礦用半掛車分動器設計【含9張CAD圖紙+PDF圖】,含9張CAD圖紙+PDF圖,半掛車,分動器,設計,CAD,圖紙,PDF 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：礦用半掛車分動器設計 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 2013年5月 礦用半掛車分動器設計 摘 要 本設計主要了解礦用半掛車，以及礦用半掛車的載重，常見礦用半掛車的分動器基本原理和基本結構的型式,礦用半掛車屬于非公路運輸用的重型和超重型自卸掛車主要承擔大型礦山、工程等運輸任務，工程方面，比一般載重車更耐用，工作環(huán)境惡劣、負載重、勞動強度高。分動器的功用就是將分動器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩。分動器也是一個齒輪傳動系統，它單獨固定在車架上，其輸入軸與分動器的輸出軸用萬向傳動裝置連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經萬向傳動裝置與各驅動橋相連。本設計主要說明了分動器的設計計算過程。設計部分較詳細的敘述了分動器的設計過程，選擇結構方案、主要參數、齒輪設計、軸設計、計算校核、其他結構部件的設計。 關鍵詞：礦用半掛車分動器；齒輪；軸 V 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 目 錄 1緒論…………………………………………………………………………………1 1.1概述.....................................................................................................................…1 1.2分動器簡介..................…..…………………………………………………….....1 1.2.1帶軸間差速器的分動器…………....................................................................1 1.2.2不帶軸間差速器的分動器…………................................................................2 1.2.3裝有超越離合器的分動器…………................................................................2 1.3分動器的構造及原理....................................................................................…2 1.4分動器的輪型..................…..………………………………..……………...…....2 1.4.1分時四驅............................................................................................................2 1.4.2全時四驅............................................................................................................2 1.4.3適時驅動............................................................................................................3 1.5分動器結構方案的選擇.........................................................................................3 1.6完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫）…..……………………...5 1.7畢業(yè)設計的工作量要求…..………………………………...……………………5 2分動器主要參數的選擇………………………………………………………6 2.1檔數及傳動比……………………………………………………………………6 2.2中心距.................…………………………………………………………… …7 2.3齒輪參數.................…………………………………………………… ……7 2.3.1齒輪模數...........................................................................................................7 2.3.2齒形、壓力角、螺旋角β和齒寬................................. .............................8 2.4高低檔傳動比及其齒數的確定……… ………………………………………9 2.4.1確定抵擋齒輪的齒數........................................................................................9 2.4.2確定高擋齒輪的齒數........................................................................................9 3分動器齒輪強度計算及材料選擇…………………………………………11 3.1齒輪失效形式與原因…………………………………………………………11 3.2齒輪強度計算與校核…………………………………………………………11 3.2.1斜齒輪彎曲應力..............................................................................................11 3.2.2齒輪接觸應力..................................................................................................12 4軸的計算與校核………………………………………………………………14 4.1軸的失效形式及設計準則……………………………………………………14 4.2軸的計算..............……………………………………………………………14 4.2.1輸入軸的初選及校核......................................................................................14 4.2.2輸出軸的初選及校核......................................................................................15 4.3分動器軸承的選擇………………………………………………...............……15 4.3.1軸的結構設計..................................................................................................15 4.4鍵的計算...............................................................................................................18 5同步器……………………………………………………………………………20 5.1同步器的結構類型…………………………………………………………20 5.2鎖環(huán)式同步器的工作原理……………………………………………………20 5.3慣性鎖止式同步器的主要結構參數…………………………………………22 5.3.1摩擦錐面的半錐角和摩擦系數f………………………………………....22 5.3.2摩擦錐面的平均半徑和同步錐環(huán)的鏡像厚度.....................................22 5.3.3摩擦錐面的工作面寬..................................................................................22 5.3.4鎖止角β...........................................................................................................23 5.3.5同步時間與軸向推力.............................................................................23 5.3.6同步器摩擦副的材料......................................................................................23 6工藝分析................................................................................................................24 6.1殼體加工工藝.......................................................................................................24 6.2撥叉加工工藝.......................................................................................................25 6.3齒輪加工工藝.......................................................................................................25 6.4軸的加工工藝.......................................................................................................25 6.5總成的裝配...........................................................................................................26 7總結…………………………………………………………………......…………28 參考文獻………………………………………………………………………...…29 致謝……………………………………………………………………………….....30 畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明…………………………………………….....31 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明………………………………………………….....….32 1 緒論 1 緒論 1.1概述 本課題主要研究礦用半掛車分動器設計，在多軸驅動的汽車上，為了將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，通常裝有分動器。礦用半掛車的牽引車是在礦車底盤基礎上改進設計的雙后橋驅動結構，針對橋驅動結構設計中的關鍵設備—專用分動器，通過分析雙后橋驅動原理以及分動器的原理和功能，根據動力分配、底盤結構、傳遞扭矩及傳動方式的要求，確定出分動器的設計方案和整體結構特點[1]。在近百年中，汽車設計技術也經歷了由經驗設計發(fā)展到以科學實驗和技術分析為基礎的設計階段。課題設計的目的礦用半掛車有更好的前景，汽車分動器的發(fā)展到了第五代產品，第一代的分動器基本上為分體結構，直齒輪傳動，雙換檔軸操作，鑄鐵殼體[2]。第二代分動器雖然也是分體結構，但已改為全斜齒輪傳動，單換檔軸操作，鋁合金殼體。因而，在一定程度上提高了傳動效率 、簡便了換檔、降低了噪音與油耗。第三代分動器在上代的基礎上增加了同步器，使四輪驅動系統具備汽車在行進中換檔的功能。第四代分動器的重大變化在于采用了連體結構以及行星齒輪加鏈傳動，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動效率和性能。1996年6月北京先后舉辦了兩個國際汽車展覽會, 眾多國內外廠商展出多臺汽車分動器, 其中國外展臺展出的型分動器的一個結構上的特點是前輸出軸傳導系統皆采用低噪聲的多排鏈條傳動。本課題設計使我們更加了解礦用半掛車分動器設計[3]。 1.2分動器簡介 裝于多橋驅動礦車的變速器后，用于傳遞和分配動力至各驅動橋，兼作副變速器之用。常設兩個檔，低檔又稱為加力檔。為了不使后驅動橋超載常設聯鎖機構，使只有結合前驅動橋以后才能掛上加力檔，并用于克服礦車在壞路面上和無路地區(qū)的較大行程阻力及獲得最低穩(wěn)定車速（在發(fā)動機最大轉矩下一般為2.5～5km/h）。高檔為直接檔或亦為減速檔[4]。 1.2.1帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以不同的轉速旋轉，而轉矩分配則由差速器傳動比決定。據此，可將轉矩按軸荷分配到各驅動橋。裝有這種分動器的礦車，不僅掛加力檔時可使全輪驅動，以克服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動器的高檔時也可使全輪驅動，以充分用附著重量及附著力，提高礦車在好路面上的牽引性能。 27 畢業(yè)設計（論文） 1.2.2不帶軸間差速器的分動器 各輸出軸可以以相同的轉速旋轉，而轉矩分配則與該驅動輪的阻力及其傳動機構的剛度有關。這種結構的分動器在掛低檔時同時將接通前驅動橋；而掛高檔時前驅動橋則一定與傳動系分離，使變?yōu)閺膭訕蛞员苊獍l(fā)生功率循環(huán)并降低礦車在好路面上行駛時的動力消耗及輪胎等的磨損。 1.2.3裝有超越離合器的分動器 利用前后輪的轉速差使當后輪滑轉時自動接上前驅動橋，倒檔時則用另一超越離合器工作。 分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩，是4x4礦用車礦車傳動系中不可缺少的傳動部件，它的前部與礦車變速箱聯接，將其輸出的動力經適當變速后同時傳給礦車的前橋和后橋，此時礦車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。大多數分動器由于要起到降速增矩的作用而比變速箱的負荷大，所以分動器中的常嚙齒輪均為斜齒輪，軸承也采用圓錐滾子軸承支承[5]。 1.3分動器的構造及原理 分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝置分別與各驅動橋相連。 分動器內除了具有高低兩檔及相應的換檔機構外，還有前橋接合套及相應的控制機構。當礦用車在良好路面上行駛時，只需后輪驅動，可以用操縱手柄控制前橋接合套，切斷前驅動橋輸出軸的動力。分動器的工作要求如下： 先接前橋，后掛低速檔；先退出低速檔，再摘下前橋；上述要求可以通過操縱機構加以保證。 1.4分動器類型 1.4.1分時四驅(Part－time 4WD) 這是一種駕駛者可以在兩驅和四驅之間手動選擇的四輪驅動系統，由駕駛員根據路面情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅動或四輪驅動模式，這也是一般礦用車或四驅SUV最常見的驅動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據實際情況來選取驅動模式，比較經濟[6]。 1.4.2全時四驅(Full－time 4WD) 這種傳動系統不需要駕駛人選擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅動模式，行駛時將發(fā)動機輸出扭矩按50：50設定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅動系統具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅系統，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點也很明顯，那就是比較廢油，經濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進[7]。 1.4.3適時驅動(Real－time 4WD) 采用適時驅動系統的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當下情況的驅動模式。在正常的路面，車輛一般會采用后輪驅動的方式。而一旦遇到路面不良或驅動輪打滑的情況，電腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到 四輪驅動狀態(tài)，免除了駕駛人的判斷和手動操作，應用更加簡單。不過，電腦與人腦相比，反應畢竟較慢，而且這樣一來，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂趣[8]。 本設計具體參數如下表所示： 表1.1 分動器設計參數 項 目 參 數 最高時速 171km/h 輪胎型號 235/60 R16 發(fā)動機型號 CVVT 最大扭矩 184/4500 最大功率 104/6000 最高轉速 6000r/min 主減速比 4.625 整車整備質量 2090Kg 1.5分動器結構方案的選擇 分動器的結構形式是多種多樣的，各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件的變化而變化。因此在設計過程中我們應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。 機械式具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。本設計采用的結構方案如圖2-1所示。 一般齒輪式分動器：一般齒輪式分動器驅動前、后橋的兩根輸出軸，在接合前驅動嚙合套時為剛性連接。其缺點是不能保證前、后輪的地面速度相等，在行駛過程中不可避免地要產生功率循環(huán)現象，這將使驅動輪載荷大幅度增加，輪胎及機件磨損加劇，燃油經濟性下降。另外，一般齒輪式分動器分配給前、后橋的轉矩比例不定(隨此兩橋所受附著力的比例而變)。這樣雖然會增加附著條件較好驅動橋的驅動力，但可能使該橋因超載而損壞。 帶軸間差速器的分動器：帶軸間差速器的分動器在前、后輸出軸和之間有一個行星齒輪式軸間差速器。它正好克服了上述缺點，兩根輸出軸可以不同的轉速旋轉，并按一定的比例將轉矩分配給前、后驅動橋，既可使前橋經常處于驅動狀態(tài)，又可保證各車輪運動協調，所以不需另設接離前橋驅動的裝置。特點是 承載能力大、工作平穩(wěn)、噪聲小、壽命長。 1.1帶軸間差速器的分動器 如圖帶軸間差速器的分動器1.1所示（A）(B)所示數字所帶表的意思：1.輸入軸 2.高低擋嚙合套 3.后輸出軸 4.前輸出軸 5.軸間差速器 6.軸間差速鎖。圖（A）（B）在前后輸出軸4和3之間有一個行星輪式軸間差速器5。它克服了一般齒輪式分動器的缺點，兩根輸出軸可以不同的轉速旋轉，并按一定的比例將轉矩分配給前、后驅動橋，即可以使前橋經常處于驅動狀態(tài)，又可保證各車輪運動協調。為了避免打滑時完全喪失驅動力，分動器加軸間差速鎖7，以便在車輪打滑的情況下將分動器的前、后輸出軸鎖為一體，提高通過性。 綜上比較，分動器選擇帶軸間差速器的分動器，選擇（B）所示的結構設計。 1.6完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫） 1～3周：調研并收集資料； 4～6周：確定設計方案和整體結構特點； 7～11周：完成結構設計計算； 12～15周：完成分動器結構設計的總裝配圖； 16～18周：完成論文撰寫，準備答辯。 1.7畢業(yè)設計的工作量要求 畢業(yè)設計論文一篇，不少于10000字； 實驗（時數）或實習（天數）：2周； 圖紙（幅面和張數）：A0圖紙（折合）2張 ； 其他要求：外文翻譯不少于3000字，參考文獻不少于15篇。 2 分動器主要參數的選擇 2 分動器主要參數的選擇 2.1 擋數及傳動比 根據驅動車輪與路面的附著條件，檔數和傳動比 為了增強礦車在不好道路的驅動力，目前，四驅車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設計也采用2個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據礦車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、礦車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 礦車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的分動器低檔傳動比為 （2.1） 式中，----礦車總質量； ----重力加速度； ----道路最大阻力系數； ----驅動輪的滾動半徑； ----發(fā)動機最大轉矩； ----主減速比； ----礦車傳動系的傳 求得的分動器低檔傳動比為： （2.2） 式中，G2----礦車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ----路面的附著系數，計算時取φ=0.5~0.6。 由已知條件： =2090kg； 畢業(yè)設計（論文） =334mm； =184N.m； =4.625 =0.85 根據公式（3-1）可得:=2.05 本設計取高檔傳動比=1.08 2.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定： 式中，K A----中心距系數。對轎車，K A =8.9～9.3；對貨車，K A =8.6～9.6 TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩 TI max=Te max igI η =670.96N﹒m 故可得出初始中心距A=130mm。 2.3齒輪參數 各齒輪副的相對安裝位置，對于整個分動器的結構布置有很大的影響，要考慮到以下幾個方面的要求： 整車總布置，根據整車的總布置，對分動器輸入軸與輸出軸的相對位置和分動器的輪廓形狀以及換擋機構提出要求； 駕駛員的使用習慣； 提高平均傳動效率； 改善齒輪受載狀況，各擋位齒輪在分動器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方，以減小鈾的變形，使齒輪的重疊系數不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。 2.3.1齒輪模數 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求、載荷等。 決定齒輪模數的因素很多，其中最主要的是載荷的大小。由于高檔齒輪和低檔齒輪載荷不同，股高速擋和低速檔的模數不宜相同。從加工工藝及維修觀點考慮，同一齒輪機械中的齒輪模數不宜過多。 建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn (2.4) 其中,=184Nm，可得出=2.67。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一分動器中的結合套模數都去相同，轎車和貨車取2～3.5。本設計取3。 2.3.2齒形、壓力角、螺旋角和齒寬 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角取20°, 所以分動器齒輪采用的壓力角為20°。 螺旋角β一般范圍為10°～35°。螺旋角增大使齒輪嚙合系數增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低、另外齒輪的強度也有所提高。 關于螺旋角的方向，輸入軸齒輪采用右旋，這樣可使第一軸所受的軸向力直接經過軸承蓋作用在分動器殼體上，避免了因軸向力一二兩軸抱死的現象。中間軸齒輪全部采用左旋，因此中間軸上同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。 但螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。嚙合套或同步器取30o；斜齒輪螺旋角25°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使軸上是軸向力相互抵消。為此，第二軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸的斜齒輪左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度的大小直接影響著齒輪的承載能力，加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。齒輪寬度大，承載能力高。 但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。 在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒=,為齒寬系數，取為4.5～8.0 斜齒=,為齒寬系數，取為6.0～8.5 本設計=3×8=24 為齒寬(mm)。采用接合套或同步器換檔時，其接合套的工作寬度初選時可取為2～4mm。 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加,接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 2.4高檔傳動比及各檔齒數的確定 在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。 下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 2.4.1確定低檔齒輪的齒數 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數 低檔傳動比=2.05，其中=130mm、=3；由 （2.5） 有=48 此處取=25，則可得出=36 上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（2-5）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A=130，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 2.4.2確定高檔齒輪的齒數 高檔傳動比=1.05 同理， （2.6） 得=48 取=36，=25 齒輪參數計算結果如表2-1所示。 低速檔齒輪： 根據， 可以得出 于是可得，圓整取 表2.1 齒輪參數計算結果 螺旋角 低檔齒輪 高檔齒輪 法面膜數 3 3 3 3 端面模數 3.3 3.3 3.3 3.3 法面壓力角 20 20 20 20 法面齒距 9.42 9.42 9.42 9.42 端面齒距 10.37 10.37 10.37 10.37 標準中心距 80 80 80 80 齒根圓直徑 58.2 91.2 81.3 67.1 齒頂高 3 3 3 3 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 齒厚 4.72 4.72 4.72 4.72 3 分動器齒輪的強度計算與材料的選擇 3 分動器齒輪的強度計算與材料的選擇 3.1齒輪的失效形式及原因 齒輪的失效形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 3.2齒輪強度的計算與校核 與其他機械設備使用的分動器比較，不同用途礦車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，礦車分動器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如礦車分動器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算礦車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 3.2.1.斜齒輪彎曲應力 （3.1） 式中，為Kε重合度影響系數，取1.0；注釋相同，Kσ=1.50。 低檔齒輪圓周力： 5111.11 N 齒輪1的當量齒數,可查表的： 畢業(yè)設計（論文） MPa 同理得：=206.7MPa 依據計算二擋齒輪的方法可以得到其他檔位的彎曲應力，其計算結果如下： 230.57MPa 250.65MPa 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180～350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求. 3.2.2. 輪齒接觸應力 （3.2） 斜齒圓柱齒輪：mn=3 =29, =19,E=2.04×105 =72,d2=100 Tj=0.5,Temax=0.5×184=92N =5111.11Nmm MPa （3.3） 同理得： MPa MPa MPa 滲碳齒輪的許用應力在1300～1400 之間，強度符合要求。 4 軸的計算與校核 4 軸的計算與校核 4.1軸的失效形式及設計準則 主要有因疲勞強度不足而產生的疲勞籪裂、因靜強度不足而產生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等。 軸的設計應滿足如下準則： 根據軸的工作條件、生產批量和經濟性原則，選取適合的材料、毛坯形式及熱處理方法。 根據軸的受力情況、軸上零件的安裝位置、配合尺寸及定位方式、軸的加工方法等具體要求，確定軸的合理結構形狀及尺寸，即進行軸的結構設計。 軸的強度計算或校核。對受力大的細長軸（如蝸桿軸）和對剛度要求高的軸，還要進行剛度計算。在對高速工作下的軸，因有共振危險，故應進行振動穩(wěn)定性計算。 4.2軸的計算 4.2.1輸入軸的初選與校核 軸的材料主要是經過軋制或鍛造的碳鋼或合金鋼。通常用的是碳鋼，其中最常用的是45鋼。對于受力較大或需要限制軸的尺寸或重量或需要提高軸徑的耐磨性以及高低溫、腐蝕等條件下工作的軸，可采用合金鋼。為了提高軸的強度和耐磨性，可對軸進行各種熱處理或化學處理，以及表面強化處理。 綜上，從動軸同樣選用45鋼，查手冊得=25～45MPa。 主動軸主要受額定轉矩T的作用，由于軸上重力而產生的彎矩很小，可以忽略不計。轉動零件的各表面都經過機械加工，零件幾何形狀都是對稱的，高速旋轉時對軸產生的不平衡力矩較小，產生的彎矩可忽略不計。故軸的強度按轉矩進行計算。 軸的最小直徑可按公式： ≥=27.1mm （4.1） 來確定。 式中，—功率（104KW）； —轉速（6000r/min）； —許用扭應力（25～45MP 取40MP）； 畢業(yè)設計（論文） 故本設計中取=30符合強度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 4.2.2輸出軸的初選與校核 從動軸的最小直徑同前可得： ≥=40.6mm （4.2） 來確定。 式中，——功率（100KW）； ——轉速（6000r/min）； ——許用扭應力（25～45MP 取40MP）； 同樣在這里取=42mm符合要求。 4.3軸承的選擇 軸承分兩類：滾動軸承和滑動軸承。磁流變液離合器所需的軸承，主要承受因主機重力而產生的徑向負荷，同時考慮軸向定位。但磁流變液離合器主要受徑向負荷，因此根據尺寸要求選用圓錐滾子軸承。根據其內徑為45，選取圓錐滾子軸承30202。 根據軸徑d=45mm，查機械設計手冊選取圓錐滾子軸承,=68mm,=15mm。 軸承的當量動負荷為： 式中, —軸承的當量動負荷(N)； —軸承徑向負荷(N)； —動負荷系數，平穩(wěn)或微沖擊λ=1.0-1.2，中等沖擊=1.2～1.8 。 軸承壽命為： = （4.3） 式中, —軸承壽命((h)； —軸承轉速(r/min)； —當量動載荷(N)； —軸承的額定動負荷(N)； 由手冊查出，根據計算，選擇軸承的型號為30202。軸承的壽命由工作需要而定，一般不得小于10000h[8]。 4.3.1軸的結構設計 a.輸入軸（圖4.1） 圖 4.1 輸入軸 輸入軸的最小直徑在安裝聯軸器的花鍵處，聯軸器的計算轉矩，取KA=1.3，則： 查《機械設計綜合課程設計》手冊表6-97，選用YL11型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑為45mm，故取，，CD段裝有圓錐滾子軸承，查《機械設計綜合課程設計》表6-67選孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為d×D×T×B×C×a=50mm×90mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm，故取DE段固定齒輪，故取，根據整體結構取FG處是齒輪軸上的紙輪6，分度圓直徑GH段安裝滾針軸承，由于只承受彎矩故可取，滾針軸承尺寸d×D×C=40×45×27。 b.后橋輸出軸（圖4.2） 圖 4.2 后橋輸出軸 為了防止兩軸研合到一起引起兩周對接卡死，輸入軸與后橋輸出軸間留有 0.5mm的間隙，IK段是齒輪軸上的齒輪3，分度圓直徑 KL段安裝軸承，查表取孔徑70mm的30214型圓錐滾子軸承，其尺寸為 d×D×T×B×C×a=70mm×125mm×26.25mm×24mm×21mm×25.8mm 故，LM段根據端蓋結構取，MN段安裝軸承，查表選取孔徑為65mm的30213型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C×a=65mm×120mm×24.75mm×23mm×20mm×23.8mm 取NO段安裝輸出軸聯軸器， 取。 c.中間軸（圖4.3） 圖 4.3 中間軸 de段是嚙合套外齒輪8，分度圓直徑，，嚙合套齒輪8與兩邊的齒輪7、2各留有0.5mm的間隙。 齒輪7、2的總齒寬為45mm，齒輪2、4間留有間隙5mm，所以，bc、fg段安裝軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，，ab、gh段做成螺紋用于軸的兩端固定，取。 d.中橋輸出軸（圖4.4） 圖 4.4 中橋輸出軸 ef段安裝齒輪5，取，bc、fg段安裝軸承，取孔徑為60mm的30212型圓錐滾子軸承。 其尺寸為d×D×T×B×C×a=60mm×110mm×23.75mm×22mm×19mm×22.3mm，其中，de、cd段根據結構取，，ab段漸開線齒輪分度圓直徑，gh段安裝聯軸器，。 e.前橋輸出軸（圖4.5） 圖 4.5 前橋輸出軸 cd段齒輪分度圓直徑，bc段安裝一對圓錐滾子軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，，ab段安裝聯軸器，取。 4.4鍵的計算 平鍵聯接受額定轉距作用時，鍵的側面受擠壓，主截面受剪切力，可能的失效形式是工作面壓潰或鍵剪斷。對于實際采用的材料和按標準選用的平鍵來說，壓潰是主要的失效形式。因而平鍵聯接的強度常按鍵側的擠壓應力來計算。 軸與半聯軸器用單鍵聯接，其擠壓應力為： ＝≤ （4.4） 式中, —鍵聯接的擠壓應力(Pa)； —鍵與聯軸器的接觸高度，對平鍵可取鍵高的一半,； —額定轉距(Nm)； —軸的直徑(m)； —鍵的工作長度(m),對于圓頭普通平鍵可取為鍵全長與鍵寬之差； —鍵聯接許用擠壓應力(MPa)； 在第一段軸上選用圓頭普通平鍵，根據=35mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度=10mm，高度=8mm。取鍵長=26mm 。鍵的工作長度1==40-10=16mm。鍵與鍵槽的接觸高度=0.5=4mm。其擠壓應力為： =＜=110MPa 所以所選鍵符合強度要求。 同理第二周選用圓頭普通平鍵的擠壓應力為： =＜=110MPa 所以所選鍵符合強度要求。 5 同步器 5 同步器 同步器使變速器換擋輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪壽命，提高礦車的加速性能并節(jié)油，故轎車變速器除倒檔、貨車1檔，倒檔外，其它檔位多裝用。要求其轉矩容量較大，性能穩(wěn)定、耐用。 5.1同步器的結構類型 慣性同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現代礦車變速器中得到了最廣泛的應用。它又分為慣性鎖止器和慣性增力式。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結構有別，但工作原理無異，都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。掛擋時，在軸向力作用下摩擦原件相靠，在慣性轉矩作用下產生摩擦力矩，使被結合的兩部分逐漸同步；鎖止原件用于阻止同步前強行掛擋；彈性原件使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不妨礙整個結合和分離過程。 本設計采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，轉矩容量不大，適于輕型以下礦車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。 5.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 在分析與計算中考慮到常溫條件下潤滑油阻力對齒輪轉速的影響可以忽略不計，并假設在同步過程中車速保持不變，這一假設在道路阻力系數≤0.15同步器時間時≤1s是符合實際的。由于變速器輸出端的轉速在換擋瞬時保持不變，而輸入端靠摩擦作用達到與輸出端同步。如圖6.1、6.2同步器的計算模型： 6.1同步器的計算模 畢業(yè)設計（論文） 6.2同步器的計算模型 現建立輸入端慣性質量的運動方程： (5.1) 將上式積分得 由上式可得同步時間： (5.2) 將上式中的以摩擦面所受的軸向力代替，則 (5.3) 同步器摩擦錐面的滑磨功 (5.4) 將其代入上式，并將其中的值用式代入，得 (5.5) 同步器的滑磨功與其摩擦面積之比 (5.6) 稱為同步器的比滑磨功。對高檔同步器值應不大于0.2J/m2;而對低檔同步器則應不大于(0.3～0.5)J/m2。為了阻止同步前掛擋，則要求摩擦力矩大于脫鎖力矩,若忽略鎖止面的摩擦系數，以鎖環(huán)式同步器為列，如圖（b）所示： 根據Tf≥TT ，則可建立同步器的鎖止條件： 5.3慣性鎖止式同步器的主要結構參數 5.3.1摩擦錐面的半錐角和摩擦系數 愈小則摩擦力矩愈大，故為增大同步器容量值應取小一些，但為了避免摩擦面的自鎖應使大于摩擦角，后者與摩擦系數有關，即=。推薦，=(7～8)的上限允許到12。當取=6時摩擦力矩較大，但當錐面粗糙度、潤滑油種類及溫度等因素的不同而異。一般，在油中工作的青銅-鋼同步器摩擦副，可按=0.1計算。通常，在內錐面上制有破壞油膜的細牙螺紋槽，以提高摩擦系數f的值。螺紋槽的齒頂寬要窄一些以利刮油，可取0.1mm左右或更小些，齒頂越尖則接觸面上的壓強和磨損就越大。螺距可取0.6~0.75mm,螺紋角一般取50～60。再者，齒頂所在的錐表面的加工精度及粗糙度要求高，不允許有切削刀痕，最后進行研磨。軸向泄油槽一般為6個，槽寬約3mm，槽深要剛好達到螺紋槽深。 5.3.2摩擦錐面的平均半徑和同步錐環(huán)的徑向厚度 和都受到變速器齒輪中心距及有關零部件的尺寸和布置上的限制。當結構布置允許時，和應盡量取大些。 5.3.3摩擦錐面的工作面寬 同步錐環(huán)的工作面寬，受到變速器總長的尺寸限制，也要為散熱和耐磨損提供足夠大的摩擦面積?？筛鶕Σ帘砻娴脑S用壓力來確定： ，MPa (5.7) 對于鎖銷式同步器≈(0.14～0.2) =100N, =0.1, =8 得=14mm =6mm 5.3.4鎖止角 由公式(5-10)得出，通常在26～40范圍內。 ，得出mm 5.3.5同步時間與軸向推力 和是一對相互影響的可變參數。應按以最短時間達到同步狀態(tài)來考慮軸向力的大小。而為使換擋輕便值又不能過大，一般在100~350N范圍內，轎車或輕型客、貨車取下限，重型車取上限。 5.3.6同步器摩擦副的材料 同步錐環(huán)多用銅基合金制造，轎車同步錐環(huán)較薄，亦用鍛、精鍛或冷擠壓工藝加工；貨車的同步錐環(huán)較厚，亦可采用壓鑄工藝。選用材料時既要考慮其摩擦系數又要考慮其耐磨性以及強度、加工性能等。鋁青銅（含鋁8.5%～11.0%）多用于壓鑄的同步錐環(huán)，亦可鑄造，其強度高、耐磨性好、摩擦系數較大而錐面自鎖傾向較小。錳青銅（含錳≤3%）鍛造的同步錐環(huán)較多，，其摩擦系數亦在鋼-銅合金摩擦副的摩擦系數范圍內，特別使用于大型其強度高、加工性好。硅錳青銅（含硅0.6%～1.5%，錳2%～4%）的性能與錳青銅類似，這種合金結構中的硅化錳使之具有極好的耐磨性。鍛造同步錐環(huán)也常采用鉛黃銅、黃銅的耐磨性常常優(yōu)于青銅。近年來出現了高強度、高耐磨性的鋼-鉬配合的摩擦副，即在鋼或球墨鑄鐵同步錐環(huán)的錐面上噴鍍厚約0.6～0.8mm的鉬礦車的同步器。與同步錐環(huán)組成摩擦副的錐表面多與被同步的傳動齒輪及其結合齒做成一體，由低碳合金鋼制造，滲碳淬火后表面硬度約為HRC60。 6 工藝分析 6 工藝分析 6.1殼體加工工藝 殼體零件在整個分動器總成中的作用，是保證其零部件占據合理的正確位置，使之有一個協調的基礎構件，其質量的優(yōu)劣直接影響到軸和齒輪等零件互相位置的準確性及分動器總成使用的靈活性和壽命。 殼體選用HT200材料鑄造制成，主要的加工表面為平面和軸承孔。 殼體的機械加工過程按照先面后孔的原則，最后加工螺紋孔。殼體的機械加工工藝過程基本上分三個階段，即粗加工、半精加工和精加工階段。 表6.1 高低速檔換檔撥叉機械加工工藝過程卡 工序號 工序名稱 工 序 內 容 工藝裝備 1 鑄 精密鑄造，兩件合鑄 2 熱處理 退火 3 劃線 劃各端面線和孔的中心線 4 車 以外形及下端面定位，按線找正，專用夾具裝夾工件。車mm孔至圖樣要求，并車孔的兩側面，保證尺寸 C620 專用工裝 5 銑 以mm 孔及上端面定位，裝夾工件，銑Φ55m下端面，保證尺寸12.5mm. X52k 組合夾具 6 銑 以mm 孔及下端面定位，裝夾工件，銑