大学毕业论文-—82kw工程车辆传动系统分动箱的设计.doc

洛阳理工学院毕业设计（论文）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 VEHICLEABSTRACT The transmission transmate the high output engine speed down to meet the needs of the vehicle. However,people 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 assigned to the drive axle vehicles to meet the needs of the forces distribution. This designs specification is in accordance with the design requirements and uses the latest reference materials to ensure that the design is advanced and scientific. The work is carried out by an overview of the movement of the gear , the driving force for the selection of parameters and calculation, the gear check and structural strength of the 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 then the bending strength of the shaft for a 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 maintenance. This technical level has achieved the similar type level in the domestic.KEY WORDS: transfer case, winch, spline shaft, drive axle, gear shaft 4目录前言1第1章分动箱的工作情况概述31.1 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52.1总传动比和传动比分配计算52.2各轴转速计算52.3 各轴输入功率计算62.4 各轴转矩计算6第3章 齿轮强度校核及结构设计83.1齿轮的类型、精度等级、材料及齿数的选定83.1.1材料的选择83.1.2齿数的选定83.2 按齿面接触强度设计83.2.1 计算公式及参数83.2.2设计计算103.3按齿根弯曲强度设计113.3.1计算公式及参数的选定113.3.2设计计算133.4几何尺寸计算143.5齿轮的结构设计14第4章 轴的设计及校核174.1初步确定轴的最小直径174.2轴的结构设计174.2.1 拟定轴上零件的装配方案174.2.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度174.2.3 轴上零件的周向定位194.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸194.3 求轴上的载荷194.3.1 中间轴的校核194.3.2 绘制转矩图、弯矩图224.4 按弯扭合成应力校核轴的强度234.5 精确校核轴的疲劳强度244.5.1 判断危险截面244.5.2 设计校核参数的确定及计算24第5章 轴承寿命的验算27结论28谢 辞29参考文献30前言在现实中，车辆与我们的时候息息相关，它对人们生活质量的提高和国民经济的发展起着重要的作用。而低速工程车辆在经济建设中起着不可估量的作用。低速工程车辆工作时需要很大的驱动力，且经常在坏路或无路的恶劣情况下行驶，这就要求增加车辆驱动轮的数目。因此，低速工程车辆需要采用多轴驱动。例如，如果一辆前轮驱动的汽车两前轮都陷入沟中(这种情况在坏路上经常会遇到)，那汽车就无法将发动机的动力通过车轮与地面的磨擦产生驱动力而继续前进。而假如这辆车的四个轮子都能产生驱动力的话，那么，还有两个没陷入沟中的车轮能正常工作，使车辆继续行驶。再如，车辆陷入泥潭时，需要驱动力来将其拉出，分动箱的绞盘装置使得这个问题得到很好的解决。把钢丝绳绑到周围比较牢固的物体上，可以将自身陷入泥潭的车辆或其它陷入泥潭的车辆拉出，实现汽车的自救或它救。分动器的功用就是将变速器输出的动力分配到各驱动桥，并且进一步增大扭矩。分动器也是一个齿轮传动系统，它单独固定在车架上，其输入轴与变速器的输出轴用万向传动装置连接，分动器的输出轴有若干根，分别经万向传动装置与各驱动桥相连。i全轮驱动有时被称作“全时四轮驱动”。全轮驱动系统是为适合在各种类型的路面上（包括公路和越野）行驶而设计的，而且这些系统大多数都不能关闭。四轮驱动的优点:如果您驱动四个轮子而不是两个轮子，就可以获得双倍的纵向力（由轮胎作用于地面而使车辆前行的力）。这个优点可以帮助应对各种环境：1. 松软土地：车辆通过该地面时需要很大的力。 可用的力的大小受可用牵引力的限制。如果路面上的松土超过几厘米，大多数双轮驱动车辆都将无法移动，因为在地面上每个轮胎只有很小的牵引力。而四轮驱动汽车可以利用四个轮胎的牵引力。2. 越过较滑的路面：执行这一任务需要很大的牵引力。 四轮驱动的汽车可以利用所有四个轮胎的牵引力将汽车拉上高地。但是分动箱也有其自身的不足之处，例如如果转速过高则轮齿容易打断；使用过程中的发热问题；增加车辆的总体重量；增加操作数目等。这些需要我们在以后的研究中来解决。第1章 分动箱的工作情况概述1.1 分动箱的工作情况图1-1 分动箱的结构简图如图1-11所示为分动箱空档位置，通过操纵杆拨动拨叉使Z8左移与齿轮Z9的齿圈接合，便挂上了高速档。此时变速器第二轴的动力经万向传动装置传给输入齿轮轴Z2，经齿轮对Z1和Z10传给中间轴6，中间轴前端齿轮Z10再驱动齿轮Z9、接合套Z8和齿轮Z7，将动力传到了输出轴上，使得前后桥得以驱动。高速档的传动比为： (1-1)式中 主动常啮合齿轮，；低速挡从动齿轮，；低速挡轮毂，；滑动齿套，；高速度从动齿轮，；高速度中间齿轮，。代入数据可得，。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齿轮Z1齿轮Z10中间轴6齿轮Z4啮合套Z8齿轮Z5的齿圈齿轮Z7输出轴。低速档的传动比为 (1-2)式中 主动常啮合齿轮，； 低速挡中间齿轮，；低速挡从动齿轮，；低速挡轮毂，；滑动齿套，。代入数据可得，。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:；。要求的八种输出:；。可得分动箱为可变速的二级传动，其总传动比为： （2-1） （2-2）取；。为进行传动件的设计计算，首先应推断出各轴的转速、功率和转矩。现参照图1-1进行计算。2.2各轴转速计算绞盘的转速与分动箱的输入参数相同：为要求输出的转速：为中间轴转速：同理可得中间轴的其它可能转速为：2.3 各轴输入功率计算输入功率为： （2-3）式中 n0输入转速，n0=340 r/min；T0输入转矩，T0=1650 N.mm。代入已知数据可得，P0=58718W同理可得，其它可能输入功率有：。采用圆柱齿轮传动，齿轮精度等级为8级，查表2.33,取各轴间的传动效率为0.97，则同理可得，5轴的其它可能功率有：；同理可得，6轴的其它可能功率有；同理可得，7轴的其它可能功率有：。2.4 各轴转矩计算取各轴间的传动效率为0.97，则同理可得，绞盘传动轴承受的其它可能转矩有同理可得，中间轴6承受的其它可能的转矩为： 同理可得，高速档时输出轴7承受的其它可能的转矩为：;同理可得，低速档时输出轴7承受的其它可能的转矩为：。7洛阳理工学院毕业设计（论文）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、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GB3077-884，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，则，取；，取。3.2 按齿面接触强度设计3.2.1 计算公式及参数由机械设计10-9a进行试算，即 （3-1）式中 d1齿轮的分度圆直径；K载荷系数；Tt齿轮传递的转矩；齿宽系数；u传动比；ZE材料的弹性影响系数；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。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，取中等载荷作齿轮强度的校核，齿轮Z10传递的转矩为2.由机械设计表10-7选取齿宽系数。3.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数；4.由机械设计图10-21c按齿面硬度查得输入轴齿轮Z1的接触疲劳强度极限；中间轴齿轮Z10的接触疲劳强度极。5.由机械设计公式10-13计算应力循环次数 （3-2）式中 n1-齿轮的转速，；j-为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数，；Lh-为齿轮的工作寿命，分动器工作寿命为5年，每年为300天，单班制，每天工作。代入数据得：，则6. 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数：；。7. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数，由机械设计10-12得 （3-3） （3-4）3.2.2设计计算1.试算齿轮Z10的分度圆直径d6t，由公式（3-4），代入中较小的值：2.圆周速度v （3-5）3.计算齿宽b齿宽的理论值为：，考虑到分动箱的总体重量及尺寸结构，取齿宽。4.计算模数与齿高值比模数： 齿高： 齿高值比：5.计算载荷系数根据，8级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数；直齿齿轮，；由机械设计表10-2查得使用系数；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，;由，,查机械设计图10-13得；故载荷系数 （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10-10a得： （3-7）2. 计算模数m3.3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；齿宽系数；Z10齿轮Z10的齿数；YFa齿形系数；YSa应力校正系数； 弯曲疲劳许用应力。表3-1 齿形系数及应力修正系数注:1.基准齿轮的参数为a=、（m为齿轮模数）。2.内齿轮的齿形系数及应力修正系数可近似地取为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Z1的弯曲疲劳强度极限；齿轮Z10的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。3. 计算弯曲疲劳许用应力 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；4碳钢调质后液体渗碳图弯曲疲劳寿命系数4.取弯曲疲劳安全系数，由机械设计公式10-12得 （3-9） （3-10） 表3-3使用系数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1.001.251.501.75轻微平稳1.101.351.601.85中等冲击1.251.501.752.0严重冲击1.501.752.002.25或更大5. 计算载荷系数K （3-11）6. 查取齿形系数由机械设计表10-5查得: ，7. 查取应力校正系数由机械设计表10-5查得: 8.计算齿轮Z9、Z10的并加以比较 （3-12） （3-13）齿轮Z1的数值较大。3.3.2设计计算对比计算结果，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2.计算中心距3.计算齿轮宽度考虑到，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Z10的齿顶圆直径，齿宽，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：；，取；，取；，取;；，取；考虑到齿轮与箱体壁的间距以及轴的支撑刚度，取 表34 各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高齿顶圆直径齿宽精度等级No12452012058-7-7No222420881.58-7-7No322420882.25148-7-7No42652013058-7-7No53252016058-7-7No6304201201.58-7-7No7304201201.58-7-7No8304201202.258-7-7No92252011058-7-7No103652018058-7-716 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，高温回火处理。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。 （4-1）式中 轴的最小直径；A0材料系数，；P66轴传递的功率，；n66轴的转速，。代入数据可得，。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，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：。 4.2轴的结构设计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。 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，故取；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，轴承与轴的配合长度，故取-段的长度为。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右端挡圈的尺寸一致，取其基本尺寸为挡圈用螺母进行锁紧，根据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;防松垫片的厚度取为2 mm，故取, 考参照机械设计手册，取轴端倒角为245，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：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，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。取，考虑到螺纹的预留长度以及轴承定位的可靠性，应取，故取。轴承的右端用齿轮Z10的轮毂进行定位，为了使轮毂可靠地压紧轴承，L-应略长于轴承的宽度T，故取。4.2.3 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，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245，各轴肩处的圆角半径为R2。4.3 求轴上的载荷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Z1的力的作用点的到左支撑点的距离，力作用在齿轮上两点间的距离为，齿轮Z4的受力作用点到右支撑的距离。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，且工作速度越低，轴所承受的力就越大，故取输入转速为中等（n0=500 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Z10的受力情况已知齿轮的分度圆直径为取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内），则 （4-2） （4-3） 2.齿轮Z4的受力情况 3.变应力的计算(a) 水平面（即XY平面）内的支反力的计算，参见图4-2（b）。图4-2 中间轴的载荷分析图由材料力学11和理论力学12知识可的以下方程：，已知，可解得，。(b) 竖直平面（即ZX平面）内的支反力的计算，参见图4-2（d）由理论力学和材料力学知识可得以下方程：，已知，可解得，。（1） 总支反力的计算支点A的总反力:支点B的总反力: 4.3.2 绘制转矩图、弯矩图（1） 轴受扭矩作用情况-B段的扭矩为零；B-C段的扭矩为： C-段的扭矩为零。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的弯矩及扭矩的值列于表4-1。表4-1 危险截面处的弯矩和扭矩载 荷 水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩扭矩T4.4 按弯扭合成应力校核轴的强度选取轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）作轴的强度校核，根据公式以及上表中的数据，以及扭转切应力为脉动循环便应力，取=0.6，轴的抗弯截面系数为 （4-4）式中 d花键小径，d=54 mm； 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，W=17798 mm3轴的应力计算公式为： （4-5）式中 M危险截面承受的最大弯矩，M=591140.45 N.mm；T轴所受的转矩，T=1457910 N.mm。代入已知数据可得：前已选轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计手册查得。因此，故安全。4.5 精确校核轴的疲劳强度4.5.1 判断危险截面截面A与D，只受弯矩作用，轴的最小直径按扭转强度设计是较为宽裕的，无需校核。截面B与C在受同样转矩的情况下，截面C受到的总的弯矩较大，故截面C是危险截面，只需对其作强度的校核。4.5.2 设计校核参数的确定及计算1. 弯曲疲劳极限的综合影响系数： （4-6）式中 k有效应力集中系数；尺寸系数；表面质量系数；q表面强化系数。2. 剪切疲劳极限的综合影响系数： （4-7）式中 k有效应力集中系数；尺寸系数；表面质量系数；3. 轴只承受法向应力时的计算安全系数： （4-8）式中 -1弯曲疲劳极限； K弯曲疲劳极限的综合影响系数； a弯曲疲劳极限的应力幅值； 碳钢的特性系数；m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： （4-9）式中 -1轴的弯曲疲劳极限；K剪切疲劳极限的综合影响系数；a剪切疲劳极限的应力幅值；碳钢的特性系数；m剪切疲劳极限的平均应力。5.安全系数的计算值： （4-10）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：(1) 抗弯截面系数：(2) 抗扭截面系数： （4-11）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 mm3。（3） 截面C的弯矩：（4） 截面C的弯曲应力： （4-12）（5） 截面C的扭矩： （6） 截面C的扭转切应力： （4-13）7. 材料为45钢，调质处理，查表15-1得，。8. 由附表3-5用插值法查得，。9. 此轴段按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数。10.由附图3-2得尺寸系数。11.由附图3得扭转尺寸系数。12.碳钢特性系数，取；又。13.表面经强化处理，查附表3-9，取。代入已知参数可得，。由计算结果可知，故轴的设计时安全的。26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。当量动载荷轴承的基本额定载荷值为 (5-1)式中 采用圆柱滚子轴承，取=10/3；P6轴承的当量动载荷，P6=8163.63 N；n6轴承的转速，n6=500 r/min；轴承的预期估计寿命，。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： （5-2）代入已知数据可得，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。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。28结论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。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上的冲击力较小。因此，把啮合套式换挡用于用于前、后桥连接。但在换挡过程中，无论使用哪一种换挡装置，都无法避免啮合端的冲击力，这就需要我们学习更多的知识去解决。洛阳理工学院毕业设计（论文）谢 辞经过三个多月的努力，完成了大学课程所要求的毕业设计，在完成毕业设计的过程当中遇到诸多的疑问与困难，在老师和同学的帮助下，再加上自己的努力钻研与学习，排除一切困难，解决所遇到的疑问，最终完成了大学所要求的毕业设计。首先衷心感谢田全忠老师，论文的选题、研究的方向和设计内容都得到田老师的精心指导与热情的帮助。田老师严谨细致的治学态度，丰富的理论知识给了我很深的启迪，使我受益匪浅。我的论文是在您悉心指导和严格要求下完成的，我的每一点进步和提高都得益于您的指导、鼓励、影响和支持；同时也使我在思维方法、工作作风以及学习态度方面得到很大的进步。此外，设计的过程中还得到了同学们的帮助，他们为我的设计提出了宝贵的意见和建议。在此一并向他们表示衷心的感谢！衷心感谢所有给予我关心和帮助的老师们、同学们！29参考文献1 陈家瑞. 汽车构造（下册）M. 4版. 人们交通出版社，2002.2 朱龙根. 机械系统设计M. 2版. 机械工业出版社，2007.3 陈立德，牛玉丽. 机械设计基础课程设计指导书M. 2版. 北京：高等教育出版社，2003.4 王先奎. 机械加工工艺手册M. 2版. 北京:机械工业出版社 2006.5 文九巴，李安铭，王利国等. 机械工程材料M. 机械工业出版社，2007.6 濮良贵，纪名刚，陈国定等. 机械设计M. 8版. 北京：高等教育出版社，2005.7 孙昭文. 最新机械制图实用手册图例M. 天津：天津科学技术出版社,1999.8 王启平. 机械制造工艺学M. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,1995.9 甘永立. 几何量公差与检测M. 7版. 上海科学技术出版社，2007.10 王文斌. 机械设计手册M. 2版. 北京：机械工业出版社，2004.11 刘洪文，林建兴，曹曼玲等. 简明材料力学M. 北京：高等教育出版社，1995.12 哈尔滨工业大学理论力学教研室. 理论力学（）M. 6版. 北京：高等教育出版社，2002. 13 刘白雁，陈新元，傅连东. 机电系统动态仿真M. 1版. 机械工业出版社，2006.14 张德喜，周予生，赵秋宇等. 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