毕业设计CAKL型载货汽车变速器取力器设计设计说明书

摘要取力器是专用车辆上的重要组成部分，是专用车辆能实现其专用功能的动力来源。取力器的质量好坏，严重影响专用车辆的试用状况。取力器一般情况下安装在变速器上。通常取力器是一种齿轮传动装置，其主要功用全部或部分的是取出变速器所传递的动力，或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，使汽车实现特有的专用功能。本次毕业设计设计的取力器是与CA1061K28L3型载货汽车变速箱相配合的取力器。在设计过程中，取力器的动力是由变速箱中间轴输入的。利用斜齿轮，与变速箱中间轴上的斜齿轮啮合获得动力，由两直齿轮啮合，以及接合套，同步器等的应用，将力传递到输出轴上。最后，由输出轴通过内外花键配合，将力传递到下一级机械机构上。在确定了基本结构和给定的数据基础上,确定传动比,设计两轴中心距,轴的直径,进一步算得啮合齿轮的基本参数,进而对齿轮和轴进行校核，同时对轴承进行了选择。在设计过程中，利用CAXA绘图，运用MATALAB软件编程。通过本次设计，使所设计的取力器工作平稳可靠，传动效率良好。关键词：汽车；取力器；同步器；双联齿轮。AbstractThereisaspecialvehicleistheimportantcomponentofthespecialvehiclescanrealizeitsfunctionofpowersources.Thequalityisgood,theseriousinfluenceoftrial.VehiclesThereisusuallyinstalledintransmission.Thereisusuallyisakindofgeartransmissiondevice,itsmainfunctionisoutofallorpartofthetransmissionpower,ordirectlytotheenginepowerthroughtheflangeanddriveshafttransmissiontothejob,makecarsonthespecialfunctionrealizationpeculiar.ThegraduationdesignisthedesignwithCA1061K28L3typeautogearboxisacombinationof.Inthedesignprocess,isthepoweroftransmissionispresented.byinput.Usingthehelicalgeartransmission,andtheinclinedgearoartobtainedbytwostraight,gear,andjoints,etc,theapplicationofsynchronizerwillforcetransfertotheoutputshaft.Finally,theoutputshaftwithinternalandexternalspline,throughtheforcetransmissionmechanismtothenextlevel.Indeterminingthebasicstructureandthegivendata,basedonthedeterminedtransmissionshaftcenterdistance,thedesignoftheshaftdiameter,furthermeshinggearsisthebasicparameters,thenthegearandshaft,andthechoiceofbearings.Inthedesignprocess,themovementbyusingCAXAdrawing,usingMATALABsoftwareprogramming.Throughthedesign,makethedesignworkisstableandreliable,andthetransmissionefficiency.Keywords:automobile,Thereis,Synchronizer,Doublegear.目录目录 III第1章绪论 1第2章取力器概述及基本结构的确定 32.1取力器的功用和要求 32.2取力器结构方案的确定 3第3章分析计算及结构设计 63.1分析计算，以及具体的结构计算 6取力器传动比的确定 6初定中心距 6轴的直径的初步确定 6齿轮基本参数的确定 7斜齿轮螺旋角的选择 9压力角的选择 9变位系数的选择 93.2主要部件的选择 10同步器的选择 10取力器轴承的选择 12取力器操纵机构 13取力器箱体 143.3校核分析计算 15齿轮弯曲应力计算 153.3.2齿轮接触应力计算 17轴的刚度校核 19轴的强度校核 223.4材料的选择 23齿轮材料的选择 23轴材料的选择 24箱体材料的选择 243.5密封与润滑 25第4章工艺过程设计 264.1输入轴的加工工艺过程 264.2输出轴加工工艺过程 274.3双联齿轮加工工艺过程 284.4轴端盖的加工工艺过程 29结论 30参考文献 31致谢 33附录1程序编程 34附录2英文翻译 38第1章绪论取力器是专用汽车的一个重要部件，是专用汽车实现其专用功能的动力来源。随着国民经济的快速发展，专用汽车涉及的行业也越来越广泛，由于汽车用途的多样化，要求取力器必须有动力输出装置[16]。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种特种车辆的使用要求。由于各类车辆的负载工况、使用条件和去理位置的不同，因而对取力装置的要求也不相同。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、废料集收器、制冷机等。取力器的工作原理与变速器工作原理基本相同[16]。目前，取力器的传递形式多数是齿轮传递。通过一对啮合齿轮将变速器或发动机上的动力传到取力器上。再经另一对齿轮的啮合传递以及齿轮与轴的配合，将动力传递出去。本次设计的取力器的工作原理是，由一对双联齿轮中的斜齿轮与变速箱中的中间轴的斜齿轮啮合获取动力，再经双联齿轮中的直齿轮与取力器中的直齿轮啮合，将动力传递到取力器上。最后取力器直齿轮通过啮合套与轴相连，将动力通过输出轴传递出去[7]。根据不同的取力要求，取力器分为：一.侧取力器侧取力器系在变速箱侧取力窗口通过变速箱中间轴上的高挡齿或倒挡轴上的倒挡齿取力。在汽车取力器中使用最为广泛。总体结构：有一轴式、两轴式、三轴式、带副箱式、单操纵双输出式和双操纵双输出式等几种形式[7]。其中以两轴式结构最为普遍；一轴式结构最为简单；三轴式主要用于输出有双速异向用途的取力器，如越野车绞盘取力器；也有原为一轴式或两轴式后为改变输出轴旋向而增加一轴新成为两轴式或三轴式；带副箱式主要是在原取力器基础上进一步增速或减速，以扩展其使用性能；单操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由同一操纵机构同时控制；双操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由不同的操纵机构独立控制。二.后端取力器后端取力器是在变速箱后端通过变速箱副轴轴端来取力的取力器，它具有输出扭矩大等特点，在重型汽车变速箱上应用较普遍[12]。总体结构：有一轴式、两轴式、三轴式等几种形式。一轴式直接输出，结构简单可靠；两轴式可一定范围调整速比和输出位置，应用较广泛；三轴式主要用来调整输出位置，应用不太普遍。三.夹心式取力器夹心式取力器又称前夹式取力器或一轴上取力器，系夹在变速箱壳与离合器壳之间并在变速箱一轴上取力的一种多轴齿轮箱，具有传输功率大、使用可靠等特点，用在轻、中、重型车底盘上，可改装消防车和高压清洗车等车型[14]。四.全功率取力器全功率取力器又称传动轴取力器或分动器，系通过传动轴安装在变速箱与后桥之间并设有取力输出装置的一种多轴齿轮箱，它在使用时可通过变速箱档位调整取力输出转速，具有传输功率大、通用性较强、使用可靠等特点，用在轻、中、重型车底盘上，可改装混凝土输送车高压清洗车和油田固井车等专用[15]。第2章取力器概述及基本结构的确定2.1取力器的功用和要求取力器的功用是根据不同专用车辆，不同行驶条件下提出的要求，将发动机或变速器传递的动力部分或全部的提取出来，作为专用功能的动力源。同时要保证汽车作为运输工具的基本功能[6]。对取力器的基本要求是[3]：工作可靠，操纵轻便。汽车在工作过程中，取力器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现[7]。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是取力器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用角接触球轴承的方式减小中心距。传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，提高零件的制造精度和安装质量，采用合适的润滑油灯都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声[11]。2.2取力器结构方案的确定取力器由传动机构和操纵机构组成。取力器传动机构的结构分析与形式选择。与其他结构相比，齿轮传递取力器结构简单，造价低廉，有较高的传动效率，（η=0.96~0.98）[9]，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定取力器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是取力器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，取力器的功率与汽车质量之比愈小，则取力器的传动比范围应愈大[11]。通常取力器具有一个挡位，如果有特殊要求的取力器设置有多个挡位。取力器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等[12]。在汽车取力器中使用最为广泛的形式是总体结构：有一轴式、两轴式、三轴式、带副箱式、单操纵双输出式和双操纵双输出式等几种形式。其中以两轴式结构最为普遍；一轴式结构最为简单；三轴式主要用于输出有双速异向用途的取力器，如越野车绞盘取力器；也有原为一轴式或两轴式后为改变输出轴旋向而增加一轴新成为两轴式或三轴式；带副箱式主要是在原取力器基础上进一步增速或减速，以扩展其使用性能；单操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由同一操纵机构同时控制；双操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由不同的操纵机构独立控制[8]。对于本次设计，有三个备选方案： 方案一：采用三轴式，通过斜齿轮与变速箱相连，将动力引入取力器，再利用齿轮传递，通过输入轴的斜齿轮与中间轴斜齿轮的配合，中间轴齿轮空套在轴上，传递力，仅改变传递的方向。输出轴齿轮利用接合套，与输出轴连接在一起，将动力由输入轴传递到输出轴上。最后，输出轴外部链接法兰，利用法连接传递动力。将动力传递到下一动力机QUOTE。方案二：通过斜齿轮与取力器相连将动力引入取力器，同时，与取力器相连的斜齿轮直接与输出轴上的齿轮配合。输出轴上齿轮与轴利用花键链接在一起。当动力传入时，利用花键，将动力传递到输出轴。输出轴外部利用螺栓连接法兰，通过法兰盘将动力传递到下一操纵机构。方案三：将与变速箱连接的斜齿轮变为双联齿轮。双联齿轮中的斜齿轮与变速箱中间轴斜齿轮配合，将动力引入取力器。由于是双联齿轮，所以她的两个轮齿是同步的。当斜齿轮受力转动时，直齿轮也同步转动传递动力。利用直齿轮与输出轴的直齿轮相配合，将动力传递到输出轴的直齿轮上，输出轴直齿轮通过接合套与输出轴链接，将动力传递到输出轴上。输出轴端部设置为内花键形式，利用内外花键配合，将动力传递到下一执行机构。方案一中，由于是三轴传动形式，所占空间尺寸较大，结构形式较为复杂。浪费材料，浪费空间。而且，整车安排时也要预留一定得空间给取力器。这也给整车的布置造成了一定得困难与难度。方案二相对于方案一，空间尺寸有所减少，而且各部分零件都得到了充分的引用。但是，输入轴上的斜齿轮即与变速箱中间轴上的斜齿轮相配合，又要与取力器输出轴上齿轮相配合，就会有较高的接触应力与弯曲应力作用在齿轮上，这就要求齿轮有较高的弯曲强度与接触强度。对齿轮的材料要求较严格，制造工艺较复杂，成本较高。同时因为要与两个齿轮同时啮合，对于这一齿轮的制作精度就相应提高，也增加了制造成本。对于取力器这种成批生产的部件不是很适合。第三种方案，既有第二种方案的有点，不会占用很大的空间位置。同时又能解决第二种方案的缺陷。利用了双联齿轮，斜齿轮与取力器中间轴齿轮配合，将动力传入取力器。直齿轮与输出轴上的齿轮配合，将动力传递到输出轴上。这样的传递路线，双联齿轮的两个轮齿都不用承受过大的应力，材料的选用与加工工艺的制定不会太复杂。同时，在第三种方案中，力由输出轴向下一机构传递时不用法兰而是利用了内花键。这也使下面连接的机构有了更灵活方便的连接方式。综合考虑，本次设计选择第三种结构布置方案。图1.1取力器结构简图1-双联齿轮2-输入轴3-壳体4-输出轴5-接合套6-直齿滑移齿轮

第3章分析计算及结构设计3.1分析计算，以及具体的结构计算取力器传动比的确定已知条件：取力器输出最大转矩700N·M；中间轴上齿轮参数；；（左旋）；由所给已知取力器输出最大转矩[7]700N·M;[3-1][3-2]液压泵结构功能表得出，本次设计取力器后接型液压泵，其转速为1500r/min[12]中间轴上齿轮转速为1200r/min。传动比[3-3]3.1.2初定中心距初定中心距可用以下公式：[3-4]式中：——中心距系数，取值范围8.6—9.6取——取力器最大转矩，——取力器一挡传动比，i=1.25——取力器传动效率[3]，求得A=84.99mm轴的直径的初步确定取力器的轴必须有足够的刚度和强度。工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声[1]。中间轴式取力器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A；轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，d/L0.16-0.18,对第二轴d/L0.18-0.21[11]。第二轴花键部分直径可按下式初选：[3-5]式中：K—经验系数[2]，K=4.0-4.6，取K=4—取力器最大转矩,求得D=35mm第一轴d=0.4A=0.412×84.96=35mm齿轮基本参数的确定本取力器设计为与取力器中间轴相连的部分为斜齿轮，其余为直齿轮，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变取力器的质量。降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，中型货车模数取值范围为3.5-4.5mm。根据齿轮模数选用的优先原则及本取力器的特点，进行模数的选取，直齿轮为3mm,斜齿轮为4mm[3]。根据已知条件，取力器中间轴上齿轮参数：，QUOTE，，（左旋）。双联齿轮中的斜齿轮[3-6][3-7] [3-8]双联齿轮中直齿轮：m=3.直齿轮两啮合齿轮齿数和：[3-9][3-10][3-11][3-7][3-8]直齿轮m=3;[3-10][3-7][3-8]齿宽的设计计算在选择齿宽时，应该注意齿宽对取力器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。根据模数的大小选定齿宽[10]：直齿：，为齿宽系数，取4.5—8.0斜齿：，取6.0—8.51各挡齿轮的齿宽值如下：双联齿轮中斜齿轮[3-12]双联齿轮中直齿轮[3-12]直齿轮[3-13]中心距的修正：[3-14]圆整为85mm.表3.1齿轮参数表表3.1齿轮参数表齿轮模数齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径斜齿轮直齿轮1直齿轮2斜齿轮螺旋角的选择为减少工作噪声和提高强度，汽车取力器齿轮与其他机构啮合部分多数用斜齿轮，只有自身啮合齿轮采用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：首先，增大β角使齿轮啮合的重合系数增加，工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着β角的增大，齿轮的强度相应的增大，不过当螺旋角大于30°时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍骤然上升。因此，从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望β角过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大的β角。且，螺旋角的选取必须与所啮合的斜齿轮的螺旋角相一致[2]。其次，斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力。设计时要求输入轴上的轴承能够承受一定的轴向力，其余轴向力有箱体承担。最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮的螺旋角可在下面提供的范围内选用：中型专用汽车取力器为18°～26°[4]。取力器的斜齿轮与变速器中间轴上齿轮相啮合，所以取力斜齿轮的螺旋角与变速器螺旋角取值范围相同为23.5º压力角的选择压力角较小时，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。在本设计中取力器齿轮压力角α取22.5º，啮合套或同步器取30º[3]。变位系数的选择采用变位齿轮，除了避免齿轮产生干涸，根切和配凑中心距外，还因为取力器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别兼顾。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。对于本次设计，当直齿轮17时，采用正变位，和它相啮合的齿轮则采用负变位。而对于斜齿轮，是当量直齿标准齿轮不发生根切的最小齿数。而不根切的最小变位系数ξmin分别为：[3-15]式中：——齿顶高系数。当=1，=20°时采用非变位齿轮，变位系数[17]3.2主要部件的选择3.2.1同步器的选择使降低汽车取力器噪声和百公里油耗、消除换档冲击、延长齿轮和传动系寿命,实现可靠平稳迅速而又轻便的换档,汽车取力器普遍采用了同步器。锁销式同步器就是其中一种,它被广泛地应用于中型、重型载重汽车和相应级别的大客车取力器上.本次设计的中型专用汽车取力器采用锁销式同步器[8]。同步器的工作原理：在变速瞬间,取力器的输入端和输出端的转速都在变化着,输出端与汽车整车相连其转动惯量J出相当大,换档作用时间较短,可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下,克服输入端被接合零件的等价惯性力矩,在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合[10]。相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。取力器的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换挡装置中设置同步器。同步器有常压式和惯性式。目前全部同步式取力器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击[11]。

接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。

当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换挡过程。在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角α的减小而增大,为了增大同步器的容量,锥面角α应尽量取小值。但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制,为了避免锥面角发生自锁,α的选取要满足α≥arctanμ(μ为摩擦系数)[12]。图3.1锁销式同步器图3.1锁销式同步器锁销式同步器的结构见图3.1。1同步齿轮2摩擦锥盘；3摩擦锥环；4定位销；5接合套；6接合齿圈；7锁销；8花键毂。为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜，增大摩擦力矩，同步环锥面上需车制螺纹，并在螺纹垂直方向开设排油槽，油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确定。一般油槽宽为2mm～4mm，数量30个～40个。同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大，在设计时,一般螺纹齿顶宽为0.15mm～0.2mm，螺纹牙形角为50°，螺距为0.65mm～同步环锥面直径和宽度的确定在中间轴结构允许的情况下，为了增大锥面间的摩擦力矩,缩短同步时间,同步环锥面直径应尽量取大值。同步环锥面宽B与摩擦锥面的发热有关，一般取B=R锁/10～R锁/14(R锁为拨环半径)。同步环的材料同步环的材料采用铜合金，精锻成型后进行机加工，其强度高，耐磨性好。铜合金应控制其化学成分，其抗拉强度大于600N/mm2，屈服强度大于210N/mm2,硬度为HB150～HB200[20]。同步器锁止角的确定要使同步环在同步阶段中锁止，必须满足锁止条件[3]:tanβ≥R锥μR锁sinα。根据摩擦锥面平均半径R锥、摩擦系数μ、锥面角α和拨环半径R锁来确定合适的锁销角β，通常取β=35°～45°。中型车取力器β取小值，重型车取力器β取大值。同步器锁差的确定由于同步器锁销差大换档沉，锁销差小换档轻便，所以应选择合适的锁销差，一般取锁销差为1.3～1.4。齿套锁销孔和定位销空的设计一般锁销孔的数量为3个～6个，中型车取力器取小值，重型车取力器取大值。锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定，锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角一致。同步器定位销数量为3个,定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定。齿套接合齿的设计同步器齿套接合齿的模数、齿数应根据所传递的最大扭矩来确定。为了防止取力器在工作中自动脱档，高通用性，有时取力器中几组锁销式同步器要选用相同的同步器。同步时间同步器工作时，要连接两个部分达到同步器的时间越短越好。同步器时间与车型有关，对货车取力器高挡取0.30—0.80s，抵挡取1.00—1.5s。3.2.2取力器轴承的选择现在，市场上常用的轴承有，深沟球轴承，角接触球轴承，圆锥棍子轴承，圆柱滚针轴承，调心轴承，圆柱轴承，调心滚子轴承，推力球轴承等多种形式。取力器轴承常用圆柱滚子轴承，深沟球球轴承，角接触球轴承，滚针轴承、圆锥滚针轴承、滑动轴套等，轴承在取力器中起支撑作用，其选择需依据轴的直径，公差配合，还要保证能够轴向定位，饶径向转动[13]。本次设计对于轴承的选择，考虑到了该轴承所处位置的，直径，空间大小以及受力情况。在一轴上，因为双联齿轮中有斜齿轮的存在，而且没有另一个斜齿轮来抵消轴向作用力，我以我选用角接触球轴承来承受轴向力，同时，通过轴承将轴向力传力到箱体上。最终由箱体来承受齿轮传动所产生的径向力与轴向力。通过计算，斜齿轮所产生的轴向力是633.9N,产生的径向力是619.26N。所以选用据角接触球轴承7027AC[4]，他所能承受的基本额定在载荷是23.5KN，完全满足设计所需。在二轴上，由于是直齿轮传递，不能产生轴向力，所以考虑使用深沟球轴承和滚针轴承，但是，由于齿轮的大小限制，当轴的直径为35mm时，无法满足深沟球轴承的空间范围要求。所以选用滚针轴承NA6907。二轴与箱体相结合的部分，由于没有轴向力，所受径向力也很小，所以从经济性上考虑，选用深沟球轴承6026即可。轴承的选用应符合国家标准规定的系列，同时包括轴的直径，但应以齿轮作为选取轴承的标准，因为轴承是标准件。再有就是可实现系列化，尽量能满足三化的要求。3.2.3取力器操纵机构取力器操纵机构的功用是使驾驶员能够根据道路情况，专用车辆的使用功能准确可靠的挂上或断开取力器得了连接，使专用车能够有效地发挥其专业功能。取力器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。用于机械式取力器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和空挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成链接、断开或退到空挡工作，称为手动换挡取力器[14]。对取力器操纵机构的要求：为了保证取力器的可靠工作，取力器操纵机构应能满足以下要求：挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操纵机构应保证取力器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。为了防止汽车在不需要取力器工作时误挂上档，取力器应该设有一个空档锁的装置。根据取力器的安装方式不同，取力器的操纵机构可以是直接手动操纵机构，也可以是电控，气控操纵机构。当取力器的安装位置距离驾驶员较远，情况较复杂的情况下，我们可以采用电控操纵机构，将取力器的拨叉轴上安装有电信号控制的模块，模块的另一端通过电线，与取力器仪表盘相连接，可以通过接触仪表盘发出电信号来控制模块，再由模块控制与之相连的拨叉轴的动作，来控制取力器的接通和断开。这里，电控操纵机构的动力来源是汽车电瓶所发出的电源[7]。对于取力器安装位置距离驾驶员较远，但是空间位置关系不是十分复杂的情况下，也可以采用气动控制操纵机构。气动控制操纵机构的原理是通过手杆控制一个密封的气室，气室内有一个金属薄片作为间隔和压力装置，当手杆下压，气室上腔空气压力增大，推动金属薄片向下移动，金属拨片下移的过程中，对气室下腔的空气施压，当气室下腔的空气达到一定压力值的时候，就会推动与之相连的控制拨叉的拨叉轴进行移动，达到控制取力器接通和断开工作的功能。当取力器布置在驾驶员座椅附近，可以将变速杆直接安装在取力器上，并依靠驾驶员手力来改变变速杆进而直接完成换挡功能的手动换挡取力器，称之为直接操纵取力器。这种操纵方案结构最简单，已经得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等[15]。本次设计中，采用的是利用手柄，依靠驾驶员的手力，改变手柄的位置，进而改变与手柄相连的拨叉轴的位置，来控制取力器的连接与断开。取力器自锁、互锁、空挡锁装置：自锁装置：挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操纵机构应保证取力器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。自锁装置的结构是换挡拨叉轴上方有三凹坑，上面有被弹簧压紧的钢珠。当拨叉轴位置处于空挡或某一挡位置时，钢珠压在凹坑内。起到了自锁的作用。互锁锁装置：当中间换挡拨叉轴移动挂挡时，另外两个拨叉轴被钢球琐住。防止同时挂上两个挡而使取力器卡死或损坏，起到了互锁作用。空挡锁装置：当换挡杆下端向空挡拨叉轴移动时，必须压缩弹簧才能进入空挡拨叉轴上的拨块槽中。防止了在汽车前进时误挂取力器，而导致不必要的损失，起到了空挡锁的作用。3.2.4取力器箱体取力器箱体主要是采用铸铁进行铸造。其外壁空间尺寸的大小要通过与之相连接的取力器的取力窗口的位置，大小，以及在整车布置中所处的位置来确定。内壁尺寸的大小要根据取力器内部结构，各组成关系，以及各个组成零件的相对位置关系来确定[11]。3.3校核分析计算齿轮弯曲应力计算QUOTE直齿：[3-16]斜齿：[3-17]式中：—弯曲应力（）T—计算载荷（）K—应力集中系数，直齿轮K=1.65斜齿轮K=1.5K—重合度影响系数，主动齿轮K=1.1从动齿轮K=0.9K—重合度影响系数，K=2[5]y—齿形系数（1）一轴双联齿轮斜齿轮校核图3.2斜齿轮受力分析图3.2斜齿轮受力分析如图3.2==105.02N/mm[3-17]105.02N/mmN/mm所以的弯曲强度合格（2）一轴双联齿轮直齿轮校核图3.3直齿轮受力分析图3.3直齿轮受力分析如图3.3==371.67N/mm[3-16]371.67N/mmN/mm所以的弯曲强度合格（3）二轴直齿轮校核如图3.3==389.24N/mm[3-16]389.24N/mmN/mm所以的弯曲强度合格3.3.2齿轮接触应力计算直齿：[3-18]斜齿：[3-19]式中：F—齿面上的法向力E—齿轮材料的弹性模量，取2.1×10Mpab—齿轮接触实际宽度d—节圆直径、—主、从动齿轮节点处的曲率半径直齿轮：==斜齿轮：（1）一轴双联齿轮斜齿轮校核如图3.2b=28mmm=4mmβ=23.5°mm===46mm=55.2mm=57.72mm[3-19]=131.105所以的接触强度合格（2）一轴双联齿轮直齿轮校核如图3.3b=21mmm=3mmmm===37.5mm==23.38mm==18.27mm[3-18]=58.37所以的接触强度合格（3）二轴直齿轮校核如图3.3b=21mmm=3mmmm===48mm==18.27mm==23.38mm[3-18]=58.37所以的接触强度合格3.3.3轴的刚度校核轴在垂直面内挠度为，在水平面为，转角为，则[3-20][3-21][3-22]～为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。～为齿轮齿宽在中间面上的径向力。E～为弹性模量，MpaI～为惯性力矩，对于实心轴：d～为轴的直径，花键处按平均直径a、b～为齿轮上作用力矩与支座A、B的距离L～为支座间的距离轴的全挠度为；[3-23]轴在垂直面和水平面挠度的允许值为f=0.05—0.10mm，f=0.10—0.15mm.全挠度0.2mm，齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。(1)第一轴刚度校核图3.4图3.4输入轴受力弯曲变形1)如图3.4，对第一轴双联齿轮斜齿轮处进行刚度校核l=128mma=62mmb=66mm=QUOTE[3-24]N[3-25]N[3-26]所以mm[3-20]合格mm[3-21]合格==0.0320.2mm合格[3-23][3-22]合格2)如图3.4，对第一轴双联齿轮直齿轮处进行刚度校核l=128mma=66mmb=62mm=N[3-24]N[3-25]N[3-26]所以mm[3-20]合格mm[3-21]合格==0.0220.2mm合格[3-23][3-22]合格（2）第二轴刚度校核图3.5图3.5输出轴受力弯曲变形1)如图3.5对第二轴刚度校核l=164mma=95mmb=69mm=N[3-27]N[3-25]N[3-26]所以mm[3-20]合格mm[3-21]合格==0.0420.2mm合格[3-23][3-22]合格3.3.4轴的强度校核在其作用下应力为[3-28]式中：[3-29][3-30]；[3-31]；[3-32]W～为抗弯截面系数（1）第一轴强度校核1）见图3.4，双联齿轮处斜齿轮强度校核[3-30]=166.9合格2）见图3.4，双联齿轮处直齿轮强度校核[3-30][3-31]=166.1合格(2)第二轴强度校核见图3.5[3-30][3-31]=133.8合格3.4材料的选择3.4.1齿轮材料的选择根据齿轮的失效形式，对齿轮材料的主要要求是：在循环应力和冲击载荷的作用下，有足够的弯曲强度：轮齿表层有足够的硬度和耐磨性；进过各种加工和热处理达到所需求的精度要求[19]。制造齿轮的材料主要是各种牌号的钢，其次是铸铁，在特殊情况下使用有色金属，粉末冶金以及某些非金属材料等。齿轮用钢可以分为锻钢和铸钢两大类。由于锻钢质量比铸钢质量好，所以，除非尺寸较大，结构较形式复杂不易锻造的情况下才使用铸QUOTE。用热处理的方法能够提高材料的机械性能，尤其是对提高齿面的承载能力有显著影响。按齿面硬度的不同，分为软齿面齿轮和应齿面齿轮：软齿面齿轮（齿面硬度小于等于350HBS）[20]这类齿轮的最终热处理是调质或正火，热处理后进行切齿。齿面硬度通常为160-286HBS。因为齿面硬度较低，故承载能力较低。但因为这类齿轮制造简单，成本低，所以广泛应用于对尺寸及重量都没有严格要求的一般机械设备中。由于小齿轮的工作较大齿轮繁重，所以小齿轮的齿面硬度应该比大齿轮的齿面硬度高一些，一般高20-50HBS单位硬度。硬齿面齿轮（齿面硬度大于350HBS）这类齿轮通常是在半精加工后进行齿面硬化的热处理。常用的热处理方法有淬火，表面淬火，渗碳淬火以及氮化等。齿面硬度一般为40-62HRC。热处理后齿面有变形，可以用研磨，磨削或刮削等精度加工方法加以消除。这类齿轮齿面硬度高，承载能力高，耐磨性好，适用于尺寸和重量有限制，以及重要机械设备中。铸铁的耐冲击和抗弯曲性能较差，主要用于制造低速和不重要的开式齿轮以及传递功率不打的齿轮。球墨铸铁的机械性能较高，有时可用来代替铸钢。对于告诉，小功率，精度不高以及传递运动未注的齿轮传动，有事用非金属材料（例如夹布胶木，尼龙，塑料等）制作齿轮[18]。本次设计的齿轮均采用45号钢铸齿轮。对于双联齿轮，采用45号钢调制处理。经查齿轮常用材料机械性能表，45号钢经调质到241-268HBS时，材料的抗拉强度极限为700MPa,屈服极限为410MPa。而本次设计中双联齿轮中斜齿轮的弯曲强度是105.02MPa,直齿轮的弯曲强度是371.67MPa。双联齿轮中的斜齿轮接触应力是131.105MPa，直齿轮接触应力是58.37MPa。所选用的材料完全能够满足设计的要求。对于小直齿轮，采用45号刚表面淬火处理。经查齿轮常用材料机械性能表，45号钢经过淬火后，硬度能够达到40-50HRC。材料的抗拉强度极限为750MPa，屈服强度极限为500MPa。经过计算，小齿轮弯曲强度为389.24MPa,接触应力为58.37MPa。所选用的材料完全能满足设计的要求[18]。3.4.2轴材料的选择轴在弯矩或转矩作用下产生的应力一般为变应力，轴的截面尺寸发生突然变化的的情况下还会产生应力集中，因此轴的主要失效形式是疲劳断裂。设计时，一般应进行疲劳强度校核。对于瞬间过载很大，应力性质接近于静应力的轴，可能产生塑性变形，还应按照最大载荷进行轴的强度校核。对于刚度要求高的轴，应进行刚度计算，对高速转动的轴或载荷作用周期性变化的轴，为防止共振，还要尽心提供稳定性计算[21]。轴的材料选择主要是根据轴的工作条件并考虑制造工艺等因素确定。轴的失效多数是疲劳引起的，故轴的材料应具有较高的强度及刚度，对应力集中的敏感性较低，同时还要考虑材料的来源，工艺性以及经济性等。对于与轴上零件有相对润滑的轴，还要求有良好的耐磨性。轴的常用材料为碳素钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制的圆钢和锻件。锻件的内部组织比较均匀，强度较好，故重要的轴以及大尺寸的轴或阶梯尺寸变化大的轴，应采用锻件。常用优质碳素钢有35，45，50钢，其中以45钢用的最多。这类材料的强度，塑性，与韧性等机械性能较好，一般经正火，调质处理，且材料来源方便，加工性好，经济性好，可用于一般或要求较高的轴。对于不重要或受载较小的轴可采用Q235A,Q275等普通碳素钢。本次设计中，一轴和二轴均采用45钢调质处理。通过查轴的常用材料及其主要机械性能知，材料的硬度在58-60HCR的轴，抗拉强度极限为637MPa，屈服强度极限为353MPa。经过计算，一轴强度为131.1MPa,二轴强度为137.1MPa。所选材料满足设计要求。3.4.3箱体材料的选择灰铸铁通常是指具有片状石墨的灰口铸铁，这中铸铁具有一定的机械性能、良好的铸造性能以及其它多方面的优良性能，因而在机械制造中业获得最广泛的应用。球墨铸铁和蠕墨铸铁一般是用稀土镁合金对铁液进行处理，以改善石墨形态，从而得到比灰铸铁有更高机械性能的铸铁。

球墨铸铁依照其基体和性能特点而分为六种：即铁素体（高韧性）球墨铸铁，珠光体（高强度）球墨铸铁，贝氏体（耐磨）球墨铸铁，奥氏体一贝氏体（耐磨）球墨铸铁，马氏体一奥氏体（抗磨）球墨铸铁及奥氏体（耐热、耐蚀）球墨铸铁。

蠕墨铸铁具有不同比例的珠光体—铁素体基体组织。铸铁性能与其石墨的蠕化程度（蠕化率）及基体有关。在石墨蠕化良好条件下，珠光体蠕墨铸铁的强度和硬度较高，耐磨性强。适于制造耐磨零件，如汽车的刹车鼓等。而铁素体蠕墨铸铁的导热性较好，在高温作用下，不存在珠光体分解问题，组织较稳定，适用于制造在高温下工作、需要有良好的抗热疲劳能力、导热性的零件，如内燃机汽缸盖、进排气岐管等[20]。本次设计的箱体工作环境较差，需要承受高压，高热等恶劣的工作条件，所以采用球墨铸铁。3.5密封与润滑由于取力器直接与变速箱相连，所以润滑油不用特意选择，可以与取力器使用同样的润滑油是320抗氧防锈工业齿轮油。润滑方式是压力润滑。两个齿轮在啮合时产生类似于齿轮泵的功效，可以讲润滑油压入到取力器箱体内。高速轴的密封采用毛毡圈密封，其余部分使用密封圈密封[22]。第4章工艺过程设计4.1输入轴的加工工艺过程图4.1输入轴图4.1输入轴表4.1大量生产取力器输入轴过程工序号工序内容设备说明10毛胚锻造锻床20热处理热处理设备消除内应力，提高切削性能30铣两端面，钻中心孔平端打孔机基准先行40粗车外圆，倒角车床外形尺寸尽快达到要求尺寸50清洗清洗机为中间检验做准备60中间检查检查外型尺寸是否到规格70半精车外圆专用车床提高精度80精车直径为35mm的两外圆专用车床提高精度90最终热处理热处理机提高力学性能100最终检验检验精度，公差是否达到要求110入库4.2输出轴加工工艺过程图4.2输出轴表4.2大量生产取力器输出轴过程工序号工序内容设备说明10毛胚锻造锻床20热处理热处理设备消除内应力，提高切削性能30铣两端面，钻中心孔平端打孔机基准先行40粗车外圆，倒角车床外形尺寸尽快达到要求尺寸50清洗清洗机为中间检验做准备60中间检查检查外型尺寸是否到规格70半精车外圆专用车床提高精度80铣外花键铣床提高精度90拉削内花键拉床提高精度100精车外圆专用车床提高精度110最终热处理热处理机提高力学性能120最终检验检验精度，公差是否达到要求130入库4.3双联齿轮加工工艺过程图4.3双联齿轮图4.3双联齿轮表4.3大量生产取力器双联齿轮过程工序号工序内容设备说明10毛胚锻造锻床20热处理热处理设备消除内应力，提高切削性能30粗车外圆以及端面车床作为粗基准40粗车内孔车床50精车内孔车床做为精基准60精车外圆，端面及槽专用车床用芯轴定位70钻φ5油孔钻床80清洗清洗机为中间检验做准备90中间检验检查外型尺寸是否到规格100滚齿滚齿机生成齿形110插齿插齿机生成齿形120齿部调制处理热处理机提高力学性能130最终检验检验精度，公差是否达到要求140入库4.4轴端盖的加工工艺过程图4.4轴端盖图4.4轴端盖表4.3大量生产取力器双联齿轮过程工序号工序内容设备说明10毛胚锻造锻床20铣平面铣床基准先行30铣外圆铣床达到尺寸要求40清洗清洗机为中间检验做准备50中间检验检查外型尺寸是否到规格60钻φ7通孔钻床70精铣直径为62的外圆端面铣床提高精度80最终检验清洗机检验精度，公差是否达到要求90入库结论本设计是对与CA1061K28L3型货车变数器相配的取力器的设计。根据设计的目的、方法和步骤，对取力器以及CA1061K28L3型货车取力器进行了调研，收集资料，然后汇总，进行设计计算，最后绘制装配图和零件图。对于本次设计做如下总结：1).汽车取力器设计中，齿轮的设计、轴的设计、轴承的设计是最主要内容。其中齿轮的设计中，齿轮各挡的齿数分配需要精心调整齿轮的齿数、螺旋角和变位系数才能获得比较好的结果。在分配齿数时，应多方面参考资料。力求获得理想的齿数分配。2).在布置总体结构时能够从多方面考虑，最后选择一个合适的总体结构方案，对于初次设计的学生来说是好的。3).取力器的轴的设计应考虑多方面因素，包括齿轮结构，花键标准、轴承标准、档圈标准等。结构设计之后，应对轴进行强度和刚度校核，如不满足，要重新设计；轴承也根据结构查机械设计手册选用。4)在设计过程中，对于拨叉总成以及操纵机构总成方面，因为时间精力有限，只是做了一个简单的说明，没有进行详细的计算，如果时间充裕，应当对这两方面的问题进行详细的计算与介绍。5)在加工工艺分析过程中，存在着加工工艺过程不够详细，编制方法不够经济等问题。这是需要改进的地方。6)对于绘图软件CAXA的应用不够熟练。参考文献[1]孙志礼.机械设计指导[M].东北大学出版社，2006[2]王大全.汽车常用数据手册[M].北京：化工工业出版社，2006[3]刘彦戎.汽车标准汇编第四卷[J].中国汽车技术研究中心标准化所出版社，2000[4]吴宗泽.机械设计实用手册第二版[M].北京：化学工业出版社，2003[5]国家标准.渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法[M]，GB3480-97[6]赵金刚.专用车取力器的选型和配套应用[S].内江科技，2006[7]施绍有.卡车底盘的取力器和上装的参数设定[S].SERIALLECTURES，2008[8]傅正勇.关于汽车取力器选型的几点建议[S].专用汽车，2004[9]东风公司商用车公司市场销售总部.《东风商用车车用取力器汇编》[M].湖北石堰：东风汽车变速箱有限公司，2006[10]汽车工程手册（设计篇）[M].人民交通出版社，2001[11]刘涛.汽车设计[M].北京:北京大学出版社，2007[12]汽车百科全书编纂委员会.汽车百科全书[M].北京：机械工业出版社，1989[13]陈春林.车辆滚动轴承实用手册（EQ1141G型）[M].北京：海军出版社，1998[14]明平顺.汽车运输专用车辆[M].人民交通出版社，1998[15]张明霞.专用汽车结构与设计[M].金版电子出版社，2008[16]冯晋祥.专用汽车设计[M].汽车电子书籍，2007[17]张明.变位齿轮[M].金版电子出版社，2007[18]王丽.齿轮材料和热处理[M].汽车电子书籍出版社，2008[19]王济宁.齿轮加工工艺质量检测与通用标准全书[M].金版电子出版社，2008[20]沈莲.机械工程材料与设计选材[M]西安交通大学出版社，1996[21]韩风鳞.粉末冶金汽车零件新进程[M].金版电子出版社，2008[22]马丽洁.防尘圈型式，沟槽，尺寸和公差[J]，2003[23]赵跃进.精密机械设计基础.北京理工大学出版社[M]，2003[24]刘春梅.CAXA计算机绘图[M].清华大学出版社，2007[25]陈明.CAXA制造工程师[M].北京航天大学出版社，2006[26]刘昌丽.CAXA基础与实例教程[M].电子工业出版社，2007[27]李传禹.汽车产品图样及设计文件完整性[M]，QC/T3-1996[28]朱锡全.汽车产品图样的基本要求[M]，QC/T1-1992[29]UKienckeandLNielsen.AutomotiveControlSystems:ForEngine,Driveline,andVehicle[J].Meas.Sci.Technol，2000[30]J.S.Freeman.DesignofVehiclePowerTransmissionSystems[J].JournalofVibrationandAcoustics，1995致谢我做的设计题目是CA1061K28L3型货车取力器取力器的设计。初面对这个题目时，我是一片迷茫，根本不知道取力器是什么东西，用在哪里。经过这半个学期的设计过程我能够详细的输出取力器的工作原理，所处整车布置得空间位置，它的主要的结构形式有哪几种，传力方式有什么。这就是我这半个学期做毕业设计的收获。当写下说明书最后一个字，画完图纸的最后一笔时，我心中是无限的激动与感慨。这是我设计出来的第一份作品，有点像我的第一个孩子。它从一个胚胎到最后的出生我付出了许多的心血。当然，我的毕业设计的完成不是我一个人的功劳。我首先要感谢的就是我的知道教师，王天利老师，没有他一次又一次的教育与批评提点，我的这个设计是无法完成的。其次，我还要感谢与我同一设计小组的同学，大家一起互相研究的时候，讨论问题的时候，都让我得到很多的灵感与收获。还要感谢的是同学的关心与家人的支持。没有他们做我的后方力量，让我全身心的投入毕业设计也是不可能顺利完成的。最后我要着重感谢的是我在实习单位工程师，他让我接触到许多的实际问题。给我的毕业设计提供了很多有意有价值的建议。另外，感谢学校给我这样一个学习的机会与平台，这次毕业设计将让我学到许多书本上没有的知识。为我以后的工作生活打下坚实的基础。创造一个良好的开端。附录1程序编程1齿轮校核程序Temax=700*10^3z1=22;z2=32;z3=25;y1=0.18;y2=0.18;y3=0.18;m1=4;m2=3;;z=[z2];zw=[z1]zzw=[z3];kc=[7];kcw=[7]kczw=[7];y=[y2];yw=[y1]yzw=[y3];mn=[m1];m=[m2m3];tg1=temax;tg2=temax*z2/z3;k1=1.65;%直齿轮k2=1.5;%斜齿轮kf1=1.1;%主动齿轮kf2=0.9;%从动齿轮kt=2.0;%重合度系数aaaa=[23.5];%螺旋角;bb=aaaa*pi/180;w=2.*Tg1.*cos(bb)*k2*kf2./(pi.*mn.^3.*zw.*kcw*km.*y1)%δw(1)ww=2.*Tg2.*kf1*k1./(pi.*m.^3.*z.*kw*km.*y2)%δw(2)wzw=2.*Tg2.*kf2*k1./(pi.*m.^3.*zzw.*kzw*km.*y3)%δw(3)E=2.01*10^5;a=22.5*pi/180;%αaw=23.5*pi/180;dz=m.*z;dzw=mn.*zw;dzzw=m*zzw;db=m.*z;dbw=mn.*zw;dbzw=m*zzw;rz=0.5.*dz;rzw=0.5.*dzw;rzzw=0.5*dzzw;rb=0.5.*db;rbw=0.5.*dbw;rbzw=0.5*dbzzw;b=m.*kc;bw=mn.*kcw;bzw=m*kczw;wj=0.418.*sqrt(2.*Tg1*E./(rz*sin(a))/cos(bb).^2.+(rb*sin(a)))./cos(bb).^2.*dz.*b))%δj(2)wjzw=0.418.*sqrt(2.*Tg2*E./(rzzw*sin(a))/cos(bb).^2.+(rbzw*sin(a)))./cos(bb).^2.*dzzw.*bzw))%δj(3)wjw=0.418.*sqrt(2.*Tg2*E./(cosa*cosaw*(rzw*sin(a))/cos(bb).^2.+(rbw*sin(a)))./cos(bb).^2.*dzw.*bw)))%δj(1)2轴的校核程序Temax=700*10^3;d1=35;dm1=95.96;d2=35;dm2=75;ao=22.5*pi/180;an=22.5*pi/180;bbo=23.5*pi/180;i=1.25;11=128;L2=164;a1=62;b1=66;a2=66;b2=62;a3=95;b3=69;fn=2*Temax/dm1f2=2*Temax*tan(ao)/dm1f1=2*Temax*tan(ao)/(dm1*cos(bbo))fnn=2*Temax/dm1fn1=2*Temax*tan(ao)/(dm1*cos(bbo))fn2=0;fnz=2*Temax/(dm2*i)fnz1=2*Temax*tan(ao)/(i*dm2*cos(bbo))fnz2=0;Mg1=a1^2;Ms1=b1^2;Mg2=a2^2;Ms2=b2^2;Mg3=a3^2;Ms3=b3^2;I=pi*d^4/64;E=2.1*10^5;M1=sqrt(mc1^2+ms1^2+tn1^2);M2=sqrt(mc2^2+ms2^2+tn1^2);M3=sqrt(mc3^2+ms3^2+tn2^2);mc1=f1*a1;mc2=fn1*a2;mc3=fnz1*a3;ms1=f2*a1;ms2=fn2*a2;ms3=fn3*a3;tn1=temax;tn2=temax/i;Fc1=f1*Mg1*Ms1/(3*E*I*l1);Fc2=fn1*Mg2*Ms2/(3*E*I*l1);Fc3=fnz1*Mg3*Ms3/(3*E*I*l2);Fs1=f2*Mg1*Ms1/(3*E*I*l1);Fs2=fn2*Mg2*Ms2/(3*E*I*l1);Fs3=fnz2*Mg3*Ms3/(3*E*I*l2);Fd1=f1*a1*b1*(b1-a1)/(3*E*I*l1);Fd2=fn1*a2*b2*(b2-a2)/(3*E*I*l1);Fd3=fnz1*a3*b3*(b3-a3)/(3*E*I*l2);W1=32*M1/(pi*d1^3);W2=32*M2/(pi*d1^3);W3=32*M3/pi*d2^3);附录2英文翻译TRANSMISSIONTYPESANDOPERATIONTravel-speed-changingsystemsfoundintractorsvaryconsiderablyparticularlywithrespecttothenumberofspeeds,kindsofgears,andmethodsofshifting.Basedonthesefactors,transmissiontypescanbeclassifiedas(1)slidingspurgear,(2)constant-meshwithshiftingcollars,(3)Synchromesh,and(4)hydrostatic.Alsowithrespecttochangingspeeds,itcanbedonemanuallywithahand-leverorautomaticallybyhydraulicpressure.Thesevariationswillbeexplainedinconnectionwiththedescriptionsofdifferentmakesoftractortransmissions.Ingeneral,thesmallersizesoftractors,20to40PTOhpusesimplertransmissionswithfewertravelspeeds,whilethelargersizeshavespeedsrangingfromsixoreighttotwelveorsixteen.Insuchcases,provisionismadeforshiftingfromthe"low-range"tothe"high-range"speedsorviceversawhilethetractorisinmotion,andwithoutdisengagingthemasterclutchandcomingtoadeadstop.Theseadvantages,inturn,permitacloserandmoreconvenientadjustmentandaquickerresponseofpower,torque,andtractiveabilityofthetractortothespecificdrawbar-loadconditionsandrequirements.Figure18-7illustratesthedesignandoperationofthetypeoftransmissionoriginallyusedinearliertractorsandstillusedinsomesmall,currentmodels.Asshown,thedifferentspeedsareobtainedbyslidinggearsofacertainsizeintomehwithothersofanothersize.Reverserequiresanadditionalsinglegearonaseparateshortshaft.Theentiremechanismoperatesinanoilbathinaspecialhousing.Thebearingsmaybeplainorantifrictiontype.Thedifferentspeedsareobtainedbyamanuallyoperatedleverattachedtocertaingearsinsuchamannerastoslidethemintomeshwithothersthatarestationary.Thesechangescanonlybemadewiththemainclutchdisengagedandthetractorstationary.Figure18-8showsasimilartransmissionusedinahigh-clearancerow-croptractor.Figure18-9showsatwo-cylinder,horizont