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25马力拖拉机最终传动及驱动轴的设计【优秀课程毕业设计含3张CAD图纸】,25,马力,拖拉机,最终传动,驱动,设计,优秀,优良,课程,毕业设计,cad,图纸

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nts nts nts nts nts nts nts 外文翻译 1.6 前轮驱动 发动机、变速器的齿轮箱体形成了一个单位 这个单位的位置在前轮轴之前 ,或前轴上面或在轮轴之后，这样设计出来的空间会被压的非常紧， ,不像标准设计 那样 ,意味着驾驶空间会少于 100-300平方，或着有更大的空间留给乘客和后备箱，这些或许是主要的理由为什么在全世界 ,越来越多的汽车产品继续应用这种设计。在最近一些年来只有不到 21款的不是发动机前制前驱的汽车车被生产并投入市场。现在 ,生产的前轮驱动子驾驶车辆一般是功率性能超过 150KW的 V6缸 发动机和 V8发动机 然而 ,这类型车辆并不适合后轮高载荷的商业车辆，不过 ,一些 商业 车辆制造厂接受吸收商业用车的这些缺点，以便他们可以降低他们的载荷区，并能提供更多的空间，或提供更好的条件承受载荷，但在标准客车上是不允许这样的。 图 1.47 由标志轻型商务是汽车 J5/J7带来的低的货运区已经形成，这是由于前轮驱动和不完全连接到车的轴引起的。 1.61设计的类型 1 6.1.1 发动机径向放置在轴的前面：前排与 V型发动机放置在轴的前面先暂且不论，较高的前轴载荷，所造的轴距，车的重心向前移动了一个距离，对恻 向风，的牵引力的正确的处理证实了前轴承载的优点，特别是在冬天，不过持续的沉重的转向（这个方面被助力转向所修正）明显的不足转向与坏的制动力，的分配对他来说是明显的，这种类型的设计，与发动机横向放置是相反的，他在汽车支撑中被欢迎，因为他能够有相对较大的单排发动机放置和放置散热器，除此之外 ，他意味着前悬架长度将缩短，无级变速器由于放置扭转转换器，而需要很多的空间，这个空间由于纵置发动机，而便为可能， 纵向放置发动机的一个技术缺陷是对转向器的放置是不利的 ，这个将被放置在变速器的上方，由于这个轴的设计，导致有弹簧 支撑的前轴（麦弗逊柱）长期被使用。 1.6.1.2发动机横向放置安装在轮轴的前面，尽管充分利用了短的悬架，只有在nts轮子和外壳体之间一点的少部分空间 ，这种限制意味着 这种布置不适合比直列四汽缸或六汽缸多的商用客车上，汽车发动不对称的布置，变速器齿轮箱体也会引起一些汽车外在表面的布置问题，不相等的驱动轴长度影响影响转向装置，在汽车的速度开始提高时，驱动轴在承受不同的角度和方向，这样会引起转向轴片刻的不能转动转动，这一时的失控使在左边或右边驾驶的人的注意力一时分散，平均的驱动轴长度才是人门想要的 。这也避免了不同 的变化引起时间安排不同驱动轴按某一角度转动时驾驶转力矩的形成。短驱动轴的万象节也能减少这些问题的发生 图 1.48 前置前驱是发动机纵向地安装在汽车前轴上，前轴安装在变速器的后边通过差速器把力传到前轴上。 图 1.49 Vauxhall corsa(1997)的动力布置更为紧凑，它的发动机横向地安装在变速器的左边，在 McPherson 上可以清除地看到其独立的悬架和安全的转向系统。 图 1.50 宝莱车的发动机，手动变速器及差速器横向地布置在车前，由于这种布置形式的位置发生了变动，它的轴线的移动导致了左前轮比 右前轮的轴短，还可以清除 地看到两轴中间的换挡杆。这种布置形式的总机械效率 n 0.9. 为了消除不等长轴带来的负面影响，每一个有大能量输出的在载客车在接近发动机与中间轴的地方装有一个额外的齿轮，它的每一个末端有一个滑动的 CV 联接，并有很好的动力性（如图 1.51 和 1.17）。再者。长传动轴的弹性振动 在驾驶期间时有发生。它的 振动频率能被自身的 重量所抵消。 1.62 前轮驱动的优缺点 暂且不管发动机的位置（如图 1.52），前轮驱动有很多优点： 1 操纵方便， 能感受到驱动轮的负荷，便于驾驶。 2 路感好。尤其是在潮湿和寒冷的条件下，汽车驾驶时不会感觉到沉重（如图 1.35） 图 1.51 Lancia Thema 车上的变速器横置于发动机旁边与前轴 Mcpherson 支撑之间，由于发动机动力好，两条长轴被一个中间轴连接在一起，同时再加上两个能与空气接触的盘式制动器。 1 好的操纵性与高的爬坡能力能在车满载人的时候体现出来（如图 6.22） nts2 拐弯时不会没有足够的转向能力。 3 侧向风的敏感性。（如图 3.125） 4 尽管由于驱动单元的 重量而使前轴负载，转向盘未感到沉重。（与其它车辆相比）。 5 当直线行驶时轴的调节能力被限制在一定的角度。 6 简单的 后轴设计是有可能的。（例如，复合曲轴与刚性轴） 7 较高的舒适性和较宽的轴距。 8 由于发动机，变速器，差速器的 紧凑的设计使能量损失减小。 9 好的发动机冷却系统（前面辐射）和电动风扇是相适应的。 10 短的传动路线使能量更高的传递。 11 流线型内底板的设计。 12 排气系统有更长的通道（对于带有催化转换器的车是主要的） 13 对于车尾碰撞，更利于使 车尾变形收缩。 缺点是： 1 在满载下在潮湿的冰冻路面和有坡道的路面上，操纵性较差。（如图 1.36和 6.22） 图 1.52 变速箱的布置低于发动机且倾于后方，而差速器又布置于变速器的后边。一种单一的燃油系统负责供应补给，在这种情况下，操纵元部件的设计将受到限制。 1 用大动力引擎，将增大对操纵或转向机构影响。 2 发动机的长度受到即有空间的限制 3 配以高的前轴负荷，良好的转向速比或动力转向是必要的。 3 配以高的位置，仪表安装支架和齿杆转向，中心位置去掉一系列带杆变得很必要或者说意义重大 的运动学前轮前束事实上不可避免的要改变。 4 一种有促进作用的几何学复杂的干涉强迫杆臂，然后转动转向盘幅。 5 发动机，变速器单元反映出了在转向系统布置上更多的困难。 6 动力设施座架不得不吸收发动机力矩并调整总的速比 7 设计动力设施及底座是困难的。 图 1.53 GKN 汽车的前轮输出轴，一个定速滑动铰接头被用在变速箱的一边，一nts个定速滑动铰接头被用在车轮的一边。滑动铰接头的最大转角是 22固定铰接头的最大弯矩角是 47，由于重量的原因，活动铰接头被一个环状夹扣直接放置并固定在差速器上。一个中心螺栓 牢固地连接在车轮旁边。中间轴被设计成一个渗碳中空的轴。 在和悬架连接处的噪声，共振频率，接入和分开扭矩影响等都需要被控制。 1 起伏不平的坡道软路面上，能使集聚大量能量的机构转换成自然频率的震荡（即所谓的减震，查看表 5.13章） 2 在停车或刹车时，如发动机仍然工作，蓄能机构运动能使排气机构产生弯曲应力。 3 有一个复杂的前轴，因此内部传动轴需要装一个 CV万向节（如图 1.53） 4 由于传动万向节的转弯角度只有大约 50，转向半径及道路轨迹部将被限制。 5 以防止轮胎不平衡及前轮不一致性，而有高的灵敏性。 6 要有更高的前轮轮胎耐磨性，因为前轮承受高载荷驱动及转向的作用 7 不好的制动分配（前面大约 75%,后面大约 25%） 8 储能机构的运动影响后部复杂的换挡机构。 在湿路面与积雪的路面上不断下降的爬坡性的缺点能够被一个传动滑动控制装置所补偿，（即 ASR，查第 7单元第 6节）或者转移重力到前轴，在 XM模型中， Citroen使后轴向后移动一段距离导致前轴受 65%，后轴受 35%的载荷分配。前轮载荷越大，汽车越容易产生转向不足，导致相反的转向角和转向沉重，它导致产生强制的动力转向。 1.6.3前传动轴 在 客车，旅行车和轻型商务车上，下面所属内容适合于前轴 1 双叉式 2 多联轴 3 麦佛逊栓（仅在少数汽车上） 4 支撑片 在双悬架上，传动轴在螺旋弹簧位于更低的悬架的地方。需要自由移动、 nts nts1 25 马力拖拉机最终传动及驱动轴设计 摘 要 随着拖拉机工业的发展，我国拖拉机产品的科研与设计水平逐步提高。拖拉机是用与牵引和驱动各种配套机具，完成农业田间作业、各种土石方工程作业、运输作业和固定作业等的动力机械。拖拉机必须和各种作业机具组成拖拉机机组才能完成各种作业。拖拉机最终传动是用来进一步增加传动系的传动比，履带拖拉机和某些轮式拖拉机的最终传动还用来提高后桥的离地间隙。最终传动要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮油足够的承载能力和支承刚度；靠近驱动轮的最终传动尤其要求有可靠的密封，最终传动 一般采用外啮合圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。外啮合圆柱齿轮最终传动按所处的位置分为内置式和外置式两种。 本次设计的最终传动采用了外啮合直齿圆柱齿轮最终传动，轴采用了矩形花键轴，轴承采用了圆柱滚子轴承和圆锥滚子轴承。 关键词： 拖拉机，最终传动，外啮合，圆柱齿轮，花键轴 nts2 DESIGN OF FINAL TRANSMISSION AND DRIVE SHAFTS OF 25 HP TRACTOR ABSTRACT Along with the tractor industry development, our country tractor product scientific research and the design level gradually enhance.The tractor is with with tows and actuates each kind of necessary machines and tools, completes the agricultural field work, each kindof cubic meter of earth and stone engineering work, the transportationwork and the fixed work and so on the power generator The tractor must be able to complete each kind of work with each kindof work machines and tools composition tractor unit. The tractor finaltransmission is uses for further to increase transmission system the velocityratio, the caterpillar tractor and certain wheeled tractors final transmissions also uses for to enhance the rear axle of car the groundclearance. The final transmission must have the suitable velocity ratio;Guaranteed the rear axle of car place has the enough ground clearance; gear oil enough bearing capacity and supporting rigidity ; Approaches the driving gear the final transmission especiallyto request to have the reliable seal outside, the final transmission generally uses meshes the cylindrical gears transmission or the planetgear biography In outside meshes the position which the cylindrical gears finaltransmission presses locates to divide into sets at the type andoutside sets at the type two kinds. This design final transmission used outside meshed thecylindrical gears final transmission, the axis uses the rectangularspline shaft, the bearing has used the gulley ball bearing and thecircular cone roller bearings. Key words: tractor， final transmission， outside meshes， cylindrical gears， spline shaft 目 录 nts3 第一章 前 言 .1 第一章 拖拉机最终传动结构方案分析 .3 2.1 最终传动的功用和要求 .3 2.2 最终传动的分类 .3 2.2.1 外啮合圆柱齿轮最终传动 .3 2.2.2 内啮合圆柱齿轮最终传动 .7 2.2.3 行星齿轮最终传动 .7 第三章 最终传动的主要参数确定 .9 3.1 最终传动直齿圆柱齿轮的中心距 .9 3.1.1 对最终传动的基本要求是 .9 3.1.2 求中心距 .9 3.2 齿轮各参数的选择与计算 . .11 第四章 圆柱齿轮的结构强度计算 .14 4.1 齿轮的校核 .14 4.2 齿轮的强度应力计算 .14 4.2.1 齿轮表面接触强度 .14 4.2.2 齿根弯曲强度校核 .16 第五章 轴的确定与计算 .19 5.1 输入轴校核 .19 5.2 驱动轴（输出轴 ） 设计与计算 .22 第六章 轴承的校核 .26 7.1 输 入 轴 圆 柱滚 子 轴承 的 校 核 . . . . . . . 26 7.2 输出轴圆锥滚子轴承的校核 .26 第七章 总结 .28 参考文献 .29 nts4 致谢 .30 第一章 前 言 nts5 拖拉机是用于牵引和驱动各种配套机具，完成农业田间作业、各种土石方工程作业和固定作业等的动力机械，拖拉机必须和各种作业机具组成拖拉机机组才能完成各种作业。机组所完成的作业种类虽然极为繁多，但根据机组的工作方 式可分为移动式和固定式两类。 在移动式工作中，拖拉机机组只能够是在移动过程中来完成工作的，此时拖拉机的功率主要是以牵引力的方式传给作业机具。移动式工作，可分为田间工作和运输工作两种。当拖拉机在田间工作时，拖拉机可与各种牵引式或悬挂式作业机具一起，对土壤、土石方或作物进行各种加工工作；当拖拉机作运输工作时，拖拉机可与牵引式、悬挂式后驱动式的挂车一起，在道路上或田间完成运输工作。 在固定式工作中，拖拉机停在固定的工作地点，通过拖拉机的动力输出轴和胶带轮来带动各种固定式机器，拖拉机的功率是以转矩的方式传给固定 式机器。 拖拉机产品发展简史及其在国民经济中的作用。 19 世纪 50 年代，在英美等国先后诞生了用蒸汽发动机带动胶带功率输出装置，并被用作驱动脱粒机的动力源，这种装置就是拖拉机的雏形。但从一地转移到另一地需用牛马来牵引，因而 1856 年“拖拉机 ” 一词在英国牛津词典中首次作为“牵引发动机”一词的同义词应用。随着拖拉机的发展到第二次世界大战以后，个工业发达国家都实现了农业机械化，拖拉机的使用逐步晋级，结构和性能日趋完善，除轮式和履带拖拉机外，手扶拖拉机在园艺和水田作业方面开始广泛应用。1950 1960 年，在欧洲曾 设计与制造过对中自走底盘，后来未获得广泛使用，在此期间，拖拉机的功率急剧增加，柴油拖拉机的比例增大，出现了液压转向和动力换挡变速箱等新结构，并成为广泛选用的装置。 1961 1970 年，拖拉机的功率继续急剧增大，除少数小型拖拉机外都装用柴油机。驾驶员的安全和舒适性成为产品技术发展的重点，全动力换挡变速箱和子午线轮胎成为选装结构。 1971 1979年，采用了增压和增压中冷柴油机，翻车保护装置被作为选用装置并被一些国家列入有关法规之内，大多数大型拖拉机装置了驾驶室并在一些国家的实验规则中增加了噪声水平测定。四轮驱 动拖拉机被普遍采用，功率大于 75KW 的大型拖拉机继续增加。 随着拖拉机工业的发展，我国拖拉机产品的科研与设计水平逐步提高。产品开发设计工作经历了从引进仿制、自行设计到系列产品开发这样三个阶段。在我nts6 国拖拉机工业是建国以后发展起来的新兴产业。在此之前，不用说生产拖拉机，连主要的零部件也不能制造。 1949 年全国仅拥有拖拉机 117 台，全都是从国外进口的。建国以后，经过 30 多年的艰苦努力，拖拉机工业从无到有，从小到大，现已形成大、中、小企业相结合，具有一定规模的拖拉机制造体系，能成批生产从2.2KW 至 58.8KW 的 手扶式、轮式和履带式农业、林业用的各种拖拉机，基本上可满足农、林、牧、副、渔各业生产以及工业产品配套的需要。至 1990 年底，全国拥有大中型农用拖拉机 81.4万台，小型拖拉机 698万台，农用拖拉机总动力 8982.5万 KW。 1990 年全国大中型拖拉机的年产量 4.22 万台，小型拖拉机 108.05 万台。工业履带拖拉机 1991 年产量 2722 台，有 51 235KW 的 29个品种。 今年来，以动态、优化、计算机化为核心的现代设计方法在拖拉机产品设计得到研究和较广泛的应用。一些重要的行之有效的现代化设计方法和分析技术继承、延 伸和发展了传统设计方法的精华，它们在拖拉机产品设计不同阶段中的应用，对整机和不同的系统、不见和主要零件的设计与计算起到了某些独特的效果与作用，使设计更精确与迅捷。传统设计中应用的方法和技术也得到了扩充和完善，普遍为拖拉机设计人员掌握与运用。 nts7 第二章 拖拉机最终传动结构方案分析 2.1 最终传动的功用和要求 拖拉机最终传动的 功用是进一步增加传动系的传动比，从而使拖拉机驱动轮获得所 需的驱动力。履 带拖拉机和某些轮式拖拉机的最终传动还用来提高后轮的离地间隙。 对最终传动的要求是： 1.要有适当的传动比； 2.保证后桥处有足够的离地间隙； 3.齿轮要有足够的支承刚度，以保证在全齿高上有较好的啮合； 4.靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。 2.2 最终传动的分类 最终传动按其传动形式分为： 1.外啮合圆柱齿轮最终传动（图 1）； 2.内啮合圆柱齿轮最终传动（图 2）； 3.行星齿轮最终传动（图3 ） 。 2.2.1 外啮合圆柱齿轮最终传动 nts8 外啮合圆柱齿轮最 终传动按其结构布置分为外置式（图 4）和内置式（图 5）种。外置式的左、右最终传动各自安装在靠近驱动轮的单独壳体内，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支承可以布置成简支梁式，对提高支承刚度有利。主动轴的位置布置的高于从动轴。以便得到较高的拖拉机离地间隙。在使用过程中。可利用转动最终传动壳体的方法改变离地间隙和轴距，轮距则一般采用翻转轮辐进行有级调节。 nts9 与内置式最终传动相比较。外置式是最大特点是易于得到较高的农艺离地间隙。但是，外置式的最终传动壳体在最小轮距时，和轮胎、轮辋之间的间隙较小，在翻耕作业时易于出现缠草现象。采用这种结构时，制动器一般设置在最终传动的主动轴上。如果采用盘式制动器，更换摩擦衬片要卸下最终传动，拆装 比较麻烦。 履带拖拉机驱动轮直径较小，为了获得必要的离地间隙和有利于转向机构的布置，普遍采用外置式最终传动。大功率的履带拖拉机和某系手扶拖拉机采用两级最终传动（图 6）。 轮式拖拉机也有采用外置式两级最终传 动的。（图 7）为一种特殊结构。在它的第一级传动中，主动齿轮 2 同时与两根中间双联齿轮 4 的大齿轮相啮合，第二级传动通过中间双联齿轮 4上的另两个小齿轮同时与最终传动的同一个从动齿轮 5相啮合。主动齿轮 2 与轴制成一体，没有径向支承，浮动支承，它的轴线和两根nts10 中间双联齿轮 4 的轴线在一个平面内，齿轮 2 的径向没有限位，其位置更加决于相啮合两齿轮所给予的反力相等这一条件而确定，因此能保证把动力平分给两个中间轴。为了使两中间双联齿轮 4中的小齿轮齿面同时都能和从动齿轮 5相接触，显然，必须使两中间双联齿轮中大齿轮的齿面遵循一定的相互 位置关系。为此，在加工中间双联齿轮时，以首次加工的齿轮的一个齿为圆周方向基准，加工另一个齿轮的齿形，以保证所有大、小齿轮轮齿定位齿端打上标记。装配时，必须使有标记的轮齿相互啮合（图 7）。主动齿轮 2 的轴向位置靠长半轴 1 和顶止销 3 加以限制。这种结构显著地改善了主动齿轮、中间双联齿轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构较复杂。 内置式的左、右最终传动和中央传动、差速器共同布置在后桥壳内（图 9）。 这种结构节省了最终传动单独壳体。农艺离地间隙取决于轮胎半径和半轴壳半径。nts11 道路离地间隙一般较小，取 决于轮胎半径和最终传动从动齿轮的半径。制动器布置在左、右最终传动主动轴外侧，位于壳体之外，保养、维修方便。从动齿轮轴伸出壳体外较长，便于将驱动轮在轴上移动进行轮距调整。内置式从动齿轮多为悬臂支承，刚度较简支梁差。为了提高支承刚度以提高齿轮寿命。可改用简支梁方案，图 9 中大齿轮 2 套在一简支梁式的管状轴 3 上，改善了刚度，也是驱动轮中轴不承受齿轮传来的齿面各力。图中主动齿轮 1 的两个轴承都直接支承在壳体上，比图 8通过半轴齿轮支承提高了刚度。 2.2.2 内啮合圆柱齿轮最终传动 某些轮式拖拉机在设计时，要去较高的离地间 隙和较大的传动比。在轮辋直径较小，布置不下外啮合圆柱齿轮，而采用行星齿轮传动不能抬高离地间隙的情况下，可以采用内啮合圆柱齿轮传动。由于内啮合小齿轮只能采用悬臂结构，刚度差，较难保证轮齿在全齿宽上很好的啮合。所以这种最终传动只在个别小型拖拉机上采用 (图 2)。 2.2.3 行星齿轮最终传动 行星齿轮最终传动结构紧凑，能获得较大的传动比，但不能用来提高离地间隙。其结构布置有靠近车轮的（图 3）、靠近后桥壳体的（图 10）和去专设驱动轴的（图）三种。 nts12 图 3所示结构，整个最终传动布置在轮边，距后桥壳较远，一般包于 轮辋之中，可缩小后桥中部离地最低部分的横向宽度。但整个部分受力大，驱动轴较短，支承刚度差。由于位于轮边，放泥水和密封的要求较高。近年来 这种布置已逐渐被图 10 所示的靠近后桥壳不知道结构所取代。 图 10 所示结构，驱动轮的轴承相距较远，支承刚度较好，易于密封，泥水不易进入最终传动。但后桥中部的宽度有所增加，这种方案农艺离地间隙较高，轮距调节范围较大在大、中型农业轮式拖拉机上得到富昂凡应用。 图 11 所示结构，在车轮轮毂直接与行星架相连接，省去了专用的驱动轴，半 图 2-8 轴不受弯矩，只传递转矩，避免了驱动轴受力不良所带来的问题。车轮的轮辋形状复杂，差速器半轴较长，这种方案多用于轮距固定，垂直承载大的林业和工业轮式拖拉机上。 nts13 第三章 最终传动的主要参数确定 3.1 最终传动直齿圆柱齿轮的中心距 3.1.1 对最终传动的基本要求是 1.要有适当的传动比； 2.保证拖拉机后桥处有足够的离地间隙； 3.最终传动直齿圆柱齿轮要有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合； 4.保证最终传动有可靠的密封。最终传动在拖拉机上的布置如下图（ a）示 图 3-1 3.1.2 求 中心距 外啮合圆柱齿轮最终传动由于啮合线速度不高可采用圆柱齿轮，主要参数包括总传动比 im(取决于传动系总传动比的分配 )，中心距 a和齿轮模数 m 等 中心距 a可根据经验公式 : 3 ()aja K T m m 拖拉机设计手册 P1176 式（ 6.7-1） Tj 从动齿轮的计算转矩 (N.m) Ka 中心距系数， 中心距系数 Ka 的选取： 中心距系数 Ka 一般选择 Ka= 12 15,在传动比 im 小时，取较小值。对履带拖拉机Ka 取大值。 取 K=13 因为给定拖拉机为 25 马力，所以拖拉机功率为 nts14 P=25 马力 0.735=18.375 KW 发动机 N=2200r/min 32 5 7 3 5 1 0 8 7 . 7 6 520009500 PNTe 轮胎型号参数： 8.3-24 1 英寸 =25.4mm 轮胎的半径（充气半径）为： ( 9 5 2 2 4 ) 2 5 . 4 5 2 02R m m 求得 : R=520 在设计新拖拉机传动系时，如果无可皆鉴的载荷谱，又无充分的设计经验时，我们估算出传动系的名义计算载荷 Tj再乘以使用系数 Ka， 名义计算载荷可按下面两种方法计算取其中的较小者。 按发动机的标 定转矩转换到被计算零件。 拖拉机的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转矩转速来确定的， 2 0 0 0 0 . 5 2 0 . 9 3 51 . 50 . 3 7 7 0 . 3 7 7 2 4 4 . 4e d dmjLnr Vi 拖拉机设计手册 P983（ 6.1-1） . 8 7 . 7 6 5 2 4 4 . 4 0 . 8 2 8 7 9 4 . 42e b mj TiT N m 3 1 3 2 6 2 6 0aja K T m m 拖拉机设计手册 P988（ 6.1-10） mi 总 传 动 比Teb 发动机标定转矩 总 传 动 效 率（按经过四对齿轮和两对轴承计算 ） 圆柱齿轮的传动效率为 0.96 0.98 滚动轴承的传动效率为 0.98 0.95 60 .9 8 0 .8 2 按驱动轮附着转矩计算输出轴的计算转矩。 n Q rdTj i nts15 拖拉机设计手册 P988（ 6.1-11） n 驱动 轮胎数（对于最终传动且在中央传动之后 n=1） Q 驱动轮在胎内压力为 100KPa 时的乘载能力 (可按拖拉机重量来计算 ) Rd 驱动轮动力半径 ,i 从 计 算 零 件 到 驱 动 轴 之 间 的 传 动 比 附 着 系 数 轮 式 拖 拉 机 取 0.65 拖拉机后轮的承载力为： 2131 . 8 1 0 0 . 9 8 5 8 8 032Q 按整机重 1.8t，后轮分配三分之二车重，每个后轮承重 600kg 计算输出轴的计算转矩代数得 5 8 8 0 0 . 6 5 0 . 5 2 0 . 9 3 5 2 0 7 0 . 3 1 0 . 9 8n Q r dT N mj i 求的中心距为 1 3 1 2 . 7 5 1 6 63a K Taj 3.2 齿轮各参数的选择与计算 由于最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，但径向尺寸受到轮惘尺寸和离地间隙的限制而不能太大，为了在结构紧凑的情况下，保证最终传动齿轮有足够的强度，外啮和圆柱齿轮的最终传动常采用较大的齿宽 b 和较少的齿数 Z1。通常情况下在选择主动齿轮的齿数时一般选取 12-15，齿宽 b和模数 m之比一般为8-10，参照各款拖拉机的模数的选取，并估算中心句距。 注意：为了保持齿轮的良好啮合必须保证两齿轮轴的中心 线的平行度除了从加工安装各个环节采取措施外，另一方面就是提高支承刚度避免本 来平行的轴线受载后因支承变形而变成不平行具体的措施是： 改善支承刚度， a 将悬臂支承改为简直梁支承 b。采用刚度交大的磙子轴承代替球轴承 c 轴承直接安装在壳体上，避免安装在和壳体有径向间隙的中间零件上， 提高两齿轮轴线平行度， a设计时应尽量使使四个轴承孔在同一壳体上，便于在一次镗孔中完成加工，因此一般常见结构是使驱动轮和齿轮上的力通过轴承经过不转动的后轴，传给桥壳体这就使最终传动壳体只有局部承受小齿轮上的力大nts16 部分壳体只起防护罩作用。 如果驱动轮的轴承相距较远，支承刚度会交好易于密封，泥水 不易进入最终传动， m的确定由（拖拉机设计手册 P1057）。 m值选取的经验公式得： 330 . 4 0 . 6 0 . 4 2 0 7 0 . 3 5 . 12mTt 52 1 6 6 2 675mmAZm 取 最终传动两齿轮齿数和为 67 Z1=13 为主动齿轮， Z2=54 为从动齿轮 实际传动比 : 54/13=4.154 齿宽的选取： 为了保证大齿轮的齿宽能全部参加啮合以及提高小齿轮的弯曲承载能力小齿轮的齿宽一般应大于大齿轮的齿宽，选择齿宽不宜过大，否则在支撑刚度不足的情况下往往造成齿轮因局部偏载而出现过早损坏的现象，所以齿轮的支撑刚度对齿轮的寿命影响极大。 m=5 b（ 8-10） m 选取 b1=45， b2=40 齿轮的变位系数修正拖拉机中的圆柱齿轮的几何计算与一般机械零件完全相同，这里仅叙述几何计算中涉及的变位修正问题。 对齿轮修正的原因。改善啮合条件，提高齿轮强度，避免跟切和干涉；配凑传动比和中心距。 直齿圆柱齿轮的各项参数：变位系数 1212() ()2Z Z mA x x m 120.3xx1 1 7 1 3 0 . 2 3 517x 2 0.535x 分度圆直径： nts17 11221 3 5 6 55 4 5 2 7 0d m z md m z m 标准中心距： 6 5 2 7 0 1 6 7 . 52a 中心距变动系数： 1 6 6 1 6 7 . 5 0 . 32y 齿顶高变动系数： 12 0 . 2 3 5 0 . 5 3 5 0 . 3 0k x x y 齿顶高 ，齿跟高： *()1()0 . 2 5aaafah h x k mhh h c x mc 11(1 0 . 2 3 5 ) 5(1 0 . 2 5 0 . 3 ) 5afhh 22(1 0 . 5 3 5 ) 5(1 0 . 2 5 0 . 5 3 5 ) 5afhh 齿顶圆直径，齿根圆直径 主动齿轮： 1 1 11 1 12 6 5 2 6 . 1 8 5 7 7 . 3 52 6 5 2 4 . 7 5 5 9 . 5aaafd d hd d h 从动齿轮： 2 2 22 2 22 2 7 0 2 2 . 3 2 5 2 7 52 2 7 0 2 8 . 9 2 5 2 5 2 . 1 5aahfd d hd d h nts18 第四章 圆柱齿轮的结构强度计算 4.1 齿轮的校核 齿轮传动系的计算载荷 在载荷的长期，多次作用下传动系的齿轮，轴，轴承等零件出现疲劳损 坏，疲劳损坏是是传动零件的主要破坏形式，因此传动零件的强度计算是以考虑疲劳损坏的耐久性计算为主，另外在特殊情况下（如在拖拉机起步驱动轮遭遇到突加阻力等），传动零件可能受到很大的尖峰载荷，使零件的应力超过材料的强度极限而损坏。但这种损坏并不常见。 在耐久性计算中根据拖拉机发动机经常处于满载工况的特点，以发动机标定转矩 Men 作为发动机传递给传动系的扭矩。各轴上零件的计算转矩 Mj，等于 Men乘以曲轴到该轴的传动比，以及期间的传动效率。在传动比较大的排挡时就应该按地面的附着能力来确定计算扭矩。计算时将两种计算扭矩同 时算出，选取较小的数值作为计算扭矩。 查表 2-1传动系各轴的计算扭矩 Mj。 4.2齿轮的强度应力计算 4.2.1 齿轮表面接触强度 设计时为了初步估计齿轮强度以便进行结构设计，先作粗略计算 齿轮的计算载荷圆周力 Pj 用下式求得： 11M jPjr= 1Mj 主动齿轮上的计算扭矩 1r 主动齿轮地节圆半径 计算接触强度一般只计算节点处的接触应力：jsnts19 1212. . 2 ( )0 . 4 1 8. . . c o s . s i njjP E Z Zb m Z Z = 20。 E=206GPa b 齿宽 . m 模数最终传动输入轴的计算转矩： 0 . 5 GrdgT j imqj jh创 ?= jT 最终传动主动齿轮上的计算转矩 dgr 驱动轮轮胎动力半径 j 附着系数通常取为 0.65 Gj 拖拉机的附着重量 qh 拖拉机最终传动的传动的传动效率 mi 最终传动的传动比 0 . 5 0 . 6 5 1 . 8 0 . 5 9 . 8 0 . 5 2 7 4 6 . 514 . 1 6 0 . 9 6T N m创创 ?= = ?计算齿轮的圆周力： 2 2 7 4 6 . 51 2 2 . 9 71 651TF K Nt d 2 2 2 0 7 0 . 32 1 5 . 3 32 2702TF K Nt d 1tF 圆周力 1T 输入轴扭矩 1d 主动齿轮节圆直径 2tF 圆周力 nts20 2d 从动齿轮节圆直径 2T 输出轴扭矩 计算齿轮的径向力： . t a n 2 2 9 7 0 0 . 3 6 4 8 3 6 0 . 411F F Nrt . t a n 1 5 3 3 0 0 . 3 6 4 5 5 7 9 . 722F F Nrt a.计算主动齿轮节点处的接触应力js. . 2 ( )120 . 4 1 8 . . . c o s . s i n12P E Z Zjj b m Z Z 代数得 2 2 . 9 7 2 0 6 2 (1 3 5 4 )0 . 4 1 8 1 . 4 74 5 5 1 3 5 4 c o s 2 0 s i n 2 0jw oo M P a 计算从动齿轮节点处的接触应力js 1 5 . 3 4 2 0 6 2 (1 3 5 4 )0 . 4 1 8 1 . 2 84 0 5 1 3 5 4 c o s 2 0 s i n 2 0oo M P a 查表机械设计 P124 表 5-6得渗碳 19002000Mpa 20CrMnTi 4.2.2 齿根弯曲强度校核 验算国产拖拉机普遍采用渗碳合金刚齿轮，其弯曲应力w一般不超过 nts21 图 4-1 280300MPa 对于线速度高（动载荷较大）位于轴的悬臂端容易偏载的齿轮，以 及转速 高和每一个齿轮在一转中多次参与捏合的齿轮，应采用较小的接触应力和弯曲应力， w 20CrMnTi 400850MPa p jYYw sabm （拖拉机设计 P67 公式 2 35） 图 4-2 saY 应力较正系数（考虑了齿根圆脚所引起的应力集中问题） Y 齿形系数 查表拖拉机设计 P68 图 2 48 1FaY =2.62 2FaY =2.65 1SaY =1.7 2SaY =1.6 输入轴主动齿轮齿根弯曲强度校核 nts22 11 1 11w F a s amp YYb 1 2 2 . 9 7 2 . 6 2 1 . 7 5 00 . 4 5 5ww M P a 21 2 . 6 2 1 . 7 4 7 2 . 72 . 6 5 1 . 6w w wM P a 输出轴从动齿轮齿根弯曲强度校核 22 2 22w F a s amp YYb 1 1 5 . 3 3 2 . 6 5 1 . 6 3 2 5 . 20 . 0 4 5ww M P a 21 2 . 6 2 1 . 7 3 4 1 . 6 22 . 6 5 1 . 6w w wM P a 由于 w20CrMnTi 400850Mpa 所以齿轮强度足够 nts23 第五章 轴的确定与计算 5.1 输入轴校核 轴的强度和刚度校核按弯矩，转矩合成强度计算，针对轴的危险截面（既计算弯矩大或有应力集 中或截面直径相对较小的截面）按转矩弯矩的合成强度进行校核计算，对于实心轴其强度条件为： 公式： 221CcbM MTWW 式中： W 轴的抗弯截面系数 P292 其中 22CM M T称为计算弯矩 1） 轴的材料的选择 最终转动的轴并无特殊要求，选用 45#调质刚 2) 轴的结构设计， 轴必须有足够的强度和刚度，轴的刚度不足齿轮和轴承的寿命降低，最终传动轴的尺寸往往 受限与轴的刚度 3) 轴上零件的定位，齿轮的一端靠轴肩定位，另一端靠套筒定位拆装传力均较方便；两端轴承常用同一尺寸，以便于加工，安装维修；为便于拆装轴承，轴承处轴肩不宜太高，定位轴肩高度一般取轴肩高度 h=（ 0.070.1） d,轴环宽度 b=1.4h 非定位轴肩高度一般取 12.5mm，对于轴的长，取决于轴上零件的宽度以及他们的相对位置，考虑到铸造误差及装配时留有必要的间隙，取齿轮端面至箱壁间的距离 a=15 滚动轴承与箱壁 s=5mm，轴承处箱体突缘宽度，应按箱盖与箱体连接螺栓，尺寸结构要求确定 4) 轴和轴上 零件的结构，工艺及轴上零件的安装布置等对轴的强度有很大影响，所以应进行充分考虑，以提高轴承的承载能力，减小轴的尺寸和机器的重量，降低制造成本， 5) 轴的强度验算 nts24 先做出轴的受力计算简图（即力学模型）如图所示，取集中载荷作用于轴的中点。 nts25 齿轮上作用力的大小 最终传动输入轴的计算转矩： 0 . 5 dgjmqGrTijjh创 ?=0 . 5 0 . 6 5 1 . 8 0 . 5 9 . 8 0 . 5 2 7 4 6 . 54 . 1 6 0 . 9 6jT N m创创 ?= = ? 齿轮的圆周力： 2 2 7 4 6 . 51 2 2 . 9 71 651TF K Nt d 齿轮的径向力： . t a n 2 2 9 7 0 0 . 3 6 4 8 3 6 0 . 411F F Nrt 1 垂直平面 V 内受力： 11 2 112 2 7 4 6 . 5t a n t a n 8 3 6 0 . 465v V r tTF F F F K Nd t a n1 4 1 8 0 . 212 2F tF F K NvV 34 1 8 0 . 2 3 9 1 0 1 6 3 . 0 311M F l N mbv 2 水平面 H内受力： 22970 1148512 22F tF F NHH 31 1 4 8 5 3 9 1 0 4 4 7 . 9 221M F l N mbH 合成弯矩的计算 22 221 6 3 . 0 3 4 4 7 . 9 2 4 7 6 . 6 712M M M N mb b b 画出弯矩图 因单向回转转矩为脉动循环，取 6 则截面 b 处当量弯矩为 nts26 2 2 2 24 7 6 . 6 7 0 . 6 7 4 6 . 5 6 5 4 . 0 9M M T N mbb 截面 b 为危险截面，查表得齿轮上所受的圆周力： 12-2 齿轮的主要力学性能，许用应力机械设计 选择 20CrMnTi 调质刚 1 60b M P a 36 4 5 . 0 9 1 0 4 9 . 3 7 0130 . 1 5 6M M P a M p acb 5.2 驱动轴（输出轴 ） 设计与计算 连接最终传动从动齿轮和驱动轮的轴，叫做驱动轴 1） 地面对一侧驱动轮的支反力为 0.5zF，后轮承受 2/3 的整车载荷，zF可按轮胎的最大承载能力确定，zF为地面对驱动 轮的垂直支反力根据支反力和 5 8 8 0 0 . 6 5 0 . 5 2 0 . 9 3 5 2 0 7 0 . 3 1 0 . 9 8n Q r dT N mji 驱动轮的圆周力； 2 2 2 0 7 0 . 32 1 5 . 3 32 2702TF K Nt d 计算齿轮的径向力： . t a n 1 5 3 3 0 0 . 3 6 4 5 5 7 9 . 722FFrt 驱动轮的垂直支反力： 2131 . 8 1 0 9 . 8 3 9 2 032FNz , , ,22F F Fz r t 的方向如图，先作出驱动轴的受力简图 FF F F水平面上的支反力和弯矩图： nts27 732 1 0 4 6 5 . 6 11 3 4 7 3F tFNH1 5 3 3 0 1 0 4 6 5 . 6 1 4 8 7 4 . 52H FF F水平面上弯矩 1 0 4 6 5 . 6 0 . 0 3 4 3 5 5 . 8 411M F l N mbH F F35 5. 84c)垂直面上支反力和弯矩图： 1 9 3 8 6 1 5 91 2 21 9 3 1 0 4 3 422F F FV V rF F FZ V r 连立两式得 70251FV 5 4 5 0 .52FV FF F F画出垂直弯矩图： 21 7 0 2 5 0 . 0 3 4 2 3 8 . 8 5bVM F l N M 11 7 0 2 5 0 . 1 0 7 7 5 1 . 7cVM F l N m nts28 238.85751.7d)合成弯矩图： 2212( ) ( )b b bM M M 22( ) ( )11M M Mc b c 2 2 2 2( ) ( ) ( 2 3 8 . 5 ) ( 3 5 5 . 8 3 4 2 8 . 412M M M N mb b b ） 2 2 2 2( ) ( ) ( 7 5 1 . 7 ) ( 3 5 5 . 8 3 8 3 1 . 711M M M N mc b c ） 画合成弯矩图： 428.4831.7转矩图 2070.3因单向回转，视转矩为脉动循环， 2 2 2 2( ) ( ) ( 4 2 8 . 4 ) ( 0 . 6 2 0 7 0 . 3 1 3 1 3 . 22M M T N mV b b ） 2 2 2 2( ) ( ) ( 8 3 1 . 7 ) ( 0 . 6 2 0 7 0 . 3 1 4 9 3 . 72M M T N mV c C ） 计算弯矩图： nts29 截面 c 为危险截面 查表 12-2 轴的常用材料，主要力学性能，许用弯曲应力及用途机械设计 P258 1 7 0b M pa 材料 40Cr 调质钢 5 0 . 9c M M P a 2)花键轴抗弯抗扭截面 系数计算： 42( ) ( ) / 3 2W d D d D d Z b D 矩形花键查机械设计手册 P256（ 3.2.3）表 3-3-16 选择花键规则为 8 62 68 12 计算花键轴抗弯抗扭截面系数 42( ) ( ) / 3 2423 . 1 4 6 2 ( 6 8 6 2 ) ( 6 8 6 2 ) 8 1 2 / 3 2 6 82 5 7 9 5 . 9W d D d D d Z b D 按弯扭合成应力校合成应力校核轴的的强度 1）截面 c当量弯矩最大，故截面 c 可能为危险截面已知 M =1493.7Nm，查表得 12-2得 1 70b M P a ， 31 4 9 3 . 7 1 0 5 0 . 9 2 7 02 5 7 9 5 . 9M MPcaW nts30 第六章 轴承的校核 7.1 输入轴圆柱滚子轴承 根据已知直径初选 NF208 型轴承（查表 5-1-51 得）rC=35.8 KN r0C=23.5 KN。 1） 计算两轴承当量 动载荷1P、2P轴承 、 均不承受轴向载荷只承受径向载荷，工作中有中等冲击： 11prP f F22prP f F由表 5-1-19 取pf=1.3 代人得： 1rF和2rF由轴的校验是得知1rF=2rF=8360.4N 12 1 . 3 8 3 6 0 . 4 1 0 8 6 8 . 5PP N 2）计算轴承寿命10hL10631010 1 0 1 0 5 . 560rh CLnp（ h） 8000（ h） 寿命满足要求。 7.2 输出轴圆锥滚子轴承的校核 根据已知直径 初选 30214 型轴承 查表： 15-7 圆锥滚子轴承摘自（ GB297-84） 1d =50mm Cr =72.2x 310 N 2d =70mm Cr =125x 310 N 1）确定计算轴上的外载荷 = 1 5 3 3 0 N m1Ft =15330Nm . t a n 2 2 9 7 0 0 . 3 6 4 8 3 6 0 . 411FFrt N 732 1 0 4 6 5 . 6 11 3 4 7 3F tFNHnts31 1 5 3 3 0 1 0 4 6 5 . 6 1 4 8 7 4 . 52FNH 70251FNV 5 4 5 0 .52FNV 2）确定轴承的支承反力： 22 1 2 3 3 9 . 21 1 1F F F NR H V 22 7 5 5 0 . 32 1 1F F F NR H V 得查表 1 5 3 8 3 2 1 5 . 6oo 1 5 .6 3 .5 8octg 0 . 4 1 . 4 3Y c tg 1 .