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履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ【优秀含2张CAD图纸变速器全套课程毕业设计】

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履带拖拉机 变速器改进 改良 变速器设计 课程毕业设计 履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ
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履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ

履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ【优秀含2张CAD图纸变速器全套课程毕业设计】

【带任务书+开题报告】【45页@正文15100字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】.bat

任务书-履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ.doc

参考文献资料

变速箱分总成.dwg

变速箱分总成1.dwg

履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ.doc

开题报告.doc

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任 务 书

设计（论文）题目履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ

主要研

究内容改进设计履带拖拉机变速器，作业速度范围为：前进档2.5～15km/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：单作用式离合器；

发动机额定功率：Ne＝106kW，发动机额定转速：ne=2300r/min。

主要技术指标(或研究目标)绘制变速器总装配图；变速器齿轮、轴零件图；对变速器的各档传动比、装配尺寸链进行计算；对变速器各零部件的强度、刚度进行计算和校核；绘制总量不低于AO号的图纸3张，其中计算机图纸2张；不低于12000字的论文说明书，10000外文字符资料翻译。

   进行步骤：①课题调研，查阅文献资料，明确任务；②方案设计；③总图设计；④

撰写论文：③毕业论文答辩。

进度计划①调查研究，熟悉设计内容，收集文献资料，时间占20％～25％（约2.0～3周）；

②设计任务分析与实施方案的确定，写出开题报告；时间占3％～5％（约1周）；

③实施设计、计算、绘图，论文起草时间占45％～50％（约6周）；

④整理论文，时间占5％～8％（约1.5周）；

⑤毕业论文答辩，时间占3％～5％（约1.5周）。

履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ

摘 要

本次设计任务为：履带拖拉机变速器的改进设计。

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 DESIGN Ⅱ OF TRACKED TRACTOR TRANSMISSION

ABSTRACT

This design is an improving design of the tractor transmission.

The structure of the transmission has direct effect on the tractor’s 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

目  录

第一章  前言............................................1

第二章  变速箱的结构分析................................3

§2.1概述.....................................3

§2.2 变速箱的总体结构分析.......................3

§2.2.1 传动机构布置方案分析 .......................4

§2.2.2 零、部件机构方案分析.......................5

 §2.3 变速箱的总体结构方案的确定.................6

第三章  变速箱主要参数的确定...........................7

§3.1传动系传动比的计算...........................7

§3.1.1 传动系总传动比的计算........................7

§3.1.2 总传动比与各部件间传动比的关系..............7

§3.2 变速箱各档位传动比的初步确定..................8

§3.2.1 理论车速的分段及对应的传动比................8

§3.2.2 变速箱各区段传动比的确定....................8

§3.3 中心距和模数的确定........................10

§3.3.1 中心距A的确定.............................11

§3.3.2 模数m的确定..............................11

§3.4 变速箱各传动齿轮齿数的确定...................11

§3.4.1 传动齿轮齿数的初步确定.....................11

§3.4.2 齿数及传动比的最终确定.....................13

§3.4.3 8+4档变速箱各档的速比和速度..............13

§3.5 本章小结..................................14

第四章  齿轮的设计计算.................................15

§4.1概述.........................................15

§4.2齿轮主参数的选择.............................15

§4.2.1 齿轮副中心距...............................15

§4.2.2 齿形角.....................................15

§4.2.3齿宽系数..................................15

§4.2.4 齿轮基本参数..............................15

§4.2.5 变位齿轮参数的确定.........................17

§4.3 齿轮强度的校核.................................17

§4.3.1 拖拉机齿轮常用的加工方法..................18

§4.3.2许用弯曲应力的确定.........................18

§4.3.3 轮齿弯曲应力的求解.......................18

§4.3.4 齿轮齿宽的确定...........................19

第五章  轴的设计计算...........................20

§5.1轴结构的初步选定...........................20

§5.2 轴的强度校核...............................21

§5.2.1轴T1的强度校核..........................21

§5.2.2轴T2的强度校核..........................26

§5.2.3轴T3的强度校核..........................30

§5.3 本章小结................................34

第六章  轴承的选用和寿命计算...........................35

§6.1轴承的选用.................................35

§6.2滚动轴承的寿命的计算........................35

§6.2.1 轴承的平均转速............................35

§6.2.2轴承的基本额定寿命........................36

§6.3本章小结.................................37

第七章  结 论........................................38

参考文献...............................................39

致谢...................................................40

第一章 前 言

农业是国民经济的基础，是国家自立、社会安定的基础，发展农业须要得到重视。那么发展农业就离不开农业现代化的发展，提高农业机械化水平就成为必要，不断改进我国的农用拖拉机也就成为须要。

而且我国是个农业大国，为了提高农民劳动效率，拖拉机是必不可少的。基于我国地理条件的复杂情况，既有平原、山地，又有水田、旱地，因此既要满足平原山地拖拉机作业的要求又得适应水田旱地拖拉机的作业内容。这就要求我们设计时要全面周到地考虑到农业作业的复杂条件，而且要不断更新技术，以适应需要。

在我国农业作业的情况很复杂：旱地耕耙、水田耕耙、凿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收获、肥料撒播、装载、道路运输、推土、旋转开沟等等。多种作业环境就要求拖拉机有较宽的速度范围（例如：前进档2km/h—15km/h,倒档2.5km/h—6km/h），因此对变速箱的要求随之提高了：既要有较宽的速比范围，又得满足整车布置的要求。这就需要较多的档位，以求拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。

履带式拖拉机变速箱，档位多，改进难度不小，但基于方便于农民的宗旨，应该本着负责任的态度，认真仔细克服改进设计中的各种问题。

国内拖拉机变速器的设计制造水平的代表为中国第一拖拉机制造厂。其中，以东方红-1302R橡胶履带拖拉机变速器为典型。该变速箱继承了以往东方红履带拖拉机产品的诸多优点，跟踪国际先进技术的发展方向，采用了多项新颖结构的设计技术，实现了东方红履拖产品的升级换代，特别适合于我国东北和西北地区大面积农田作业。该变速器为(12+4)档位啮合套换档机械传动变速箱，高、中、低、倒四个换档区域，每个换档区域有四种速度，整个变速箱变速范围大，适应多种农机具耕作要求，工作效率高。

国外同类产品的设计水平高、制造技术先进，各种先进技术应用于变速箱，电子、液压技术的应用使拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。其中以美国的凯斯的“美洲狮” PUMA195拖拉机配用的变速器为典型。该变速箱堪称最好的全动力换档变速箱之一。标准配置的18x6电子全动力换档变速器，在发动机的飞轮上采用了专利技术的扭矩传感系统，用来测量发动机的转速和扭矩。变速箱根据发动机的转速和负载和行驶速度自动变换档位，确保了拖拉机工作效率的最大化，并减小了燃油消耗。

 所以，我国的拖拉机变速箱的设计改进空间较大，对相关工程设计人员来说，既是挑战，又是机遇。

参考文献

[1] 机械电子工业部洛阳拖拉机研究所. 拖拉机设计手册(上册)[M].北京：机械工业出版社,1994

[2] 洛阳拖研所 战惠敏. 东方红履带拖拉机变速箱改进方案探讨[J].

[3] 吉林工业大学，北京农机学院，洛阳农机学院等合编．拖拉机底盘结构设计图册．北京：机械工业出版社,1974

[4] 中国农业机械化科学研究所编．农业机械设计手册(上、下册)[M]．北京：中国工业出版社，1970

[5] 彭文生，李志明等．机械设计[M]．北京：高等教育出版社,2002．8

[6] 梁正强．机械零件设计计算实例[M]．北京：中国铁道出版社,1986

[7] 吉林大学 王望予．汽车设计第4版[M]．北京：机械工业出版社,2004．8

[8] 吉林工业大学 诸文农．底盘设计(上册)[M]．北京：机械工业出版社,1981

[9] 清华大学 余志生．汽车理论 第3版[M]．北京：机械工业出版社,2006

[10] 华中农学院．拖拉机汽车学 第四册 拖拉机理论[M]．北京：农业出版社,1983

[11] 华中农学院．拖拉机汽车学 第二册 拖拉机汽车底盘构造[M]．北京：农业出版社,1983

[12] 吉林大学 陈家瑞. 汽车构造第2版(下册)[M].北京：机械工业出版社,2006

[13] 吴宗泽. 机械设计实用手册[M].北京：化学工业出版社,1999

[14] 江苏工学院 刘星荣．拖拉机构造（下册）[M]．北京：机械工业出版社,1988

[15] 程悦荪. 拖拉机设计[M].北京：机械工业出版社，1989

[16] 陈殿云. 工程力学[M].兰州：兰州大学出版社，2003

[17] 杨可桢,程光蕴. 机械设计基础 第四版[M].北京:高等教育出版社,1999



内容简介：
外文资料原文 AUTOMATIC TRANSMISSION The modern automatic transmission is by far , the most complicated mechanical component in todays automobile . It is a type of transmission that sifts itself . A fluid coupling or torque converter is used instead of a manually operated clutch to connect the transmission to the engine . There are two basic types of automatic transmission based on whether the vehicle is rear wheel drive or front wheel drive . On a rear wheel drive car , the transmission is usually mounted to the back of the engine and is located under the hump in the center of the floorboard alongside the gas pedal position . A drive shaft connects the transmission to the final drive which is located in the rear axle and is used to send power to the rear wheels . Power flow on this system is simple and straight forward going from the engine , through the torque converter , then trough the transmission and drive shaft until it reaches the final drive where it is split and sent to the two rear transmission . On a front wheel drive car , the transmission is usually combined with the final drive to form what is called a transaxle . The engine on a front wheel drive car is usually mounted sideways in the car with the transaxle tucked under it on the side of the engine facing the rear of the car . Front axles are connected directly to the transaxle and provide power to front wheels . In this example , power floes from the engine , through the torque converter to a larger chain that sends the power through a 180 degree turn to the transmission that is along side the engine . From there , the power is routed through the transmission to the final drive where it is split and sent to the two front wheels through the drive axles . There are a number of other arrangements including front drive vehicles where the engine is mounted front to back instead of sideways and there are other systems that drive all four wheels but the two systems described here are by far the most popular . A much less popular rear and is connected by a drive shaft to the torque converter which is still mounted on the engine . This system is found on the new Corvette and is used in order to balance the weight evenly between the front and rear wheels for improved performance and handling . Another rear drive system mounts everything , the engine , transmission and final drive in the rear . This rear engine arrangement is popular on the Porsche. The modern automatic transmission consists of many components and systems that designed to work together in a symphony of planetary gear sets , the hydraulic system, seals and gaskets , the torque converter , the governor and the modulator or throttle cable and computer controls that has evolved over the years into what many mechanical inclined individuals consider to be an art from . nts毕 业 设 计（ 论 文 ）任 务 书 （指导教师填表） 填表时间： 2007 年 3 月 16 日 学生姓名 薛 钢 专业班级 汽车 05 指导教师 徐立友 课题类型 工程设计 设计（论文）题目 履带拖拉机变速器改进设计 主要研 究内容 改进设计 履带拖拉机变速器 ，作业速度范围为：前进 档 2.5 15km/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：单作用式离合器； 发 动机额定功率： Ne 106kW，发动机额定转速： ne=2300rr/miin。 主要技 术指标(或研究目标 ) 绘制变速器总装配图；变速器齿轮、轴零件图；对变速器的各档传动比、装配尺寸链进行计算；对变速器各零部件的强度、刚度进行计算和校核； 绘制总量不低于AO号的图纸 3张，其中计算机图纸 2张；不低于 12000字的论文说明书， 10000外文字符资料翻译。 进行步骤：课题调研，查阅文献资料，明确任务；方案设计；总图设计； 撰写论文：毕业论文答辩。 进度计划 调查研究，熟悉设计内容，收集文 献资料，时间占 20 25（约 2.0 3周）； 设计任务分析与实施方案的确定，写出开题报告；时间占 3 5（约 1周）； 实施设计、计算、绘图，论文起草时间占 45 50（约 6周）； 整理论文，时间占 5 8（约 1.5周）； 毕业论文答辩，时间占 3 5（约 1.5 周）。 主要参 考文献 拖拉机底盘结构设计图册；机械设计手册；拖拉机设计；拖拉机理论；拖拉机设计手册。东方红 1302R 1302RA 拖拉机设计、使用说明书工程机械底盘设 计。 研究所（教研室）主任签字： 2007 年 3 月 16 日 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 1 履带拖拉机变速器的改进设计 摘 要 本次设计的任务为： 履带拖拉机变速器的改进设计。基于东方红 1002 拖拉机 6+2 档、直齿滑动齿轮换档变速箱进行改进。由于该变速箱受结构的限制，缺少 4km/h 以下的低速作业档；由于发动机转速已由 1500r/min 提高到2300r/min,使齿轮工作时的啮合线速度大幅提高，造成变速箱噪声大、油温偏高； 又由于 采用了滑动齿轮换档，限制了齿轮传动啮合质量的提高。所以对东方红 1002 拖拉机变速箱的改进是必要的。 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工作。 而且 因 为 履带拖拉机主要应用于农业生产， 在我国农业作业的情况很复杂：旱地耕耙、水田耕耙、凿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收获、肥料撒播、装载、道路运输、推土、旋转开沟等等。 基于我国地理条件的复杂情况，既有平原、山地，又有水田、旱地，因此 变速箱 既要满足平原山地拖拉机作业的要求又得适应水田旱地拖拉机的作业内容。 多种作业环境就要求拖拉机有较宽的速度范围（例如： 前进档 2km/h 15km/h,倒档 2.5km/h 6km/h），因此对变速箱的要求随之提高了：既要有较宽的速比范围，又得满足整车布置的要求。这就需要较多的档位，以求拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。 变速箱的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速箱要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。 设计中将围绕以下基本要求：正确选择传动比，保证拖拉机有必要的动力性和较宽的工作速度；设置空档，以使发动机在启动、怠速、换档时切断发动机动力传输；设置倒档，使拖拉机能倒退 行驶，实现需要的工作速度；设置动力输出装置，在停车时使发动机和传动系彻底分离，可以安全地进行nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 2 功率输出；传动路线短，即动力流经的齿轮副少，传动效率高，结构简单；工作可靠，换档省力、方便，不得有跳档、乱档以及较高的换档冲击等现象发生；噪声低，温升小，制造容易，成本低、维修方便等要求。 依据设计要求及参考文献， 经过 变速箱的总体结构分析 ， 确定变速箱的总体 结构方案为： 8+4 档、 主副变速箱一体、 空间三轴布置。该结构紧凑，箱体轴向长度较短，传动轴跨度较小，这样使得传动轴的刚度好且便于整车布置 。经过 变速箱的 零、部件 结构分析 ， 确定变速箱零 、 部件结构为：齿轮采用直齿形式； 啮合套换档，不仅换档行程短，且承受换档冲击载荷的接合齿齿数多 ，承载能力得到提高 ，同时 使得 齿轮传动的啮合质量得到提高； 轴承主要采用深沟球轴承，因结构布置的需要，空心轴处采用圆柱 滚子轴承。最终确定变速箱结构及传动方案为： 空间三轴（花键轴传动）、主副变速箱（区）一体式、双变速杆（一个操纵副变速区的高、低和倒档，另一操纵主变速区的 -档）、手动啮合套换档。 变速箱传动结构方案简图 对变速箱传动结构方案进行分 析： Z1 和 Z2 为常啮合齿轮， Z1 通过花键与轴 T0 联接；副变速区的前进高、低档及倒档分别空套在 T1 轴，通过啮合套传递动力；主变速区的 -档的主动齿轮均通过花键与空心轴 T2 联接；主变速区的 -档的从动齿轮均空套在 T3 轴，通过啮合套传递动力。主变nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 3 速区的 -档主从齿轮为副变速区的前进高、低、倒档公用，所以在进行传动比分配时一定要考虑到主变速区的 -档主从齿轮所确定的传动比应作为公比计算。倒档的传动布置较为巧妙，通过 Z15、 Z16 和 Z16、 Z17 两对齿轮将动力传递到 T2 轴，其中 Z16通过内花键与 Z16 的加长齿圈联接。 该方案为 8+4 档， 档位多，可以满足多种作业要求，且可以实现 4km/h以下的低速作业档 。 本次设计按照传统的设计方法，本着半经验半理论的设计原则，通过类比、详细计算进行变速箱传动比的分配。这是本次设计的重点部分。 首先，根据理论车速求出传动系的总传动比范围， 再依据变速箱传动比与传动系总传动比间的关系求出变速箱的传动比范围。然后，结合经验、变速箱传动简图，进行变速箱传动比的分配。 变速箱传动比分配的基本思路为：先初步确定常啮合齿轮的传动比；之后确定前进低档的传动比范围，初选该档副 变速区的传动比，然后确定主变速区 -档的 传动比范围，且要保证有较小的传动公比（约为 1.3）；最后以主变速区 -档的最大和最小传动比为公比，结合前进高档和倒档总传动比范围来确定副变速区前进高档和倒档的传动比。整个传动比分配过程中，前后相关，需要反复细致地调整，以确定合适的传动比。 变速箱传动比分配好之后首先要确定变速箱各个直齿圆柱齿轮的基本几何参数。因为齿轮采用 45 钢，表面淬火，为硬齿面，其主要失效形式为疲劳断裂，所以主要以满足齿轮的齿根弯曲强度的要求来确定齿宽。 变速箱 中各个齿轮副的 传动比分配好 而且对应 的齿轮 的 基本几何参数确定好 之后要解决以下的问题：首先，初步确定传动轴的结构 :采用通花键轴，结构简单，加工方便， 且使得轴上零件的安装定位较容易 。 没有专设的倒档轴，通过输出轴上一组空套的双联齿轮（通过内外花键联接）来实现倒档，这样使箱体结构紧凑。 再 根据估算 值 和经验 初步确定各轴轴径 。 并选择相应的轴承 ：经过分析该变速箱结构中 受力情况 ， 各个传动轴 不承载轴向力，所以轴承均采用径向轴承，除空心轴 T2 采用圆柱滚子轴承外都采用深沟球轴承 ；接着，绘制结构草图 ： 根据 已经计算好的变速箱齿轮的基本参数、初选的传动轴轴径及轴承，再结合 被改进的原变速箱结构进行草图的绘制 。草图绘制中应该着重考虑： 轴的定位、轴承的定位、轴承及轴承座的安装与定位、轴上零件的拆装与定位 ，齿轮衬套的润滑：采用从齿轮上开径向孔来润滑衬nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 4 套，可使衬套得到良好的润滑。双联齿轮的设计：在齿轮上加工出加长齿圈，与另一齿轮的内齿配合联接 ；然后，根据草图确定的 几何 参数进行传动轴弯扭强度的校核及轴承寿命的计算；最后，经过调整 并 计算，选定合理的传动轴结构及轴承 ， 再 调整并修改总装草图， 待草图修改好后，利用计算机辅助设计软件 AutoCAD 进行细致的计算机绘图 。 变速箱对整车性能的影响很大 ，所以合理的设计变速箱显得很重要。履带式拖拉机变速箱，档位 多 ，改进难度不小，但基于方便于农民的宗旨，应该本着负责任的态度，认真仔细克服改进设计中各种问题。 关键词 ：拖拉机，变速箱，啮合套，传动比， 校核， 改进 nts 河 南 科 技 大 学 毕 业 设 计（论 文） 题目 城市大型商业项目交通影响分析 姓 名 李 静 院 系 车辆与动力工程学院 专 业 交通运输 指导教师 张 毅 2008年 6月 6日 nts 1 履带拖拉机变速器改进设计 摘 要 本次设计任务为： 履带拖拉机变速器的改进设计。 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 nts 2 IMPROVED DESIGN OF TRACKED TRACTOR TRANSMISSION ABSTRACT This design is an improving design of the tractor transmission. The 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 efficient ly 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 nts 3 符 号 说 明 Pe 发动机标定功率， Kw en发动机标定转速， /minr ti 传动系总传动比 dr履带驱动轮半径， m v 拖拉机理论工作速度， km/h bi变速器的传动比 zi中央传动比 mi最终传动比 q 各档之间的公比 A 中心距， mm T 轴及轴所承受的转矩， Nm maxxF最大地面驱动力， N zF地面支反力， N 附着系数 0m整车总质量， kg g 重力加速 度， /N kg K 中心距系数 m 模数， mm 弯曲应力， Mpa M 弯矩， Nm hL轴承基本额定寿命用小时来表示， h P 当量动载荷， N 寿命指数，球轴承 =3，滚子轴承 =10/3 nts 4 目 录 第一章 前言 .1 第二章 变速箱的结构分析 .3 2.1 概述 .3 2.2 变速箱的总体结构分析 .3 2.2.1 传动机构布置方案分析 .4 2.2.2 零、部件机构方案分析 .5 2.3 变速箱的总体结构方案的确定 .6 第三章 变速箱主要参数的确定 .7 3.1 传动系传动比的计算 .7 3.1.1 传动系总传动比的计算 .7 3.1.2 总传动比与各部件间传动比的关系 .7 3.2 变速箱各档位传动比的初步确定 .8 3.2.1 理论车速的分段及对应的传动比 .8 3.2.2 变速箱各区段传动比的确定 .8 3.3 中心距和模数的确定 .10 3.3.1 中心距 A 的确定 .11 3.3.2 模数 m 的确定 .11 3.4 变速箱各传动齿轮齿数的确定 .11 3.4.1 传动齿轮齿数的初步确定 .11 3.4.2 齿数及传动比的最终确定 .13 3.4.3 8+4 档变速箱各档的速比和速度 .13 3.5 本章小结 .14 第四章 齿轮的设计计算 .15 4.1 概述 .15 4.2 齿轮主参数的选择 .15 4.2.1 齿轮副中心距 .15 4.2.2 齿形角 .15 4.2.3 齿宽系数 .15 nts 5 4.2.4 齿轮基本参数 .15 4.2.5 变位齿轮参数的确定 .17 4.3 齿轮强度的校核 .17 4.3.1 拖拉机齿轮常用的加工方法 .18 4.3.2 许用弯曲应力的确 定 .18 4.3.3 轮齿弯曲应力的求解 .18 4.3.4 齿轮齿宽的确定 .19 第五章 轴的设计计算 .20 5.1 轴结构的初步选定 .20 5.2 轴的强度校核 .21 5.2.1 轴 T1 的强度校 核 .21 5.2.2 轴 T2 的强度校核 .26 5.2.3 轴 T3 的强度校核 .30 5.3 本章小结 .34 第六章 轴承的选用和寿命计算 .35 6.1 轴承的选用 .35 6.2 滚动 轴承的寿命的计算 .35 6.2.1 轴承的平均转速 .35 6.2.2 轴承的基本额定寿命 .36 6.3 本章小结 .37 第七章 结 论 .38 参考文献 .39 致谢 .40 nts 6 第一章 前 言 农业是国民经济的基础，是国家自立、社会安定的基础 ，发展农业须要得到重视。那么发展农业就离不开农业现代化的发展，提高农业机械化水平就成为必要，不断改进我国的农用拖拉机也就成为须要。 而且 我国是个农业大国，为了提高农民劳动效率，拖拉机是必不可少的。基于我国地理条件的复杂情况，既有平原、山地，又有水田、旱地，因此既要满足平原山地拖拉机作业的要求又得适应水田旱地拖拉 机的作业内容。这就要求我们设计时要全面周到地考虑到农业作业的复杂条件，而且要不断更新技术，以适应需要。 在我国农业作业的情况很复杂：旱地耕耙、水田耕耙、凿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收获、肥料撒播、装载、道路运输、推土、旋转开沟等等。多种作业环境就要求拖拉机有较宽的速度范围（例如：前进档 2km/h 15km/h,倒档 2.5km/h 6km/h），因此对变速箱的要求随之提高了：既要有较宽的速比范围，又得满足整车布置的要求。这就需要较多的档位，以求拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。 履带式拖拉机变速箱，档位多 ，改进难度不小，但基于方便于农民的宗旨，应该本着负责任的态度，认真仔细克服改进设计中的各种问题。 国内拖拉机变速器的设计制造水平的代表为中国第一拖拉机制造厂。其中，以 东方红 -1302R 橡胶履带拖拉机 变速器为典型。该变速箱继承了以往东方红履带拖拉机产品的诸多优点，跟踪国际先进技术的发展方向， 采用 了 多项新颖结构 的 设计技术 ，实现了东方红履拖产品的升级换代，特别适合于我国东北和西北地区大面积农田作业。该变速器为 (12+4)档位 啮合套换档机械传动变速箱，高、中、低、倒四个换档区域，每个换档区域有四种速度，整个变速箱变 速范围大，适应多种农机具耕作要求，工作效率高。 国外同类产品的设计水平高、制造技术先进，各种先进技术应用于变速箱，电子、液压技术的应用使拖拉机能高效率高质量地完成各种作业。其中以美国的凯斯的“美洲狮 ” PUMA195 拖拉机配用的变速器为典型。该变速箱堪称最好的全动力换档变速箱之一。标准配置的 18x6 电子全动力换档变速nts 7 器，在发动机的飞轮上采用了专利技术的扭矩传感系统，用来测量发动机的转速和扭矩。变速箱根据发动机的转速和负载和行驶速度自动变换档位，确保了拖拉机工作效率的最大化，并减小了燃油消耗。 所以，我 国的拖拉机变速箱的设计改进空间较大，对相关工程设计人员来说，既是挑战，又是机遇。 nts 8 第二章 变速箱的结构分析 2.1 概述 变速箱的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速箱要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。 变速箱用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使拖拉机获得不同使用工况下合适的牵引力、方向和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作；并能在发动机运转时可较长时间的停车。 本次设计是针对“东方红履带拖拉机变 速箱”进行改进。该拖拉机使用工况复杂：旱地耕耙、水田耕耙、凿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收获、肥料撒播、装载、道路运输、推土、旋转开沟等等。多种作业环境就要求拖拉机有较宽的速度范围（前进档 2km/h 15km/h,倒档 2.5km/h 6km/h）。所以设计中将围绕以下基本要求： （ 1）正确选择档数和传动比，保证拖拉机有必要的动力性和较宽的工作速度； （ 2）设置空档，以使发动机在启动、怠速、换档时切断发动机动力传输； （ 3）设置倒档，使拖拉机能倒退行驶，实现需要的工作速度； （ 4）设置动力输出装置，在停车时使 发动机和传动系彻底分离，可以安全地进行功率输出； （ 5）传动路线短，即动力流经的齿轮副少，传动效率高，结构简单； （ 6）工作可靠，换档省力、方便，不得有跳档、乱档以及较高的换档冲击等现象发生； （ 7）噪声低，温升小，制造容易，成本低、维修方便等要求。 2.2 变速箱的总体结构分析 机械式变速箱因为具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，所以在不同形式的汽车上得到广泛应用。 nts 9 2.2.1 传动机构布置方案分析 一、固定轴式变速箱 变速箱传动机构分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式又分为两轴式 、中间轴式和多中间轴式变速箱。固定轴式应用最广泛。两轴式变速箱多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。由于中间轴式变速箱直接档工作时，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啮合，且第一，二轴均不承受径向载荷载荷，只起传递转矩的作用。因此直接档的传递效率高，磨损及噪声也较小，另外中间轴式在齿轮中心距较小的情况下仍可获得大的一档传动比，这些是中间轴式变速箱的突出优点。其缺点是除直接档外其他各档位的传动效率低。 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。所以对于一些重型汽车，一般采用多中间轴的结构。这种变速箱具有 2-3 根中间轴，在传递同样转矩的情况下，变速箱齿轮的宽度和质量可分别减少 40%和 20%，变速箱的整体质量和轴向尺寸也减少很多。 二、倒档布置方案 倒档一般布置在主变速箱内，这便于在行驶中挂入倒档。若要得到较多的倒档，可将倒档布置在副变速箱内，这对于推土、装载等梭行作业的拖拉机较为方便，每个 前进档有相应的倒档。但在前进运输工作中使用倒档时，有的档位需要操纵主副变速杆。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。 变速箱的倒档或一档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速箱轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，磨损加快、噪声增大。为此， 变速箱的倒、低档 都应布置在靠近轴的支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。 nts 10 2.2.2 零、部件结构方案分析 一、齿轮形式 变速箱使用斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍为复杂，且工作时会有轴向力，但因其使用寿命长，传动平稳和噪声小而得到广泛使用，直齿圆柱齿轮多用于低档和倒档。 二、换档结构形式 变速箱换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 汽车行驶时，因各齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿换档会在齿轮端面产生冲击并伴有噪声，而且 换档行程较长。但直齿滑动齿轮结构简单，制造、拆装与维修容易，并能减少旋转惯量。现在一般用于一、倒当。 当变速箱第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换档。这时，不仅换档行程短，且承受换档冲击载荷的接合齿齿数多。目前，该换档方式只在某些要求不高的档位及重型车变速箱上应用。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，不过仍然得到广泛应用。 三、 轴承 以前变速箱的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和 滚针轴承。现在变速箱的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已不能满足对变速箱可靠性和寿命所提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的在逐渐增多。其主要优点如下：圆锥滚柱轴承的直径较小，宽度较大，因而容量大，可承受高负荷；其锥体、外圈和滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性，使用寿命长；圆锥滚柱轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱档的可能，并大幅度提高其寿命；采用圆锥滚柱轴承的变速箱，一般将变速箱壳体设计成 沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。 nts 11 2.3 变速箱的总体结构方案的确定 综合上述分析及改进履带式拖拉机变速箱的设计任务要求：已知的设计数据为拖拉机的整备质量为 7500kg 、发动机标定功率 Pe =106kw 、标定转速en=2300 /minr 、单作用离合器、履带的滚动半径为dr=0.346m 、车速范围为（前进档 2 15 km/h，倒档 2.5 6km/h）、档位数为 8+4 档 ，确定方案如下 :空间三轴（花键轴传动）、主副变速箱（区）一体式、双变速杆（一个操纵副变速区的高、低和倒挡，另一操纵主变速区的 -档）、手动啮合套换档。 图 2-1 变速箱传动结构方案简图 对变速箱传动结构方案进行 分析： Z1 和 Z2 为常啮合齿轮， Z1 通过花键与轴 T0 联接；副变速区的前进高、低档及倒档分别空套在 T1 轴，通过啮合套传递动力；主变速区的 -档的主动齿轮均通过花键与空心轴 T2 联接；主变速区的 -档的从动齿轮均空套在 T3 轴，通过啮合套传递动力。主变速区的 -档主从齿轮为副变速区的前进高、低、倒档公用，所以在进行传动比分配时一定要考虑到主变速区的 -档主从齿轮所确定的传动比应作为公比计算。倒档的传动布置较为巧妙，通过 Z15、 Z16 和 Z16、 Z17 两对齿轮将动力传递到 T2 轴，其中 Z16通过内花键与 Z16 的 加长齿圈联接。 nts 12 第三章 变速箱主要参数的确定 3.1 传动系传动比的计算 3.1.1 传动系总传动比的计算 传动系的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转速来确定的。总传动比ti按下式计算： 0 . 3 7 7 /t e di N r v（ 3-1） 已知参数如下示： 发动机标定转速 ne=2300r/min，履带的滚动半径为 rd=0.346m，理论车速 v 为：前进档 v =215 km/h，倒档 v =2.56km/h，则代入上式有： 表 3-1 理论速度对应的传动比范围 前进档 F 倒档 R 理论车速 v（ km/h） 2 13 2.5 6 前进档tFi150.0 23.1 倒档 tRi120.0 50.0 3.1.2 总 传动比与各部件传动比间的关系 总传动比与各部件传动比间的关系一般表达为： t b z mi i i i（ 3-2） 且已知参数有：传动系变速箱输出端到最终端间的传动比zmii=21.315，则变速箱传动比bi如下表： 表 3-2 变速器传动比范围 前进档 F 倒档 R maxbi7.04 5.63 minbi1.08 2.35 nts 13 3.2 变速箱各档位传动比的初步确定 由于发动机的标定转速多在 1500r/min 以上，且以 20002500r/min 较多，并有提高的趋势。所以变速箱的多数档为减速档，传动比大于 1，个别升速档的传动比不宜小于 0.8，单对齿轮的传动比不宜小于 0.6，以避免齿轮转速过高而两增大齿轮上的动载荷和增加搅油损失 。 要保证拖拉机工作速度的范围，使变速箱各档传动比能“拉的开”距离。 为了减少零部件 的尺寸和质量，应降低零部件的载荷。为此，应尽量使前级部件的传动比减小，而使最终传动的传动比增大。所以，变速箱的传动比以较小为宜。 综合上述内容，变速箱的传动比可以按下式初算： m a x m i n0 . 6 /bi v v（ 3-3） 3.2.1 理论车速的分段及对应的传动比 理论车速如下表： 表 3-3 理论车速的分段 速度区段 前进低档 Fl 前进高档 Fh 倒档 R 理论车速 v (km/h) 2 4.8 5 12 2.5 6 依据下式可以求得相应传动比： 0 .3 7 7 /b e di N r v （ 3-4） 表 3-4 各速度区段对应的传动比范围 速度区段 前进低档 Fl 前进高档 Fh 倒档 R 总传动比bti7.04 2.93 2.82 1.17 5.63 2.35 3.2.2 变速箱各区段传动比的确定 参照原变速箱方案，变速箱传动比不宜过大， 个别升速档的传动比不宜小于 0.8 且单对小于 0.6， 单对减速档传动比不大于 2，且要保证较小的传动公比，进行各档传动比分配。由于主变速区 的 -档传动比为副变速区的前进高、低档和倒档的公比，所以 变速箱各区段传动比的分配思路为：先初步确定常啮合齿轮的传动比；之后确定前进低档的传动比范围，初选该档副变nts 14 速区的传动比，然后确定主变速区 -档的 传动比范围，且要保证有较小的传动公比（约为 1.3）；最后以主变速区 -档的最大和最小传动比为公比，结合前进高档和倒档总传动比范围来确定副变速区前进高档和倒档的传动比。整个传动比分配过程中，前后相关，需要反复细致地调整，以确定合 理的传动比。以上思路可简化为下式： nbt biiii (3-5) i代表变速箱各级传动， i=1， 2 一、 前级减速常啮合齿轮 Z2/Z1 的确定 由于变速箱整体结构的限制，及对后级传动比不宜过大的要求，该级传动比不宜太小，初步定位：传动比 Z2/Z1=1.84。各速度区段对应的中后级传动比范围为： 表 3-5 变速器中后级总传动比范围 速度区段 前进低档 Fl 前进高档 Fh 倒档 R 中后级总传动比bmi3.82 1.60 1.53 0.64 3.06 1.27 二、 前进低档齿轮 Z4/Z3 的确定 初步将 Z4/Z3 定为 2.05，那么对应的 -档传动比范围为： 表 3-6 主变速区传动比范围 根据下式求得 -档 传动公比： 1m a x m in/nq i i（ n代表档位总数） （ 3-6） 将表 3-6 数据代入上式有： 1.33q 那么根据下式可求得对应各档传动比： min rbji i q（ j 代表档位 j = ， ， ， ； r =0， 1， 2， 3） （ 3-7） 对应各档传动比如下表： 表 3-7 主变速区各档传动比 （ 4） =Z6/Z5 =Z8/Z7 =Z10/Z9 （ 1） =Z12/Z11 0.79 1.04 1.40 1.87 三、 前进高档齿轮 Z14(9)/Z13 的确定 maxi1.87 mini0.79 nts 15 将表 3-5 的数据代入下式求得传动比为： 1 max 1/bgi i i（ 3-8） 1 1 . 5 3 / 1 . 8 7 0 . 8 2bgi 2 min 4/bgi i i（ 3-9） 2 0 . 6 4 / 0 . 7 9 0 . 8 1bgi 取其平均值如下： 12( ) / 2 ( 0 . 8 2 0 . 8 1 ) / 2 0 . 8 1 5b g b g b gi i i 四、 倒档齿轮 Z16/Z15 的确定 计算方法同前进高档，求得传动比为： 1.625bRi 由于倒档是通过 Z15、 Z16 和 Z16、 Z17 将动力传递到空心轴 T2，而它们的传动比受中心距的约束，在这先不作确定。 3.3 中心距和模数的确定 由于中心距和模数的初步确定都与变速箱输出的计算转矩有关，所以补充有关变速箱输出计算转矩 T3 的求解 。 根据文献 6中有关汽车驱动的地面附着条件并结合驱动力与转矩的换算关系进行计算。 地面附着条件为： m a x 0zF x F m g(3-10) 将0m=7500kg， g=9.8N/kg，取 =0.85 代入上式有： maxFx=62475N 地面驱动力与转矩的换算关系： 3 m a x /d t TT F x r i (3-11) 查取 参考文献 8表 1-1： T =90% 92%=82.8%且结合前面相关数据计算： 3 6 2 4 5 7 0 . 3 4 6 / 2 1 . 3 1 5 / 0 . 8 2 8T 1224.8 N nts 16 3.3.1 中心距 A 的确定 变速箱中心距即齿轮箱壳体孔中心距，是齿轮传动装置的一个重要尺寸参数，由齿轮强度、轴承尺寸和寿命等条件所决定。 在满足上述条件的基础上，应尽量减少中心距，以缩小变速箱体积和减轻质量。变速箱输出齿轮副的中心距可按下式估算： 333A K T（ K 一般取 1416） （ 3-12） 如第一级中心距2A与第二级中心距3A不相等，一般有：230.85AA, 相应第的一级齿轮副的输出转矩2T为：230.6TT。 由于是改进设计，中心距 A 已由原变速箱尺寸决定，即输出轴 T3 到二级中间轴 T2 间的中心距 A3=157.5mm，轴 T2 到一级中间轴 T1 间的中心距A2=135mm，轴 T1 到轴 T3 间的中心距 A2 =152.5mm。 3.3.2 模数 m 的确定 在满足齿轮弯曲强度的条件下，应尽量减少齿轮模数，以提高齿轮的重合度，从而提高齿轮的接触强度，减小振动和噪声，并减少齿轮的重 量和金属消耗。一般以经验公式估算： 3 3( 0 .4 0 .6 )mT (3-13) 将 T3=1224.8 N 代入上式有： 3( 0 . 4 0 . 6 ) 1 2 2 4 . 8 4 . 3 6 . 4m ，在 GB1357渐开线圆柱齿轮模数标准中查取 m=5。 3.4 变速箱各传动齿轮齿数的确定 3.4.1 传动齿轮齿数的初步确定 一、齿数与传动比间的关系 中心距 A 和齿数和hZ间有以下关系 : 2/hZ A m(3-14) 主、从齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系 : 2/ 1i Z Z (3-15) 综合以上两个公式有齿数和传动比的关系如下： nts 17 1 /(1 )21hhZ Z iZ Z Z（ 3-16） 二、中心距 A 与齿数 Z 模数 m 间的关系 1.不同的 A 和 m 对应的齿数和hZ为： 表 3-8 由中心距和模数确定的齿数和hzm=4, A=157.5 m=5, A=157.5 m=4, A=135 m=5, A=135 m=5, A=152.5 m=4, A=152.5 78.75 63 67.5 54 61 76.25 2. 不同的 A 和 m 对应的传动比为： 表 3-9 不同齿数组合对应的传动比 m=5, A=135 主动 z1齿数 19 20 22 25 29 31 35 hz=54 从动 z2 35 34 32 29 25 23 19 传动比 i 1.84 1.7 1.45 1.16 0.86 0.75 0.54 m=4, A=135 z2 齿数 48.5 47.5 45.5 42.5 hz=67.5 i 2.55 2.375 2.07 1.7 m=5, A=157.5 z2 齿数 44 43 41 38 34 32 28 hz=63 i 2.32 2.15 1.86 1.52 1.17 1.03 0.8 m=5, A=152.5 z2 42 41 39 36 32 30 hz=61 i 2.21 2.05 1.77 1.44 1.10 0.97 nts 18 3.4.2 齿数及传动比的最终确定 将初步确定下 来的传动比和由中心距、模数确定下来的传动比进行比较，且尽量避免成对齿轮齿数有公约数、齿轮变位，最终确定的传动比及相应齿数如下表： 表 3-10 各齿轮副对应的传动比 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 齿数 z 19 35 22 45 35 28 31 32 25 37 传动比 i=z2/z1 1.84 2.05 0.8 1.03 1.48 齿轮 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z16 Z17 齿数 z 22 41 29 25 29 32 25 38 传动比 i=z2/z1 1.86 0.86 1.10 1.52 3.4.3 8+4 档变速箱各档的速比和速度 综合上述内容， 8+4 档变速箱各档速比如下表： 表 3-11 8+4 档变速器各个档位的传动比 主档 速比 主档 速比 主档 速比 主档 速比 副高档 2.96 2.35 1.64 1.27 副低档 7.03 5.58 3.89 3.02 副倒档 5.75 4.57 3.19 2.47 根据公式 3-4，带入上表数据可求得相应车速： bints 19 表 3-12 8+4 档变速器各个档位对应的车速 v （ km/h) 主档速度 主档速度 主档速度 主档速度 副高档 4.76 5.996 8.596 11.09 副低档 2.00 2.52 3.62 4.66 副倒档 2.45 3.08 4.42 5.70 分析上表，前进档高、低档速度区段没有交叉，最低车速接近设计要求，但最大车速比设计要求的 15km/h 稍低些。总体来说，各个齿轮副的传动比分配较为合理，满足设计要求。 3.5 本章小结 变速 箱传动比分配的思路如下： (1)根据理论车速求解前进档和倒档对应的总传动比范围。 (2)根据传动系总传动比与变速箱传动比的关系，求出变速箱的传动比范围。 (3)结合经验及传动方案，确定变速箱各传动齿轮副的传动比：先将理论车速分段并求解相应传动比范围；再确定常啮合齿轮的传动比；之后确定前进低档的传动比范围，初选该档副变速区的传动比，然后确定主变速区 -档的 传动比范围，且要保证有较小的传动公比（约为 1.3）；最后以主变速区 -档的最大和最小传动比为公比，结合前进高档和倒档总传动比范围来确定副变速区前进高档和 倒档的传动比。 nts 20 第四章 齿轮的设计计算 4.1 概述 齿轮设计要考虑：在齿轮运转性能方面：噪声低、振动小、传动效率高；承载能力方面：具有所要求的强度和工作寿命；在工艺性方面：能采取容易得到的刀具加工，齿轮参数与刀具的相协调；在经济性方面：保证使用性能和耐久性的条件下，加工和使用的成本要低。 总之，齿轮设计是齿轮使用性、工艺性和经济性等方面矛盾的协调统一，片面强调单一方面都不能设计出满意的齿轮。 4.2 齿轮主参数的选择 4.2.1 齿轮副中心距 齿轮副中心距（啮合中心距）的大小直接关系到齿轮 箱结构的尺寸、质量、受力元件的强度和寿命。在确定了齿轮副的模数、齿数等基本参数后，再根据结构条件和强度、性能条件进行精确计算。在计算出各组齿轮副的中心距后，取工作时间利用率最高、受载最大的齿轮副中心距为变速箱中心距。 4.2.2 齿形角 齿形角大，齿轮的接触强度和弯曲强度都可以提高，但重合度会降低，噪声和径向力会增加，因此应根据不同的工作条件不同的齿形角。一般齿轮常采用 20齿形角。 4.2.3 齿宽系数 齿宽系数为齿宽与模数之比。齿宽系数的选择与齿面硬度、齿向精度、和支承刚度有关，它直接影响到轮齿的承 载能力。对于变速箱齿宽系数为4.57，支承刚度差者取下限值。 4.2.4 齿轮基本参数 结合第三章内容，并依据参考文献 4中相关齿轮基本参数的计算公式，求得变速箱各齿轮的基本参数如下： nts 21 表 4-1 外啮合标准直齿圆柱齿轮的几何尺寸 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 齿数 z 19 35 22 45 35 28 31 32 传动比21/i z z1.84 2.045 0.8 1111111 1.03 模数 m 5 5 4 4 5 5 5 5 压力角 v 20 0.94 分度圆直径 d=mz 95 175 88 180 175 140 155 160 齿顶高ah=m 5 5 4 4 5 5 5 5 齿根高fh=1.25m 6.25 6.25 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 全齿高 h = 2.25m 11.25 11.25 9 9 11.25 11.25 11.25 11.25 顶隙 c=0.25m 1.25 1.25 1 1 1.25 1.25 1.25 1.25 齿顶圆直径ad=(z+2)m 105 185 96 188 185 150 165 170 齿根圆直径fd=(z-2.5)m 82.5 162.5 78 170 162.5 127.5 142.5 147.5 基圆直径 bd=dcos(v) 89.28 164.5 82.7 169.2 164.5 131.6 145.7 150.4 齿距 p=3.14m 15.7 15.7 12.6 12.6 15.7 15.7 15.7 15.7 齿厚 s=3.14m/2 7.85 7.85 6.28 6.28 7.85 7.85 7.85 7.85 齿槽宽 e=3.14m/2 7.85 7.85 6.28 6.28 7.85 7.85 7.85 7.85 标准中心距 a=(d1+d2)/2 135 134 157.5 157.5 基圆齿距 Pb=Pcos(v) 14.75 14.75 11.8 11.8 14.75 14.75 14.75 14.75 z10 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z16 z17 z9 37 22 41 29 25 29 32 25 38 25 1.864 0.862 1.103 1.52 1.48 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 185 110 205 145 125 145 160 125 190 125 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 195 120 215 155 135 155 170 135 200 135 172.5 97.5 192.5 132.5 112.5 132.5 147.5 112.5 177.5 112.5 nts 22 173.9 103.4 192.6 136.3 117.5 136.3 150.4 117.5 178.6 117.5 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 157.5 135 152.5 157.5 155 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.754 14.75 注： Z3、 Z4 和 Z9、 Z10 需要变位，在后续内容中反映。 4.2.5 变位齿轮参数的确定 一、 齿轮变位的作用 变位可以使齿轮副适合既定的中心距；使主、从动齿轮有较佳的强度平衡；可以获得所需的啮合角，提高承载能力；避免齿根啮合干涉或加工时根切。 二、 变位齿轮 Z3、 Z4 和 Z9、 Z10 的基本 尺寸 依据参考文献 4中相关公式求得变位 齿轮的基本参数 如下 ： 表 4-2 变位齿轮的主要几何参数 齿轮 齿数 z 变位系数 x1,x2 模数 m 节圆直径 d=dcosv/cosv Z3 17 0.26 4 68.5 Z4 50 0 4 200 Z9 25 0 5 125 Z10 37 0.53 5 187.98 4.3 齿轮强度的校核 由于齿轮材料初选为 45 钢，表面淬火，硬齿面，主要失效形式是：疲劳断裂，所以主要校核齿轮的弯曲疲劳强度，应使齿根弯曲应力F小于或等于许用弯曲应力FP，即F FP。 nts 23 4.3.1 拖拉机齿轮常用的加工方法 齿轮毛坯经锻制并正火后，按以下工序进行加工： 精车端面和外圆 加工安装定位孔（包括花键孔） 制齿（滚齿或插齿） 精加工齿部（剃齿或冷挤） 渗碳或碳氮共渗 淬火 珩齿。 4.3.2 许用弯曲应力FP的确定 查取参考文献 12许用极限弯曲应力limF=230 Mpa 。依据参考文献 4中公式求得 齿根弯曲应力F： l i m m i n/F P F S T N FY Y S（ 4-1） 结合参考文献 1中的推荐值，取试验齿轮的应力修正系数STY=2；弯曲疲劳强度计算的寿命系数NY=1；弯曲强度最小安全系数minFS=1 代入上式： 2 1 0 2 1 / 1 4 2 0FP M p a
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