工程车辆传动系统分动箱的设计

1、58.82KW工程车辆传动系统分动箱的设计 摘要 变速器把发动机的高输出转速降下来，以满足车辆的行驶需要。然而知道分 动箱的人并不多，但是它在工程车辆上有着重要的应用。它把从变速器输出来的 动力分配到各驱动桥来满足车辆的动力分配需要。 这项设计按照设计说明书的要求，采用最新的参考资料来确保设计的先进性 和科学性。本设计主要对分动箱的工作情况进行了概述，对传动装置的运动和动 力参数进行了选择和计算，对齿轮进行了强度的校核及结构的设计，对轴进行了 设计与校核，对轴承寿命进行了验算。在轴的强度校核部分，运用材料力学和理 论力学的知识，应用目前流行的数学工具软件MATLAB对轴的弯曲强度进行了精 确的

2、校核，以最节省的材料和成本满足了强度要求。本设计的结果达到了设计出 一种结构简单，工作可靠，易于维修和保养且价格低廉的分动箱，技术水平达到 了国内同类机型的水平。 关键词：分动箱，绞盘，花键轴，驱动桥，齿轮轴 DESGIN OF TANSFER CASE IN THE TRANSMISSION SYSTEM OF 58.82KWENGINEER VEHICLE ABSTRACT The tran smissi on tran smate the high output engine speed dow n to meet the n eeds of the vehicle. However,p

3、eople who knew about the transfer case are not so many, but it has an important application on the project vehicles. Its output is from the transmission and the power is assig ned to the drive axle vehicles to meet the n eedsof the force distributio n. This design s specificaitioin accordanee with t

4、he design requirements and uses the latest reference materials to ensure that the design is advaneed and scientific. The work is carried out by an overview of the moveme nt of the gear , the driv ing force for the selection of parameters and calculation, the gear check and structural strength of the

5、 design, the axis design and verification and the check of the bearing life. It uses the knowledge of material mechanics and theoretical mechanics, and apply the mathematical tools which is popular software MATLAB,to check the strength of the axis .And the n the bending stre ngth of the shaft for a

6、precise check to make the leastest of the material and cost savings to meet the strength requirements. The results of this design is to achieve a transfer case which has a simple structure, reliable operation, easy maintenance and low cost of maintenan ce. This tech ni cal level has achieved the sim

7、ilar type level in the domestic. KEY WORDS: transfer case, winch, spline shaft, drive axle, gear shaft 、八、亠丄 刖言1 第1章分动箱的工作情况概述3 1.1分动箱的工作情况3 第2章 传动装置的运动和动力参数计算6 2.1总传动比和传动比分配计算6 2.2各轴转速计算.6 2.3各轴输入功率计算7 2.4各轴转矩计算8 第3章齿轮强度校核及结构设计10 3.1齿轮的类型、精度等级、材料及齿数的选定10 3.1.1材料的选择10 3.1.2齿数的选定10 3.2按齿面接触强度设计11 3.2

8、.1计算公式及参数11 3.2.2设计计算13 3.3按齿根弯曲强度设计14 3.3.1计算公式及参数的选定14 3.3.2设计计算18 3.4几何尺寸计算18 3.5齿轮的结构设计19 第4章 轴的设计及校核21 4.1初步确定轴的最小直径 21 4.2轴的结构设计22 4.2.1拟定轴上零件的装配方案22 22 4.2.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4.2.3轴上零件的周向定位24 4.2.4确定轴上圆角和倒角尺寸24 4.3求轴上的载荷24 4.3.1中间轴的校核24 432绘制转矩图、弯矩图 29 4.4按弯扭合成应力校核轴的强度29 4.5精确校核轴的疲劳强度31 4.

9、5.1判断危险截面31 4.5.2设计校核参数的确定及计算31 第5章轴承寿命的验算36 结论38 谢辞40 参考文献41 遇_舶扁入轴 AutoCAD 圏形 95 KB AutoCAD 囹形 75 KB 色齿鸵4 AutoCAD 图形 96 KB 遇缠5 AutoCAD 图形 9 Z9 -高速度从动齿轮，Z9 =22 ; Zio -高速度中间齿轮，乙0 =36。 代入数据可得，i高=0.92。 通过操纵杆拨动拨叉使Z8右移与齿轮 Z5的齿圈接合，分动器挂上了 低速档，动力传动路线变为：接盘1 f齿轮Zif齿轮 乙0中间轴6f齿轮 Z4f啮合套Z8f齿轮Z5的齿圈f齿轮 Z7f输出轴。低速档的

10、传动比为 Z0 Z5 z8 z7 i低= Z1 Z4 Z6 Z8(1_2) 式中 乙-主动常啮合齿轮，乙=24 ; 乙-低速挡中间齿轮，乙=26 ; Z5 -低速挡从动齿轮，Z5 =32 ; Z7 -低速挡轮毂，Z30 ; Z8 -滑动齿套，Z30。 代入数据可得，i低 =1.85。 通过操纵杆拨动拨叉3使滑移齿轮Z3左移，齿轮Z2与Z3进入啮合， 动力传到了绞盘传动轴，使绞盘传动轴接盘得到驱动。此时传动比为1。 分动箱的顶部设有检油螺塞孔，用来检查分动箱内部的油面情况。底 部设有放油螺塞孔，该结构中放油磁铁，用来将分动箱内部磨下来的铁屑 进行集中，以便放油时将其排出。 第2章传动装置的运动和

11、动力参数计算 2.1总传动比和传动比分配计算 由从变速箱输出的四种转速：q =340r / min ； n2 =500r / min ； n3 =1080r / min ；=1800r / min。 要求的八种输出：n1 = 184r / min ； n2 = 270r / min ； rt = 585r / min ； n4 =975r/mi n ； n5=371r/min ； n6 =545r/min ； n7 =117 8r/min ； ns -1965r / min 。可得分动箱为可变速的二级传动，其总传动比为： 340 500 1080 1800 i高：“ Sts R5 R5 0.9

12、2 371 571 1178 1965 340 500 1080 1800 , i低 S3 R = F667 二 56956.46 0.97W 二 55247.77W 同理可得，7轴的其它可能功率有：49338.91W54243.26W或55306.86W， 2.4各轴转矩计算 取各轴间的传动效率为0.97，则 T5 二T。订-01 =1650 1 0.97 N m =1600.5 N m 同理可得，绞盘传动轴承受的其它可能转矩有 971.94 N m、494.7 N m或302.64 N m T6 二T0 h 01 =1650 1.5 0.97 N m= 2400.75 N m 同理可得，中

13、间轴6承受的其它可能的转矩为： 1457.91 N m、742.05 N m或453.96 N m； T7高二T6 i267 = 2400.75 0.61 0.97 N m =1420.52 N m 同理可得，高速档时输出轴7承受的其它可能的转矩为： 862.64 N m、439.07 N m或268.61 N m ; T7低=T6 i367 =2400.75 1.23 0.972 N m= 2778.40 N m 同理可得，低速档时输出轴7承受的其它可能的转矩为： 1687.25 N m、858.78 N m或525.37 N m。 第3章齿轮强度校核及结构设计 3.1齿轮的类型、精度等级、

14、材料及齿数的选定 图1-1为分动器的结构简图，选用直齿圆柱齿轮传动。低速工程车辆 为一般工作机器，转速不高，但传递的转矩较大，为满足低廉的制造成本， 选用8级精度(GB 10095-88 )。 3.1.1材料的选择 低速工程车辆经常在恶劣的条件下工作，齿轮部件承受着强烈的冲击 和磨损。这要求齿轮材料具有高的表面硬度和耐磨性，而心部则要求具有 较高的强度和适当的韧性。选择合金结构钢可满足这个要求，参照 GB3077-88，选用20GrMnTi。材料进行正火处理 5，硬度229 HBS 3.1.2齿数的选定 根据直齿圆柱齿轮的最少不发生根切的齿数为22，选取乙=24， Z2 =乙=22，Z4 =2

15、6，则 Z|0 二 h 乙=1.5 24 = 36 Z9 “2 Z0 =0.61 36 = 21.96，取 Z9 = 22 ； Z5 3 Z4 -1.23 26=31.98，取 互=32。 3.2按齿面接触强度设计 3.2.1计算公式及参数 di_2.323 K心 .d u 由机械设计10-9a进行试算，即 (3-1) 式中 di 齿轮的分度圆直径； K 载荷系数； Tt 齿轮传递的转矩； d 齿宽系数； u传动比； Ze材料的弹性影响系数； H 1接触疲劳许用应力。 公式内的各计算数值现确定如下： 试选载荷系数Kt = 1.3。 1. 取齿轮的传动效率为0.97，受车辆自身及工作条件的限制，

16、取中等 载荷作齿轮强度的校核，齿轮Z10传递的转矩为 T6 =Toi1=100210 31.50.97 N mm =1457910 N mm 2. 由机械设计表 10-7选取齿宽系数 d=0.3。 1 3. 由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8 MPa； 4. 由机械设计图10-21C按齿面硬度查得输入轴齿轮乙的接触疲劳 强度极限；5m1 =600 MPa ；中间轴齿轮 Z10的接触疲劳强度极 -Hlim10 - 600 MPa。 5. 由机械设计公式10-13计算应力循环次数 (3-2) N1 =60R|jLh 式中 n1-齿轮的转速，500r / min ； j-

17、为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数，j1 =1 ； 5年，每年为300天，单 Lh-为齿轮的工作寿命，分动器工作寿命为 班制，每天工作 8h。 代入数据得：N3.6 10由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数：Khn 1=0.93 ； Knh2 =0.95。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，由机 械设计10-12得 ，则 N2 i1 3.6 108 1.50 -2.40 108 KHN1 J lim1 S 0.93 600 1 MPa =558 MPa (3-3) l；H 2 KHN2 ”-Tim2 0.95 600 1 MPa =570 MPa (3-4) 3.2.2

18、设计计算 1. 试算齿轮Zio的分度圆直径d6t，由公式（3-4）,代入kh 中较小的 值: d6t 2.32 KtT。 d =2.32 3 1.3 1457910 V 0.3 1.5 1 X 1.5 189.8 558 mm = 178.9 mm 2.圆周速度v 兀 d 直齿齿轮，Kh .二Kfq二1 ； 由机械设计表 10-2查得使用系数 Ka二2.0; 由机械设计表 10-4用插值法查得8级精度小齿轮支撑非对称布置 时，心，1.050； b 39 12 由3.26 , Kh厂1.050,查机械设计图 10-13得 心厂1.031; h 12.02 故载荷系数 K=KAKvKHaKH1.5

19、0 1.0 1 1.050 = 1.575 (3-6) 1.按实际得载荷系数校正所算得分度圆直径，由机械设计 得： 10-10a d60 =d6t3 K =170.89 3 1.575 mm =182.2 mm Kti 1.3 (3-7) 2.计算模数m d10 m z10 182.2 36 mm 二 5.06 mm 3.3按齿根弯曲强度设计 3.3.1计算公式及参数的选定 1.由机械设计公式10-5得弯曲强度的设计公式为 (3-8) 式中 m模数； K 载荷系数； T66轴所传递的转矩; d 齿宽系数； 乙o齿轮Zio的齿数; YFa齿形系数； YSa应力校正系数； l；F 1弯曲疲劳许用应

20、力 表3-1齿形系数YFa及应力修正系数Ysa 70 1 7 18 15 pi j 23 24 S3 7* -ig z.97 2.91 2,65 2.50 /, 7S - 7.6 / 2,60 z.57 7 55 X/ Y Sa -秽 1.53 r 55 q匚7 575 -r n( 1.61 - f L /-； :祐 肥 -Ih 5C 70 RO 勺丁 - :旳 r()0 y F 52 2 45 1 2.35 2 32 2 23 2 2-1 2.22 2.2O 12/8 2.12 2S12 * T- b .6 5 0 1.68 T.70 73 1.75 1L77 1.78 V79 i.5e：i

21、 r 数）。 注:1.基准齿轮的参数为a= 20、ha =1、c =0.25、：，= 0.38m （ m为齿轮模 2.内齿轮的齿形系数及应力修正系数可近似地取为Z二：时的齿形系数及 应力修正系数 由机械设计图10-20d查得齿轮Zi的弯曲疲劳强度极限 0.85 o 6ei =700 MPa;齿轮 Zio的弯曲强度极限 6e10 =700 MPa ； 2. 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfni =0.83，Kfni0二 3. 计算弯曲疲劳许用应力 _ 345667 10101010 3 10 10 1 碳钢正火、调质，球磨铸铁；2 碳钢经表面淬火、渗碳; 3 渗碳钢气体渗碳，灰铸铁

22、；4碳钢调质后液体渗碳 图3 2弯曲疲劳寿命系数YN 4. 取弯曲疲劳安全系数 S =1.5 ,由机械设计公式10-12得 厲“务乞1昭p护3 8 7.3 3 MPa (3-9) KfN2二 FE2 _ 0.85 700 S1.5 MPa =396.67 MPa (3-10) 表3-3使用系数Ka 原动机 工作特性 工作机工作特性 均匀平稳 轻微冲击 中等冲击 严重冲击 均匀平稳 1.00 1.25 1.50 1.75 轻微平稳 1.10 1.35 1.60 1.85 中等冲击 1.25 1.50 1.75 2.0 严重冲击 1.50 1.75 2.00 2.25 或 更大 5. 计算载荷系数

23、K (3-11) K =KaKvKf aKF 产 1.5 1.0 1.0 1.031=1.5465 由机械设计表 6. 查取齿形系数 10-5 查得：YFa1 = 2.65，YFa2 二 2.45 7. 查取应力校正系数 由机械设计表 10-5查得：Ysa1 =1.58, Ysa1 =1.65 8. 计算齿轮Z9、Z10的YfaYsa并加以比较 F 1 丫Fa1丫Sa1 2.65 1.58 387.33 = 0.010810 (3-12) -0.010191 (3-13) YFaY S a 22.45 1.65 I-f 10396.67 齿轮乙的数值较大。 3.3.2设计计算 m - 2 1.

24、5465 1650 103 1 362 0.010810 mm = 3.5 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得模数m大于由齿跟弯曲疲 劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m的大小取决于弯曲强度所决定的承载 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与 齿数的乘积有关），取齿面接触强度算得的模数5.06并就近圆整为 m=5.0 mm。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根 弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。 3.4几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 dj=Z|m = 24 5 mm =120 mm d10=Z|0m=36 5 mm =180

25、mm 2.计算中心距 d1 d10120 180 amm = 150 mm 2 2 3.计算齿轮宽度 b 二120 mm = 36 mm 考虑到，齿轮材料为高强度材料，且齿面经硬化处理以及分动箱整体 结构的紧凑等，取B1=32 mm，B10=32 mm。 3.5齿轮的结构设计 齿轮Zio的齿顶圆直径 da = 190mm ： 500mm，齿宽b ： 150mm，故轮的结 构形式为单腹板结构，加工方法为模锻。图3-1为齿轮的结构简图。 图3-1输入轴齿轮的结构简图 齿轮的各部分参数确定如下: D3 = 56 mm ； D2 1.6D3 =1.6 56 mm 二 89.6 mm，取 D 90 mm

26、 ； = da -（10 14） m = 190 -（10 14）5 mm 二 120 140 mm ，取 D =140 mm ； C 二（0.2 0.3）B = （0.2 0.3） 32 mm 二 6.4 9.6 mm ： 10 mm， 取 C =10 mm . J D4 1 1 石（D1 D2）石 （140 90） mm =115 mm ； r 5 mm - m 0.5mn = 0.5 5 mm 二 2.5 mm ； B = 32 mm l 乞 1.5D3 = 1.5 56 mm 二 84 mm，取 I = 60 mm ； 考虑到齿轮与箱体壁的间距以及轴的支撑刚度，取l8mm 表3 4 各

27、齿轮的相关参数 齿轮 序号 齿 数 模 数 齿形角 分度圆 直径 齿顶咼 齿顶圆 直径 齿宽 精度等 级 No1 24 5 20 120 5 13_0.26 32_q.17 8-7-7 No2 22 4 20 88 1.5 91.14 11.1 8-7-7 No3 22 4 20 88 2.25 84 4Q.23 14 8-7-7 No4 26 5 20 130 5 14_q.28 38q1 8-7-7 No5 32 5 20 160 5 170_0.26 38q1 8-7-7 No6 30 4 20 120 1.5 123q26 15_0.1 8-7-7 No7 30 4 20 120 1.

28、5 123q26 43_0.1 8-7-7 No8 30 4 20 120 2.25 115.5 旳23 430.1 8-7-7 No9 22 5 20 110 5 120_0.23 32_q.1 8-7-7 No1 0 36 5 20 180 5 19q.3 32_0.1 8-7-7 第4章轴的设计及校核 4.1初步确定轴的最小直径 先按式（15-2 ）初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，咼温 回火处理。受车辆自身及工作条件的限制，取中等载荷做轴的强度校核。 d6mAoF=105mm =48.9 mm (4-1) .n6.500 式中 d6 m 轴的最小直径; Ao材料系数，代=10

29、5; P6 6轴传递的功率，F6二5.36601kW ; n6 6 轴的转速，n6 = 500r / min。 代入数据可得，d6min = 48.9mm。 中间轴的最小直径显然时安装轴承处的最小直径。为了使所选的轴的 直径与轴承的孔径相适应，故需同时选择轴承的型号。 因轴受到的径向力作用较大且无轴向力作用，故选取具有较高径向承 载能力的内圈右单边挡圈的圆柱滚子轴承，参照工作要求且根据 d6min =48.9 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级 的单列内圈有单边挡圈的圆柱滚子轴承NJ310E，其基本尺寸为： d D T =50 mm 110 mm 27 mm。 4.2轴的

30、结构设计 4.2.1拟定轴上零件的装配方案 零件的装配方案采用如图4-1所示的方案 4.2.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 参照图4-1，由轴承的基本尺寸可取du一in =50mm。 轴的右端轴承的左端用轴肩进行定位，由机械设计手册查得，NJ310E， 的定位轴肩高度为h=6mm，故取dVI.VII =62mm；轴承的右端用轴端挡圈定 位，按轴承的定位要求取定位挡圈的直径D =63mm，轴承与轴的配合长度 Lj =27mm，故取W - VD段的长度为 LVI.VII =29mm。 图4-1中间轴的结构与装配简图 轴的左端轴承的左端用用轴端挡圈进行定位，为了便于加工左端挡圈 的尺寸与

31、右端挡圈的尺寸一致，取其基本尺寸为 d D h = 51 mm 63 mm 4 mm 挡圈用螺母进行锁紧，根据dii-川 =50mm以及螺母的选用标准，按照 GB/T 6174选取螺母的为 M30，其厚度为 m=15mm;防松垫片的厚度取为 2 mm，故取d|_ii=30mm,考参照机械设计手册，取轴端倒角为2 X 45，各轴 肩处的圆角半径为 R2。 因该轴传递的扭矩较大，齿轮的周向定位都采用花键连接。由机械设 计手选取中系列的花键，其基本规格为： N d D B=8 mm 56 mm 62 mm 10 mm 花键用花键铣刀进行加工，长度为 173 mm，齿轮靠花键外径定心，齿轮 H9 轮毂

32、与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的， f 7 此处选择轴的尺寸公差为js6，轴与套筒处的配合公差选为f7。 齿轮Z10的左端用轴承进行轴向定位，右端用套筒定位，其轮毂宽度为 60 mm。齿轮Z4的左端用套筒定位，右端靠轴承定位，其轮毂宽度为60 mm。 为了使轴的加工方便，统一取d|_|V =d|V-V =dV-VI =d|ii-VI =62mm。 取L|H.|V =58mm， Lg =60mm，考虑到螺纹的预留长度以及轴承定位的 可靠性，应取 L|一| 4mm 15mm 2mm = 21mm，故取 LI-II =25mm0 轴承的右端用齿轮 Z10的轮毂进行定位，为了使

33、轮毂可靠地压紧轴承， Ln-皿应略长于轴承的宽度T,故取L|.| =29mm。 423轴上零件的周向定位 因轴传递的扭矩较大，齿轮的周向定位都采用花键连接。由机械设计 手选取中系列的花键，其基本规格为 N d D B=8 mm 56 mm 62 mm 10 mm 花键用花键铣刀进行加工，长度为173 mm，齿轮靠花键外径定心，齿轮 H9 轮毂与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的， f 7 此处选择轴的尺寸公差为js6，轴与套筒处的配合公差选为f7。 4.2.4确定轴上圆角和倒角尺寸 参照机械设计手册，取轴端倒角为2 X 45。，各轴肩处的圆角半径为 R2。 4.3求轴上的

34、载荷 4.3.1中间轴的校核 1. 轴的力学模型的建立 轴上力的作用点、位置和支撑点跨距的确定：齿轮对轴的力的作用点， 按照简化原则，应在齿轮宽度的中点，由此可决定在中间轴上两齿轮力的 作用点的位置。轴上安装的 NJ310E轴承，在齿轮 乙的力的作用点的到左 支撑点的距离 J =37mm,力作用在齿轮上两点间的距离为L2 =128mm,齿 轮Z4的受力作用点到右支撑的距离L 37mm 2. 轴的力学模型图 轴的力学模型图如图4-2 ( a)所示， 3. 轴上作用力的计算 受车辆自身及工作条件的限制，分动箱不可能工作在最大转矩的情况 下取中等载荷作齿轮强度的校核。分动箱有降速增矩的作用，且工作速

35、度 越低，轴所承受的力就越大，故取输入转速为中等(no=5OO r/min )且分动 器工作在低速档时做中间轴上相应的设计计算。 1. 齿轮Zio的受力情况 已知齿轮的分度圆直径为 dz1mz10Zz15 36 mm =180 mm T 1002000 N mm 取每级齿轮传动的效率(包括轴承效率在内) .-0.97，则 T6 =Ti 茫 10020001.50汉 0.97 N mm = 1457910 N mm F t61 2T62 1457910 0 N =16199 N (4-2) (4-3) Fr61 = Ft61 tan -16199 tan20 N = 5895.95 N Fa61

36、 =0 2. 齿轮Z4的受力情况 dZmZ Zz5 26 mm =130 mm 444 2T dZ4 2 1457910 N = 22429.38 N F （T 尺寸系数； B厂表面质量系数； 幽一表面强化系数。 2.剪切疲劳极限的综合影响系数: T k_ 1 (4-7) 式中 k有效应力集中系数; 厂尺寸系数； B表面质量系数； 3轴只承受法向应力时的计算安全系数: S, (4-8) 式中C1 弯曲疲劳极限； K 弯曲疲劳极限的综合影响系数; 8弯曲疲劳极限的应力幅值； 怙一碳钢的特性系数； cm 弯曲疲劳极限的平均应力。 4. 轴只承受剪切力时的计算安全系数： -1 (4-9) 式中 T1

37、 轴的弯曲疲劳极限； K T剪切疲劳极限的综合影响系数; T剪切疲劳极限的应力幅值; 机一碳钢的特性系数； T剪切疲劳极限的平均应力 5. 安全系数的计算值： (4-10) SS S； S； 6. 危险截面的左右两侧形状一样，只需作一侧的校核即可，参数的 确定如下： 3 抗弯截面系数：W =17798 mm (2) 抗扭截面系数： (4-11) Wt =兀d3 +(D _d)(D + d)2zb/16D 式中 d花键小径，； D 花键大径， D=62 mm ; z花键的齿数，z=8; b花键齿宽，b=10 mm。 代入数值可得， Wt=35596 mm 3 (3) 截面 C 的弯矩： M =5

38、91140.45 N mm (4) 截面C的弯曲应力： 591140.45 17798 MPa =33.21 MPa (4-12) (5) 截面 C 的扭矩：Tc 二仏=1457910 N mm (6) 截面C的扭转切应力: (4-13) 丁 j J457910 MPa =40.96 MPa Wr35596 7. 材料为45钢，调质处理，查表15-1得 -B = 640 MPa，= 275 MPa，-=155 MPa。 8. 由附表3-5用插值法查得 k厂1.57, k厂2.396。 9. 此轴段按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数二=1严0.92 10. 由附图3-2得尺寸系数 、二0.6

39、8。 11. 由附图3得扭转尺寸系数；广0.83。 12. 碳钢特性系数 广0.10.2，取0.15 ;又:严0.5广0.075。 13. 表面经强化处理，查附表 3-9，取一：q二1.5。 代入已知参数可得， = 2.65。 K 厂 1.60 , K 厂 1.98 , S厂 5.27 , S 3.06, 由计算结果可知， Sea =2.65 1.5，故轴的设计时安全的。 第5章轴承寿命的验算 分动箱采用直齿圆柱齿轮，轴受到很小的轴向力或不受轴向力，故轴 向力可近似认为等于零。当量动载荷P = 二=8163.63 N 轴承的基本额定载荷值为 (5-1) 式中采用圆柱滚子轴承，取F10/3 ;

40、P6轴承的当量动载荷，P6=8163.63 N ; n6轴承的转速，n6=500 r/min ； Lh 轴承的预期估计寿命，Lh二12000 h 代入已知数据可得，Cr=42261.67 N。 由于承受较大的径向载荷，故选择承载能力较强的滚子轴承，按照轴 承样本选取内圈有单边挡边的圆柱滚子轴承NF310，其基本动载荷为 Cr=105 kN，可满足要求。 轴承NF310的寿命为: 106 60n6 Or lP6丿 (5-2) 代入已知数据可得， Lh =249262.32 h Lh =12000 h L 249262.32 h，即分动箱的预期工作寿命远小于轴 承的寿命，故所需按的轴承满足寿命要求

41、。 输入轴转速较高，传递的转矩不太大，选择转速较高，径向承载能力 较弱的深沟球轴承 6311。输出轴转速低，转矩大，同中间轴，选择具有较 大径向承载能力的内圈有单边挡边的圆柱滚子轴承NF310。同理，可验证 其它轴承的寿命均满足要求。 本文根据任务书的要求，进行了运动和动力参数的分配、齿轮的结构 设计和强度设计、轴的结构设计和强度设计以及轴承和花键的选型和强度 校核等论文的设计内容。从而满足了不同动力分配输出的要求，在车辆传 动系中起到了分动箱应起的作用。 齿轮的设计采用了按齿面接触疲劳强度进行设计计算，按齿根弯曲疲 劳强度进行校核的设计准则，再根据要求等进行综合考虑，对齿轮进行了 结构的设计

42、。 根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，初步对 轴的结构进行了设计，再根据轴的强度等方面的计算，合理地确定了轴的 结构形式和尺寸。在材料选择上，轴的材料需要淬火处理的办法来提高其 耐磨性和抗疲劳强度，故在设计中选用了 45钢来制造轴。 轴承选型和强度计算，根据轴承承受载荷形式、大小、方向等合理选 择轴承型号，并对其进行强度校核。 因花键具有连接受力均匀、齿根处应力集中较小，轴和毂的强度削弱 较小、轴上零件和轴的对中性好的优点。 设计中选用了矩形花键。 分动箱中对于2组输出转速之间切换，需要换挡装置，常用的换挡装 置有2种方式：直齿滑动齿轮式换挡装置和啮合套式换挡装置。 移动齿轮直接换挡结构简单，但一对齿轮强行进入啮合时，在轮齿齿 端产生较大的冲击，所以一般很少采用。为使结构简单，把移动齿轮直接 换挡用于绞盘连接。因这个档位的使用率较低，不经常换挡。 啮合套式换挡一对齿轮进入啮合时，在齿端也要产生冲击力。但由于 结合套与接合齿圈整个圆周上所有的齿都同时进入啮合，故分摊到每对齿 的齿端