机械毕业设计（论文）-履带拖拉机变速器改进设计Ⅰ【全套图纸】.doc

履带拖拉机变速器改进设计摘 要变速箱的结构对拖拉机的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、工作噪声等都有直接影响。变速箱主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车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工作，设有空档和倒档，并设有动力输轴。 为适应农业耕作的复杂工况，要求变速箱采用多档位,以使变速箱有较宽的速比范围，以使拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。该变速器采用手动啮合套换档机构，空间三轴布置方式，结构紧凑。本次设计按照传统设计方法，本着半经验半理论的设计原则通过类比法确定方案，参照已有变速箱结构，最后以机械零件的强度和刚度理论对确定的形状和尺寸进行必要的计算和校核，以满足约束条件，进而缩短设计周期，降低设计成本。 关键词：拖拉机，变速箱，啮合套，改进设计IMPROVED DESIGNOF TRACTOR TRANSMISSION ABSTRACTThe structure of the transmission has direct effect on the tractors traction performance and economy performance as well as its reliability, working noise and so on. Transmission is mainly used to change the engine torque and speed reached on the driving wheel, the aim is to acquire different traction and speed in various driving conditions like starting, climbing, turning and accelerating. At the same time the engine can work in optimum condition. The transmission has reverse gear ，zero gear and power transmission shaft.To meet the complex farming conditions, the transmission should have a multi-gear so that the transmission speed ratio can be changed in a wide scope. Then the tractor can complete all kinds of operation efficiently and high-quality. The transmission adopts the manual shift meshing sets, triaxial space layout. And its structure is compact. The design of transmission uses the traditional design method. Based the semi-empirical and semi-theoretical design principles, the drive scheme is determined by analogy. In order to meet the conditions, shorten the design cycle and reduce design costs, the shape and size of transmission are calculated and checked by the mechanical parts strength and stiffness theory. Key words: tractor, transmission, meshing sleeve, improved design 符 号 说 明A 变速箱中心距 mmm 齿轮模数 G 重量 NT 转矩 Nmf 摩擦系数D 轴的直径 mmZ 齿数B 齿轮宽度 D 直径E 弹性模量 传动比 发动机最大输出扭矩 机械效率 齿轮齿数 节点处压力角 弯曲应力 接触应力 圆周力 径向力 轴向力I 惯性矩目 录第一章 前言.1第二章 变速器结构设计.22.1概述.22.2变速器布置方案分析.22.2.1 变速器传动机构的方案分析.22.2.2 变速器零部件结构分析.4第三章 变速器基本参数的确定.53.1传动比的确定.53.2 中心距计算.53.3齿轮参数.5第四章 齿轮的设计和计算.84.1齿轮的设计思想.84.2 齿轮设计及变位计算.9第五章 齿轮的强度校核.155.1校核二轴一挡齿轮.155.2 校核一轴一挡齿轮.16第六章 轴的校核.186.1轴的受力分析.186.2 轴刚度校核.186.2.1 一轴刚度校核.186.2.2 二轴刚度校核.196.3 轴强度校核.206.3.1 一轴强度校核.206.3.2 二轴强度校核.23第七章 轴承选择的寿命计算.25第八章 键的选择及校核.27第九章 变速器操纵机构.29第十章 结论.33参考文献.34致谢.36第一章 前言东方红履带拖拉机6+2挡变速器设计，由于原来的变速器采用滑动齿轮换挡，拖拉机行驶时，因变速器内各转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，会在轮齿的端面产生冲击，并伴随噪声。不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。除此之外，直齿滑动齿轮换挡，换挡行程很长，现在除一挡和倒挡外已经很少采用。而且由于发动机的转速的提高，齿轮工作时的啮合线速度及固定在第二轴上的各挡被动齿轮的齿顶圆线速度均大幅度的提高，容易造成变速箱噪声大，油温偏高。改进后采用移动啮合套换挡，不仅使换挡行程短，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，不会过早的损坏，而且增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力距增大。改进型变速箱采用常啮合圆柱齿轮传动，啮合套换挡。各挡速度按顺序排列，区段之间速度没有交叉。由于变速箱各挡速比与拖拉机的理论速度成反比，因此，变速箱速比范围的大小，排挡数及各挡速比分配是否合理是评价变速箱性能的重要指标。在设计拖拉机变速箱时应力求在每种作业速度范围内排列较多的挡次，以求拖拉机能高效率高质量的完成各种作业。设计内容包括传动比的选取，齿轮计算及强度校核，轴的设计及校核，键的选择及校核，轴承的选择及寿命强度计算，换挡结构的选择，操纵机构外壳的形状及各零部件的安装等。第二章 变速器结构设计2.1 概述 变速器的功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动桥轴上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机尽可能在最有利的工作范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行使和在停车时使发动机传动系保持分离。需要时还应有动力输出装置。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器有如下要求：（1）正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性。（2）设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间的分离，设置倒档使汽车可以倒退行使。（3）操纵简单、迅速、省力。（4）传动效率高、工作平稳、无噪声。（5）体积小、质量轻、承载能力强、工作可靠。（6）制造容易、成本低、维修方便、使用寿命长（7）贯彻零件标准化，部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。（8）需要时应设计动力输出装置。2.2 变速器布置方案的分析2.2.1变速器传动机构的方案分析 有极变速器与无极变速器相比，其结构简单，造价低廉，具有较高的传动效率，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。在选定发动机的情况下，变速器的档位数的增多可以提高发动机的效率，提高汽车的燃油经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。可采用手动的机械式操纵机构实现迅速，无声换档，对于多于五个前进档的变速器来说是困难的。且根据实际的情况 及同类型的拖拉机参考所得。根据轴的型式不同，分为固定式和旋转轴式（常啮合行星齿轮传动）两大类。而前者又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式和多中间轴式变速器。采用两轴式变速器，它的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮式双曲面齿轮。而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺，除倒档传动常用滑动齿轮外，其他档位均采用常啮合齿轮传动，和换档同步器或啮合套多数装在输出轴上，这是因为一档主动齿轮的尺寸太小，同步器装在输入轴上有困难。而高档同步器可以装在输入轴的后端，与中间轴式相比，两轴式变速器具有结构简单，中间档的传动效率高，噪声小等特点。但同时还必须指出：若低档传动比较大，则结构尺寸增大，不再具有上述优点，因而只有在传动比小的条件下才能用此方案，而且两轴式变速器没有直接挡，在高档工作时，齿轮和和轴承均承载，因此齿轮噪声大，易损坏，综上所述可得，本次设计的变速器，挡数多，传动比不大，抵挡需要较大的传动比，对噪声要求不高，是拖拉机的变速器装配双作用的离合器，故采用多中间轴式的变速器。结构图如下： 图2-1变速器传动方案2.2.2变速器零部件结构分析一、齿轮型式变速器用斜齿和直齿齿轮，斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍复杂，工作时有轴向力，但其使用寿命长，噪声小，被广泛使用，变速器中一般只有倒挡会使用直齿圆柱齿轮，但在本次设计中，齿轮的线速度很低，对噪声要求也很小，故采用直齿圆柱齿轮。二、换档结构型式本设计的变速器的挡数多，而且车速不是很高，换档频繁，不需要迅速换档，冲击噪声小，故采用啮合套换档，使汽车的换档与操纵技术的熟练程度有关。三、轴承型式本次设计使用的都是直齿圆柱齿轮，不产生轴向力，采用深沟球轴承，但为了保证轴承有足够的寿命，也可选用一部份能承受一定轴向力的，圆柱滚子轴承。四、其他注意问题由于考虑到变速器在抵挡工作时，作用有较大的力，所以抵挡布置在靠近轴的后支承处，然后大致按照从抵挡到高档顺序布置各挡位的齿轮。如此使它有足够大的刚性，又能保证容易装配。一轴上的齿轮外径，设计得到壳体前壁轴承孔的尺寸大小，以便经过该孔拆装。第三章 变速器基本参数的确定3.1传动比的确定本次设计中的发动机采用额定功率106KW，额定转速2300r/min车轮半径346mm，车重7500Kg，主离合器形式：双作用离合器。挡位数：（6+2）挡。各挡的传动比基本按等比数列分配，但为了使拖拉机的发动机工作在最有利的范围，经过修改，并验算了最高车速，最大爬坡度，动力因素等参数，最后确定如下：=2.95 =2.389 =2.05 =1.832=1.48 =0.876 =3.41 =2.4213.2中心距计算初选中心距：A=K (3-1) 式中：K为中心距系数，对拖拉机K=8.6-9.6，取K=9.5 T为变速器一挡时，第二轴输出的转矩 T=T.i.y T为发动机的最大转矩 i为变速器一挡传动比 y为变速器的传动效率，取0.96 A=155mm3.3 齿轮参数（1）齿轮模数选取齿轮的模数，要保证齿轮有足够的强度，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，反之则能减轻变速器的质量.我设计的是履带式拖拉机，齿轮传动负荷较大，由经验公式 : M=k (3-2)M取4mm 和5mm从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺观点看，全部齿轮应选用一中模数是合理的。一般拖拉机齿轮模数取4或5。(2) 压力角 采用国家规定的齿轮标准压力角20，一般的，变速器齿轮普遍的采用以上标准。(3) 齿宽齿宽满足既能减轻变速器的质量，同时又能保证齿轮的工作平稳的要求。齿宽太小，会使齿轮的工作应力过大。为了使工作应力不过大，必须增加中心距，结果就又使变速器的质量增加。通常根据齿轮模数的大小选定齿宽，K取 6.0-8.5，考虑两啮合齿轮之间应符合等接触强度的原则，同时考虑工艺性，变速器所有啮合齿轮，大齿轮齿宽取26mm，小齿轮取30mm.(4) 齿轮变位系数的选择采用变位齿轮，可以避免齿轮产生干涉，根切和凑配中心距。因为变速器不同挡位的齿轮在弯曲强度，接触强度，使用平稳性，耐磨损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予以兼顾，齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。变速器齿轮是连续工作的，各挡使用条件不同，齿轮经常承受循环负荷，有时还承受冲击负荷，使用表明，变速器齿轮大多数是因齿面剥落和疲劳断裂损坏的，因此，变位系数主要应按提高接触强度，弯曲强度，和耐磨性来选择，对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，应保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为了提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，如此两齿轮的齿廓渐开线基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于抵挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，有时会出现小齿轮齿根断裂的现象。为了提高小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大，小齿轮的变位系数。此时小齿轮的变位系数大于零。为了提高耐磨性及抗胶合能力，应使两轮齿齿根处的滑动系数。并使两轮齿齿根的滑动系数相平齐。第四章 齿轮的设计和计算4.1齿轮的设计思想正确的选择变位系数（包括选定X以及将X 分配为X和X），是设置变位齿轮的关键，应根据所设计的齿轮传动的具体工作要求认真考虑，如果变位系数选择不当，也可能出现齿顶变尖，齿廓干涉等一系列的问题，破坏正常的啮合，因此，选择变位系数应在如下基本限制的条件得到保证的条件下，在进一步考虑其他的要求。(1)不产生根切；(2)不产生轮廓干涉；(3)有足够的齿顶厚度，通常S（0.250.4）m；(4)有足够的重合度，通常1.11.2；现在有许多变位系数表和线图所推荐的的方案都是在满足上述基本限制条件下分别侧重一些传动性能指标的改善，下面是一种比较简明的外啮合渐开线齿轮变径系数的选择图线。它在满足基本的限制条件下，提供了根据各种具体的工作条件改动传动性能多方面的可能性，而且按这种发法选择变位系数，不会产生轮齿不完全切削的现象，因此，对与标准滚刀切削的齿轮不需要进行齿数和模数的验算。具体操作是：(1)先按估算，初选a，求出齿数和Z(2)由变位后的中心距，acos=acos (4-1)(3) 根据工作的情况算出X=(inv-inv) (4-2) (4) 分配变位系数：依照参考文献4由图23.2-8（减速），图23.2-9（增速）分配：X 和X。说明：图23.2-7中P6-P9为齿根弯曲及齿面接触承载能力较高的区域，P3-P6为重合度较大的区域，P9以上的特殊应用区“是具有啮合角而重合度相应减少的区域”。P1以下的特殊应用区是具有较小的啮合角而重合度相应增大的区域。图23.2-8 用于减速器传动，图23.2-9 用于增速传动23.2-8，23.2-9 中的变位系数分配线L1-L17及S1-S13是根据两齿轮的齿根弯曲强度近似相等，主动轮齿顶的滑动速度稍大于从动轮齿顶的滑动速度，避免过大的滑动比的条件而绘出的图23.2-8 ，23.2-9的使用方法：以X/2，Z/2为坐标，在图上找一点，并沿L线（S线）过该点做射线，以Z与Z为横坐标，相对线上的纵坐标便是X和X。4.2 齿轮的设计及变位计算第三章变速器主要的参数的选择中，初选的中心距为155，取A=155来计算。(1) 1挡齿轮的设计 A=158 m=4 Z=2A/m=79 i=2.95 选择Z=59，Z=20变位计算：A=155=Acos/A=16.68=1640由公式（4-2）得：X=(inv-inv)=(0.00892-0.014904) =-.696y=(A-A)/m=0.75y=X-y=0.06分配变位系数：由图23.2-8（减速），分配：X=-0.41 X=-0.28（2）2挡齿轮设计 A=152.5 m=5 Z=2A/m=61 i=2.389 选择 Z=43 Z=18变位计算： A=155 =Acos/A=22.4=2225由公式（4-2）得：X=(inv-inv)=(0.021266-0.014904) =0.53 y=(A-A)/m=0.5y=X-y=0.03分配变位系数：由图23.2-8（减速），分配：X=0.33 X=0.2(3) 3挡齿轮设计A=152.5 m=5Z=2A/m=61i=2.05 选择 Z=41 Z=20变位计算： A=155 =Acos/A=22.4=2225由公式（4-2）得：X=(inv-inv)=(0.021266-0.014904) =0.53 y=(A-A)/m=0.5y=X-y=0.03分配变位系数：由图23.2-8（减速），分配：X=0.37 X=0.16（4）4挡齿轮设计1. 常啮合齿轮设计由O轴和O轴的中心距为132.5mm，O轴和O轴的中心距为130mm O轴与O轴的中心距为140mm 可知：常啮合齿轮Z,Z,Z i=.=1.832由O轴和O轴中心距132.5 m=5 得出 Z= Z+ Z=53设计 =2.117 选择Z=17，Z=36O轴和O轴的中心距为130mm m=5 得出 Z= Z+ Z=52 Z=16产生根切需要高度变位传动，实际中心距等于标准中心距，齿顶高不需要降低，从强度观点出发考虑等强度原则，一般小齿轮采用正变位，而大齿轮采用负变位。因大小齿轮都需要保证无根切 X=0.06因X=0, 且X=-X0所以X=-0.06 X=0.062. 四挡齿轮设计由O轴与O轴的中心距为140mm，m=5 Z=56=1.947 选择 Z=19 Z=37(5) 5挡齿轮设计中心距是A=155, m=5, Z=Z+Z=62 i=1.48 选择 Z=37 Z=25 (6) 6挡齿轮设计由O轴与O轴的中心距为140mm，m=5 Z=56 i=.=0.876 由于 .=0.941 =0.931选择 Z=27 Z=29(7) 1倒挡齿轮设计由O轴和O轴的中心距147.5mm, m=5可得 Z=59由 i=.=3.41 =2.1176 =1.681， Z=37 所以 Z=22(8) 2倒挡齿轮设计由O轴和O轴的中心距147.5mm, m=5 i= .=2.421 =1.143选择 Z=32 Z=28实际中心距A为150mm 需要变位： =Acos/A=17.1=1710由公式（4-2）得： X=(inv-inv)=（0.009299-0.014904） =-0.46 y=(A-A)/m=-0.5 y=X-y=0.04分配变位系数：由图23.2-8（减速），分配X=-0.24 X=-0.22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4-3 全部齿轮主要参数齿轮齿数模数节圆直径 (mm)齿顶高(mm)齿根高(mm)齿顶圆直径(mm)压力角（度）Z14773.856.3587.716.68Z242333.926.1237.8416.68Z35876.54.610022.25Z452235.855.25234.722.25Z551036.74.4104.422.25Z652075.655.45218.322.25Z759556.2510520Z8516556.2517520Z9512556.2513520Z10513556.2514520Z11514556.2515520Z125156.93.657.2164.217.1Z1351804.66.55189.220Z14511056.2512020Z155147.53.77.1154.917.1Z165804.766.5589.5220Z175854.766.5594.5220第五章 齿轮强度校核5.1 校核二轴一挡齿轮因为是变速器齿轮，所以选用以下公式对其强度进行校核， (1) 接触强度校核： =0.418 （5-1）式中：为齿轮的接触应F为齿面法向力E为材料的弹性模量B为齿轮接触的实际宽度P P-主从齿轮节点出的曲率半径 P=rsin=20.72 P=rsin=61.13 B=26mm E=2.1*10mpa F=2Tg/(dcoscos)=10018.6N 由公式(5-1)得： =0.418 =878.3mpa一挡渗碳齿轮许用接触应力在19002000MPa ,所以齿轮满足要求(2) 弯曲强度校核直齿轮弯曲强度校核： = （5-2）式中：F为圆周力 K为应力集中系数,可近似取1.65K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对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮K取1.1从动齿轮K取0.9b为齿宽 y 为齿形系数由公式(5-2)得：=246.1MPa , 满足要求。5.2校核一轴一挡齿轮(1) 接触强度校核：P=rsin=20.72 P=rsin=61.13 B=26mm E=2.1*10mpa F=2Tg/(dcoscos)=10018.6N 由公式(5-1)得：=0.418 =769.5 mpa一挡渗碳齿轮许用接触应力在19002000MPa ,所以齿轮满足要求(2) 弯曲强度校核直齿轮弯曲强度校核：由公式(5-2)得：=248.1MPa , 满足要求。小结：以上两个齿轮是一挡上的两个齿轮，其受力，承载最大，所以只要它们满足设计要求，其他齿轮就一定能满足。第六章 轴的校核当变速器挂一挡时，受力较大，所以现校核挂一挡时，各轴的强度。6.1轴的受力分析：T=387 N.F=9675NF= F.tan=2899.3N6.2 刚度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内的转角6.2.1一轴刚度校核： 图6-1一轴受力图一、垂直面上内的挠度：f= (6-1)F为齿轮齿宽中间平面上的径向力E为弹性模量I为惯性距，对于空心轴I=a b 为齿轮上作用力距支座的距离。由公式（6-1）得：f=0.078 f 满足要求。二、水平面上的挠度： f= （6-2）由公式（6-2）得：=0.062 f 满足要求三、转角： = （6-3）由公式（6-3）得：=0.00091red 满足要求。6.2.2二轴刚度校核：图6-2二轴受力图一、垂直面上内的挠度：由公式（6-1）得：f =0.03 f满足要求。二、水平面上的挠度：由公式（6-2）得： f=0.09 f 满足要求三、转角：由公式（6-3）得：=0.00046red 满足要求。6.3 强度校核6.3.1一轴强度校核：受力分析： T=387 N.m F=9675N F= F.tan=2899.3N一、垂直平面： F*368=2899*66 F+F=2899 得F=519N F=2380N M=156.7N.m二、水平平面： F*368=9676*66 F+F=9676 得F=1735N F=7940N M=523N,m 合成弯矩： M= (6-4)=669.1 N,m = (6-5)=125MPa 满足要求。弯扭力矩合成图： 图6-3一轴弯矩图6.3.2 二轴强度校核：受力分析： T=1200N.m F=9675N F= F.tan=2899.3N一、垂直平面： F*376=2899*75 F+F=2899 得F=578N F=2320N M=173.9N.m二、水平平面： F*376=9676*75 F+F=9676 得F=1930N F=5809N M=580N,m 合成弯矩:由公式（6-4）得：M=1344 N.m = (6-6)=150MPa P，按P计算L=（） (7-1)=6899h 满足要求。第八章 键的选择和校核8.1概述键主要用于轴和毂的联结，以实现固定并传递动力，本设计用个轴的花键分别为：O轴渐开线花键主要尺寸：D= 60 D=55 D=57.5 Z=23 m=2.5 45圆齿根。O轴渐开线花键主要尺寸：D= 50 D=46 D=47.5 Z=19 m=2.5 45圆齿根O轴渐开线花键主要尺寸：D= 50 D=4