毕业设计（论文）-新型微型拖拉机外观及主要部件结构设计.doc

全套图纸加扣 3012250582 第57页 共57页目 录引言41 国内外研究现状和意义51.1 国外研究现状51.2 国内研究现状51.3 课题研究的意义52 方案选择62.1 发动机布置方案的选择62.2 车架的设计方案72.3 驾驶楼的造型设计83 驾驶楼外型设计103.1 曲面的创建103.2 车灯车窗的设计123.3 引擎盖和车门的设计134 齿轮式变速器设计164.1 概述164.2 确定各档车速184.3 计算各档理论传动比184.4 变速箱各前进挡传动齿轮的设计计算194.4.1精度选择194.4.2材料选择194.4.3确定主要参数和计算主要尺寸194.4.4接触疲劳强度的计算和校核204.4.5齿根弯曲强度的计算和校核224.5 倒档各齿轮的设计224.5.1齿数和中心距的确定224.5.2分度圆直径234.5.3传动比误差234.6 输入轴的设计和计算244.6.1输入轴参数244.6.2初步确定轴最小直径244.6.3轴段的设计244.6.4轴的强度计算校核254.6.5轴承的设计计算264.6.6花键的强度校核264.7 倒档轴的设计和计算274.7.1倒档轴参数274.7.2初步确定轴最小直径284.7.3轴段的设计284.7.4轴承的设计计算294.7.5花键的强度校核294.8 输出轴的计算及校核304.8.1输出轴参数304.8.2初步确定轴最小直径304.8.3轴段的设计304.8.4轴承的计算和校核314.8.4花键的强度校核314.9 拨叉设计324.9.1初定拨叉形状334.9.2拨叉尺寸设计334.10 箱体及其附件设计345 拖拉机底盘的设计365.1 车架设计365.1.1车架的结构365.1.2车架的强度校核375.3传动轴及其联轴器校核395.3.1十字轴万向节395.3.2传动轴设计406 三维数字化建模426.1后桥426.1.1简介426.1.2建模细节426.2 前桥及转向系统436.2.1简介433 变速箱的三维建模446.4 传动部分建模466.5 发动机和驾驶楼等外型部件的安装467 总结487.1 毕设过程回顾487.1.1背景回顾487.1.2实地测绘487.1.3相关计算487.1.4计算机辅助三维设计497.1.5撰写论文和绘制图纸497.2 产品改进前后效果对比507.3 整车的一些参数53谢 辞54参考文献55引言 拖拉机行业作为农业机械制造行业中的一个组成部分，其产品用途、适用范围、产业链的构成，社会的属性影响在国民经济中，尤其是对我国以农业人口占多数的国民构成中具有特定的产业结构特征。拖拉机作为广大农村和使用者的重要生产资料,其行业和产品的发展历程与我国的经济改革、产业政策息息相关。拖拉机产品质量状况一方面综合反映了产品生产单位的实物生产控制能力，更突出反映了企业管理水平、产品结构调整、国家宏观调控的能力水平。中国拖拉机工业的建立至今已走过50多年的风雨历程。2007年，全行业工业总产值260.55亿元，从业员工达12.6万人，年生产能力300多万台，已基本形成我国国民经济体系中不可或缺的、具备相当规模的完整的制造体系；在产品结构、质量和可靠性等方面基本满足国内市场需求，产品社会保有量达1834余万台，其中大中拖保有量184万台。而且，我国拖拉机大多为自主研发产品，拥有自主知识产权的拖拉机占主导地位。 企业数量1994年国家取消拖拉机生产许可证（14.7kW），伴随约束企业生产条件的规定取消，国内生产小型拖拉机的企业数量逐年递增。1997年中国农机工业协会拖拉机分会统计的国内拖拉机生产企业共计97家，其中大中拖生产企业12家，其余为小型拖拉机生产企业，1997年之后，企业数量急速增长，2003年中国农机工业协会拖拉机分会通过市场调查，企业数量不完全统计已达165家，其中大中拖生产企业20余家；2007年有一定规模的企业数量达到180家以上，其中大中拖生产企业在50家左右。区域分布1994年生产许可证取消后，在一些知名拖拉机企业周边派生出众多小型拖拉机生产企业，另外，原有国有企业破产后，衍生出几家中小民营企业，形成了我国拖拉机行业生产地域相对集中，产量相对分散的局面。从总体上看，拖拉机企业遍布我国24个省、市、自治区，主要生产集中地在山东60多家、河南30多家和江苏26家等几个省，这三个省企业数量之和占总量的70%以上农用运输车实际上是农业工程车辆，是一种介于汽车和拖拉机之间的运输机械。它适合在那些经营规模较小，路面较差，运输距离短，货物杂，运量小，以及一些特殊环境下的运输作业，其经济性比汽车更好。农用运输车在国外大致有两种类型：一种是独立式，即独立型农用运输车；还有一种是拖拉机变型运输车。这种运输车是在拖拉机的基础上改变制动系统。无论是哪种农用运输车，一般都配有液压自卸机构、液压输出或动力输出装置以及液压提升装置。选装件有液压起重器，带有铲或叉的液压吊车，排灌和喷雾机、粉碎机、液压或机械操纵的螺旋推进器和链式铰盘、犁、碾磨机、手动撒播机、自动装载机和刮雪板等。1 国内外研究现状和意义1.1 国外研究现状国外农业运输分两种：一种为农场内部运输，它包括田间运输和农场内部的各种转运工作，运输距离较短；另一种是农场外部运输，它主要是将农产品发运到加工、销售和分配点。与交通运输相比，均属短途运输范围。对于农场外部运输，在一些经济发达国家如美国、独联体国家和加拿大等国，则采用现有公路载重汽车，只在农场内部运输时使用农用运输车或拖拉机挂车机组。国外农用运输车发动机额定功率15120kW；主变速箱档位数48个；速度范围：最低车速0.66.9km/h；最高车速1590km/h；空载质量10005600kg。较宽的功率和速度范围，可以满足各种农艺要求。1.2 国内研究现状与国外情况之相比，国内大多数中小企业生产的皮带传动的小四轮拖拉机机型以上世纪70年代的设计机型为主，品种单一，产量居首位的是皮带传动和三轮农用运输车，四轮农用运输车大都采用类似汽车底盘，只配用柴油发动机，工艺水平不高。发动机额定功率8.841kW；档位数46；最高车速80km/h左右；空载质量9002500kg。个别企业用小四轮拖拉机改装成农用运输车。国产农用运输车功能单一，几乎没有田间作业装置，绝大多数只用来从事中短途运输。特点是设计简单、维修方便、价格低廉、作业功能较为齐全、零部件配套体系完善的特点， 在未来一段时间仍将是我国广大农村适用的拖拉机。手扶拖拉机（东风型、桂花型、80年代中期设计的型等）经过近30年的生产实践，证明其设计风格和设计理念符合我国目前农村生产力水平不高的实际国情。拖拉机行业的科技发展和技术进步的过程，与我国国民经济发展和相关行业的发展息息相关。市场需求的多样性、国外拖拉机技术水平的发展、国家政策的导向对拖拉机行业总体发展有着决定性的作用。1.3 课题研究的意义近年来计算机应用的普及。二维、三维设计及计算机辅助设计已作为拖拉机行业产品开发的主要设计手段。各类计算机应用软件的购置以及厂所、厂校合作的设计开发对提高拖拉机及零部件的设计质量，加快新产品研制进度，缩短设计周期起到了明显的效果。目前的设计全过程周期较以前缩短约三分之一。本次毕业设计旨在在应用三维这一平台的基础上，对拖拉机的外型及底盘做相应的改进，对关键受力部位进行强度校核，对变速箱的速度，传动比等参数给出计算过程，并绘制规范的二维图纸，并用于指导生产。以期能找到更高效，实用的设计方法，为拖拉机的行业发展探索一条新路。2 方案选择2.1 发动机布置方案的选择发动机的布置可以有以下几种方案图2-1 六种发动机布置方案a）长头车 b）短头车 c）平头车 d）发动机位于驾驶座下的平头车e)中置发动机的平头车 f）后置 后驱动式微型送货车长头农用车的布置特点是，发动机位于车身前部，驾驶室位于发动机之后，后桥动。这种布置形式的优点是：发动机维修方便，其热量，噪声和振动对驾驶室的影响较小；驾驶室内部宽敞，操纵机构简单，前桥负荷较轻；机构较易布置。缺点是货箱面积小，轴距长，视野性差。短头农用运输车可略为增大货箱面积而缩短总长和轴距，但驾驶室内部拥挤，发动机维修不便室内拥挤、闷热，振动噪声大且发动机维修不便。平头农用运输车可进一步缩短轴距和总长，并增大货箱面具。平头车视野良好，自重轻。但室内拥挤，闷热，振动噪声大且发动机维修不便。若将发动机置于座位或货箱之下，或置于后桥后方可解决驾驶室拥挤现象，但维修不便。发动机工作环境高粉尘，不利于散热等等。综合上述情况，本次设计采用短头车即图b的方案。2.2 车架的设计方案方案一平框型车架图2-2 平框式车架此方案采用平框型车架，前桥和后桥的安装宽度一致，所以轮距也是一致的，这样的车架适用于短而宽，载重量不大的车型。方案二曲折型车架图2-3 曲折型车架该方案中部较平低，以降低的重心，满足了高速轿车行驶稳定性和乘坐舒适的要求。由于车架位置的降低，车架前端做得比较窄，以允许转向轮有较大的偏转角度，车架后端向上弯曲，保证了悬架变形时车轮的跳动空间，但是，这种车架结构复杂，加工不便，成本较高。不适用与经济型车。方案三 综合型车型 图2-4 综合型车架该方案接合了前两种车架的优点，前部缩小，给转向轮较大的空间，也有平框型加工方便的优点，因为此次设计的是农用运输车，对平稳性要求不高，因此车架中部可以不做低，节省了加工步骤，较为经济。综合三种方案的优点和缺点，本次设计采用第三方案。2.3 驾驶楼的造型设计方案一图2-5 驾驶楼造型一该方案车身轮廓较为简单，没有复杂的曲面，因此加工较为简单，不必使用冲压模具，手工打造即可。但是不够美观。方案二 图2-6 驾驶楼造型二此方案的车身依然没有使用较多的曲面，车的棱角处理得较上一个方案圆润，但总体风格依然偏于硬朗。但是前端引擎室较高，使得驾驶员坐的位置也较高，显得驾驶室内的空间小了，较少了舒适性。方案三图2-7 驾驶楼造型三该方案设计中使用较多的曲面，外型较为美观，整个外型浑然一体。但是加大了设计的难度。前端底部削高以便于让大梁保险杠伸出，而不必添加附加保险杠。车门、引擎盖等车身部件和车身主体实现一体化设计，保持了车身曲面的一致性。各个曲面增大了曲率半径，既减少了应力集中的现象，又增大了车身的美观性，符合人体工程学的要求，还减少了车辆行驶时的空气阻力。通过美观性，空气阻力，乘坐舒适性，加工难易程度等方面对以上几个方案进行综合比较分析，本次设计决定采用第三个方案。3 驾驶楼外型设计车头的功能要求有以下几点：本次设计任务采用了SolidWorks三维设计软件，该软件是美国SolidWorks开发的三维CAD产品，采用用户熟悉的MS Windows 图形用户界面，在技术内容上基于先进的para图形语言平台，因而在使用的方便性和技术的先进性方面均趋于完美。用户使用这套简单易学的工具，能快速的按照其设计思想绘制草图，并能运用各种特征与不同尺寸制作模型和详细的工程图。图3-1 扫描曲线3.1 曲面的创建先定出驾驶楼的总体尺寸，长为2093mm，宽为1484mm，高为1378mm。拉伸出模型基本体，再绘制扫描截面和引导线，通过扫描切除得出驾驶楼前曲面，如果不理想，可通过修改截面曲线和引导线加以修改。 图3-1所示，左边箭头是截面线，右边箭头是引导线，图3-2为用扫描出来的曲面图3-2 扫描曲面图3-3 扫描曲面图3-4 侧边扫描曲面图3-5 倒圆同样绘制驾驶楼的侧面曲面，通过扫描截面和引导线，图3-3左边箭头为截面线，右边箭头所示为引导线。图3-4为扫面曲面。得到曲面之后切割实体而成。修改满意，得到理想曲面之后可以在两曲面连接线处倒圆角，半径范围为200300mm。图示3-6 抽壳图3-4 挡风玻璃草图图3-7 拉伸曲面倒好圆角后对实体进行抽壳，壁厚为2mm。 3.2 车灯车窗的设计与驾驶楼上视基准面成一角度构建基本面。构建新基准面，绘制挡风玻璃的轮廓形状拉伸轮廓形成车窗曲面用该区面作为刀具分割上步得到的壳体，图示白色的实体为分割后的结果，将成为挡风玻璃。 图3-8 车灯曲线图3-9 车轮廓图3-10 车门曲线 绘制车灯轮廓，为了减少断面的角度，用拉伸特征时利用拔模的子功能，在驾驶楼上切出车灯形状。 3.3 引擎盖和车门的设计 切出车轮轮廓形状，效果如图 如图绘制引擎盖形状，图示蓝色线条即是。拉伸曲面切出车门，镜像这个拉伸曲面将令一个方向的车门也切出。图3-11 车门曲面图3-12 引擎盖曲面图3-13 引擎盖曲面 绘制引擎盖轮廓拉伸轮廓，得出曲面之后用其为刀具切割车壳上述切除出来的车门和引擎盖部分将单独设计，在车辆总成装配时将会装配到车辆上。 2361547图3-14 其余结构设计完善设计按图示红圈标出的序号，以下逐一说明为加强强度，在车头顶部设计出突起。，建模过程为在车头上一定距离的上视基准面先绘制相应的草图，拉伸一定的高度到车顶曲面为止，接着偏置车顶曲面切除刚做的拉伸特征。为增加驾驶室的透气性，在车顶设计车透风窗。为了避免车轮扬起的灰尘影响发动机，设计挡泥板，左右各一块。但是注意不能影响发动机部件的工作。完善车轮处曲面形状，使之更为美观。，设计过程为绘制草图拉伸至车身，用类似第一步的方法用曲面切除拉伸实体，最后倒圆角。为了方便驾驶员观察车厢情况，设计了后视窗。增加车头前部的进风口，保持发动机进气通畅。增加座椅平台便于安装座椅。高度为25mm。 4 齿轮式变速器设计4.1 概述本章介绍是变速箱，该部件最初系仿照其他产品，因为技术资料有限，也是没能实现三维数字化设计，甚至缺少二维的总装图，各档的相关数据没有进行过详细的计算，这给改进修正工作带来了很大的难度。现在该厂设计的变速箱的基础上，进行三维建模，以及计算校核工作，对原有的不合理不规范的地方将加以改进，比如原来没有规范的倒档轴，是一根光轴直接连接在箱体上，没有滚动轴承，这将会令机件磨损很快，现在加进了这一部分。图4-1 现用的变速箱箱体图4-2 端盖另外由于加进了倒档轴部分，原来的端盖部分（如图4-2）已经不符合要求，这里也会做相应的改变。 现代拖拉机广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，为解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器。它的功用是：1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步，加速、上坡等，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，使汽车能倒退行驶。3）利用空挡，中断动力传递，以便使发动机能够启动，怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。本次设计的变速器有五个前进挡，一个倒档，驾驶员通过操作摇杆，拨叉，将输出轴各档的齿轮拨到相应的档位上，使其与各自的在输入轴的配对齿轮啮合，从而让变速器达到有数个输出转速。 图4-3 前进挡齿轮布置图 倒档轴上有两个齿轮，分别是倒档常啮合齿轮和倒档输出齿轮。输入轴倒档齿轮和倒档常啮合齿轮是一直啮合且转动的。如果要挂上倒档，驾驶员通过摇杆将输出轴一档齿轮拨到与倒档输出齿轮上，输出轴的转向就可以改变。如图所示：图4-4 倒档轴布置图4.2 确定各档车速变速器具有五个前进挡、一个倒档，发动机额定转速为。根据道路为乡级公路和生产实际需要的特点，查阅相关的资料，现初定各个档位的额定车速，进而计算出各挡的数据，具体结果如下：表4-1 各档车速一档二档三档四档五档倒档车速(km/h)10.4220.5430.4545.8560.035.414.3 计算各档理论传动比发动机动力输出到驱动轮时速的转换关系如下 (4-1)式中 v各挡车速(km/h)发动机转速(r/min)R驱动轮半径(m)i各档传动比I主减速器减速比发动机动力传输流程图发动机转速变速箱主传动轴主减速器驱动轮表4-2 相关已知的参数n(r/min)R(m)I11000.376.13其中，主减速器安装在后桥中，后桥为外购件，从其技术资料中可知其减速比。通过上述的公式和参数，可计算出各前进挡的输出轴转速和传动比： 表4-3 各档数据一档二档三档四档五档倒档时速10.4220.5430.4545.8560.035.41线速度2.892.708.4512.7316.671.50驱动轮转速1.242.453.645.487.170.64变速箱输出轴转速7.6315.0522.3133.6043.923.97发动机转速1100/60各档理论传动比2.411.230.790.520.404.584.4 变速箱各前进挡传动齿轮的设计计算4.4.1精度选择变速箱控制整车的速度，根据农用运输车的使用状况，选用8级精度。4.4.2材料选择根据机械设计手册，选用所有齿轮的材料为40(调质)，硬度为280.4.4.3确定主要参数和计算主要尺寸中心距，根据车体的尺寸，初定中心距为模数，按照经验公式故取模数为第一系列的3，即。齿数计算第一档的传动计算第一档输入齿轮和输出齿轮的齿数分别为 (4-2) (4-3)经过计算得，经过圆整的，。实际中心距为 (4-4)实际传动比为传动比误差为 (4-5)符合机械设计手册中关于传动比误差在的范围内。同理，经过计算，第一至第五档的各档齿数如下。表4-4 各档齿数一档二档三档四档五档输入齿轮1523283336输出齿轮3628231815修正传动比2.41.210.820.540.46传动比误差为-0.41%-1.02%3.97%4.89%4.16%分度圆直径根据公式，各档齿轮的分度圆直径表4-5 各档分度圆直径一档二档三档四档五档输入齿轮45698499108输出齿轮10884695445齿宽为了便于齿轮之间的啮合，前进挡的所有齿轮的齿宽均选一个值，根据公式 (4-6)得4.4.4接触疲劳强度的计算和校核确定许用接触应力，由机械设计手册查得前进挡齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数公式为， (4-7)，根据N值，查表取 (4-8)校核由公式 (4-9)计算圆周力发动机的输出功率为14.7kw，转速为，根据计算得 (4-10)由公式 (4-11)手册查得区域系数为，材料的弹性影响系数为由前面计算有计算载荷系数 (4-12)查得使用系数，根据，7级精度，由次查得动载系数为，。代入计算 (4-13)可知，故齿面接触强度满足要求4.4.5齿根弯曲强度的计算和校核公式为 (4-14)由前面计算知，查表得齿形系数，应力校正系数。计算大小齿轮的并加以比较，可知小齿轮的大。计算许用弯曲应力查表得弯曲疲劳极限，查表得弯曲疲劳寿命系数为 (4-15) 代入计算 (4-16)得齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.5 倒档各齿轮的设计4.5.1齿数和中心距的确定倒档传动由输入轴常啮合齿轮，倒档轴常啮合齿轮，倒档轴输出齿轮和输出轴一档齿轮组成，由前面计算可知，输出轴一档齿轮的齿数为36，模数为3。为了满足啮合条件和加工方便，倒档的所有齿轮的模数均选择3。由前面计算可知，倒档的理论总传动比为4.59，即 (4-17)初选倒档轴和输入轴的中心距为倒档轴和输出轴的中心距为由齿轮的 (4-18)，联合上面各式，可得，经过圆整得，可得实际中心距据此可以得出齿轮的设计图倒档轴上的两个齿轮做成双联齿轮，这样可以达到装配方便的效果小齿轮上的凸缘为1mm，作用是在安装的时候顶住轴承，起到径向定位的作用。内部为的花键槽输入轴常啮合齿轮齿厚相应做大，以保证和倒档轴常啮合齿轮的啮合情况良好，凸缘的作用也是顶住轴承，做轴向定位。内部为花键槽。另一个齿轮为输出轴一档齿轮，已在上一节前进挡齿轮中介绍。图4-6 倒档轴常啮合齿轮图4-5 倒档双联齿轮 4.5.2分度圆直径根据公式，各档齿轮的分度圆直径表4-6 倒档轴分度圆输入轴常啮合齿轮倒档轴常啮合齿轮倒档轴输出齿轮分度圆直径d4575394.5.3传动比误差 (4-19)，传动比误差小于5%，符合要求4.6 输入轴的设计和计算图4-7 输入轴设计图4.6.1输入轴参数的上的功率，转速n和转矩T，由上面得计算得知4.6.2初步确定轴最小直径选取轴的材料为，调质处理 (4-20)查手册，取，代入，得，轴与外圆盘有键连接，故轴增加5%即4.6.3轴段的设计图4-8 轴段设计安装时，先装左边轴承，用轴肩顶住轴承内圈，然后依次装入各档的齿轮和轴套，最后安装右边轴承，左右端各用透盖和闷盖给轴承作轴向定位，轴上各齿轮用花键做周向定位，花键的尺寸是根据各轴段的尺寸，左右两边的轴承型号不同，左边的轴段用型号为6206的轴承，左边的轴段用6205的轴承。图4-9 轴段设计三维图4.6.4轴的强度计算校核I按弯矩强度计算 (4-21)故符合要求。II按弯矩强度校核 (4-22)(4-23)因为 (4-24) (4-25)故符合要求4.6.5轴承的设计计算型号为6205的轴承，其B=15mm,d=25mm.查表得，额定动载荷 额定静载荷因为轴承所受径向载荷远大于轴向载荷，所以P= =52.3N (4-26) = 6000h(10年)故轴承符合要求。型号为6206的轴承，其B=16mm,d=30mm.查表得，额定动载荷 额定静载荷因为轴承所受径向载荷远大于轴向载荷，所以P= =61.9N (4-27) = 6000h(10年)故轴承符合要求。4.6.6花键的强度校核根据公式 (4-28)T转矩，这里取各齿载荷不均匀系数，一般取0.70.8齿数，这里取6l齿的工作配合长度，这里取280mm平均直径，mm，矩形花键D矩形花键为大经， h齿的工作高度，许用压强，根据此处花键连接时静连接，齿面经过热处理，制造和使用状况为良好，查表得。将以上数据代入公式计算得 (4-29)故符合要求。4.7 倒档轴的设计和计算图4-10 倒档轴4.7.1倒档轴参数这里要求的是功率，转速n和转矩T由上面得计算得知，输入轴的参数如下齿轮传动的效率为，则按照相关的齿轮齿数可得 (4-30)4.7.2初步确定轴最小直径选取轴的材料为，调质处理 (4-31)查手册，取，代入，得，轴与外圆盘有键连接，故轴增加5%即4.7.3轴段的设计图4-11 倒档轴轴段设计如图为倒档轴上各部件的布置图，安装时，将右边轴承装于箱体上，倒档轴上安好套筒后装入轴承，用套筒定位。将双联齿轮装上，用轴肩定位装左边轴承，其内圈顶住齿轮凸缘装闷盖，定位轴承外圈。图4-12 倒档轴段装配4.7.4轴承的设计计算型号为6004的轴承，其B=12mm,d=20mm.查表得，额定动载荷 额定静载荷因为轴承所受径向载荷远大于轴向载荷，所以P= =21.6N (4-32) = 故轴承符合要求。4.7.5花键的强度校核根据公式 (4-33)式中T转矩，这里取各齿载荷不均匀系数，一般取0.70.8，这里取0.75齿数，这里取6l齿的工作配合长度，这里取39mm平均直径，mm，矩形花键D矩形花键为大经， h齿的工作高度，许用压强，根据此处花键连接时静连接，齿面经过热处理，制造和使用状况为良好，查表得。将以上数据代入公式计算得 (4-34)故符合要求。4.8 输出轴的计算及校核4.8.1输出轴参数由上面得计算得知输入轴的数据如下齿轮传动的效率为，则 其转速最低是扭矩最大，是危险情况，故而计算其一档时的转速按照相关的齿轮齿数可得 4.8.2初步确定轴最小直径选取轴的材料为，调质处理查手册，取，代入，得，轴与外圆盘有键连接，故轴增加5%即4.8.3轴段的设计图4-13 输出轴段设计输出轴上有五个齿轮，但二三挡、四五挡都分别作成了双联齿轮，以利于拨叉控制，每个双联齿轮上都有放拨叉的槽。一档齿轮单独设计，但也有拨叉槽。齿轮和轴用花键连接，齿轮可在轴上滑动。根据较少选用标准件型号的原则，两端的轴段直径做成和输入轴的承载轴段一致，为，轴承的型号为6205和6206。图4-14 输出轴装配图4.8.4轴承的计算和校核型号为6205的轴承，其B=15mm,d=25mm.查表得，额定动载荷 额定静载荷因为轴承所受径向载荷远大于轴向载荷，所以P= =59.63N = 故轴承符合要求。型号为6206的轴承，其B=16mm,d=30mm.查表得，额定动载荷 额定静载荷因为轴承所受径向载荷远大于轴向载荷，所以P= =65.23N = 故轴承符合要求。4.8.4花键的强度校核根据公式式中T转矩，这里取各齿载荷不均匀系数，一般取0.70.8，这里取0.75齿数，这里取6l齿的工作配合长度，这里取24mm平均直径，mm，矩形花键D矩形花键为大经， h齿的工作高度，许用压强，根据此处花键连接时静连接，齿面经过热处理，制造和使用状况为良好，查表得。将以上数据代入公式计算得故符合要求。4.9 拨叉设计图4-15 拨叉设计图4.9.1初定拨叉形状图4-16 一档拨叉为了实现手动挂档，这里设计三个拨叉，每个拨叉控制两个档位，单个的拨叉设计如图：这里以控制一档和倒档的拨叉为例说明，如图，每个拨叉都有一根转轴，这根转轴将和盖板上相应的支座做孔轴间隙配合，如图4-11。每个拨叉上都焊有拨爪和拨座。拨叉的执行机构是拨爪，拨爪卡在双联齿轮中间的卡槽里，随着拨座被摇杆触动，整个拨叉就通过拨爪推动双联齿轮在花键轴上做轴向运动。为了避免发生强烈的摩擦，拨爪的内壁和双联齿轮的卡槽的外圆面只做线接触。图4-17 拨叉装配图 4.9.2拨叉尺寸设计拨叉行程经过前面的设计，变速器的各个轴和轴上的齿轮定位关系已经确定，如图：图4-19 箱体设计图4-18 拨叉行程设计输出轴上双联齿轮的齿厚为：齿轮行程的两条终点线距离在图上用L表示 则行程，为了挂档方便，齿轮在空挡时在整个行程的中间，拨叉的位置此时也应在箱体的中部。确定拨爪端面位置如图，齿轮空挡时中心离箱体中部距离为67.5mm，现根据盖板的座孔的距离确定拨叉的中轴长190mm，以中轴的断面为基准，则拨爪端面距离此基准为4.10 箱体及其附件设计如图，为箱体的剖面图箱体壁厚，10mm 凸缘壁厚 15mm箱体中间放倒档轴轴承的板件并非和箱体一同铸造而成。加工方法是单独加工后焊接到箱体上。 图4-21 端盖二图4-20 端盖一如图十输出轴端的端盖，壁厚为10mm。因为三根轴的中心距太小，所以把透盖和闷盖结合在一起，在和轴结合的时候相应的设计有凸缘顶住轴承外圈。凸缘的内径查手册：滚动轴承的安装尺寸得透盖凸缘配对6206轴承， 圆角大闷盖凸缘配对6205轴承， 圆角小闷盖凸缘配对6004轴承， 图4-20 圆角，螺钉孔内径10mm沿轮廓线均布。如图，是输入轴端的端盖，凸缘设计和输出轴端的端盖一致，壁厚为10mm，螺钉孔内径10mm沿轮廓线均布。 5 拖拉机底盘的设计5.1 车架设计拖拉机采用完整的车架连接组成部件，形成一个整体5.1.1车架的结构 本次设计的拖拉机采用平框式车架，如图所示。图5-1 车架图5-2 型钢截面该车架由两根槽形纵梁和若干横梁组成，纵梁上缘是平的，下缘的形状根据纵梁所受载荷而变，两根纵梁一般是互相平行的。车架的宽度 车架的前部的最小宽度比飞轮廓的外廓大一些，保证前轮最大偏转角和前轮留出足够间隙，后部的宽度取决于后轮和后悬架弹簧的宽度。这里取前部宽度为600mm，后部的宽度为980mm。车架的结构设计 纵梁面断面形状多为槽钢型。 断面高度120mm，上下缘宽度50mm；壁厚为6mm。 横梁有7根，用来连接左右两纵梁并安装一些主要机构。前端为保险杠，第一、二横梁布置在前板簧的前、后吊耳处，承受前桥传来的载荷，并用来安装水箱和发动机、离合器、变速箱总成。第四横梁用来装置传动轴轴承，第五、六根横梁布置在后板簧的前后吊耳处，承受吊耳对纵梁的扭转载荷，最后横梁装置拖钩。5.1.2车架的强度校核 图5-4 力臂图图5-3 第五根横梁截面受力图为图5-4图中标注出来的是作用力的力臂，则第五根横梁的受力大小为许用应力为 。这里安全系数S取5，屈服强度极限取。 (5-1) 得在拖拉机满载时，车厢大部的压力由纵梁承担，翻斗工作时，由第五根横梁承受车厢的压力，由此可知，在第五根横梁和纵梁之间的接合处将成为危险截面。形状如图5-3.该截面是两根槽钢的截面拼合而成，型钢号是12.6号槽钢，截面积是15.692。满载时货物重500kg，车厢重105kg，单边受载5.2 发动机动力输出装置设计拖拉机动力输出装置由动力输出轴和动力输出带轮组成。它们将发动机的动力以旋转的方式传递给外界机具。动力输出轴安装带轮是常规设计方法。本次设计也采用带轮传动。小带轮转速的确定发动机转速约为为2200r/s。由于采用传动比为1的传动故小带轮转速2200r 功率为发动机功率为Ped=14.7kw 查得工况系数为1.5则计算功率为 (5-1)带型的确定查表，选用A型带， 带轮直径的确定与带速的验算查表，初选带轮直径，d1= 100 mm，根据传动比1计算并圆整，选d2= 100 mm。验算带速 小带轮转速为36.7r/s带速为 符合带速525的规定计算相应的带长 根据 (5-2)初选中心距a=349 (5-3)带的基准长度根据Ld0查表选取Ld0=1120mm 验算包角： (5-4)符合要求 确定带的根数z (5-5)经计算z取4 计算带传动的压轴力 (5-6) 带轮的设计因为带轮的基准直径为。所以带轮的结构形式采用实心式设计图5-5 发动机输出带轮图 图5-6 离合器输入带轮图 5.3传动轴及其联轴器校核5.3.1十字轴万向节传动轴和万向节是外购件，现根据选用的零件参数进行校核。由两个万向节叉及连接它们的一个十字轴组成。其损坏形式主要是十字轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承承碗工作表面的压痕和剥落。十字轴轴颈计算圆周力根据公式， (5-7)式中转矩 (5-8)r为十字轴轴颈中点至十字轴中心的距离（m）。 (5-9)十字轴轴颈根部的弯曲应力（） (5-10)式中十字轴轴颈直径十字轴油道孔直径。 经计算得符合要求5.3.2传动轴设计传动轴临界转速及尺寸的校核传动轴在旋转过程中，当其转速等于主弯曲振动的固有频率时，便发生共振使振动加强，有使传动轴折断的危险。因此需限定其转速即临界速度。实心轴比空心轴的临界转速低且费材料，这是广泛应用空心轴的原因之一。设计时依据临界转速公式 (5-11)式中传动轴长度（两个万向节中心之间的距离）这里取管形传动轴的大小直径（mm）这里取 代入计算 (5-12)传动轴的最高工作转速由变速箱最高档传动比0.46计算，传动轴的最高转速为， 故最高转速符合要求传动轴扭转强度校核传动轴轴管断面尺寸除要保证有足够的临界转速外，还应保证有足够的扭转强度，轴管的扭转应力为： (5-13)变速器输出的最大扭矩是倒档时扭矩 经计算的 传动轴大多采用15、20号低碳钢板卷后焊接而成。传动轴总成不平衡度的允许值，对于传动轴在之间的拖拉机或运输车应不大于、支承轴承的计算根据中间支承轴承主要是径向载荷，有较少的轴向载荷的情况，这里选用圆锥滚子轴承，代号为33109。查表得。查表得型号为33109的轴承，其B=26mm,d=45mm.查表得，额定动载荷 额定静载荷因为轴承所受径向载荷远大于轴向载荷，所以P= =308N (5-14) = 故轴承符合要求。6 三维数字化建模经过上述的设计计算，得出了必要的数据，可以据此使用三维软件建立三维模型，6.1后桥6.1.1简介图6-1后桥总成后板簧板簧固定架万向联轴器后桥如图，后桥由后桥总成，后板簧，板簧固定器、万向联轴器组成。后轮的直径为740mm，轮宽为190mm，板簧两端的距离为1000mm。传动轴通过万向节和后桥总成连接，传递动力。在后桥总成里安装有主减速器，差速器，半轴，刹车系统等重要部件。在该车型里后桥为驱动桥。6.1.2建模细节主要的建模难点有车轮花纹的绘制，用到的操作有放样曲面，圆周阵列。为了便于后期渲染