毕业设计（论文）-变速器设计.doc

车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 绪论随着社会经济展和农业机械化水平的提高，拖拉机保有量迅猛增长，同时对拖拉机性能和质量提出了更高的要求。拖拉机制造商不仅面临着用户对产品性能与质量越来越高的要求，而且面临着严格的技术法规约束以及降低产品成本等压力。因此在拖拉机与拖拉机的开发过程中，广泛采用各种先进的技术和理论方法，使设计过程自动化，以满足产品设计的需要已成为必然趋势。在工程设计中应当采用先进的技术和理论方法，使设计过程自动化、合理化，以满足产品设计的需要优化设计方法则提供了一条可能高效率的求得最优的设计方案的途径。传动系是拖拉机的主要组成部分，变速器又是传动系的重要部件，因此拖拉机变速器的性能改良设计能够大大提升传动系的性能。在拖拉机制造的多年发展历史中，变速箱的技术进步和水平一直处于举足轻重的地位，但传统的拖拉机变速器存在着诸多的陷，虽然随着我国农机水平的不断提高，正在不断的完善和成熟，但变速器方面的技术，但与发达国家仍存在着不小的差距，我国是一个农业大国，拖拉机的制造和使用在数量上一直处于世界的前列，如果能够实现拖拉机的优化，相信能够节约成本，提高效率，使我国的农业生产实现增产增收的美好愿望，本人此次毕业设计的课题以东方红1302R履带拖拉机为为原形，对其传动方案实现优化设计。履带拖拉机车适用于在大型农场和工作量较大的农村作业，主要应用在深耕，旋耕，收获谷物，播种等农业生产场合。为此在动力性、通过性、工作稳定速度，可靠性，耐用，等方面对设计者提出了更高的要求！改变落后的拨齿换挡式变速器，提高工作效率和使用性能，进一步提高动力性和经济性，对我国这样的农业大国意义重大。此次设计在原有的设计基础上对其加以改进，以期能够最大限度的在一定程度上达到优化的目的。这是本人的毕业设计课题，我会力争做到最好，在此次设计过程中，查阅了大量文献资料，经过复杂的运算，并且与导师和同组的队友经过深刻的探讨与交流，终于完成了这份设计，而这个过程中我也得到了巨大的成长和提升。变速器的主要概况：变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使拖拉机获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机，拖拉机滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使拖拉机获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器提出如下要求：1）保证拖拉机有必要的动力性和经济性。2)设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3)设置倒挡，使拖拉机能倒退行驶。4)设置动力输出装置，需要是能进行功率输出。5)换档迅速、省力、方便。6)工作可靠。拖拉机行使过程中，变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7)变速器应有高的工作效率。8)变速器的工作燥声低。 除此之外，变速器还应当轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足拖拉机必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比有关。拖拉机工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。 在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操作方向发展的趋势。第二章 变速器传动方案的研究与改进21 变速器的功用与要求（1）改变传动比，在较大范围内改变拖拉机的行驶速度和拖拉机驱动轮上转矩的数值，以适应经常变化的行使条件，同时使发动机在有利的工况下工作。（2）在发动机旋转方向不变的前提下，利用道挡实现拖拉机倒向行驶。（3）在发动机不熄火的情况下，利用空挡中断动力传递，可以使驾驶员松开离合器踏板离开驾驶位置，且便于拖拉机启动，怠速，换挡和动力输出。相对于拖拉机，对于经常需要应对复杂地形合理安排档位的拖拉机，变速器的功用尤为重要。现代拖拉机的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求拖拉机的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多档位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一档位，来减少燃油的消耗。现代拖拉机的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与拖拉机的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的拖拉机车速上，将达到现代拖拉机极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与拖拉机牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代拖拉机内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一，实现了不同作业环境下的合理档位选择。变速器的功用是根据拖拉机在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使拖拉机具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证拖拉机倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：1. 应保证拖拉机具有高的动力性和经济性指标。根据拖拉机载重量、发动机参数及拖拉机使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2. 工作可靠，操纵轻便。拖拉机在行驶过程中，变速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。3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。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圆锥滚柱轴承可以减小中心距。4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5. 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。22 变速器的种类从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多档几种。 根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。按传动比变化 变速器可分为有级式，无级式和综合式三种按操纵方式可分为强制操纵式变速器，自动操纵式变速器和半自动式变速器三种。两轴式变速箱的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮寿命比大齿轮短。三轴式变速箱的各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮径向尺寸相差较小。多中间轴结构：在通常的三轴式变速箱中，发动机的转矩由第一轴传至第二轴，只经过一根中间轴。这种变速箱在装上转矩高于1200-1300Nm的大功率的柴油机时，其齿轮、轴和轴承都要承受很大的载荷，这会导致过早被损坏。所以对于一些重型拖拉机，一般采用多中间轴的结构。倒档型式：由于倒档使用率不高，一般常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现倒档传动，有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并且使倒档传动比略有增加。同步器换档型式：目前大多数的变速箱都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了拖拉机的加速性、经济性和行车安全性。但是它也有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点。23 课题变速箱存在的问题与解决方案传动系是拖拉机的主要组成部分，变速器又是传动系的重要部件，它们的任务就是充分发挥发动机的性能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱轮，以满足发动机作业时的各项要求。变速器的优劣是决定拖拉机整车性能的重要因素。因而，变速器的设计与制造历来受到拖拉机界的极大重视。现代拖拉机与拖拉机广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩与转速变化范围较小，而复杂的路面环境与使用条件要求拖拉机与拖拉机的驱动力与速度能在大范围内变化，以达到节约燃油与提高效率的目的，为解决这一问题，传动系中的核心部件变速器就产生了，一辆优秀的拖拉机或拖拉机必须拥有具有符合作业范围的变速器才能最大效能的发挥它的功用，这次我毕业设计的课题东方红1302R型拖拉机(如图2-1所示）6+2挡变速器的传动方案的改进，该传送方案简单可靠，采用滑动齿轮换档，两个前进档经一轴到二轴传递，其他两个前进档从一轴经过三，四轴传递到二轴实现的。该方案简单方便，传动路线明确，传动效率高，但也有不足之处，有较大的改进空间：（1）受结构限制，该变速器难已实现较大的速比范围，致使拖拉机的工作区段较窄。东方红拖拉机的六个前进挡的速度范围为4.5910.58，两个倒挡的速度范围为3.715.35Km/h,显然缺少4Km/h以下的低速作业范围，而拖拉机工作的路面条件特别需要低速作业。（2）发动机转速提高到2300r/m ，所以齿轮的啮合线速度及固定在第二轴上的各挡齿轮的线速度均大幅提高，这导致变速箱的噪音大，油温高的根本原因，可能通过改变各档的结构，减少轴的数量达到优化的目的。 图2-1 东方红1302橡胶履带拖拉机（3）采用滑动齿轮换挡，变速器只能采用直齿圆柱齿轮传动这就限制了啮合质量，可以采用啮合套换档的方改善啮合质量。（4）变速箱内轴数过多，内部结构稍显复杂，优化后换档方式有所改变，可减少轴数，采用第一，二轴加中间轴的换档结构，提高传动效率。24 变速器改进方案的确定根据毕业设计任务书的要求：改进设计拖拉机变速器，作业速度范围为：前进档2-13km/h，倒车档2。5-6km/h。换档方式：手动换档操纵啮合套换档；档位数：（8+4）档；主离合器形式：双作用式离合器；发动机额定功率：N=106kW，发动机额定转速：n=2300r/min。由以上参数，我们可以得到有用的数据，为最终方案的确定找到依据。变速器传动方案简图如图2-2所示。图2-2 8+4档变速传动简图第三章 变速器传动方案与参数的确定3.1 变速器档位与传动比的初定3.1.1 最高档传动比的选择拖拉机的行驶速度由最高档决定的，即用最小传动比的档位行驶的。因此最小传动比的选定要和拖拉机的最高车速密切相关。传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积 it=igioic （3-1） 式中，ig变速箱的传动比；i0主减速器的传动比；ic分动器或副变速箱的传动比；普通的拖拉机由于没有分动器或副变速箱，而变速箱的最小传动比通常为1，所以传动系的最小传动比就是i0。因此确定最高档传动比其实就是选择主减速器的传动比i0。主减速器传动比:主减速器的传动比根据设计任务书的要求，查阅东方红1302R的技术参数，履带的动力半径为0.346m,主传动比为21.315，发动机的额定转速为，最高行驶车速为13km/h，根据拖拉机理论公式： （3-2） （3-3）同理:3.1.2 最低档传动比的选择确定最低档传动比时，要考虑下列因素：拖拉机最大爬坡度，驱动轮与路面附着力，拖拉机最低稳定车速及主传动比等。本次设计的主传动比为23.15，最低稳定车速要求为2.0km/h。根据最低稳定车速确定一挡理论的传动比:同理有:由于发动机的标定转速多在1500r/min以上，且以20002500r/min居多，所以变速器的多数挡位为减速挡，传动比大于1，根据设计任务书的要求个别升速挡的传动比不宜小于0.8，对于单对齿轮的传动比不宜小于0.6，以避免齿轮的转速过高而增大齿轮上的动载荷和增加搅油损失。3.1.3 各档位传动比的分配前进档: （3-4）所以有: 倒车档:有: 3.2 变速箱外形尺寸的初定3.2.1 变速箱齿轮中心距的确定根据地面附着条件系数求变速箱的最大输出扭矩,查表取最大附着系数为=0.95Ft=Fz=75000.959.866150N （3-5） 则驱动力矩：Mf=661500.346=23814N.m （3-6）Mt=Mf/i总总=23814/21.350.85=1200(Nm) （3-7） Mt=Tmax=1200(Nm)=Mmax 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： D=k （3-8） 式中：k 中心距系数，对与拖拉机，k=8.69.6；Miemax 变速箱在一档时，第二轴输出的转矩；Miemax = Memaxhg （3-9）Memax 发动机的最大输出转矩，单位Nm；hg 变速箱传动效率，取0.96。取k=9，M=1200Nm,把数据代入得出初始中心距A120。3.2.2变速箱的轴参数确定根据发动机的技术参数选择轴的尺寸： 根据经验公式D=k （3-10） 输入轴花键部分的直径D为: D=k=4.5,取动力输入轴的直径为40。其中为变速器处于一档时的输出扭矩根据经验公式:D=0.45A （3-11） 得出中间轴和输出轴的直径均取D=60变速箱档数的确定：不同类型的拖拉机，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同；对整车性能要求的不同；拖拉机本身的比功率不同。而传动系的档位数与拖拉机的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了拖拉机的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机 3.3变速器各项参数的最终确定3.3.1齿轮齿数及其参数的确定中心距A和齿数和Zh间有以下关系: （3-11） 主、从齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系: （3-12） 综合以上两个公式可以有：齿数和传动比齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10齿数 z19352245352830332538传动比 i=z2/z11.842.060.81.031.48齿轮z11z12z13z14z15z16z16z17齿数 z2141292527342835传动比 i=z2/z11.860.861.101.52最后确定的传动比为前进档:=7.04,=1.083,倒挡=5.63,=2.346。3.3.2 齿轮模数确定建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn （3-13） 其中= 440Nm,可得出mn=5.当一个齿轮的模数和齿数确定了，齿轮的分度圆直径也就确定了，而齿轮的渐开线齿形取决于基圆的大小，基圆大小又受到压力角的影响。对于同一分度圆的齿轮而言，若其分度圆压力角不同，基圆也就不同。当压力角越大时，基圆直径就越小，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿面曲率半径增大，从而可以提高轮齿的弯曲强度和接触强度。当减小压力角时，基圆直径就会变大，齿形渐开线就会变的平直一些，齿根变薄，齿面的曲率半径变小，从而使得轮齿的弯曲强度和接触强度均会下降，但是随着压力角的减小，可增加齿轮的重合度，减小轮齿的刚度，并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷，所有这些都有利于降低噪声。因此，对于低速档齿轮，常采用较大的压力角，以满足其强度要求；而高速档齿轮常采用较小的压力角，以满足其降低噪声的要求。3.3.3 齿轮其他参数的计算本变速箱的齿轮大部分采用零变位就能满足题目要求，只有两对齿轮采用变位Z3和Z4，Z11 和Z12Z3和Z4齿轮的变位计算已知 ：a= 135a = 136r =20acosr=acosr即：135cosr=136cos20r=19.49 1Inv r=tan r- r=tan19.491-19.4913.14/180=0.01394Inv r=tanr-r=tan20-203.14/180=0.0150Inv r=2（X+X）tanr/（Z+Z）+invr X+X=（inv r-invr）（Z+Z）/2tanr=-0.115查机械设计手册第994页：选X=0.105 X=-0.22y= （a-a）/m=（157.5-158）/4=-0125 k=X+X-y=-0.115+0.125=0.01分度圆 ：d3=mZ=422=88 D4=mZ=445=180齿顶圆 ：da3=d3+2ha=m（Z3+2ha*+2X-2k）=4（22+21+20.105-20.01）=95.76 Da4=d4+2ha= m（Z+2ha*+2X-2k）=4（45+21-20.22-20.01）=187.16齿根圆 ：df3=d3-2hf=m（Z3-2ha*-2C*+2X）=4（23-21-20.25-20.105）=78.84df4= d4-2hf= m（Z4-2ha*-2C*+2X2）=4（45-21-20.25-20.22）=169.24 Z11，Z12两对齿轮的变位计算已知 ：a= 157.5a = 155r =20acosr=acosr即：157.5cosr=155cos20r=23.5138Inv r=tan r- r=tan23.5138-23.51383.14/180=0.029Inv r=tanr-r=tan20-203.14/180=0.0150Inv r=2（X1+X2）tanr/（Z1+Z2）+invr X+X=（inv r-invr）（Z+Z）/2tanr=0.8647 查机械设计手册第994页：选X=0.3547 X=0.51y= （a-a）/m=（157.5-155）/5=0.5k=X+X-y=0.8647-0.5=0.3647分度圆 ：d11=mZ=521=105 d12=mZ=541=205齿顶圆 ：=d11+2ha=m（Z11+2ha*+2X-2k）=5（21+21+20.3547-20.3647）=116.9 da=d+2ha= m（Z12+2ha*+2X-2k）=5（41+21-20.51-20.3647）=216.453齿根圆 ：df11=d-2hf=m（Z11-2ha*-2C*+2X）=5（21-21-20.25-20.3547）=93.5235 df12= d12-2hf= m（Z12-2ha*-2C*+2X）=5（41-21-20.25-20.61）=193.25下面是根据机械设计和机械原理的有关齿轮设计的公式计算出的各个齿轮的技术参数 表3-3齿轮的参数表齿轮齿数模数分度圆直径 (mm)齿顶高(mm)齿根高(mm)齿顶圆直径(mm)压力角（度）顶隙(mm)Z159556.25105201.25Z2517556.25185201.25Z34884595.76201Z4418045187.16201Z5517556.25185201.25Z6514056.25150201.25Z7515056.25160201.25Z8516556.25175201.25Z9512556.25135201.25Z10519056.25200201.25Z11510556.25116.9201.25Z12520556.25216.45201.25Z13514556.25155201.25Z14512556.25135201.25Z15515056.25160201.25Z16515556.25165201.25Z16512556.25135201.25Z17519056.25200201.253.3.4 齿形、压力角、螺旋角 拖拉机变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表3-4 拖拉机变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上 低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角压力角较小时，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。在本设计中变速器齿轮压力角取15,试验资料表明an=15的噪声要比20的小一些，以减少噪声，而低速档齿轮取较大的压力角，以增加强度,啮合套取30。3.3.5 齿宽的确定齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。本次设计中取齿宽b=30mm.3.3.6 中心距的最后确定当齿轮模数确定后,中心距会有所变化,需要我们重验算中心距离,跟据公式 （3-14）代入数据得根据拖拉机变速器中心距设计经验公式，取中心距A=157.5mm，取=135mm,=152.5mm根据原有的变速器的设计要求，表示多挡自动变速部分的输入轴与输出轴的中心距；表示多挡自动变速部分的输入轴与中间轴的中心距；多挡自动变速部分的中间轴与输出轴的中心距。第四章 齿轮与轴的校核4.1 齿轮的校核4.1.1齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.1.2 齿轮的强度校核与计算与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途拖拉机的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如拖拉机变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算拖拉机齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。 齿轮的弯曲强度计算公式: （4-1） 式中， 为弯曲应力（MPa）；为圆周力；为计算载荷（N.mm）；d为直径(mm)；为应力集中系数，可以近似取；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，主动齿轮；从动齿轮；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），；m为模数；y为齿形系数。 因为齿轮节圆直径，式中z为齿数，所以将上述参数代入上式后得： 倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa, 齿轮Z1： =所以 其中 合乎要求。齿轮Z2： =所以 其中 合乎要求。齿轮Z3： = 所以 其中 合乎要求。齿轮Z4： 所以 其中 合乎要求。4.2 轴的校核4.2.1轴刚度的校核对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面的转角。前者使齿轮的中心距产生变化，破坏了齿轮的正确啮合，后者室齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。一档时：齿轮2圆周力Ft=3588.5N 径向力Fr=Ft=3588.5=1306.1N 齿轮12圆周力Ft=11707.3N 径向力Fr=Ft=11703 综上比较可知齿轮12的径向力较大且其离支承点的距离较远，故按此计算挠度和转角如下： 图4-1 应力示意图其中：a=361mm b=81.5mm E=2.1MPa惯性矩I= （4-2）垂直面: （4-3）c 合乎要求！ 其中： =0.050.1mm平面： 合乎要求！ 其中： =0.100.15mm轴的全挠度: 合乎要求。转角： 故0.002rad 合乎要求。4.2.2 轴的强度校核作用在齿轮上的径向力和轴向力,使轴在垂直面内弯曲变形,而圆周力使轴在水平面内弯曲变形,在求取支点的垂直面和水平面内的支反力后,计算相应的弯矩和轴的转矩.。动力输出轴只受扭不受弯，且一档时受扭最大！故只校核一档时，其他档不必校核！且动力输出轴无变速增扭,故最大扭矩为发发动机的最大转矩, Temax500N.扭矩计算：T=Temax=500N.m。 图4-2 扭矩示意图式中 M=T代入数据 （5-9） 故满足要求。第五章 轴承的校核轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力越大，因而在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。（1）输入轴上深沟球轴承寿命计算轴承代号：GB 276-89，当量载荷计算：该轴不承受轴向力，故可以只以径向力计算当量载荷。 圆周力 径向力 则 实际计算当量载荷 由机械设计表13-6查得载荷系数取 则由式 式中 ，查课程设计表15-3基本额定动载荷 对于球轴承 ，查机械设计表13-4温度系数故 满足要求使用要求。第六章 啮合套的设计6.1 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。拖拉机行驶时，因变速器内各传动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声，这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作容易，并能减小变速器旋转部分的转动惯量，但除一挡、倒挡外已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以采用移动啮合套的方式换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总转动惯量增大。重型货车挡位间的公比较小，换挡机构连接件之间的角速度差也小，而且要求换挡手感强，因此可采用啮合套换挡。与同步器换挡比较，啮合套换挡具有结构简单，寿命长，维修方便，能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术的熟练程度无关，从而提高了拖拉机的加速性、燃油经济性和行驶安全性。虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环(摩擦件)使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。6.2 防脱挡措施自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都可能导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取的有效措施有以下几种：(1) 将两接合齿的啮合位置错开，如图6-1所示。在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，利于阻止接合齿自动脱挡。图6-1 防止自动脱挡的结构措施(2) 将啮合套做得较长，如图6-2所示。在啮合时，使接合齿(主动)超过被接合齿(被动)。在传动过程中，利用研磨形成凸肩，以阻止接合齿自动脱开。图6-2 防止自动脱挡的结构措施(3) 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切除0.30.6mm)，这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图6-3所示。图6-3 防止自动脱挡的结构措施(4) 将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜23)，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图6-4所示，这种方案应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。图6-4 防止自动脱挡的结构措施第七章 变速器操纵机构设计设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1. 换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如下图所示： 图6-1 变速器自锁与互锁结构 1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴 2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于拖拉机震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。3.拖拉机行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。拖拉机起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。第八章 结论本次设计是东方红1302R型拖拉机变速器的改进设计,变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还