ca1061k28l3型载货汽车变速器取力器设计方案说明书-学位论文.doc

本科生毕业设计（论文）I 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。本科生毕业设计（论文）II Abstract There is a special vehicle is the important component of the special vehicles can realize its function of power sources.The quality is good,the serious influence of trial.Vehicles There is usually installed in transmission.There is usually is a kind of gear transmission device,its main function is out of all or part of the transmission power,or directly to the engine power through the flange and drive shaft transmission to the job,make cars on the special function realization peculiar.The graduation design is the design with CA1061K28L3 type auto gearbox is a combination of.In the design process,is the power of transmission is presented.by input.Using the helical gear transmission,and the inclined gear oart obtained by two straight,gear,and joints,etc,the application of synchronizer will force transfer to the output shaft.Finally,the output shaft with internal and external spline,through the force transmission mechanism to the next level.In determining the basic structure and the given data,based on the determined transmission shaft center distance,the design of the shaft diameter,further meshing gears is the basic parameters,then the gear and shaft,and the choice of bearings.In the design process,the movement by using CAXA drawing,using MATALAB software programming.Through the design,make the design work is stable and reliable,and the transmission efficiency.Keywords:automobile,There is,Synchronizer,Double gear.本科生毕业设计（论文）III 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.3 2.1 取力器的功用和要求.3 2.2 取力器结构方案的确定.3 第 3 章分析计算及结构设计.6 3.1 分析计算，以及具体的结构计算.6 3.1.1 取力器传动比的确定.6 3.1.2 初定中心距.6 3.1.3 轴的直径的初步确定.6 3.1.4 齿轮基本参数的确定.7 3.1.5 斜齿轮螺旋角的选择.9 3.1.6 压力角的选择.9 3.1.7 变位系数的选择.9 3.2 主要部件的选择.10 3.2.1 同步器的选择.10 3.2.2 取力器轴承的选择.12 3.2.3 取力器操纵机构.13 3.2.4 取力器箱体.14 3.3 校核分析计算.15 3.3.1 齿轮弯曲应力计算.15 3.3.2 齿轮接触应力计算.17 3.3.3 轴的刚度校核.19 3.3.4 轴的强度校核.22 3.4 材料的选择.23 3.4.1 齿轮材料的选择.23 3.4.2 轴材料的选择.24 3.4.3 箱体材料的选择.24 3.5 密封与润滑.25 本科生毕业设计（论文）IV 第 4 章工艺过程设计.26 4.1 输入轴的加工工艺过程.26 4.2 输出轴加工工艺过程.27 4.3 双联齿轮加工工艺过程.28 4.4 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 本科生毕业设计（论文）1 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。本科生毕业设计（论文）2 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。本科生毕业设计（论文）3 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，（=0.960.98）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、本科生毕业设计（论文）4 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。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 本科生毕业设计（论文）5 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 本科生毕业设计（论文）6 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 3.1.1 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mmmn4；23Z；5.23（左旋）；由所给已知取力器输出最大转矩 7 700N M;MNmkgf0865.9 3-1 3mcgfkP 3-2 液压泵结构功能表得出，本次设计取力器后接1912RPV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25.11200150012nni 3-3 3.1.2 初定中心距 初定中心距可用以下公式：31maxgeAiTKA 3-4 式中：AK中心距系数，AK取值范围 8.69.6 取9AK enaxT取力器最大转矩，MNTe 700max 1i取力器一挡传动比，i=1.25 g取力器传动效率3，96.0g 求得 A=84.99mm 3.1.3 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 本科生毕业设计（论文）7 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/L0.18-0.2111。第二轴花键部分直径可按下式初选：3m a xeTKD 3-5 式中：K经验系数2，K=4.0-4.6，取 K=4 maxeT取力器最大转矩,求得 D=35mm 第一轴 d=0.4A=0.412 84.96=35mm 3.1.4 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 4mm3。根据已知条件，取力器中间轴上齿轮参数：mmmn4，230z，5.23，（左旋）。双联齿轮中的斜齿轮 mmmn4 221z mmd96.955.23cos2241 3-6 naamhdd211 3-7 mm96.10340.1296.95 tbaddc o s11 3-8)costanarctan(cos1nad mm2.899296.096.95 双联齿轮中直齿轮：m=3.直齿轮两啮合齿轮齿数和：mAZ2 3-9 396.842 本科生毕业设计（论文）8 mm64.56 32125.1ZZi 32,2523ZZ 3-10 22zmd 3-11 mm96323 mhddaa222 3-7 mm1023296 addbc o s22 3-8 mm69.885.22cos96 直齿轮 m=3;33zmd 3-10 mm75253 mhddaa233 3-7 mm813275 addbcos33 3-8 mmd5.655.22cos75 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：mKbC，CK为齿宽系数，取 4.58.0 斜齿：nCmKb，CK取 6.08.51 各挡齿轮的齿宽值如下：双联齿轮中斜齿轮mmb28741 3-12 双联齿轮中直齿轮mmb21732 3-12 直齿轮mmb21733 3-13 中心距的修正：本科生毕业设计（论文）9 mmZmA01.8525732 3-14 圆整为 85mm.齿轮 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 斜齿轮 mmmn4 221Z mmd96.951 mmda96.1031 mmdb2.891 直齿轮 1 mmm3 322Z mmd962 mmda1021 mmdb6.882 直齿轮 2 mmm3 253Z mmd753 mmda811 mmdb5.653 3.1.5 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 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，并不希望角过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大的角。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 18 264。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 23.5 3.1.6 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 取 22.5，啮合套或同步器取 303。3.1.7 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，还因为取力表 3.1 齿轮参数表 本科生毕业设计（论文）10 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minZ17 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minZ3mincosvZ，minvZ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 min分别为：m i nm i n0m i nZZZf 3-15 式中：0f齿顶高系数。当0f=1，0a=20时 1717minminminZZZZ 采用非变位齿轮，变位系数170 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 本科生毕业设计（论文）11 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的减小而增大,为了增大同步器的容量,锥面角应尽量取小值。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,的选取要满足arctan(为摩擦系数)12。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 2mm4mm，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 0.15mm0.2mm，螺纹牙形角为 50，螺距为 0.65mm0.9mm。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图 3.1 锁销式同步器 本科生毕业设计（论文）12 锁/10R 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 HB150HB20020。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:tanR 锥R 锁 sin。根据摩擦锥面平均半径 R 锥、摩擦系数、锥面角 和拨环半径 R 锁来确定合适的锁销角，通常取=3545。中型车取力器 取小值，重型车取力器 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 1.31.4。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 0.300.80s，抵挡取 1.001.5s。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 本科生毕业设计（论文）13 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 7027AC4，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 本科生毕业设计（论文）14 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。本科生毕业设计（论文）15 3.3 校核分析计算 3.3.1 齿轮弯曲应力计算 直齿：yKzKmKKTcnfgw32 3-16 斜齿：yKzKmKTcngw3cos2 3-17 式中：w弯曲应力（2/mmN）Tg计算载荷（mmN）K应力集中系数，直齿轮 K=1.65 斜齿轮 K=1.5 Kf重合度影响系数，主动齿轮 Kf=1.1 从动齿轮 Kf=0.9 K重合度影响系数，K=25 y齿形系数（1）一轴双联齿轮斜齿轮校核 如图 3.2 mNTTg700max 4nm 221Z 7cK 0.18y 5.1K 图 3.2 斜齿轮受力分析 本科生毕业设计（论文）16 9.0fK yKzKmKTcngw3cos2=100020.1872243.145.23cos9.01.500723=105.02N/mm2 3-17 105.02N/mm2 850400 N/mm2 所以1Z的弯曲强度合格（2）一轴双联齿轮直齿轮校核 如图 3.3 mNTTg700max 3m 322Z 7cK 0.1 8y 65.1K 1.1fK yKzKmKKTcnfgw32=100020.1873233.141.11.6500723=371.67N/mm2 3-16 371.67N/mm2 850400 N/mm2 所以2Z的弯曲强度合格（3）二轴直齿轮校核 如图 3.3 mNTTg700max 3m 253Z 7cK 0.1 8y 65.1K 图 3.3 直齿轮受力分析 本科生毕业设计（论文）17 9.0fK yKzKmKKTcnfgw32=100020.1872533.149.01.6500723=389.24N/mm2 3-16 389.24N/mm2 850400 N/mm2 所以2Z的弯曲强度合格 3.3.2 齿轮接触应力计算 直齿：)11(4 1 8.0m a xbzejbdET 3-18 斜齿：)11(c o sc o s4 1 8.0m a xbzejbdET 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 105Mpa b齿轮接触实际宽度 d节圆直径 z、b主、从动齿轮节点处的曲率半径 直齿轮：z=sinzr b=sinbr 斜齿轮：z2cos/sinzr 2c o s/s in arbb（1）一轴双联齿轮斜齿轮校核 如图 3.2 b=28mm m=4mm =23.5 44222421mZrzmm br=20mZ=2234=46mm z2cos/sinzr=55.2mm 2cos/sin arbb=57.72mm MPE5101.2 本科生毕业设计（论文）18 )11(c o sc o s4 1 8.0m a xbzejbdET 3-19)72.5712.551(0619.0873.03528101.2700418.05=131.1052mmN 220001900mmNj jj 所以1Z的接触强度合格（2）一轴双联齿轮直齿轮校核 如图 3.3 b=21mm m=3mm 48232322mZrzmm br=23mZ=2253=37.5mm z=sinzr=23.38mm b=sinbr=18.27mm MPE5101.2 )11(4 1 8.0m a xbzejbdET 3-18)27.18138.231(2135101.2700418.05=58.372mmN 220001900mmNj jj 所以2Z的接触强度合格（3）二轴直齿轮校核 如图 3.3 b=21mm m=3mm 5.37225322mZrzmm br=23mZ=2323=48mm z=sinzr=18.27mm b=sinbr=23.38mm MPE5101.2 本科生毕业设计（论文）19 )11(4 1 8.0m a xbzejbdET 3-18)27.18138.231(2135101.2700418.05=58.372mmN 220001900mmNj jj 所以2Z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cf，在水平面为sf，转角为，则 E I LbaFfc3221 3-20 E I LbaFfs3222 3-21 E I LababF31 3-22 1F为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。2F为齿轮齿宽在中间面上的径向力。E为弹性模量，5101.2EMpa I为惯性力矩，对于实心轴：644dI 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；22scfff 3-23 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm.全挠度f0.2mm，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 输入轴受力弯曲变形 本科生毕业设计（论文）20 1)如图 3.4，对第一轴双联齿轮斜齿轮处进行刚度校核 l=128mm a=62mm b=66mm =5.32 94.145896.952100000721maxdTFen 3-24 36.6345.32tan94.1458tan2nFFN 3-25 96.