机械毕业设计（论文）-中型船式拖拉机传动装置设计【全套图纸】 .pdf

黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 abstract. 第 1 章 绪 论 . 1 1.1 课题研究的目的和意义 1 1.2 本课题的研究现状和发展趋势 1 1.2.1 研究现状 1 1.2.2 发展趋势 2 1.3 课题研究的主要内容 2 第 2 章 总体方案设计 4 2.1 设计原则 4 2.2 基本结构 . 4 2.3 工作原理 5 2.4 特色创新之处 5 2.5 本章小结 5 第 3 章 离合器的选择 6 3.1 离合器的功用和类型 6 3.2 动力输出轴 6 3.3 综合分析与选用 7 3.4 本章小结 . 7 第 4 章 变速器设计 7 4.1 变速器结构形式的选择 . 7 4.2 初始设计数据 10 4.3 总传动比计算与分配 . 11 4.4 中心距的确定 . 12 4.5 齿轮的设计计算 . 13 4.5.1 齿轮参数 . 13 4.5.2 各档齿轮及动力输出齿轮齿数的分配 . 13 4.5.3 传动装置运动和动力参数的计算 . 17 4.5.4 齿轮强度的计算与校核 . 19 4.6 轴的设计计算 . 25 4.6.1 变速器第一轴的设计 . 25 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4.6.2 动力输出主动轴的设计 . 26 4.6.3 变速器第二轴的设计 . 27 4.6.4 其他各轴最小直径的确定与轴承选择 . 27 4.7 换挡结合套及操纵机构的设计 . 27 4.7.1 啮合套的设计 . 27 4.7.2 变速器操纵机构 . 28 4.8 本章小结 . 29 第 5 章 分动器设计 30 5.1 分动器的类型选择 . 30 5.2 设计初步分析 . 31 5.3 传动装置运动和动力参数的计算 . 32 5.4 齿轮设计 . 33 5.5 轴的设计计算 . 33 5.6 本章小结 . 34 总 结 . 34 参考文献 35 致 谢 . 36 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 课题研究的目的和意义 我国是农业大国，但传统的耕作方式相对落后，劳动生产率与作物产量都偏低，而农民劳动 强度大，劳动繁重。因此农业机械化在农业可持续发展中起着巨大的作用，其中水田作业机械的 地位尤为突出，而深泥脚水田机械化又是水田机械化中的一大难题（史滦平，1990）。这种挑战 下诞生了机耕船，突破了这一大难题。 传动系统是机耕船的一个重要组成部分，布置在发动机和驱动轮之间。传动系统的可靠性直 接关系到耕作的效果和生产效率以及驾驶员的操作舒适性（mara tanelli , giulio panzani ,2010）。 机耕船自诞生以来至今，除发展初期有较大发展以外，近二三十年一直没有太大的发展，受全国 范围内水田分布复杂等多方面原因影响，只是小批量小功率机型的生产。主打产品为后轮驱动三 轮式机耕船。但随着科学技术以及农业技术农艺要求的发展，机耕船的发展开始渐渐出现脱节现 象，产品供不应求，作业效率勉强满足要求。因此，机耕船急待进一步发展，而传动系统的改进 是至关重要的一部分。本课题设计四轮驱动传动系统，旨在改进上世纪七十年代以来的两轮驱动 式三轮小功率机耕船，提高机耕船的牵引动力性以及行驶通过性进而适应更加复杂的深泥脚水田 或沤田作业，提高机耕船作业效率，提高劳动生产力，改善作业难度以及机耕船驾驶舒适性，降 低农民劳动强度。四轮驱动在机耕船上的运用将是机耕船发展新的转折点，水田机械化的发展也 将因此取得重大突破进而跟上现代农业发展的节奏。 1.2 本课题的研究现状和发展趋势 1.2.1 研究现状 所谓四驱技术，就是汽车前后轮都有动力，目的是使车辆按行驶路面状态的不同将发动机输 出扭矩按不同比例分布在前后车轮上，以提高汽车的行驶能力。在早期四轮驱动技术大多用在越 野车上，现在很多轿车以及拖拉机也都越来越多的装备了这项技术。 对于机耕船的研究，国外基本上还没有涉足。国内的机耕船诞生于上世纪六十年代，最早的 是一台船形履带式沤田拖拉机，其传动系统非常简单，动力由一级皮带轮传动经两边撞块式离合 器、减速箱传至行走机构（武汉工学院拖拉机教研室机耕船研究室，1980）。后来逐渐发展成拥 有一个前端导向轮的后轮驱动机耕船，采用皮带轮传动，经减速箱至驱动轮，单边离合进行转向。 八十年代以后至今，机耕船的发展有所停滞，一直保持着小功率三轮皮带传动模式，皮带传动效 率低功率损耗大，田间耕作效率也不是很高。最早的四驱机耕船是万县- 12 型四轮驱动机耕船，牵 引力大、越野性好、能适应多种土壤（武汉工学院拖拉机教研室机耕船研究室，1980）。但之后 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 也没有其他机型的四轮驱动机耕船，说明四轮驱动机耕船的深入发展遇到严重阻碍，应用中仍然 以三轮式为主。直到去年年底，湖北金驰机器有限公司试制出一台 jc- 489 型四驱多功能机耕船， 四驱机耕船的研究才有所突破，但仍处于初期阶段，有待更深入的研究发展。 1.2.2 发展趋势 进入 80 年代，随着国民经济的调整和农村经济体制的改革，机耕船的产销出现了较大幅度的 下降（史滦平，1990）。到现如今，产销虽有增幅，但也只是小批量订做式生产，水田作业提出 的需求又是机耕船出现了供不应求的局面。这说明机耕船在水田机械化中仍具有强大的生命力。 由此可见，机耕船的结构与质量改进与扩大规模生产迫在眉睫，机耕船的优点和它在水田机械化 中的作用是不容忽视的。 机耕船传动系统的组成与结构与拖拉机相似，功用也基本相同，但由于机耕船机构简单，传 动系结构相对拖拉机传动系简单。目前的机耕船传动系主要包括皮带传动、离合器、变速箱、中 央传动和最终传动五个部分（武汉工学院拖拉机教研室机耕船研究室，1980）。传动系可按传动 比变化情况分为有极式传动和无级式传动，现有的机耕船绝大多数都采用有级式传动。目前机耕 船主要是两轮驱动外加一个导向轮，随着机耕船的继续发展，机耕船已经逐渐向四轮驱动发展， 可将拖拉机的传动系统运用到机耕船上，使得两者之间基本实现结构、原理通用，这样机耕船牵 引能里增大，工作效率会进一步提高，将机耕船的发展推向新的阶段。 以往的历史表明，由于机耕船产品生产的批量上不去，直接影响了产品的质量、成本和生产 厂的经济效益。经验表明，机耕船中某些部件完全可以与拖拉机通用，只是传动系负荷大小不同。 目前亟待解决的问题就是要实现机耕船设计的系列化、标准化、通用化，提高机耕船的质量与生 产批量，往更先进更实用的方向发展，进一步解放劳动力与提高劳动生产率。拖拉机零部件与机 耕船零部件的通用性也将是一个极具发展前景的方向。最终实现在一条生产线上可以既生产拖拉 机，又生产机耕船，这样就可以使生产厂的产量上去，对保证机耕船的质量和降低成本也有决定 性的作用，这无疑是我国发明的机耕船得以继续发展的一条行之有效的途径（史滦平，1990）。 机耕船是我国在解决水田机械化中的一项卓有成效的发明，随着农业体制改革的深入，农业 生产力进一步发展，机耕船必将在水田机械化事业中发挥更大的作用。 1.3 课题研究的主要内容 针对我国南方水田和旱地耕整的农艺要求，设计一种既可进行水田水耕，又可进行水田旱耕、 旱田旱耕的四轮驱动中型船式拖拉机。设计的中型船式拖拉机具有动力输出装置，可在简易公路 运输和田间作业转移，有 3 个前进挡位和 1 个后退挡位。其主要研究内容如下： （1） 根据功能要求，确定四驱传动方案； （2） 离合器的选择； （3） 变速器的设计计算； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 （4） 分动箱的设计计算； （5） 总装图、部装图、零件图的绘制。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章 总体方案设计 2.1 设计原则 总体方案拟将 1gmcl- 70 型船式旋耕埋草机船体部分加长加宽，同时增加变速箱部分，使其 道路行驶有 3 个前进档和 1 个倒档。 2.2 基本结构 将离合器、变速器、分动器有机的结合起来以完成各自功能，传动系统简图如图 2- 1 所示 图图 21 传动路线传动路线 fig.2- 1 transmission route 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 1.变速器第一轴常啮合齿轮 2.中间轴常啮合齿轮 3.变速器第二轴 ii 挡空套齿轮 4.中间轴挡齿轮 5.变速器第 二轴 i、倒档滑动齿轮 6. 中间轴 i、倒挡齿轮 7、8.倒挡中间齿轮 9.动力输出主动齿轮 10.动力输出被动齿轮 11.分动箱主动齿轮 12.分动箱中间齿轮 13.分动箱被动齿轮 a.离合器 b.分离轴承 c.动力输出主动轴 d. 变速箱第一轴 e、o.接合套 f.变速器第二轴 g.滑动齿轮 h. 连接套 i.分动箱第一轴 j.变速器中间轴 k.分动箱中间轴 l. 动力输出轴 m.倒档轴 n.箱体 p.分动箱第二 轴 q.万向联轴器 2.3 工作原理 该传动系统中，离合器为主副独立控制。变速器为三轴式，齿轮 1 与第一轴制成一体，齿轮 3 空套在第二轴上，齿轮 5 是采用花键连接并能通过操纵结构轴向滑动的 i、倒档公用的从动齿轮， 齿轮 6 是与中间轴制成一体的 i、倒档公用的主动齿轮。分动箱第二轴上的接合套可以通过操纵机 构实现工作机在四驱与两驱之间转换。 2.4 特色创新之处 本机是原机型的改进行，主要针对我国南方水田和旱地耕整的农艺要求进行设计，既可进行 水田水耕，又可进行水田旱耕、旱田旱耕的中型船式拖拉机传动装置。设计的中型船式拖拉机传 动装置具有动力输出装置，可在简易公路运输和田间作业转移。 2.5 本章小结 本课题研究的传动系统主要包括离合器、变速器以及分动器。根据设计要求，需设置三个前 进挡和一个倒档，并且工作机为四驱。离合器将发动输出的动力分配给变速器和动力输出轴，变 速器实现设计中的档位要求并将动力传递给分动箱，分动箱将动力分配给前后驱动桥并起副减速 作用。再根据变速器与分动器的选型确定本设计传动方案。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 第 3 章 离合器的选择 3.1 离合器的功用和类型 在汽车拖拉机传动系统中，离合器是与发动机直接关联的重要部件。离合器通常装在发动机 与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。离合器的主要功用是切 断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减 少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩， 以防止传动系个零部件因过载而损坏（李文哲，许绮川，2006） 。 目前，用于车辆上的离合器主要有摩擦式离合器；液力耦合器；电磁离合器等三类。汽车和 拖拉机至今主要是广泛的采用摩擦式离合器，按其结构及工作特点又有不同的分类：按摩擦片数 目分为单片式、双片式和多片式；按压紧装置的结构分为弹簧压紧式、杠杆压紧式、液力压紧式 和电磁力压紧式；按摩擦表面工作条件分为干式和湿式；按离合器在传动系统中的作用分为单作 用式和双作用式。 3.2 动力输出轴 本课题设计的是船式拖拉机传动系统，包含动力输出轴的传动与布置。动力输出轴一般都是 布置在拖拉机的后面，也有布置在前面的。国家标准后置式动力输出轴离地高度在 500 到 700mm 范围内，并在拖拉机纵向对称面内左右偏差不得超过 500mm（李文哲，许绮川，2006） 。轴端都采 用八齿矩形花键。根据转速数，动力输出轴可分为标准式动力输出轴和同步式动力输出轴。 同步式动力输出轴的动力传动齿轮都位于变速箱第二轴之后，无论变速箱换入那个档速，动 力输出轴的转速总是与驱动轮的转速“同步”，如上海- 50 等拖拉机上都具有同步式动力输出方式。 同步式动力输出轴用来驱动那些转速需适应拖拉机行驶速度的农机具，如播种机和施肥机等，以 保证播量均匀。同步动力输出轴的操纵由主离合器控制。 与同步式不同，标准式动力输出轴动力由发动机或经离合器直接传递，动力输出转速只取决 于拖拉机的发动机转速。根据标准式动力输出轴操纵方式不同，输出轴又可分为独立式动力输出 轴、半独立式动力输出轴和非独立式动力输出轴三种。非独立式动力输出轴没有单独的操纵机构， 它的传动和操纵都通过主离合器。半独立式输出轴的的传动和操纵由双作用离合器中的动力输出 轴离合器控制，但操纵机构仍与主离合器共用，因此工作过程中不能单独停止动力输出轴的工作。 独立式动力输出轴的传动和操纵都有单独的机构来完成，与主离合器的工作不发生关系。在采用 独立式动力输出轴的拖拉机上装有一个主离合器和副离合器布置在一起的双联离合器，用两套操 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 纵机构分别操纵主副离合器。动力输出轴由副离合器控制，既可以改善拖拉机发动机因起步而导 致的过大负荷，又能满足不同农机具的作业要求。 3.3 综合分析与选用 目前，农用拖拉机基本上都是配用的双作用离合器，主副离合器分别控制传动系统和动力输 出的动力。主要区别在于部分采用主副离合器用一套操纵机构按顺序操纵（联动双作用离合器） ， 另一部分主副离合器用别用两套操纵机构操纵 （双联离合器） 。 双联离合器之于联动双作用离合器， 附加转动惯量小，发动机性能保持性好，操纵轻便灵活；离合器滑摩与发热指数同比减小，有利 于提高可靠性；双作用状态稳定性差，但属于空载操作频次低，影响较小；操纵轻便省力，农艺 适应好，具有相对优势（沈崇鑫，1998） 。 机耕船主要在深泥脚或沤田中工作，条件恶劣，因此就要求传动的农艺适应性好，操纵机构 方便省力，提高操纵的舒适度。综合分析，选择动力输出轴独立控制的双联离合器。经过查阅文 献资料，选用获得国家专利的东风 300 拖拉机独立操纵式双作用离合器。 3.4 本章小结 本章主要对该设计进行离合器的选型，离合器的主要功用是切断和实现发动机与 传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速 器中换档齿轮间的冲击。综合考虑机耕船的工作环境恶劣，因此就要求传动的农艺适 应性好，操纵机构方便省力，提高操纵的舒适度。经过查阅文献资料，选用获得国家 专利的东风 300 拖拉机独立操纵式双作用离合器。 第 4 章 变速器设计 4.1 变速器结构形式的选择 本设计采用的是机械式变速器。机械式变速器又分为有级变速器和无级变速器。有级变速器 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98） ，因此在各类车辆 上均得到广泛的应用。本设计选用有级式变速器。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递 的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。变速器齿轮传动结 构方案基本上有两种：通过一对齿轮变速的两轴式和通过两对齿轮变速的三轴式。 三轴式变速器如图 4- 1 所示， 其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应 齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时， 齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损 及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。 在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是 三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。 图图 4- 1 三轴式变速器三轴式变速器 fig.4- 1 three- axis gearbox 1第一轴；2第二轴；3中间轴 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 两轴式变速器如图 4- 2 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、轮廓尺寸小、布置方便等优 点。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力- 传动系统紧凑、操纵性 好且可使汽车质量降低 6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图 4- 2 所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主 减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降 低了成本。各档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难； 而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作 时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取 值的上限也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 图图 4- 2 两轴式变速器两轴式变速器 fig.4- 2 two- axis gearbox 1第一轴；2第二轴；3同步器 对于发动机前置后轮驱动或者四轮驱动车辆上，变速器一般都采用三轴式，其结构布置最为 典型。因此，本设计中变速器采用三轴式布置。变速器第一轴（输入轴）后端与长啮合主动齿轮 做成一体，第二轴（输出轴）前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴线在同一条直线 上，经啮合套将它们连接后可得到直接档。 变速器换挡方式有三种：滑移齿轮式，接合套式、同步器式。采用滑动齿轮滑档， 结构简单、紧凑，容易制造。对于这种形式来说，大多采用直齿滑动齿轮的方案，它 的缺点在于换挡时由于各档齿轮角速度不同而产生冲击，影响行驶安全性，要求驾驶 者技术熟练（张炳力，2011） 。由于变速器第二轴与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以 可以用移动啮合套换挡，较滑移齿轮而言减少了啮合齿轮的磨损，延长了齿轮寿命， 但不能消除冲击，适用某些要求不高的档位及重型货车变速器。使用同步器能保证迅 速、无冲击、无噪声换挡，而与操作熟练程度无关，从而提高汽车的加速性、经济性 和行驶安全性。通常运用于行驶速度较快以及档位速度差较大的车辆上。变速器中常 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 采用以上三种换挡方式的两两组合。由于拖拉机作业与行驶速度较低，各挡速度差也 较低，因此，本设计中长啮合齿轮传动的档位用啮合套来实现，一档和倒档采用滑移 齿轮换挡。 4.2 初始设计数据 （1）发动机：见表 4- 1； （2）水田轮半径 r0=450mm，胶轮半径 r=450mm； （3）传动效率：见表 4- 2； （4）根据设计要求，变速箱三个前进档一个倒档。动力输出设一个档，动力输出轴取标准值 720r/min。根据农艺要求初选各档速度：见表 4- 3。 表表 4- 1 发动机参数发动机参数 table 4- 1 engine parameters 型号 额定功率/转速 kw(ps)/(r/min) 柴油机怠速 (r/min) 最大扭矩/转速 (n.m)/(r/min) d226b3 37(50)/2200 70050 193/14401660 表表 4- 2 传动效率传动效率 table 4- 2 transmission efficiency 离合器 （平摩擦传动） )( 离 h 滚动轴承 ( 滚 h) 圆柱齿轮传动（6、7 级精度） ）（ 齿 h 0.850.92 0.99 0.980.99 表表 4- 3 格挡行驶速度格挡行驶速度 table 4- 3 speed of each stalls 档位 i 档 ii 档 iii 档 倒档 行驶速度(km/h)/(m/s) 5.4/1.5 9/1.5 12.6/3.5 21.6/6 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 4.3 总传动比计算与分配 传动系总传动比是根据农艺要求的机耕船速度来确定的。用驱动水田轮顶圆半径 r0的某档水 田计算速度 vj与总传动比的关系是： 1000 60 2 0 = i en j i n rvp 因此，总传动比应为 j en i v rn i 0 337 . 0 = （41） 式中 vj某档的计算速度（km/h） ； nen发动机标定转速（r/min） ； r0水田轮顶圆半径（m） 。 根据式（51）算得： i倒=69.12； i=41.45； i=29.62； i=17.28。 在确定了传动方案和总传动比后，需要把总传动比合理的分配到各个传动部件上。系统总传 动比 ii等于各部件传动比之乘积，即： mzbi i iiii= （42） 式中 ibi变速箱第 i 档传动比； iz中央传动的传动比； im最终传动的传动比。 在不使变速箱过于增速的情况下，传动比分配应按前小后大、前密后疏的原则来确定。即在 结构布置允许的条件下，尽量的把最终传动、中央传动的传动比取大些，是零件数目较多的变速 箱有较小的工作载荷和较小的重量，已达到减轻整机重量的目的。 根据上述原则，参照一些机耕船的数据，iz和 im大致在下列范围内； 单级最终传动时 im=2.55； 两级最终传动时 im=58.5； 中央传动传动比 iz=2.35.5。 因为本设计中变速器的结构为中间轴式，设有直接档，即档，从而变速箱三档传动比 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 ib=1， 得到 28.17= = b mz i i ii， 根据式（42）计算得到： ib倒=4； ib=2.339; ib=1.714。 再根据分配原则，取中间传动传动比 iz=3，从而最终传动传动比 im=5.76。 将以上算得的结果列表，如表 4- 4 所示。 表表 4- 4 传动比分配传动比分配 table4- 4 transmission ratio distribution 档位 变速箱传动比 中央传动比 最终传动比 总传动比 档 1.714 3 5.76 41.45 档 2.339 29.62 档 1 17.28 倒档 4 69.12 动力输出传功比为 056. 3 720 2200 0 =i 4.4 中心距的确定 对中间轴式变速器，中心距 a 是指中间轴与输出轴（第二轴）轴线之间的距离。该基本参数 的大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度有影响。 可根据经验公式初选中心距 a，即 3 1maxgea itkah= （43） 式中 a 为变速器中心距（mm） ； ka为中心距系数，乘用车取 ka=8.99.3，商用车 ka=8.69.6，多档变速器 ka=9.511； temax为发动机最大转矩（n.m） ； i1为变速器一档传动比； g为变速器传动效率，取 0.96（张炳力，2011） 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 取 ka=11，则，根据式（43）得 95.8396. 0399. 219311 3 =amm 该数值仅作为参考，乘用车变速器中心距在 6585mm 范围内变化，而商用车的变速器中心距在 80170mm 范围内变化。原则上总质量小的车辆，变速器中心距也小些。由于本设计为机耕船传动 系中的变速器，与拖拉机类似，行驶速度低，总传动比大，传动件承受载荷更大，因此在商用车 变速器中心距范围内选择。本设计中取 a=168mm。 4.5 齿轮的设计计算 档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，一档和倒档采用滑动直齿轮传动。 4.5.1 齿轮参数 （1）模数 m 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工 艺要求等。变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他档位选用另一种模数。一些情况下变速器各 档齿轮选择相同的模数。本设计中齿轮模数初定为 4mm。 接合套的接合齿多数采用渐开线齿形，本设计中，接合套模数初选为 3mm。 （2）压力角a 遵照国家规定取齿轮压力角为 o 20，接合套压力角为 o 30。 （3）螺旋角b 为了不使轴承受过大的轴向力， 斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角不宜选得过大， 常在 oo 208=b 时间选择（濮良贵、纪名刚，2006） 。 （4）齿宽 b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮的工作平稳性、齿轮强度和和齿轮工作时的受力程度等均有 影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减轻重量，但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的 优点被削弱，齿轮的工作应力增加；选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿 轮沿齿宽方向受力不均并在齿宽方向磨损不均匀。齿宽在进行齿轮强度校核的时候再进行选择。 （5）齿顶高系数 f0 齿顶高系数值取为 1.0。 4.5.2 各档齿轮及动力输出齿轮齿数的分配 确定变速器各档齿轮齿数时应考虑：符合动力性、经济性对各档传动比的要求；最少齿 数应至少不产生根切（否则应考虑设计变位齿轮传动） ；为使齿面磨损均匀，相互啮合的齿轮齿 数互为质数；齿数多，可降低齿轮传动噪声。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 变速器传动方案如图 4- 3，下面进行各档齿轮齿数分配。 图图 4- 3 变速器传动方案变速器传动方案 fig.4- 3 gearbox transmission scheme （1）确定一档齿轮的齿数 一档传动比 61 52 zz zz ib= （54） 如果 z5、z6的齿数确定了，则 z2与 z1的传动比可求出，为了求 z2、z1的齿数，先求其齿数和 zh： m a zh 2 = （55） 因模数 m=4mm，从而84 4 1682 = = h z。 中间轴上的 一档小齿轮的齿数尽可能小些，以使 z5/z6的传动比大些在 ib一定的条件下，的 传动比可分配小一些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，一边在其内腔设置第二轴的前轴承并保 证轮辐足够的厚度。 取 z6=53，z5=zh- z6=53。 （2）对中心距进行修正，因 zh刚好是整数，无需修正。a=168mm 作为各档齿轮齿数分配的 依据。 （3）确定常啮合齿轮副的齿数 初选螺旋角 o 14=b。 由式（44）求出常啮合传动齿轮的传动比 403. 1 5 6 1 2 = z z i z z b （46） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 而常啮合传动齿轮的中心距和一档齿轮的中心距相等，即 bcos2 )( 21 zzm a n + = （47） 解方程式（46）和（47） ，取 z2=46，z1=33。 核算一档传动比 382. 2 61 52 = zz zz ib， 与原传动比 2.399 相差不大，无需调整。再根据 z1、z2算出螺旋角值 o 868.19 2 )( arccos 21 2 = + = a zzmn b （4）确定二档齿轮的齿数 初选螺旋角 o 14=b。 当螺旋角 4 b与 2 b不同时，有 714. 1 41 32 = zz zz ib （48） 而 168 cos2 )( 4 43 = + = b zzm a n mm （49） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，并按端面参数计算可得 )1 ( tan tan 4 3 21 2 4 2 4 2 z z zz z r r + + = b b （410） 联解以上三个方程式可求出 3 z、 4 z和 4 b三个参数。 采用试凑法， 先选定螺旋角 4 b， 求出 3 z、 4 z，再带回式（410）检查至符合要求为止。 取45 3 =z，36 4 =z，带回算得 o 358.15 4 =b。 带回式（410）得 3157 . 1 358.15tan 868.19tan tan tan 4 2 = o o b b 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 3101. 1)1 ( 4 3 21 2 =+ +z z zz z 两数值相差很小，可不再调整。 核算二档传动比 74. 1 41 32 = zz zz ib 与原传动比 1.714 相差不大，无需进行调整。 （5）确定倒档齿轮齿数 倒档布置方案如图 4- 4，齿轮 5 为、倒档滑动齿轮，与齿轮 6 啮合挂入一档，与齿轮 8 啮合 挂入倒档。齿轮 5 与齿轮 6 啮合时要保证齿轮 5 与齿轮 7 齿顶间的间隙，但实际上 z7大于 z8，从 而该齿顶间隙不能保证。为解决此问题，将中间轴上的、倒档齿轮做成一体，即将齿轮 6 宽度 加大，安装时齿轮 7 与齿轮 6 左端保持常啮合，挂入以当时齿轮 8 与齿轮 6 右端啮合，从而保证 齿轮 5 与齿轮 7 不产生干涉。设齿轮 6、7 的中心距为 a1，齿轮 5、8 中心距为 a2。因为齿轮 5、6 的模数为 4mm，从而齿轮 7、8 的模数也应为 4mm。 图图 4- 4 倒档布置方案倒档布置方案 fig.4- 4 reverse layout 倒档传动比为 4 861 572 = zzz zzz i倒 （411） 代入已知数值得到 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 678. 1 8 7 = z z 根据齿数选择的原则，取 z7=42，z8=25。 从而 mm zzm a146 2 )( 76 1 = + = （412） mm zzm a156 2 )( 85 2 = + = （413） （6）动力输出齿轮齿数的确定 动力输出的减速传动采用直齿轮传动。由于本设计结构的要求，动力输出主动轴与从动轴的 中心距和变速箱中心距同，即 mm zzm a168 2 )( 109 = + = （414） 取模数 m=4mm，又因 i倒=3.056 得到 z9+z10=84， 取 z9=21，z10=63。 动力输出传动比调整为3= 倒 i。 4.5.3 传动装置运动和动力参数的计算 （1）各轴转速 动力输出主动轴 min)/(2200 1 rn = 动力输出从动轴 min)/( 3 .7332200 10 9 2 r z z n= 变速器第一轴 min)/(2200 3 rn = 变速器中间轴 min)/( 3 .15782200 2 1 4 r z z n= 变速器第二轴（一档） min)/( 1 .9232200 52 61 5 r zz zz n= 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 变速器第二轴（二档） min)/(6 .12622200 32 41 5 r zz zz n= 变速器第二轴（三档） min)/(2200 5 rn = 变速器第二轴（倒档） min)/(5 .5492200 572 861 5 r zzz zzz n= 变速器倒档轴 min)/(11652200 72 61 6 r zz zz n= （2）各轴功率 动力输出主动轴 )(3 .33 1 kwpp e = 离 h 动力输出从动轴 )(3 .32 2 kwpp e = 齿滚离 hhh 变速器第一轴 )( 3 . 33 13 kwpp= 变速器中间轴 )( 3 .32 24 kwpp= 变速器第二轴（一、二档）)(345.31 22 5 kwpp e = 齿滚离 hhh 变速器第二轴（三档） )(967.32 5 kwpp e = 滚离h h 变速器第二轴（倒档） )(4 .30 33 5 kwpp e = 齿离h h 变速器倒档轴 )(345.31 22 6 kwpp e = 齿滚离 hhh （3）各轴扭矩 动力输出主动轴 ).(55.1449550 1 1 1 mn n p t= 动力输出从动轴 ).(65.4209550 2 2 2 mn n p t= 变速器第一轴 ).(55.1449550 3 3 3 mn n p t= 变速器中间轴 ).(5 .1959550 4 4 4 mn n p t= 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 变速器第二轴（一档） ).( 3 .3249550 5 5 5 mn n p t= 变速器第二轴（二档） ).( 1 .2379550 5 5 5 mn n p t= 变速器第二轴（三档） ).( 1 .1439550 5 5 5 mn n p t= 变速器第二轴（倒档） ).(33.5289550 5 5 5 mn n p t= 变速器倒档轴 ).(95.2569550 6 6 6 mn n p t= 在进行齿轮的计算与校核以及变速器各轴的设计计算时，按设计需求对上述数值进行选择。 一般都是在传递最大扭矩情况下进行校核。依据转速以及传递的功率可进行其他参数的选择。 4.5.4 齿轮强度的计算与校核 轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀） 、滑移换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合式变速器齿轮的主要 破坏形式（张炳力，2011） 。不同的工作条件，对齿轮传动的要求不同，故对齿轮材料的要求也不 同。 （1） 一档齿轮的校核计算 材料选择 小齿轮和大齿轮均选择 40cr，调质处理，hbs=240280。材料热处理质量可达 mq 要求，查相关图表得， ahh mp760 2lim1lim =ss aff mp300 2lim1lim =ss 主要参数 齿数 z6=31，z5=53；模数 m=4mm，齿宽 b=60mm；压力角 o 20=a。小齿轮传 递的额定转矩 t=195.5(n.m)，转速 n=1578(r/min)，小齿轮圆周速度 )/(25.10 100060 sm dn v= = p （415） 切向力 n d t ft3153 2000 = （416） 取齿轮的精度等级为 887fh gb1009588。 校核齿面接触强度和齿根弯曲强度，校核公式参照表 4- 5（张展，2009） 。 表表 4- 5 校核公式校核公式 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 table4- 5 checking formula 项目 齿面接触疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度 计算应 力(mpa) abbe s hhva t ehbd h kkkk u u bd f zzzzz 1 1 = abbe s ffvabsafa n t f kkkkyyyyy bm f = 许用应 力(mpa) xwrvlnthhp zzzzzz lim ss= xrreltreltntstffp yyyyy d ss lim = 安全系 数 minh h hp h ss= s s minf f fp f ss= s s 各式中 a k适用系数； v k动载荷系数； bbfh kk，接触强度和抗弯强度计算的齿向载荷分布系数； aafh kk，接触强度和抗弯强度计算的齿间载荷分配系数； bd z单对齿啮合系数，是把齿轮节点处的接触应力折算到单对齿啮合区内界点处的接触应力 系数，大小齿轮分别计算，对绝大多数情况下可取1= bd z； t f分度圆上的名义圆周力； b工作齿宽（mm） ； 1 d小齿轮分度圆直径（mm） ； u齿数比， 12 zzu =； h z节点区域系数； e z弹性系数（mpa） ； ee yz ，接触强度和抗弯强度计算的重合度系数； bb yz ，接触强度和抗弯强度计算的螺旋角系数； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 b y轮缘系数； limlimfh ss，试验齿轮的接触、弯曲疲劳极限（mpa） ； limlimfh ss，接触、抗弯强度的最小安全系数； ntnt yz，接触、抗弯强度的寿命系数； l z润滑剂系数； v z速度系数； r z粗糙度系数； w z工作硬化系数； xx yz ，接触、抗弯强度计算的尺寸系数； n m法向模数； af y齿形系数； as y应力修正系数； st y试验齿轮的应力修正系数、0 . 2= st y； relt yd相对齿根圆角敏感系数； rrelt y相对齿根表面状况系数。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 参照参考文献（张展，2009） ，查阅相关图表得到上述参数的具体数值，见表 4- 6。 表表 4- 6 齿轮参数表齿轮参数表 table4- 6 parameter table of gears 参数 数值 参数 数值 参数 数值 参数 数值 a k 1.25 1 d(mm) 124 limh s(mpa) 760/760 w z 1.0 v k 1.17 u 1.71 limf s(mpa) 300/300 x z 1.0 bh k 1.292 h z 2.5 limh s 1.0 x y 1.0 bf k 1.256 e z 189.8 limf s 1.4 n m(mm) 4 ah k 1.0 e z 0.966 nt z 0.91/0.92 af y 2.50/2.32 af k 1.0 e y 0.875 nt y 0.88/0.9 as y 1.63/1.71 bd z 1.0 b z 1.0 l z 1.02 st y 2.0 t f(n) 3153 b y 1.0 v z 1.0 relt yd 0.98/0.99 b(mm) 60 b y 1.0 r z 0.85 rrelt y 0.962/0.962 齿面接触应力 abbe s hhva t ehbdh kkkk u u bd f zzzzz 1 1 = （417） mpa4 .436 1292. 171. 125. 1 71. 1 171. 1 60124 3153 1966. 08 .18925. 11 = + = 许用接触应力 xwrvlnthhp zzzzzz 11lim1 ss= （418） mpa6 .599 1185. 0102. 191. 0760 = = 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 xwrvlnthhp zzzzzz 22lim2 ss= mpa2 .606 1185. 0102. 192. 0760 = = 取 limh s=1 min 1 1 37. 1 h h hp h ss= s s （419） min 2 2 39. 1 h h hp h ss= s s 所以，齿面接触疲劳强度满足设计要求。 齿根弯曲应力 abbe s ffvabsafa n t f kkkkyyyyy bm f 111 = （420） mpa7 .86 1256. 117. 125. 111875. 063. 152. 2 460 3153 = = abbe s ffvabsafa n t f kkkkyyyyy bm f 222 = mpa8 .83 1256. 117. 125. 111875. 071. 132. 2 460 3153 = = 许用弯曲应力 xrreltreltntstffp yyyyy 111lim1d ss= （421） mpa8 .497 1962. 098. 088. 02300 = = xrreltreltntstffp yyyyy 222lim2d ss= mpa3 .514 1962. 099. 09 . 02300 = = 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 取 limf s=1.4 lim 1 1 1 65. 5 f f fp f ss= s s （422） lim 2 2 2 14. 6 f f fp f ss= s s 所以，抗弯强度满足设计要求。 （2）其他各档齿轮的强度校核 其他各档齿轮接触应力和弯曲应力按同样方法计算，所得结果列于表 4- 7。分析所得数据，很 显然相互啮合的齿轮均满足设计要求。 表表 4- 7 各档齿轮校核结果各档齿轮校核结果 table4- 7 gear check results stalls 项目 常啮合 档 倒档 齿轮编号 1 2 4 3 6 7 8 5 齿数 33 46 36 45 31 42 25 53 模数(mm) 4 4 4 4 4 4 4 4 齿宽(mm) 60 56 60 56 64 60 56 60 螺旋角() 19.868 15.359 0 0 变位系数 0 0 0 0 0 0 0 0 材料 40cr 45 钢 40cr 40cr 40cr 40cr 40cr 40cr 热处理 调质 调质 调质 调质 调质 调质 调质 调质 硬度(hbs) 255 240 255 255 255 255 255 255 接 触 强 度 计算应力(mpa) 713.3 713.3 703.5 703.5 759.7 759.7 751.1 751.1 许用应力(mpa) 945.4 750.3 750.3 945.4 945.4 945.4 945.4 945.4 疲劳极限(mpa) 705.6 560 560 705.6 705.6 705.6 705.6 705.6 安全系数 1.0 弯 曲 强 度 计算应力(mpa) 209.4 206.8 203.2 205.1 184.8 188.9 162.4 153.5 许用应力(mpa) 998.2 755.6 755.6 998.2 998.2 998.2 998.2 998.2 疲劳极限(mpa) 581.3 440 440 581.3 581.3 581.3 581.3 581.3 安全系数 1.4 黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 4.6 轴的设计计算 变速器工作时，除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。 在这些力的作用下，变速器的轴必须具有足够的刚度和强度。 4.6.1 变速器第一轴的设计 第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在飞轮内腔的轴承上，其直径根据前轴承的内径确定。 第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。 按扭转强度初步确定轴的最小直径。当为实心轴时按公式 3 0 n p ad （423） 计算；当为空心轴时，按公式 3 4 0 )1 (b- n p ad （424） 计算。 式中 a0材料系数； p轴传递的功率(kw)； n轴的转速(r/min)； 空心轴内径与外径之比，通常取 0.50.6。 第一轴结构如图 4- 5。 图图 4- 5 变速器第一轴变速器第一轴 fig.4- 5 the first axis of gearbox 黑龙江工程学院本科生毕业设计 26 选取轴的材料为 40cr，调质处理，取 a0=112。按式（423）得到 mmd7 .27 2200 3 .33 112 3 min = 轴端需要开花键，按照花键标准直径系列，小径取 28mm，大径取 32mm，从而轴的最小直径为 32mm。 如图 43，轴段 2 的直径为 32mm，轴段 3 安装轴承，选择单列圆锥滚子轴承 30207，根据安 装要求得到轴段 3 和轴段 4 的直径分别为 d3=35mm，d4=44mm。轴向长度根据草图设计时轴上零 件的工作位置及安装要求确定。 4.6.2 动力输出主动轴的设计 根据设计要求，动力输出主动轴为空心轴，变速器第一轴从其内孔穿过，两者间隙取为 2mm， 从而该轴内径 d1=36mm， 取 =0.