履带牵引车辆变速器改进设计（有cad图+中英文翻译）.doc
530 履带牵引车辆变速器改进设计（全套CAD图+说明书+翻译）
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履带牵引车辆变速器改进设计
摘 要
本设计为履带牵引车辆变速器的改进设计。变速器的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使拖拉机能倒退行驶；利用空档，中断动力传递。变速器的设计满足必要的动力性和经济性指标。
本改进型变速箱为了简化结构，减少齿轮数量采用空间多轴组成式结构，主变速在前、区段换档副变速在后来实现4 （3＋1）档；为了提高齿轮传动啮合质量采用啮合套换档，常啮合斜齿圆柱齿轮传动；主、副变速采用两根变速杆分别操纵，采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档，为了保留一定的工艺继承性和能投入的较少，保持原来变速箱孔中心距及相对位置不变。
为了必要的分析拖拉机的牵引性和燃料的经济性本设计还绘制了拖拉机的牵引特性曲线，在说明书的校核部分，主要对齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，轴的刚度和强度以及轴承的寿命进行了计算，设计的零件均满足要求。
关键词： 变速器，组成式结构，牵引特性，啮合套
- 内容简介：
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英文原文： a 50 It is to is by a 10m up 500 20C at .6 .4 92 on of an of an of be as of a is to be of of of to of on as a A C C in of 00V, 25 0Nm a 0200 in in a be on at in a is to is it be of in or up 100 Nm or by at or in of or F in in 980s. of as a of is of on on on a of on F, &D to of 8 0 to by by to by to in a 988, PS on 95to AG as an on s in in as RF is of by s F in to a F of to on of to of ZF &D in AG of up by A A in of a to up or by or of to or AG F s VS is VS is he by a an F is a of VS is of is by a to On it is EM of as an On an by a in up or of CD s is F in of CS 991) s by &S; by an F. In to &S ZF an in an ES S a of &S an to in to on at ZF in ES S is F BS by A of In is to be is CD he he is to by to of to s is S is to *2 a 483 kW 7 to at F in A in of in to , is as in a . a is of a s be or or of or As be a s of a of in as S s at 5H 6L . No at be to he is in L (rd if is as a 16on an or is L H by is of as F&S s to On 7 up as no a ZF a It on it to no is on a or a is is as a to to to As is by a S is if F s is in to be at of is to of a do by On of s to is ZF in S 17 中文 翻译 ： 变速器 /电力转动系统的更新 以 力流量为 250 毫米的 新 扭矩转换器。它的出现适应了新一代高速机车发动机。电力火车的效率提高了闭锁离合器特色 ; 降低了轴长也增加了持久性。 扭矩投入最多的时候达到 110m，扭矩比例 行速度达每分钟 7500 转 。在 9.5 力下，操作使用油温度 120 度，而闭锁压力最小为 5.6 大为 8.4 电力操作系统 在发展动力电动轿车和轻型战车。 完全由电子股带动了电机、电力传输、控制电路包括电池充电 .。这一揽子费用大约和要替换的燃烧发动机一样 。 为进一步优化目标体系，制定了菲亚特熊猫 是：通过降低成本结合汽车、电子监控， 矩 /显示器 (用于减肥的 )；作为燃烧发动机系列的直接替代品，为汽车解决了安装电力线问题。 单独收费功能 . 该系统由汽车区 (今后的三相空调车 )刊登，电压 100 伏特 ，功率 25 千瓦（ 80矩） ,速度范围： 0 /分钟 (限于电子 7200)。 卡车离合器的进步 重型卡车司机确实需要离合器。 至少在同步合变速器方面，改变杠杆的动力，直接关系到扭矩的能力，但必须指出的是，在过去一两年内，柴油机和卡车柴油机的产出，将扭矩水平提到 2100至更高的问题，已经通过减少杠杆动力的精美设计给解决了，也说明了在变速器自动化方面亚洲旗帜性。 在扭矩上安装全面自动或半自动箱 ,已被广泛用于重卡车及 是不能接受，因为重量大，成本高，需要不是一般货车的燃料。 因此 ，在 80 年代，新的发展方向就停止了。 重型卡车的频繁转移费用当然远远超过哪些只是“出发和停止”的城市商用车辆。 但单纯从成本考虑，更具有发展指导意义的是重型卡车部分，它们的大部分行程主要靠发动机，离合器并不多见。 重型变速器的制造，纵向一体化的卡车生产像 驰、沃尔沃以及其竞争对手运输供应商， 了让重量 88 或 40 吨的长途卡车转换齿轮更容易和简单，他们指派了大量的研发资源。通过使用中、后方引擎系统的转换方法，这些制品的成本已经得到了降低，动力增强的同时，能力也减弱了。复杂的机械转 动连接像奔驰、 尔沃、 现在已经可以同远程电子控制、系统安装气压和齿轮转换一起供商业使用了。 奔驰大胆甚至有争议销售举动，早在 1988 年，就制定了发动机功率在 195千瓦以上卡车的 动离合器系统标准。 先协助离合器原理，作为额外费用选择，继续提供 统，而客货车销售量一直很小。同时 统 (德国 大利 英国 经生产了少量这样的设备 )建立了行之有效的技术。但是 没有选择高容量，低成本。 欧洲最大的运输车辆生产商德国 司也同样积极为卡车发展医疗机械变速器系统卡车，但尚未得到生产许可认证。积极来说，德国变速器已经使用了 统。 虽然卡车的 产有了明显的减少，从成本到辅助转换系统的供应， 且比最早出现在 80 年代中期的 换设备更复杂。 加勒比国家联盟，如 类似 统，限制所有驾驶员的操控时间超过了离合器，所有的起伏变化都被踩脚引起的 . 一个有发动机、最高车速、油门踏板位置数据的微处理器，不断的计算出最佳比例。 小型液晶平板显示器向司机显示信息：提出建议，上下波动的比例范围。司机可以参考它进行调整。 步骤的数量和在 最近开发的 统差不多，在 机踩了踏板后，他就会知道这个数量，而这时转换已经通过压力脉冲踏板完成。 程师认为它不是很好的方式，因为司机对两个齿轮的操作变得极为不 便 因此操作失控。 另外，对 完善，是利用发动机排气制动系统，由遥感、自动放下引发速度，从而提高发动机的速度，和反应速度。 在大部分灵活的高扭矩发动机上，都装有 的 能服务八倍速单位的运行， 施系统全部（两倍）发生了变化。有效地推翻了平板油门 . 重新选择了一步改变方向 (向上或向下 ) 采用踏板液晶显示器，然后完成了这项变化。 自动离合器和电子控制离合器 进一步的精密技术 ,使驾驶员的工作更加沉重， 新踩板，显示了 美国运通 4月 /1991年 5月 )以及 自动系统之间的竞赛，更加体现了这一点。 有趣的是，电子控制离合器水平越来越高，如奔驰， F&S，和现在的传输系统制造商 任何情况下都适用的控制标准和收购 板离合器 .。不足为奇的是， 称自动调节离合器只有和配合电子控制离合器才能充分发挥它的潜在能力。因此，半自动 全自动 统都使用一箱控制，达到最佳的互动揪释放操作 /重新使用，及使用离合器功能。 F&S 在使用电动马达驱动 现精确摆脱极端释放，以确保旅游顺利，尤其是在不同梯度重量差异方面， 择全气动启动 统的揪释放操作，是因为 用最新 滑煞车系统，以及空气污染控制技术。 司机仍然选择适合的比例。 其他一些结构部件正在提供给原始设备制造商。 什么是使用最多的方式，司机遇到了同类液晶显示的建议：只需要单纯的把推杆推向一边，就可以做到。在道路或交通条件允许条件下，杠杆的众行移动会强制司机踩空（错过比率）。 大部分 全自动化机械卡车都装有两个 前仍在发展，但原型车营运良好，作者有机会驾驶装有 统，发动机功率为 483 千瓦的 4*2 卡车，托运重量 17 吨。 引擎动力的负荷和优化， 燃料主要是经济因素，但 意，今后绩效方案可以适用 . 类似出租车里简单的离合器，在自动轿车里也很常见，司机自己决定用或是不用 ,在舰艇里可以看到它，因为那里拿薪水的司机会永远使用它。设想一种在交通控制管理下带有智能卡的离合器。每天早上可以选择适合一天的操作程序，考虑到车辆的重量（带有拖车或不带拖车），地形（丘地或是平地）和时间（紧急或守规开车），并且都不用考虑成本。 系统性能比较 对 统来说，在城市公交车不畅通时（为了乘客更加舒适），容易操作且有吸引力的自动转换扭矩 将是个很直接的竞争。 出租车管理同 统一样，尽管 显示器显示了齿轮在“ 5H” 或“ 6L” 时是转动的。实际上根本不需要任何显示，只是为了告诉司机在适当的时候发动（梯度及保养）。 系统自动选择 2 升 (即第三箱如果当作 器 )开始。 但在改进和 /或在车重量极大的司机可以通过撤回杠杆选择 1L 或 1H。一旦车开动，迟缓的油门踏板（少踩 F&S 踏板，应该选择自动设备）表示离合器开始咬轮，没有其他办法只能该换自动扭矩转换 它的重型卡车传输系统的油门踏板装备了“防陡”便利设备。它安装在 备系统上，从而确保了紧急刹车情况下的安全驾驶。无论道路是不是平坦，刹车闸自动开启。同一信号微处理器，在重新启动以及开始拌动离合器的同时，航空春季会议可以释放并制动停车。 如排气制动效率的装备 样，通过低档调速设备提高发动机速度。但因为它具有很大的敏感性，如果引发低档调速，只能结合排气制动用脚刹车。虽然 全是同步传输，但该公司开发的自动化转变系统，不想以牺牲装置而被迅速转移。 因此，在提高发动机速度达到接近低档调速的速度，同时齿轮进入啮合，这样的好司机将会暂时踩住油门。 如今大多数发动机为了提高发动机系统速度，使用燃油泵架子是不言而喻的。 电位器、电机取代现有机械开关，现在它们被叫做电气。未来电子发动机控制系统投入使发动机速度控制系统低档调速设备像 单得多。 1 履带牵引车辆变速器改进设计 摘 要 本设计为履带牵引车辆变速器的改进设计。变速器的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使拖拉机能倒退行驶；利用空档，中断动力传递。变速器的设计满足必要的动力性和经济性指标。 本改进型变速箱 为了简化结构，减少齿轮数量 采用 空间多轴组成式结构，主变速在前、区段换档副变速在后来实现 4 （ 3 1）档；为了提高齿轮传动啮合质量 采用 啮合套换档， 常啮合斜齿圆柱齿轮传动 ； 主、副变速采用两根变速杆分别操纵， 采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档，为了保留一定的工艺继承性和能投入的较少， 保持原来变速箱孔中心距及相对位置不变 。 为了必要的分析拖拉机的牵引性和燃料的经济性本设计还绘制了拖拉机的牵引特性曲线，在说明书的校核部分，主要对齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，轴的刚度和强度以及轴承的寿命进行了计算，设计的零件均满足要求。 关键词 ： 变速器 ， 组成式结构 ， 牵引特性 ，啮合 套 2 of to of It by by of to at at to to of is in to it is up to by it in it is if to ( 3+ 1) of of by it is in to be of 3 of of of of in of to in of of up of 4 目 录 前言 6 第一章 概述 7 第二章 传 动 方 案 的 确 定 8 动 机 构 布 置 方 案 分 析 8 件结构方案分析 9 第三章 变 速 器 主 要 参 数 选 择 9 数 9 动比 9 心距 13 轮参数 13 轴承参数 15 第 四 章 拖 拉 机 的 牵 引 特 性 曲 线 15 第五 章 校核 17 齿轮强度计算 17 轴的校核 21 轴承的寿 命计算 29 设计总结 33 参考 文献 34 致谢 35 附录 36 英文 原 文 37 中文翻译 45 5 前 言 虽然自动变速器在近年来有很大发展，但手动机械变速器在拖拉机传动中仍占有很大比例。在我国相当长的时间里，手动变速器会占有很高的比例。 现有履带式拖拉机的变速箱结构大同小异，有 4 2、 6 2 档变速型式，功率流传动路径相同。该传动方案结构简单可靠，传动效率高但仍有不 足之处： 1、 受结构限制，该变速箱难以实现较大的速比范围，使拖拉机的工作速度区段较窄。东方红 13202R 履带拖拉机 6 个前进挡的速度范围为 m/h，显然，缺少 4 km/h 以下的低速作业档及缺少 20km/h 以上的高速作业档 。 2、 由于现有履带式拖拉机采用滑动齿轮换挡，变速箱只能采用直齿圆柱齿轮传动 ,致使齿轮传动啮合质量不是很高。 3、 由于发动机转速由 1500r/高倒 2300r/齿轮工作时的啮合线速度及固定在轴上的各档被动齿轮的齿顶圆线速度均大幅度提高，致使变速箱噪声大，油温高。 基于上述原因就现有东方红履带拖拉机变速箱有改进的必要。 进些年来，为了适应拖拉机对传动系统的多档位、 大扭矩和宽速比范围等日益增多的需求，变速器在在结构和技术方面都有很大的发展。传统的的三轴式变速器由于自身容量限制，已远不足以满足上述要求。传统结构变速器的最大容量，档位数一般最多只能布置到 6个前进挡和 2 个倒档。现在拖拉机需要 8 16 个前进挡。由此，倍档、半档、双中间轴和组成式变速器被研制出来 ，满足了上述要求 。 改进型变速箱主要改变功率流程、采用组成式结构实现多档化；采用常啮合斜齿圆柱齿轮传动，啮合套换挡，主 、副变速箱采用两根变速杆操作。 参考相关设计内容，采用统计和类比的方法初步确定变速箱的主要参数。 6 第一章 概述 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副 工作。 变速器用于转变发动机曲轴的转距和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种路障等不同条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要，用变速器转变发动机转距、转速 的必要性在于内燃机转距 转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性。 变速器有变速传动机构和操纵机构组成。 变速箱的分类： 变速器按其传动比的改变方式分为 有极式和无极式。无极式又可分为机械式、液力式和电力式几种，它的特点是 ：在一定的范围内可获得任何传动比，从发动机的功率的利用和提高生产率方面都有一定的优越性；但由于传动效率、制造成本和结构方面问题处于研究试制阶段。有极式可分为双轴式、三轴式和组成式，它的特点就是结构简单被广泛应用。 为保证变速器具有良好的工作性能，对 变速器提出以下 设计 要求： 1、保 证拖拉机必要的动力性和经济性。 2、设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3、设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4、设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5、换挡迅速，省力方便。 6、工作可靠，行驶过程中不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。 7、有高的工作效率和工作噪声低。 除此之外，还应满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。 7 第二章 传动方案的确定 机械式变速器因结构简单、体积较小、制造成本低、传动效率高和工作可靠等优点， 所以至今仍不失为主要的拖拉机变速系统，并得到广泛应用。 动机构布置方案分析 改进型变速箱传动简图 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴及壳体等零件的制造精度、刚度等。 三轴式与两轴式变速器的比较：三轴式的优点直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，在齿轮中心距较小的情况下可获得大的一档传动比，缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所降低；两轴式的优点：结构简单紧凑，除最高档外其他各档 的传动效率高、噪声低，它方便于前置发动机的布置且使传动系结构简单，缺点是：它没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，故噪声教大，也增加了磨损。 但因为本变速器变速范围比较大，采用两轴式、三轴式，结构比 8 较复杂齿轮较多，为了简化结构和齿轮数量，本设计采用组成式结构4 (3+1)档 ， A,B 为主变速器的啮合套， 主变速器的啮合套； C,D 为副变速器的啮合套。 件结构方案分析 一、齿轮形式 斜齿轮有使用寿命长，工作时噪声低，传动效率高等优点；但制造时 比较复杂、工作时有轴向力 。 本变速器齿轮 1 17 均采用斜齿轮；齿轮 18， 19 采用直齿轮。 二、换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。 本设计因滑动齿轮换挡只能采用直齿圆柱齿轮传动，限制了齿轮传动啮合质量进一步提高，还有本设计档位之间公比小，换挡机构连接件之间的角速度差小，所以采用啮合套换挡。它能降低制造成本，减少变速器的长度。 三、轴承的选择 变速器 轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。 因本设计采用斜齿轮传动，齿轮工作时会产生轴向力，轴前端和后端均采用 角接触轴承；齿轮绕轴转时采用滚针轴承 。 第三章 变速器主要参数选择 数 变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高运输效率，降低运输成本。 本设计为了实现较大的速比范围使用 12 4 档。 传动比 一、 各档传动比的确定 前进： m i nm a /V 3 0 k m / hk m 车 速 最 高 车 速 9 1 13 . 1 4 2 3 0 0 0 . 3 4 6 5 1 0 0 . 13 0 3 0 3 3 . 6v 12 123 . 1 4 2 3 0 0 0 . 3 4 6 5 1 0 . 0 13 0 3 0 3 0 3 . 6v 倒退： 141 . 1 / , 7 /k m h v k m h11443 . 1 4 2 3 0 0 0 . 3 4 6 5 2 7 9 . 2 93 0 3 0 1 . 1 3 . 63 . 1 4 2 3 0 0 0 . 3 4 6 5 4 2 . 93 0 3 0 7 3 . 6R o f ki i i i其中：动器传动比 边传动比 5.5；速箱传动比 变速箱前进挡传动比成等比数列，等比基数111121 3 ；倒档 1341 8 各前进档传动比： 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 各后退档传动比： 1 2 3 4 二、分配传动比并确定各对齿轮的传动比 主变速器： 1019 82 7 53 4 24 1 副变速器： 1 3 1 7 1 911 2 1 6 1 8 132 12 63 5 3 152 14Z 1 1 1Fi i i 2 2 1Fi i i 3 3 1Fi i i 11R Ri i i 4 1 2Fi i i 5 2 2Fi i i 6 3 2Fi i i 22R Ri i i 7 1 3Fi i i 8 2 3Fi i i 9 3 3Fi i i 33R Ri i i 10 1 4Fi i i 11 2 4Fi i i 12 3 4Fi i i 44R Ri i i 初选 1 计 算 得 1 2 3 2 3 4 10 三 、 定总齿数 及各齿轮齿数 由中心距、模数和螺旋角可以确定总齿数 2 c o m 由各对 啮合齿轮传动比确定各齿轮齿数 112 2 c o s 2 1 3 5 c o s 2 5 . 8 495m 2410 1Z 34 2Z 15 1 2 145 2 c o s 2 1 3 5 c o s 2 5 . 8 495m 4Z 27 5Z 22 4 25 5 178 2 c o s 2 1 3 5 c o s 2 5 . 8 495m 8271 9 7 20Z 8 29Z 7 8 25 19 1 0 2 c o s 2 1 3 5 c o s 2 5 . 8 495m 9 13Z 10 36Z 9 10 256 2 c o s 2 1 5 2 . 5 c o s 2 5 . 8 555m 6351 1F 6 33Z 6 21 2 1 3 2 c o s 2 1 5 2 . 5 c o s 2 5 . 8 555m 132121 5F 12 19Z 13 36Z 12 13 21 0 1 1 2 c o s 2 1 5 2 . 5 c o s 2 5 . 8 555m 1 1 1 05 5 1 9 11 11 31 4 1 5 2 c o s 2 1 4 2 . 5 c o s 2 5 . 8 525m 3 1 52 1 46 . 6 3 6R Z 取 14 14Z 则 15 38Z 14321537R ZZ i 14 23 15 3 51 6 1 7 2 c o s 2 1 3 3 c o s 2 5 . 8 485m 1 3 1 7 1 911 2 1 6 1 82 . 3 7 5F Z Z Z Z 1 7 1 91 6 1 81 4 取 16Z 23 则 17Z 25 16 26 17 25 51 8 1 9 2 2 1 3 3 535m 1 9 1 61 8 1 71 4 18Z 25 19Z 28 四、各档最终传动比、速度及误差 1 0 1 3 1 7 1 919 1 2 1 6 1 86 . 4Z Z Z Z Z Z 1 V km h 1 0 1 329 1 25 . 2 5Z 2 3 V km h 1 0 63954 . 1 5Z = 3V =h 8 1 3 1 7 1 947 1 2 1 6 1 83 . 3 4Z Z Z Z Z Z =6% 4V = 5 k m /h 8 1 357 1 22 . 7 5Z = 5V = 7 k m /h 866752 . 1 8Z = 6V = 9 k m /h 5 1 3 1 7 1 974 1 2 1 6 1 81 . 8 8Z Z Z Z Z Z = 7V = 1 0 k m /h 5 1 384 1 21 . 5 4 4Z = 8V = 1 2 k m /h 12 569451 . 2 2 2Z = 9V = 1 6 k m /h 1 3 1 7 1 92101 1 2 1 6 1 81 . 0 2Z Z Z Z Z = 10V = 1 9 .5 k m /h 132111 1 20 . 8 3 6Z =2% 11V = 2 3 k m / h 6212150 . 6 6 2Z = 12V = 3 0 k m / h 1 0 3 1 511 1 2 1 41 8 . 5 4 1R Z Z Z Z = = 1 k m /h 8 3 1 527 2 1 49 . 7 0 8R Z Z Z Z = = 2 k m /h 5 3 1 534 2 1 45 . 4 5 5R Z Z = = 3 k m /h 3 1 5241 2 1 42 . 9 5 4R Z Z = = 6 k m /h 中心距 A 本改进型变速箱保持原变速箱孔中心距 及相对位置不变，具有良好的工艺继承性。 1 3 轴中心距 135 3 2 轴中心距 3 4 轴中心距 144 2 4 轴中心距 2 5 轴中心距 133 齿轮参数 一 、齿轮模数 齿轮模数 m 直接决定齿轮弯曲强度，从增强弯曲强度出发，应选用大模数。但是在中心距和速比一定的情况下，若选用小模数，则可以增加齿数，使重叠系数增大，传动平稳性和齿轮接触强度都有所改善。因此，在满足弯曲强 度的前提下应用较小的模数。 根据经验公式 3 5 其中 数系数 低档转矩 、 齿宽 13 在一定范围内 b 大强度就高，但变速箱的轴向尺寸和重量亦增大。实践证明，齿宽过分增大，由于沿齿宽方向负荷分布不均匀性增大，反而使齿轮承载能力随之下降。 对于直齿 b（ 7） m 6 5 30齿 b（ 6 m 5 36 、 螺旋角 当斜齿轮轴向重叠系数为 1 时，则斜齿轮廓表面的接触线长度不变，使传动平稳，由此观点确定螺旋角。 19 30 取 四 、 压力角 一般采用标准齿形进行变位，压力角取 020 。 五 、 斜齿圆柱 与直齿 齿轮参数 表 斜齿圆柱齿轮参数 齿轮代号 齿数 法面模数（ 螺旋角（） 法面压力角（） 法面齿顶高系数 分度圆直径（ 齿顶高（ 齿顶圆直径（ 齿根圆直径（ 1 34 5 0 1 188 5 193 15 5 0 1 82 5 87 37 5 0 1 206 5 211 27 5 25 20 1 149 5 154 22 5 0 1 122 5 127 33 5 0 1 183 5 188 20 5 0 1 110 5 115 29 5 25 20 1 160 5 165 13 5 0 1 71 5 76 0 36 5 0 1 199 5 204 1 19 5 0 1 106 5 111 14 12 19 5 0 1 106 5 111 3 36 5 0 1 199 5 204 4 14 5 23 20 1 76 5 81 5 38 5 0 1 209 5 214 6 23 5 26 20 1 128 5 133 7 25 5 25 20 1 138 5 143 齿圆柱齿轮参数 参数 齿轮 18 齿轮 19 齿数 25 28 模数（ 5 5 压力角（） 20 20 齿顶高系数 1 1 分度圆直径（ 126 140 齿顶高（ 5 5 齿顶圆直径（ 131 145 齿根高（ 6 6 齿根圆直径（ 120 134 承选择 1（输入） 轴 选用角接触球轴承 7311C； 3 轴选用角接触球轴承7312C； 2（输出）轴选用角接触球轴承 7314C。 第四章 拖拉机的牵引特性曲线 一、 牵引特性曲线的意义 把拖拉机的各项牵引性和燃料经济性指标综合在一起，比较全面而具体地反映出拖拉机的各种性能指标之间的联系，可用以分析、比较和评价拖拉机的牵引性和燃料经济性。 二、理论牵引特性曲线的绘制 绘制之前须知： 发动机的调速特性曲线；拖拉机传动系各档总传动比 i、驱动轮动力半径拉机使用重量；拖拉机的滚动阻力系数 f 和滑转曲线。 具体步骤： 15 1、按所取比例 尺绘制曲线的坐标 以 O 为原点的横坐标代表挂钩牵引力 O 点往左加一段代表滚动 16 阻力中7000kg， 由该档的 曲线画出 V 曲线。 1、 发动机调速特性曲线和滑转率 曲线为已知（东方红 1302R） 3、实际速度 V 曲线 0 . 3 7 7 (1 )ek 4、画拖拉机功率 3600可由 V 曲线画出 5、画拖拉机的比油耗 可由 第五章 校核 轮强度计算 变速箱齿轮主要破坏形式是疲劳接触和疲痨弯曲破坏 。 一 、 弯曲疲劳强度计算 齿轮材料为 20r n 1 8 0 3 5 0F M P a 直齿轮 4 0 0 8 5 0F M P a 校核公式： 2 T c o m 其中： K应力集中系数 K K重合度系数 K 齿宽系数齿轮 1： 1069 5 5 0 9 5 5 0 4 4 0 . 1 32300eg y 3 c o s 2 5 . 8 1 . 5 4 5 . 63 . 1 4 3 4 5 7 . 2 1 . 4 0 . 1 9 4 2 4 4 0 . 1 3 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 2： 1069 5 5 0 0 . 4 3 1 8 9 . 2 62300 m y 3 c o s 2 3 . 8 1 . 5 4 1 . 33 . 1 4 1 5 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 1 2 2 1 8 9 . 2 6 1 8 0 3 5 0F M P a 17 对齿轮 3： 1 0 6 3 79 5 5 0 2 . 7 7 1 3 2 6 . 82 3 0 0 3 4 m y 3 c o s 2 5 . 8 1 . 5 1 8 6 . 73 . 1 4 3 7 5 7 . 2 1 . 4 0 . 1 9 2 2 1 3 2 6 . 8 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 4： 1069 5 5 0 4 4 0 . 1 32300 m y 3 c o s 2 5 1 . 5 5 6 . 33 . 1 4 2 7 5 7 . 2 1 . 4 0 . 1 9 9 2 4 4 0 . 1 3 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 5： 1069 5 5 0 0 . 8 3 5 2 . 12300 m y 3 c o s 2 4 . 6 1 . 5 5 4 . 13 . 1 4 2 2 5 7 . 2 1 . 4 0 . 1 9 9 2 3 5 2 . 1 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 6： 1069 5 5 0 0 . 8 3 5 2 . 12300 m y 3 c o s 2 6 . 3 1 . 5 3 7 . 23 . 1 4 3 3 5 7 . 2 1 . 4 0 . 1 9 9 2 3 5 2 . 1 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 7： 1069 5 5 0 4 4 0 . 1 32300 m y 3 c o s 2 4 . 6 1 . 5 7 3 . 53 . 1 4 2 0 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 4 4 0 . 1 3 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 8： 1069 5 5 0 1 . 4 9 9 6 5 9 . 7 52300 m y 3 c o s 2 5 1 . 5 7 8 . 93 . 1 4 2 9 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 6 5 9 . 7 5 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 9： 18 1069 5 5 0 4 4 0 . 1 32300 m y 3 c o s 2 3 . 7 1 . 5 1 1 0 . 93 . 1 4 1 3 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 4 4 0 . 1 3 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 10： 1069 5 5 0 2 . 8 1 2 3 2 . 3 62300 m y 3 c o s 2 5 . 2 1 . 5 1 2 1 . 13 . 1 4 3 6 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 1 2 3 2 . 3 6 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 11： 1069 5 5 0 2 . 8 1 2 3 2 . 3 62300 m y 3 c o s 2 6 . 3 1 . 5 2143 . 1 4 1 9 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 1 2 3 2 . 3 6 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 12： 1069 5 5 0 2 . 8 1 2 3 2 . 3 62300 m y 3 c o s 2 6 . 3 1 . 5 2143 . 1 4 1 9 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 1 2 3 2 . 3 6 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 13： 1069 5 5 0 2 . 8 1 . 9 2 5 2 3 7 2 . 32300 y 3 c o s 2 5 . 2 1 . 5 2 3 3 . 13 . 1 4 3 6 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 2 3 7 2 . 3 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 14： 1 0 6 3 79 5 5 0 4 7 92 3 0 0 3 4 m y 3 c o s 2 3 1 . 5 1 1 2 . 73 . 1 4 1 4 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 4 7 9 1 8 0 5 0F M P a 对齿轮 15： 19 1 0 6 3 7 3 89 5 5 0 1 3 0 0 . 1 42 3 0 0 3 4 1 4 m y 3 c o s 2 4 . 6 1 . 5 1 2 2 . 93 . 1 4 3 8 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 1 3 0 0 . 1 4 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 16： y 3 c o s 2 6 . 8 1 . 5 3 2 3 . 93 . 1 4 2 5 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 2 3 7 2 . 3 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 17： 725 y 3 c o s 2 5 1 . 5 3 2 9 . 43 . 1 4 2 7 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 2 5 6 2 . 1 1 8 0 3 5 0F M P a 对齿轮 18： 725 y 3 1 . 5 1 . 1 3993 . 1 4 2 6 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 2 5 6 2 . 1 4 0 0 8 5 0F M P a 对齿轮 19： y 3 1 . 5 1 . 1 3 1 5 . 83 . 1 4 3 1 5 7 . 2 1 . 4 0 . 2 0 7 2 2 9 2 6 . 9 4 0 0 8 5 0F M P a 由上述计算结果可得所有齿轮均满足弯曲疲劳强度要求。 二 、接触疲劳强度计算 3( 1 ) K b i 其中： k 系数（对直齿轮 斜齿轮 A中心距 i传动比； b有效齿宽 ； M小齿轮扭矩； 作状况系数 角变位修正对接触强度的影响系数 许用接触应力 H 1000 140020 对齿轮 1， 2 32 9 2 . 5 ( 0 . 4 3 1 ) 1 8 9 . 2 6 1 . 6 5 1 6 . 6 4 1 3 5 3 6 0 . 4 3 P a 对齿轮 2， 3 32 9 2 . 5 ( 2 . 4 7 1 ) 1 8 9 . 2 6 1 . 6 5 2 4 . 6 1 4 4 3 6 2 . 4 7 M P a 对齿轮 4， 5 32 9 2 . 5 ( 0 . 8 1 1 ) 3 5 2 . 1 1 . 6 5 2 3 . 6 1 3 5 3 6 0 . 8 1 P a 对齿轮 5， 6 32 9 2 . 5 ( 1 . 5 1 ) 3 5 2 . 1 1 . 6 5 2 4 . 9 1 5 2 . 5 3 6 1 . 5 M P a 对齿轮 7， 8 32 9 2 . 5 ( 1 . 4 5 1 ) 4 4 0 . 1 3 1 . 6 5 3 1 1 3 5 3 6 1 . 4 5 P a 对齿轮 9， 10 32 9 2 . 5 ( 2 . 7 7 1 ) 4 4 0 . 1 3 1 . 6 5 4 2 . 8 1 3 5 3 6 2 . 7 7 M P a 对齿轮 10， 11 32 9 2 . 5 ( 0 . 5 3 1 ) 1 2 3 2 . 3 6 1 . 6 5 3 7 . 5 1 5 2 . 5 3 6 1 . 5 P a 对齿轮 12， 13 32 9 2 . 5 ( 1 . 8 9 1 ) 1 2 3 2 . 3 6 1 . 6 5 5 1 . 5 1 5 2 . 5 3 6 1 . 8 9 M P a 对齿轮 14， 15 32 9 2 . 5 ( 2 . 7 1 1 ) 4 7 9 1 . 6 5 4 1 . 7 1 4 2 . 5 3 6 2 . 7 1 P a 对齿轮 16， 17 32 9 2 . 5 ( 1 . 0 8 1 ) 2 3 7 2 . 3 1 . 6 5 6 1 . 8 1 4 2 . 5 3 6 1 . 0 8 M P a 对齿轮 18， 19 21 33 3 8 . 3 ( 1 . 1 9 1 ) 2 5 6 2 . 1 1 . 6 5 7 6 . 4 1 4 2 . 5 3 6 1 . 1 9 P a 的校核 一 、轴的刚度验算 轴在水平面内的挠度直面内的挠度角 ，圆周力向力向力 a 23 a )3rF ab b l 弹性模量： E 52 0E M P a 惯性力矩： 464d：轴的直径 对于 1（ 输入 ） 轴： 齿轮幅 1 和 9 离支撑点近，挠度较小不必计算，只考虑齿轮幅 4 即可。 T d 64
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