型圆锥滚子轴承，mmlmm bcbc 5050=，f，ab 段 安装联轴器，取mmlmm abab 8245=，f。 4.4 键的计算键的计算 平键联接受额定转距 o t 作用时，键的侧面受挤压，主截面受剪切力，可能 的失效形式是工作面压溃或键剪断。 对于实际采用的材料和按标准选用的平键来 说，压溃是主要的失效形式。因而平键联接的强度常按键侧的挤压应力来计算。 轴与半联轴器用单键联接，其挤压应力为： s kld t 3 102 s （4.4） 式中, s键联接的挤压应力(pa)； k 键与联轴器的接触高度，对平键可取键高的一半, 2 h k =； t 额定转距(nm)； d轴的直径(m)； t 键的工作长度(m),对于圆头普通平键可取为键全长与键宽之差； s 键联接许用挤压应力(mpa)； 在第一段轴上选用圆头普通平键，根据d=35mm，查得键的截面尺寸为：宽 度b=10mm，高度h=8mm。取键长l=26mm 。键的工作长度 1=bl -=40- 10=16mm。键与键槽的接触高度k=0.5h=4mm。其挤压应力为： s= kld t 3 102 s =110mpa 所以所选键符合强度要求。 毕业设计（论文） 19 同理第二周选用圆头普通平键的挤压应力为： s= kld t 3 102 s =110mpa 所以所选键符合强度要求。 5 同步器 20 5 同步器同步器 同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮寿命，提 高矿车的加速性能并节油，故轿车变速器除倒档、货车 1 档，倒档外，其它档位 多装用。要求其转矩容量较大，性能稳定、耐用。 5.1 同步器的结构类型同步器的结构类型 惯性同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代矿车变速器 中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止器和惯性增力式。用得最广的是锁环 式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦 原件、锁止原件和弹性原件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦原件相靠，在惯性转 矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止原件用于阻止同步前 强行挂挡；弹性原件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分 离过程。 本设计采用锁环式同步器又称锁止式、 齿环式或滑块式， 其工作可靠、 耐用， 因摩擦半面受限，转矩容量不大，适于轻型以下矿车，广泛用于轿车及轻型客、 货车。 5.2 锁环式锁环式同步器的工同步器的工作作原理原理 在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮转速的影响可以忽略 不计，并假设在同步过程中车速保持不变，这一假设在道路阻力系数y0.15 同 步器时间时t1s 是符合实际的。由于变速器输出端的转速在换挡瞬时保持不变， 而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。如图 6.1、6.2 同步器的计算模型： 6.1 同步器的计算模 毕业设计（论文） 21 6.2 同步器的计算模型 现建立输入端惯性质量的运动方程： rf dw jt dt = (5.1) 将上式积分得() rrcf t jwwt t-= 由上式可得同步时间： () 1 11 rrc r te ffgkgk jwwj tw ttii + - =- (5.2) 将上式中的 f t 以摩擦面所受的轴向力 a f 代替，则 1 sin11 30 er t agkgk n j t f frii pa + =- (5.3) 同步器摩擦锥面的滑磨功 () 0 t ffrct ltwwd=- (5.4) 将其代入上式，并将其中的 t t 值用式()64-代入，得 2 2 1 11 302 er f gkgk nj l ii p + =- (5.5) 同步器的滑磨功与其摩擦面积 f a之比 毕业设计（论文） 22 / ff ql=a (5.6) 称为同步器的比滑磨功。对高档同步器q值应不大于 0.2j/m2;而对低档同步器则 应不大于(0.30.5)j/m2。为了阻止同步前挂挡，则要求摩擦力矩 f t 大于脱锁力 矩 t t ,若忽略锁止面的摩擦系数，以锁环式同步器为列，如图（b）所示： sin a f f fr t a = 根据 tftt ，则可建立同步器的锁止条件： tan sin fr r b a 5.3 惯惯性性锁止式锁止式同步器的主要结构参数同步器的主要结构参数 5.3.1 摩擦锥面摩擦锥面的半的半锥角锥角a和摩擦系和摩擦系数数f a愈小则摩擦力矩 f t 愈大，故为增大同步器容量a值应取小一些，但为了 避免摩擦面的自锁应使a大于摩擦角p ，后者与摩擦系数有关，即rtan= f 。推 荐，a=(7 o 8 o )的上限允许到 12 o 。当取a=6 o 时摩擦力矩较大，但当锥面粗糙 度、润滑油种类及温度等因素的不同而异。一般，在油中工作的青铜- 钢同步器 摩擦副，可按 f =0.1 计算。通常，在内锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽，以提 高摩擦系数 f 的值。 螺纹槽的齿顶宽要窄一些以利刮油， 可取 0.1mm 左右或更小 些，齿顶越尖则接触面上的压强和磨损就越大。螺距可取 0.60.75mm,螺纹角一 般取 50 o 60 o 。再者，齿顶所在的锥表面的加工精度及粗糙度要求高，不允许 有切削刀痕，最后进行研磨。轴向泄油槽一般为 6 个，槽宽约 3mm，槽深要刚 好达到螺纹槽深。 5.3.2 摩擦锥面摩擦锥面的的平均平均半半径径r和和同步同步锥环锥环的的径向厚径向厚度度w r 和w都受到变速器齿轮中心距及有关零部件的尺寸和布置上的限制。当 结构布置允许时，r 和w应尽量取大些。 5.3.3 摩擦锥面摩擦锥面的工的工作面宽作面宽b 同步锥环的工作面宽b，受到变速器总长的尺寸限制，也要为散热和耐磨损 提供足够大的摩擦面积。可根据摩擦表面的许用压力来确定： sin a