低速工程车辆传动系统分动箱的设计

洛阳理工学院毕业设计(论文)低速工程车辆传动系统分动箱的设计分动箱的设计是鉴于工程实际的需要，设计出一种能使车辆在恶劣的环境下通过动力安排实现由两轮驱动向四轮驱动转换的机构。通过变速箱的动力输入，经齿轮、滑移齿轮、拨叉、花键、轴、轴承等的连接和啮合实现动力由一轴向多轴的动力安排。在设计过程中，首先确定传动方案，通过比较选择最好的一种，然后确定传动轴上的各局部零件以及各零件的定位，查表选取标准零件并进展校核使其满足肯定的强度和刚度要求，并且还要考虑肯定的经济性，最终，把各零件与箱体进展装配，结合各轴的传动速度确定润滑装置和方式及加油、出油和检测油面的装置和位置，从而保证传动的平稳性和良好性。虽然设计中遇到了众多的困难，但通过教师的辛勤指导和查阅相关书籍资料，设计效果还是比较满足，能够实现工程低速车辆的要求并具有肯定的经济效益。关键词：分动箱、齿轮、轴、装配。I洛阳理工学院毕业设计(论文)TheDesignofTransferCaseofLow-speedEngineeringVehiclesDriveSystemABSTRACTThedesignoftransfercaseisinviewoftheneedsofengineeringpractice,thedesignofinstitutionscanmakethevehiclesinthebadenvironmentworkthroughthepowerdistributionachievedbytwo-wheeldrivetofour-wheeldriveconversion.Throughthepower-inputoftransfercase,thepowerisdistributedranganaxialfrommultiaxialaxialduetotheconnectionandmeshofthegear,slidinggears,dialingthefork,spline,shaft,bearing.Intheprocessofdesign,tobegin with,identifyaseriesoftransmissionscheme,comparedwiththeseandchoosethebestone.Thendeterminethetransmissionpartsandthelocalizationofparts,checkacharmandselectstandardspartsandmadeatestinordertomakeitsatisfytherequirementsofcertainintensityandrigidity,andconsidercertain economic. Finally,the parts should be assembledwith cabinet,combinedwiththeaxistransmissionspeedtomakesurethelubricationdeviceandwayandthedeviceandpositionofrefueling,oiloutletandtestingoiltoensurethesmoothnessandgoodoftransmission.Asforthedesign,Imeetmanydifficulties,withthehelpofthehardguidanceofteacherandreferringtotherelevantbooksmaterial,theeffectstillisquitesatisfied,itcanrealizethetherequestoflowervehiclesandhavecertaineconomicbenefits.KEYWORDS: thedesignoftransfercase,gear,shaft,assemble.II洛阳理工学院毕业设计(论文)目录\l“_TOC_250017“前言 1\l“_TOC_250016“第1章绪论 2\l“_TOC_250015“分动箱 2分动箱简介 2分动箱的构造与原理 2分动箱类型 2\l“_TOC_250014“第2章分动箱传动方案确实定 5\l“_TOC_250013“分动箱的设计 5分动箱的设计要求 5分动箱的构造分析 5\l“_TOC_250012“分动箱传动系统的要求 6传动要求 62.2.1 技术要求 6\l“_TOC_250011“第3章分动箱零件设计计算 7\l“_TOC_250010“分动箱主要参数的选择 7档数和传动比 7各轴输入转矩和功率 8齿轮的设计 10其它齿轮的设计 14\l“_TOC_250009“轴的设计计算与校核 15轴的设计形式及失效准则 15轴的设计计算 15轴承的选择与校核 20花键的选取与校核 24分动箱拨叉得设计 27\l“_TOC_250008“第4章分动箱箱体设计 28\l“_TOC_250007“箱体材料与毛坯种类 28箱体的材料 28III洛阳理工学院毕业设计(论文)4.1.2 箱体的毛坯种类 28\l“_TOC_250006“箱体的主要构造尺寸计算 28\l“_TOC_250005“第5章分动箱的装配 30\l“_TOC_250004“分动箱装配的意义 30分动箱的装配挨次 30分动箱的拆装 30\l“_TOC_250003“分动箱总成装配应留意的问题 31\l“_TOC_250002“结论 32\l“_TOC_250001“谢辞 33\l“_TOC_250000“参考文献 34IV洛阳理工学院毕业设计(论文)前言分动箱是四轮驱动汽车传动系中的一个重要装置，它的主要作用是把变速箱传来的动力安排给前后驱动轮。由于四轮驱动在汽车中的普及，国内外对四轮驱动的分动箱的争论越来越重视，美国、日本等国相继开发出直接连接式分动箱、液压多片离合箱式分动箱、中间差速箱锁死方式分动箱、中间差速箱差动限制方式分动灵敏化、高性能化，从而实现汽车在恶劣环境下的良好运行，开发出纯机械传统分时四驱动分动箱和超选四驱分动箱。鉴于工程实际的需要，设计出一套能适用于低速车辆传动系统的分动箱，从而使它能更好的效劳于汽车，提高汽车的性能，使汽车能够更好的效劳于社会。我选择了这个课题，期望通过对它的争论能够设计出一种构造简洁、高性能、工作牢靠、经济效益好的分动箱，提高我国车辆的性能和实力。争论的根本内容：1.设计一种适用于我国低速工程车辆的传动系统中的分动箱，具有构造简洁、工作牢靠、修理保养便利、制造本钱较低等特2.保证有三组动力输出，两组用于车辆前、后驱动桥的动力输出，一组用于驱动机械绞盘的动力；3.技术性能到达国内同类机型的水平。拟解决的主要问题：1.在恶劣环境下，通过分动箱使汽车由两轮驱动转为四轮驱动，从而保证汽车的正常运行； 2.通过齿轮传动机构、拔叉机构、滑动齿套、凹凸档齿轮滚针座、润滑装置来使分动箱实现空档、低速挡和高速档，从而产生不同的转矩来适应不同条件下的动力要求去驱动前、后驱动桥和机械绞盘；3.通过不同输出转速要求产生与之相适应的转矩 (低速高转矩、高速低转矩)，在满足不同动力驱动的条件下还要满足肯定经济性。4.在设计分动箱的同时，还要考虑与分动箱相连的万向传动箱和输出其相连的元件装置具有肯定的经济性。1洛阳理工学院毕业设计(论文)1章绪论分动箱分动箱简介所谓分动箱，就是将变速器传来的动力进展安排的装置，可以将动力输出到后轴，或者同时输出到前轴和后轴。从这个角度可以看出，分动箱实际上是四驱车上的一个配件。随着四驱技术的进展，分动箱也始终进展着转变，并渐渐形成了风格迥异的分动箱，匹配在不同诉求的四驱车上，它们的根本原理和功能也都是各不一样的。分动箱的构造与原理分动箱的输入轴与变速箱的其次轴相连，输出轴有两个或两个以上，通过万向传装置分别与各驱动桥相连。分动箱内除了具有凹凸两档及相应的换档机构外，还有前桥接合套及相应的掌握机构。当越野车在良好路面上行驶时，只需后轮驱动，可以用操纵手柄掌握前桥接合套，切断前驱动桥输出轴的动力。分动箱的工作要求：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。分动箱类型从构造和功能来看，分动箱有以下两类：传统分时四驱的分动箱——纯机械分时四驱汽车就是寻常可以为两驱车，越野路况转为四驱的汽车。分时四驱分动箱是一种纯机械的装置。这种构造的分动箱在挂上4时候，前后轴是钢性连接，可以实现前后动力50：50辆的通过性格外有利。另外由于它的纯机械构造，牢靠性很高，这对于经常在缺少救援的荒野行驶的车型是至关重要的。即使到现在，仍旧有大量2洛阳理工学院毕业设计(论文)的硬派越野车承受这种分动箱。 在此类车型的分动箱挡把上，我们会看到2H、4H、N、和4L的切换挡位。当挂2H时，此类车型就是一台后驱车，发动机的动力经过变速箱以后，通过一根传动轴直接连接到后轴上。而分动箱的作用，就是在变速箱上，再引出一根输出端，并通过静音链条，将动力传递到前轴的输出轴。固然，这并不是直接连接的，否则就无法切换 4原理类似于变速箱的一轴和二轴。切换时，扳动分动箱的挡把，通过拨叉将动力与前传动轴接通和断开。与现在主流的带同步器的变速箱不同，这个部位的切换是没有同步器的，它需要转速与轮速的完全匹配。这就是这种分动箱的根本原理。但实际状况并不会这么简洁，为了提高通过性能，这类分动箱还会有一个加力挡，也就是挡把上的轮，当挂上这个齿轮时，能供给比日常驾驶高很多的主传动比。我们觉察，当我们需要挂轴分开，而挂上4L是没有同步器的。知道了这个原理，我们再来看看此类分动箱各个模式的操作特性。熟悉传统越野车的车友都知道，这种分动箱，在 2H和4H之间切换时，不需要停车，一般可以在80公里/小时的时速下自由切换。而切换到2L时，则必需停车切换，否则根本挂不进去，这是为什么呢？与发动机转速完全匹配。而此时只要车轮没有打滑，前轮与后轮的轮速是一样的，因此在2H与4H之间切换时，发动机转速与前输出轴的转速是匹配的，即使没有同步器，也完全可以进展切换。因此在2H4H间切换，完全可以在行车中进展，不需要停车切换。但到了4L模式的转换时，状况就完全不同了。从4H切换到4L模式，需要先将分动箱切换为N与每个车轮都断开，发动机转为怠速工况。此时假设挂4L，车轮的轮速与发动机的转速会很难匹配，相当于一台不带同步器的车行驶过程中想挂一挡，这明显是很难的。3洛阳理工学院毕业设计(论文)这种分动箱前后轴之间是没有差速器的，因此在附着力高的大路上驾驶只能挂2H，4设计。因此承受这种分动箱的四驱车一般都是硬派越野车，它在非铺装路面路很厉害，但在大路上则表现平平。早期的分时四驱，是完全靠手动切换的，进展到后来，消灭了电动切换的分时四驱，它的根本原理与手动切换的分时四驱是一样的，只不过全部的切换是通过电机来完成罢了。超选四驱分动箱这个称呼是三菱的，始终以来也被看做是三菱的看家技术。从分动箱的挡把看，它更像是传统的分时四驱系统，所不同的是，它是具备中心差速器的。当挂上路上实现大路四驱的功能。而它供给的4HLC4LLC差速锁的四驱模式，在这个时候，它与分时四驱的4H4L样的。之所以三菱称之为超选，实际上是由于它比全部的四驱系统可选择的范围都要多。一般的全时四驱车，只能选择四驱行驶，在不需要四驱的时候，这样的方式明显不经济；而适时四驱虽然可以实现两驱，但在四驱的时候无法到达真正的全时四驱的性能；分时四驱就不用说了，它完全不能实现大路四驱驾驶。而全部这些，超选四驱都能选择—想经济性好，就挂2H，想大路全时四驱就挂上4H，想到达与传统分时四驱一样的通过性，4HLC4LLC4洛阳理工学院毕业设计(论文)2章分动箱传动方案确实定分动箱的设计分动箱的设计要求本课题对所设计的分动箱有以下技术指标要求，见表 2-1：输入转速〔r/min输入转速〔r/min〕 输入转矩〔Nm〕输出转速〔r/min〕184340 165027058550010029753711080510545117818003121965除此之外，用于驱动绞盘的转速和转矩分别与分动箱输入参数一样。分动箱的构造分析依据分动箱的设计要求，对于从变速箱输入的一种转速，要求经过分动箱有两种不同的转速，除此之外，还要求驱动绞盘的输出转速与输入轴的参数一样。经过分析，可以通过设计四根轴，其中输入轴一方面与驱动绞盘轴在拨叉的作用下实现结合与分别，另一方面通过中间轴和滑移齿轮的连接和滑移实现输出轴的低速与高速，在一系列的齿轮、轴、拨叉的作用下实现和满足设计要求。鉴于轴的强度、刚度和载荷方面考虑，承受花键进展轴与齿轮的连接。在轴的设计过程中，要考虑轴上零件的定位和满足肯定的强度和刚度要求，还要考虑密封性和防尘性以及润滑性。此外，还要合理选取轴上的零件和润滑装置，考虑箱体构造的工艺性和经济性。总之，在满足要求的状况下，使所设计的分动箱具有构造简洁、工作牢靠、5洛阳理工学院毕业设计(论文)修理保养便利、制造本钱较低廉等特点，同时技术性能到达国内同类机械的水平。鉴于以上构造的设计的与分析，分动器的构造简图设计如下：Z2Z2Z3Z1Z41Z10Z5Z9Z8Z7Z62-1分动箱构造简图Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z101分动箱传动系统的要求传动要求在传动过程中要保证传动紧凑、牢靠；在传动过程中要削减系统的震惊和噪音；对于传动系统，要保证传动零件的传动稳定性和其寿命。技术要求保证装配的严密性，使传动平稳和牢靠；要承受合理的润滑设配和装置，削减零件的摩擦和温升，从而提高分动箱的寿命。6洛阳理工学院毕业设计〔论文〕3章分动箱零件设计计算分动箱主要参数的选择档数和传动比依据分动箱的设计要求和构造分析可得，分动箱通过输入轴、齿轮、滑移齿轮、花键、滚针、滚针座的连接和结合，实现了空档、低速档、高速档三个档位，从而满足不用状况下的动力要求。因此，分动箱的设计共有三个档位，即空档、低速档和高速档。传动比的选择各级传动比方何取值，是设计中的一个重要问题。安排传动比时通常考虑以下几个方面：各级传动机构的传动比应在推举的范围内，不应超过最大值，以利发挥其性能，并使构造紧凑；应使各级传动的构造尺寸协调、均匀；应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻；在分动箱设计中应使各级大齿轮直径相近，以使大齿轮有相接近的浸油深度；应避开各传动零件之间发生干预碰撞。由分动箱的技术指标要求及档数得，当输入转速为 n1

340r/min 时，n1

184r/min n5

371r/minn 500r/min，对应的输出转速应为n2

270r/minn6

545r/min；当输入n3

108/min n3

和n 1087r/min；当输入转速为n7

1800r/min 时，对应的输出转速应为n 975r/minn4

1965r/min。因此，由以上分析得凹凸档的传动比方下：当输入转速为n1

340r/min时，高档 i3400.9163717洛阳理工学院毕业设计〔论文〕低档 i当输入转速为n 500r/min时，2高档 i低档 i

3401841.8485005450.9175002701.852当输入转速为n3

1080r/min时，i1080高档 0.9171178低档 i10801.846585当输入转速为n 1800r/min时，4高档 i18000.9161965低档 i18001.846975另外，空挡时通过滚针座上的滚针与齿轮的空套实现的。各轴输入转矩和功率各轴的功率3-1P Tn 〔3-1〕9550式中P轴的输入功率，KW；T-轴的输入转矩，Nm；n-轴的输入转速，r/min;(1)340r/min1650Nm3-1得：P165034058.74KW1 95508洛阳理工学院毕业设计〔论文〕(2)因圆柱齿轮的传动效率0.980.96~0.98，取0.97，一对滚动轴承的效率为0.98~0.995，取0.98，取由式3-2计算输入功率，即式中P1

P2KW;

P (3-2)1P下级轴的功率，KW；2传动效率；3-2

p 58.740.970.9855.84KW2p 55.840.970.9853.08KW3由于绞盘输出轴与输入轴通过滑移齿轮连接，因此 P4

55.84KW。各轴的转矩由于圆柱齿轮传动的高档和低档介于 0.916~1.852 间，因此取主动长啮合齿轮的传动比为1.5。由公式3-3进展计算，即ni 1 〔3-3〕nn2式中n1

上一级轴转速，r/min;n r/min23-3340n2 1.5

227 r/min3-1

955055.84T2 227

2349Nm3T3

955053.08371955053.08184

1366Nm2755Nm同理可用一样的方法算的输入速度为 500r/min1080r/min1800r/min时对应的功率和转矩。不同转速对应下的功率和转矩如下表：9洛阳理工学院毕业设计〔论文〕功率转矩输入功率转矩输入输入轴中间轴输出轴输入轴中间轴输出轴转速〔KW〕(KW)(KW)(Nm)(Nm)(Nm)34058.7455.8453.08165023491366〔2755〕50052.4649.8747.7110021429831(1677)108057.6754.8352.12510727422(851)180058.8155.9053520)齿轮的设计齿轮的失效形式及缘由齿轮的失效形式分三种：轮齿折断、齿面疲乏剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲乏裂纹，裂纹扩展深度渐渐加大，然后消灭弯曲折断。前者在分动箱中消灭的很少，后者消灭的多。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上升，并导致裂缝扩展，然后齿面表层消灭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抗和倒挡齿轮，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。与其他机械设备使用的分动箱比较，不同用途汽车的分动箱齿轮使用条件仍是相像的。此外，汽车分动箱齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也根本全都。如汽车分动箱齿轮用低碳合金钢制造，承受剃齿或齿轮精加工，齿轮外表承受渗碳淬炽热处理工艺，齿轮精度不低于7级。齿轮的设计计算：选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数依据传动要求，选用直齿圆柱齿轮传动；10洛阳理工学院毕业设计〔论文〕由于分动箱为一般机构，速度不高，应选用七级精度；材料选择。选择主动常啮合圆柱齿轮的材料为30CrMnTi，硬度58HBC，高档中间齿轮的材料为30CrMnTi，硬度为62HBC，两者材料硬度差为4HBC。4〕Z1Z=1.5X24=36。2齿面接触强度设计3-4进展试算，即

=24d KT11Z 2t12.323d EH

(3-4)式中K,K=1.3;d齿宽系数，取d=1； -接触疲乏强度极限,取由表10-21d 按齿面硬度得小齿轮的H =600MPa; 大齿轮的接触疲乏强度极限 =550MPa;Hlim1 Hlim1Z Z12E 12

189.8MPa ；N-应力循环次数,N1

60n1

jL=60x960x1x(2x8x300x15)h=4.147x10

9,N2

4.174x1091.5

1.296109；K -接触疲乏寿命系数,取K 0.90,K 0.95；HN HN2取失效概率为1，安全系数S=1，得 K HN1 lim1H1 S

0.9600MPa540MPa H2

K HN1S

lim1

0.95550MPa522.5MPaHd KT11

ZE2

4.2189.82t12.323

d

2.323

( )mm116.396mm1 3.2522.511洛阳理工学院毕业设计〔论文〕1〕计算圆周速度。 t11 601000

65.396960601000

3.29m/s计算齿宽b。

bdd 132mm32mmt1计算齿宽与齿高之比。dmt1z1

116.3964.86mm24h2.25m2.25511.25mm4〕计算载荷系数。依据V=3.29m/s.7 级精度，查的动载系数K 1.12；直齿轮，K K 1;H F查的使用系数K 1;A用插值法查的7级精度、齿轮相对支承非对称布置时，KH1.423。KF1.35故载荷系数KK KK K 112142594A H H31.5941.331.5941.3d d1 t1

116.396

120mm3KKt6〕3KKt

md1120mm5mm

Z 2413-2得弯曲强度的计算公式为2KT Y3Z2KT Y3Z2d 11( YSaFa)F式中K-载荷系数, KK KK KA F F

11.1211.301.512; -弯曲疲乏许用应力,查得主动常啮合齿轮得弯曲疲乏 强度极限F 380MPa;大齿轮的弯曲强度极限 380MPa;取弯曲疲乏寿FE1 FE2命系数K 0.85；K 0.88;取弯曲疲乏安全系数S=1.4，得FN1 FN212洛阳理工学院毕业设计〔论文〕 F1

K FN1S

FE1

0.855001.4

303.57MPa K

0.88380 FN2 F2 S

238.86MPa1.4Y YFa

1.58,YFa2

1.764；Y YY YSa Sa1

1.58,YSa2

Fa F

Y Y 2.651.58 Y Y 2.2261.76411

.01379 a2a2 0.01644 303.57F

238.86F的数值大。3-5代入数据得：2KT Y YSa3Z22KT Y YSa3Z2d 11( Fa )F321.5129.9481040.01644mm12424.75mm比照计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的模数 强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决与弯曲强度所打算的承载力量，而齿面接触疲乏强度所打算的承载力量，仅与齿轮直径有关，可1取由弯曲强度得的模数并近似圆整为标准值 的分度圆直径d 120mm，算得主动常啮合齿轮齿数1dZ 1241 mZ 1.524362这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲乏强度，又满足了齿根弯曲疲乏强度，并做到构造紧凑，避开铺张。几何尺寸计算计算分度圆直径d Z1 1

m245120mm

d Z2

m365180mm2d d 120180a1 2 150mm2 213洛阳理工学院毕业设计〔论文〕齿轮宽度取主动常啮合齿轮的宽度为32mm，大齿轮的宽度为32mm。其它齿轮的设计依据以上一对齿轮的设计，我们可以承受一样的方法对其它齿轮依据齿面接触疲乏强度和齿根弯曲强度进展设计与计算。经过设计与计算，其它齿轮的几何参数如下表：参数齿数模数压力角参数齿数模数压力角分度圆直径齿宽名称名名主动常啮合齿轮2452012032输入轴齿轮224208811绞盘啮合齿轮224208814低档中间齿轮2652013038低档从动齿轮53252016038低档从动齿轮63042012015凹凸档轮毂3042012043滑动齿套3042012043高档从动齿轮2252011032高档中间齿轮3652018032由上表得：输入轴和输出轴的中心距a

d d1 2

1201802

150mm中间轴和输出轴的中心距a

d d2 2

1801102

145mm由以上表可得主动常啮合齿轮与高档中间齿轮的传动比为 1.5；输入轴齿轮与绞盘啮合齿轮的传动比为 1；高档中间齿轮与高档从动齿轮的传动比为1.6；低档中间齿轮与低档从动齿轮的传动比为 1.2；凹凸档轮毂与滑移齿轮的传动比为1。14

洛阳理工学院毕业设计〔论文〕轴的设计形式及失效准则主要有因疲乏强度缺乏而产生的疲乏簖裂、因静强度缺乏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：依据轴的工作条件、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。依据轴的受力状况、轴上零件的安装位置、协作尺寸及定位方式、轴的加工方法等具体要求，确定轴的合理构造外形及尺寸，即进展轴的结构设计。轴的强度计算或校核。对受力大的瘦长轴〔如蜗杆轴〕和对刚度要求高的轴，还要进展刚度计算。在对高速工作下的轴，因有共振危急，故应进展振动稳定性计算。轴的设计计算输出轴的设计计算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高轴径的耐磨性以及凹凸温、腐蚀等条件下工作的轴，可承受合金钢。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进展各种热处理或化学处理，以及外表强化处理。综上，从动轴同样选用45钢，查手册得

=25～45MPa。T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，可以无视不计。转动零件的各外表都经过机械加工，零件几何外形都是对称的，高速旋转时对轴产生的不平衡力矩较小，产生的弯矩可无视不计。故轴的强度按转矩进展计算。轴的设计计算求输出轴上的功率、转速和转矩假设取每级齿轮传动的效率0.97，有PP23

53.08KW15洛阳理工学院毕业设计〔论文〕PT 955000032755Nm3 n3求作用在大齿轮上的力因高档从动齿轮的分度圆直径为d 225110mm32TF 3t d3F

21366 24836N110103F t 26430Nn cosFFr t

tan24836tan209039N初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45号钢，调质处理。由式3T3Tmaxd Kmin

〔3-6〕式中K-阅历系数，范围为4.0~4.64.6Tmax

输入的转矩，520Nm。3-6d 4.6383143mmmin输出轴的最小直径明显是安装连接盘处轴的直径，由连接盘的尺寸得d=48mm,L=43mm。由于半连接盘左端用圆螺母进展定位，且圆螺母选用 M24X1.5，因此轴的左端直径为d=24mm,长度L=28mm。轴的构造设计〔1)拟定轴上零件的装配方案零件的装配方案见80-38-001.〔2)依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。由于轴承同时受有径向力和轴向力的作用。应选用单列圆柱轴承。参考工作要求并依据连接盘处轴径 d=48mm, 由轴承产品名目中选取0根本游隙组、标准精度级的单列圆柱滚子轴承 32311，其根本尺寸为d×D×T=55X120X31.5,故轴承处直径d=55mm,L=30mm。16洛阳理工学院毕业设计〔论文〕轴承右端承受轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d，取h=5mm,考虑到凹凸档从动齿轮的宽度及滑移齿轮的宽度，因此与齿轮啮合的轴的直径d=65mm，L=169mm。由于低档从动齿轮右端的轴承及连接盘的构造与左端一样， 因此相应的轴的直径和长度也一样。〔3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位承受花键联接，查手册的尺寸为 =8,键槽用键槽铣刀加工，长为169mm。齿轮与花键的协作为H7/n6=8X42X48X8，键槽用键槽铣刀加工长为 的协作为H9/f9。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡协作来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。轴的左端和右端分别承受挡圈、锁紧螺母进展连接。确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径见以下图；

3-2输出轴构造设计简图对于轴的强度校核计算时，应依据轴的具体受载及应力状况，实行相17洛阳理工学院毕业设计〔论文〕应的计算方法，并恰当的选取许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭转强度进展计算；对于只受弯矩的轴，应按弯曲条件进展计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴，应按弯扭合成强度条件进展计算，需要时还应按疲乏强度条件进展准确校核。由T 2755Nm,F3

24836N,Fr

9039N画出轴的受力图并进展计算如下：3-3输出轴受力图其弯矩和扭矩图如下：18洛阳理工学院毕业设计〔论文〕3-4输出轴弯矩图综合考虑，高档中间齿轮和高档从动齿轮挠度最大，最危急，因此校核高档中间齿轮和高档从动齿轮。求水平面内支反力R 、R 和弯矩M 、MHA HB HC HDR +R +FHA HB t2

=Ft12FL+Rt21 HB

LF t12

L2由以上两式可得RHA

=-4558.33N，RHB

=13692.32N，M =-131621.78Nmm，MHC

=354288.78Nmm。HD求垂直面内支反力R 、RVA VB

和弯矩M 、MVC VDR +RVA VB

=F +Fr2 r12FLr2 1

F r12

LR L2 VB由以上两式可得RVA

=2206.16N,RVB

=5896.61N,M

=152574.78N.mm，M

=63702.87Nmm,MVD

=223021.10Nmm。按第三强度理论得：M2HCM2 M2HCM2 T2VC右3C19洛阳理工学院毕业设计〔论文〕M2HDM2 M2HDM2 T2VD3D 32M41.18MPa400MPac 32M37.66MPa400MPaD因此该输出轴安全。2.输入轴的设计及输出轴的设计参照输出轴的设计，承受一样的方法可以设计出输入轴和中间轴，并校核其强度使满足要求。轴承的选择与校核几种轴承的特点：圆锥滚子轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向 载荷〔30000 型以径向为主，30000B 型以轴向载荷为主〕。内外圈可以分别，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装。深沟球轴承：主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜量8~16极限转速高，构造简洁，价格廉价，应用最广泛。但承受冲击载荷力量较差，适用于高速场合。角接触球轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷，公称接触角 α有15°、25°、40°三种，α越大，轴向承载力量也越大。由于一个轴承只能承受单向的轴向力，因而，一般成对使用，对称安装。适用于转速较高，同时承受径向和轴向载荷场合。滚针轴承径向尺寸紧凑切承载力量很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的20洛阳理工学院毕业设计〔论文〕装置中。类型的选择选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，下面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因数：轴承的载荷轴承所受载荷的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。依据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。依据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的构造，分别担当径向载荷和轴向载荷。轴承的转速在一般转速下，转速的凹凸对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。在内径一样的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载力量达不到要求时，可考虑承受宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。保持架的材料与构造对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，假设轴向载荷不十21洛阳理工学院毕业设计〔论文〕分大时，可以承受角接触球轴承承受纯轴向力。假设工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。假设工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。轴承的调心性能轴承的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外轴线发生倾斜。这时，应承受肯定调心性的调心球轴承或调心滚子轴承。轴承的安装和拆卸便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为角接触球轴承。此轴承可以承受径向载荷和轴向载荷，为便于第一轴的拆装，通常后轴承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆的直径大；由于本次设计中间轴承受固定式中间轴，所以承受圆柱滚子轴承；分动箱第三轴承受圆柱滚子轴承。圆柱滚子轴承初选代号为32310GB/T292-1994(第一轴前端轴承)，32310GB/T292-1994〔其次轴后端轴承〕。中间轴圆柱滚子轴承校核滚动轴承的选择：依据载荷及速度状况，拟定选用圆柱滚子轴承。由输出轴的机构设计，依据d 55mm，选取NJ311。其额定动载荷C=128KN，额定静载荷22 rC=89KN.0滚动轴承的校核：轴承的受力图如图3-422洛阳理工学院毕业设计〔论文〕〔1〕纵向载荷F：r

3-4依据轴的分析，可知：F

Fr1vFFr1HF

7347N1692N20388N4448N734727347216922F r2当量动载荷P：

20867NPFr r

,因为F F 因此r1 r2PFr

20867验算轴承寿命：轴承预期寿命为5000小时。23洛阳理工学院毕业设计〔论文〕3-7106 fCL ( t ) (3-7)式中Lh

h 60n Ph;n-r/min;f温度系数，取0.90tP-N；指数，对于球轴承，3；对于滚子轴承，10。33-7106 fC 106 0.9012800010L ( t ) ( )3

5083.37h5000hh 60n P 60975 20867因此该轴承满足寿命要求。输入轴和输出轴轴承的校核依据以上的设计，承受近似一样的方法可以对输入轴和中间轴的轴承进展校核，使其满足肯定的寿命要求。最终所得轴承的尺寸如下表 3-3：工程类型输入轴深沟球轴承工程类型输入轴深沟球轴承中间轴圆柱滚子轴承输出轴dDB)6013031(6312)6011022(6212)4510025(6309)5011027(NJ310)5512029(NJ311)花键的选取与校核轴上花键的设计选取分动箱轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍承受的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有很多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载力量24洛阳理工学院毕业设计〔论文〕强，易自动定心，安装精度高。一样外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于承受冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。分动箱的花键尺寸可以依据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的承受而选用小模数和大压力角〔30°45°L不应低于工作直径的1.2滑动件工作不稳定。花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。当承受标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力。 2M 〔MPa〕 〔3-8〕jy KZRLd2式中iy-齿侧面所受的挤压应力，MPa ；M-传递转矩〔按发动机最大转矩计算〕，Nmm；L-键的工作长度，mm；d2-键的平均工作直径〔工作齿高中部处直径〕mm；K-转矩在花键上安排不均匀系数，一般取 K>0.75；Z-花键齿数。许用挤压应力度符合要求。花键协作选择：

按机械设计手册推举，当jy

jy

时，认为挤压强第一轴上连接盘与轴、齿轮与轴相配之花键，承受矩形花键者，外径定心，外径外表磨削。承受渐开线花键者，齿侧面定心，滑动协作。其次轴上中间轴与齿轮的花键，协作较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多承受大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般承受中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。第三轴输出轴花键用矩形花键者外径协作，用渐开线花键者齿侧面定心。当承受滑动齿轮挂档时，花键协作应保证滑动自如。中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键〔矩形或半圆键〕或双键〔对分双键〕与齿轮和轴紧协作联接，也可承受过盈协作连接。25洛阳理工学院毕业设计〔论文〕因此输入轴与连接盘连接选用836427的矩形花键，输入轴与主动常啮合齿轮连接承受842488的矩形花键；绞盘输出轴与滑移齿轮选用846549的矩形花键，与连接盘的连接承受 836427；中间轴与齿轮的结合承受8546210的矩形花键；输出轴与齿轮、滚针座的连接承受8566510的矩形花键，其与连接盘的连接承受 842488的矩形花键。轴上花键的校核矩形花键定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消退热处理引起的变形，简洁加工，应用广泛。而渐开线花键工艺性较好，制造精度较高，传递转矩较大，但定位性没矩形花键稳定。综合考虑，由于花键传递载荷较小，本次设计应选用矩形花键。花键联接传递扭矩时，对于承受常见的材料组合和按标准选取尺寸的一般花键联接〔静联接〕，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严峻过载，一般不会消灭键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进展强度校核计算。假定载荷在平键上的工作面均匀分布，一般花键联接的强度条件为 2T103p zhld

〔3-9〕TTe

mi 〔3-10〕式中T-Nm；T轴的扭矩，Nm;eη-分动箱传动效率，取0.96；i-分动箱传动比；ψ-载荷安排不均匀系数，与齿数多少有关，取 ψ=0.7—0.8，齿数多时取偏小值；z-花键的齿数；l-键的工作长度，单位为mm；h-花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d)/2-2C,D为外花d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位mm；dm-dm=〔D+d〕/2，单位mm；26洛阳理工学院毕业设计〔论文〕[ ]-键、轴、毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为 MPa 。p输入轴与齿轮处花键由输入轴转矩T,取ψ=0.78;z=8;l=60;D=48;d=42;C=0.3; i=1.5;代入上式，得：Qp=27MP< =140MPp满足强度要求。中间轴与滑移齿轮处花键由输入轴转矩T,取ψ=0.72;z=8；l=175;D=62;d=54;C=0.3; i=1.6;2Qp=71.58MP< =140MPp满足强度要求。对于其它的花键，可实行一样的方法进展校核并推断是否满足要求。经过校核，上述选用的花键满足要求。分动箱拨叉得设计拨叉主要应用于操纵机构中，可以通过转变滑移齿轮的位置使其与其它齿轮的啮合和分别来实现变速，也可用于用于掌握离合器的啮合和断开来掌握机器的运转。鉴于拨叉的用途。它被广泛用于汽车变速、车床及其它机床的变速和掌握中，在机械中占有很重要的地位。通过对拨叉原理的了解，对于本次设计，要设计一种拨叉，它一方面通过螺钉与拨叉轴连接，另一方面与滑移齿轮进展连接，通过拨叉的移动，实现滑移齿轮的啮合与分别，从而实现输入轴与绞盘轴的连接，进而将动力输出去驱动绞盘；同时，通过拨叉使滑移齿轮与不同的齿轮进展结合，实现变速，从而使汽车在不同的环境下有不同的输出转速，以满足使用要求。通过对分动箱运动分析，参考车辆中拨叉的机构，设计的拨叉如以下图：27洛阳理工学院毕业设计〔论文〕4章分动箱箱体设计箱体材料与毛坯种类箱体的材料箱体的材料选取时，要考虑其工艺性和经济性，合理的选择箱体的材料。对于一般机器的箱体，一般选择 取HT200，在满足工艺性的要求下，具有肯定的经济性。另外，对于加强筋，可以考虑承受焊接的方法。箱体的毛坯种类由于铸造箱体的刚性好，得到的外形美观，灰铸铁铸造的箱体还易于切削，吸取震惊和消退噪音的优点，可承受铸造工艺以获得毛坯。箱体的主要构造尺寸计算箱体的主要构造尺寸的计算如表 5-1所示。5-1名 称箱座壁厚

符号 减速器型式及构造尺寸 0.25a38,取10箱盖壁厚箱体凸缘厚度

1b、b、b

0.25a38，取10b1.515、箱盖1 2b1.515b1 2

箱座加强筋厚度

m m0.858.5箱盖加强筋厚度 m1

m 1

7.23地脚螺钉直径

d d 0.036a1214.7取M16f f地脚螺钉数目 n轴承旁连接螺栓直径 d1箱盖、箱连接螺栓直径 d2

a250,n41 d 0.75d取1 2 d .d .1.33.66,2 28洛阳理工学院毕业设计〔论文〕轴承该螺钉直径、数目d3 轴承该螺钉直径、数目d3 nd38，n4表99轴承盖外径D1D1255)d D轴承外径观看孔盖螺钉直径箱盖箱座连接螺栓直径d4d2f;d d 31334 fd2(0.50.6)df取M8依据以上数据，确定箱体构造和尺寸，并画出箱座和箱盖的零件图。29洛阳理工学院毕业设计〔论文〕5章分动箱的装配分动箱装配的意义经过一系列的计算设计校核，在选择适宜的零件后要对各零件部件进展装配，使之成为性能良好、满足设计要求和使用性能的机器。在装配中，除了要满足肯定的精度要求外，还要满足肯定的装配挨次，使其装配和拆装便利，削减不