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拖拉机 变速器 变速箱 设计

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拖拉机变速器变速箱设计,拖拉机,变速器,变速箱,设计

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摘 要随着农业的不断进步，农业生产机械化，并且规模和生产、农田建设等材料的材料的量越大，农民运输需要更多的拖拉机的帮助，因此，农用拖拉机的发展前景是广阔的，会有更大的发展。满足拖拉机的动力性和经济性指标，并齿轮传动的传动比范围和数量，齿轮。该拖拉机的工作条件较复杂，比传动系的传动范围小。主减速器和发动机参数优化，能获得良好的动力性和经济性，传动结构的动力性、经济性、可靠性和操纵方便性，对噪声有直接影响。变速器主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，为了开始，爬坡，转弯，在不同运行工况下的加速，同时获得不同的牵引力和速度，在最有利的条件下，发动机的工作范围，与中性或反转。本设计根据传统设计方法、原理的半理论半经验用类比法确定在现有模型结构的光传输的方案，最后和机械零件的强度计算刚度的理论和检查需要确定的形状和大小，以满足约束条件，缩短设计周期，降低设计成本。关键词：变速器，传动比，设计，计算，校核ABSTRACT With the continuous progress of agricultural development, agricultural production mechanization, the scale of the means of production and agricultural land and building materials and other goods traffic increasing, more and more farmers need the help of tractors, therefore, farm tractors development prospects are broad, there will be greater development. Tractors to meet the power and economic indicators, and transmission of the file, the transmission ratio of the scope and the transmission of the file. Tractor work of the road conditions more complex than the smaller power, the transmission of the transmission ratio greater. Reducer and the main transmission and engine parameters to optimize the allocation and availability of power and good economy.In order to make it come true that the transmission is adapted to the engine and its structure is sound, I pay close attention to the development of the clutch transmission shaft and collectivity arranging designers in my design, and have a repeating discussion with them .For shifting gear steadily , fourth and third gear have synchrotron ,and in consideration of the simplicity and reliability .According to the traditional mean of design ,part experience and theory and analogism ,the blue print come into being .by virtue of tradition transmission I verify the size of element which have been chosen, according to mechanical theory, in consideration of the qualification bringing down the cost and cycle time.KEY WORD： Transmission, transmission ratio, design, calculations, checking目 录第一章 绪论1第二章 变速器传动方案的研究与改进32.1 变速器的功用与要求32.2 变速器的种类42.3 课题变速箱存在的问题与解决方案52.4 变速器改进方案的确定6第三章 变速器传动方案与参数的确定83.1 变速器档位与传动比的初定83.1.1 最高档传动比的选择83.1.2 最低档传动比的选择83.1.3 各档位传动比的分配93.2 变速箱外形尺寸的初定93.2.1 变速箱齿轮中心距的确定93.2.2 变速箱的轴参数确定103.3 变速器各项参数的最终确定103.3.1 齿轮齿数及其参数的确定103.3.2 齿轮模数确定113.3.3 齿轮其他参数的计算123.3.4 齿形、压力角、螺旋角153.3.5 齿宽的确定153.3.6 中心距的最后确定16第四章 齿轮与轴的校核174.1 齿轮的校核174.1.1 齿轮的损坏形式174.1.2 齿轮的强度校核与计算174.2 轴的校核194.2.1 轴刚度的校核194.2.2 轴的强度校核20第五章 轴承的校核22第六章 啮合套的设计236.1 换挡机构形式236.2 防脱挡措施23第七章 变速器操纵机构设计26第八章 结论27参考文献28致 谢30 第一章 绪论随着社会经济的发展和农业机械化水平的提高，拖拉机拥有量的迅速增长，对拖拉机的质量和性能也提出了更高的要求。拖拉机生产企业不仅面临用户对产品性能、质量和要求的要求，而且严格地面对技术法规，降低产品成本压力。因此，在拖拉机和拖拉机的发展过程中，广泛应用于各种先进的技术和理论方法，设计过程自动化，以满足产品设计的需要已成为必然趋势。在工程设计中应采用先进的技术和理论方法，对设计过程进行自动化、合理化，以满足产品优化设计方法的需要，为设计人员提供一种获得最优设计方案的有效途径。传动系统是拖拉机变速箱的主要组成部分。传动系统是传动系统的重要组成部分，因此改进后的拖拉机传动系统的设计性能可以大大提高传动系统的性能。在拖拉机制造发展历史以来，技术进步及变速箱的水平一直处于举足轻重的地位，但传统的拖拉机变速箱有很多抑郁，虽然在中国的水平的不断提高，农业机械，不断的完善和成熟，但传输的技术，但发达国家仍有不小差距，中国是一个农业大国，拖拉机的生产和使用已经在世界前列的数量，如果能够实现拖拉机的优化，相信能够节约成本，提高中国的农业生产效率实现美好愿望的增加E，我的毕业设计项目1302r东方红拖拉机为原型，传动方案优化在大型农场和农村工作业务的大型设计nowtractor，主要用于深耕作，播种，收割谷物和其他农产品的生产情况。在动力上，通过性、稳定速度、可靠性、耐久性等对设计者提出了更高的要求！改变齿变速器后，提高了工作效率和性能，进一步提高了动力性和经济性，农业的国家如中国。基于此设计的主要意义，对原设计进行改进，以最大限度地提高在一定程度上优化的目的。这是我的毕业设计，我会努力做到最好，在设计过程中，大量的文献，通过复杂的操作，深入的探讨和交流后的导师与同组队友，最后设计完成，并在这个过程中我也得到了巨大的发展和提升。主传动概述：变速器是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和起动的地方，目的攀爬速度，转弯，在不同运行工况下的加速度、拖拉机不同的牵引力和速度，而在大多数FA发动机在有利条件的传输范围。一个中性的，可以启动发动机，发动机功率停止或停止滑行拖拉机驱动轮传动。传动装置设有倒档，以恢复拖拉机的行驶能力。当需要时，传输和输出功率的功能。提供以下要求：1）保证传输的tractor2必要的动力性和经济性）中立位置是用来切断发动机的动力传输到驱动蛋黄）设置倒档，拖拉机可以把back4）设置输出功率设备，需要能够进行电力output5）快速转变，省力，工作可靠convenient6）。拖拉机的操作过程中，传输可以不跳，块和移位，影响等7）传输应该工作efficiency8高）传输的工作很低，传输也应该轮廓尺寸和质量小，制造成本低，易于拆卸，维护方便等优点。为满足拖拉机所需的动力性和经济性指标，以及齿轮传动数、拖拉机传动比。道路条件较复杂，比传动范围小，变速器由变速传动机构和控制机构组成。变速传动机构可分的形式，提出了齿轮或轴上附加的副箱的基础上原始的传输机制，它是基于结构的变化，增加传动齿轮数。近年来，变速器控制机构向自动运行方向发展的趋势。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，改变拖拉机在大范围的转速和拖拉机驱动轮转矩值，适应不断变化的工况，同时使发动机在良好的条件下工作。(2)当发动机的旋转方向不变时，拖拉机是通过道路块的方式向后推的。(三)在发动机空转状态下，采用中性功率转移中断，左驱动位置可使驱动松开离合器踏板，使牵引机启动、怠速、位移和输出功率。与拖拉机相比，变速器的功能对于经常需要处理复杂地形的拖拉机来说尤为重要。现代拖拉机的使用极其复杂，在不同的情况下也会有所不同。它经常受到诸如承载能力、道路坡度、高质量和交通等条件的影响。这就要求拖拉机的牵引和速度有很大的变化，以满足使用的要求。在一个条件良好的表面上，你可以高速行驶，同时提供更大的扭矩，而道路崎岖不平，而且有很大的坡度。变速箱的多齿轮选择满足了这些要求。此外，在不同的操作条件下，燃料消耗是不同的。司机可以根据情况选择一个齿轮箱来减少油耗。现代的拖拉机几乎是由往复式活塞式内燃机驱动的。具有体积小、质量好、工作可靠、使用方便等优点。但是，它的性能和发动机的动力和经济性之间存在着很大的矛盾。当在一个斜坡上行驶时，牵引力通常是发动机所能提供的牵引力的几倍。而通用发动机如果直接与车轮相连，其输出转速将转至相应的拖拉机速度，将达到现代拖拉机速度极限的几倍。发动机的拉力、发动机的速度和拖拉机的拉力，以及拖拉机的需求，都不是靠现代拖拉机引擎来解决的。这是变速箱和主减速器。它们共同工作，使驱动轮转矩增加到发动机扭矩的几倍，同时使其速度降低到发动机转速的一小部分，实现在不同工作环境下的齿轮选择。根据拖拉机在不同工况下的传动性能，改变发动机的转矩和转速，使牵引车适应牵引和速度，同时使发动机在工作范围内处于最有利的条件下。为了保证拖拉机的反向和发动机和传动系统能够分离，传动装置有一个反向和空齿轮。当需要功率输出时，应该使用功率输出装置。传输的主要要求是:拖拉机的性能和经济指标都很好。根据拖拉机承载能力、发动机参数和拖拉机的要求，选择合理的传动比和传动比满足这一要求。可靠，易于操作。在驾驶过程中，齿轮箱不应该自动跳、乱、换档等。为了降低驾驶员的疲劳强度，提高驾驶安全，操纵光的要求越来越重要，这是通过同步器和主气压转换或自动、半自动转换实现的。重量轻，体积小。影响这个度规的主要参数是传输的中心距离。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮的精度，选择圆锥滚子轴承以减少中间距离。这是非常有效的。为了减少齿轮的啮合损失，应直接进行。提高零件的精度和安装的质量。使用适当的润滑油可提高传动效率。噪音小。采用螺旋齿轮传动和合理位移系数的选择，提高了齿轮的制造精度和安装刚度，降低了齿轮的噪声。22 变速器的种类从目前市场上来看，不同模式的传播，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）的变速箱有三、四、五，根据numberaccording向前移动的轴不同类型的多个齿轮，它可以分为两种类型：固定轴式和转轴式，前者是分为两个轴，中间轴式和多中间轴型transmissionaccording的传动比变化，变速器可以分为三种类型：阶段式、无级式和综合式操作方式可以分为强制性控制OL式变速器，自动变速器和半自动变速threelow两车轴齿轮箱齿轮，小齿轮周期之间的大小差异比大齿轮高很多，小齿轮比大齿轮寿命短。三轴齿轮箱的前齿轮均在常啮合齿轮传动中，齿轮的径向尺寸相对较小。多轴结构：在三轴变速箱中通常，发动机的扭矩由第一轴到第二轴，只能通过中间轴。扭矩高于1200-1300nm当齿轮的大功率柴油机齿轮箱、轴和轴承承受载荷大，这将导致早期损坏。所以对于一些重型拖拉机，中间轴的一般结构为倒档式：倒档因为使用率不高，通常采用直齿滑动齿轮变档方案为倒。为了实现传动，一些传动系在前进档中的一个传动齿轮，加入了方案，而且采用了两个顺齿轮方案。前者虽然结构简单，但中间传动齿轮，在最不利的正的和负的弯曲交变对称变化的应力状态下，后者是在单向循环弯曲应力状态下的工作更为有利，而反向传输略有增加。同步器换档变速箱类型：目前大部分的同步移位。采用同步器可以保证快速、无冲击、无噪音的换挡，无论技术水平和操作技术，以提高拖拉机的加速性、经济性和行车安全性。但它还具有结构复杂、制造精度高、轴向尺寸大、同步环寿命短的缺点。23 课题变速箱存在的问题与解决方案传动系统是拖拉机变速箱的主要部分是传动系统的重要组成部分，其任务是充分发挥发动机的性能，从驱动轮有效且经济的发动机的动力性，要求发动机运行。传动质量是决定拖拉机整车性能的重要因素。因此，变速器的设计与制造一直受到拖拉机界的高度重视。活塞式内燃机作为一种广泛应用于现代拖拉机和拖拉机的动力来源，其转矩和转速变化范围较小，而动力，拖拉机和拖拉机速度的要求复杂的道路环境和工作条件，可以在较大的范围内变化，以达到节约燃油的目的提高效率，为了解决这一问题，在传输系统的核心部件，是产生的传输，好的机器或拖拖拉机已经在发挥其功能的最大效率的传输范围内的工作，我的毕业设计方案102齿轮传动的改进，传输方案简单可靠，其滑动齿轮变速器，两个前进齿轮轴通过一个传动轴两个，另两个向前从一个轴通过三，四轴和五轴传输到两轴。该方法简单、方便，线路清晰，传动效率高，但也有不足，有较大提升空间：（1）受结构的限制，传输难以实现较大范围的速度比，从而在一个狭窄的工作区域（2）拖拉机发动机转速增加到2200rm，所以齿轮啮合线速度和固定在第二轴齿轮速度大大增加，从而导致变速箱噪声、温度高的原因，可能是通过改变各齿轮轴的结构，减少数量，达到优化的目的。（3）采用滑动齿轮换档，和传输只能通过齿轮驱动，W限制了啮合质量，啮合齿轮可以提高啮合质量（4）齿轮箱轴太多，内部结构复杂。优化后，改变了换档方式，减少了轴的数量，采用了第一、第二轴和中间轴的换档结构，提高了传动效率。24 变速器改进方案的确定根据毕业设计任务书的要求：参考国内60hp设计拖拉机传动，运行速度范围：前进档2.29-30.98km/h，换向齿轮3.05-12.2km/h.gear转变：手动换档控制，啮合套换档；摊位数量：（102）档；主离合器形式：双作用离合器；发动机额定功率：n = 45KW发动机额定转速：n = 2200r /分钟以上参数，我们可以得到有用的数据，找到最终的节目传输原理的基础上，如图2-2所示图2-2 10+2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速度由顶决定，传动齿轮传动比最小。因此，最小传动比的最大速度是选择和拖拉机的总传输率密切相关的是变速器的传动比率= IgIO集成电路各组成部分的产品（3-1）式中，Ig的变速器传动比和主减速器；集成电路；驱动执行器或副变速器比普通拖拉机；因为没有执行器或副变速箱，而最小传动比通常是1，所以最小传动比i。因此，确定传动比i。传动比是主减速器主reducertransmission高档比的选择：主减速器传动比，根据设计任务书的要求，技术参数东方红1302r，滚轮的动态半径0.66m，主传动比为21.315，额定转速，最高车速可达13公里/小时，根据拖拉机的理论公式： （3-2） （3-3）同理:3.1.2 最低档传动比的选择低传动比时，应考虑以下因素：最大爬坡度的拖拉机，拖拉机驱动轮与路面的附着力，最低稳定转速和主传动比。对主传动比设计为23.15，最低稳定转速要求2.0km/h。根据最低稳定转速确定齿轮传动比理论：同理有:由于发动机额定超过1500r/min速度，和2000 2500r/min为多数，所以传动减速器齿轮居多，传动比大于1的，按不低于0.8的个人速度传动比的传动设计任务的要求，对不小于0.6的单齿轮传动比的传动，为了避免齿轮的高增速齿轮动载荷增加搅油损失。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=661500.66=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维度：基于实证formulad = K（3-10）的D部分输入轴直径d = k = 4.5，40的动力输入轴的直径。其中，输出扭矩传输时对经验公式的第一gearbased：D = 0.45a（3-11）在中间轴和输出轴的直径都是a 60determination传动齿数：不同类型的拖拉机，以不同的传动齿数，原因是它们使用了不同的条件；对车辆性能的要求是不同的；拖拉机本身不是权力和权力。档位与拖拉机传动系统的数量、燃油经济性有着密切的关系，在功率、档位增加的情况下，发动机在最大功率附近增加了大功率的机会，提高了拖拉机的加速和爬坡能力。在燃油经济性方面，齿轮数量增加，发动机增加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,=2.66。3.3.2 齿轮模数确定建议选择以下类型的选择和齿轮模数，模数应符合由第一齿轮啮合斜齿轮jb111-60normal模数Mn指定标准值（3-13）= 440nm，Mn = 5。可以derivedwhen一齿轮的模数和齿数的齿轮节圆直径是确定的，和齿轮渐开线基圆取决于基圆的大小由压力角的影响。对于同一分度圆齿轮，分度圆的压力角不同。当压力角越大，基径越小，渐开线齿形越粗，曲率半径越大，弯曲强度和接触强度越大。当减小压力角，该基地将成为大直径直齿渐开线将改变部分的齿，齿面曲率半径越小，这使得轮齿的弯曲强度和接触强度将降低，但随着压力角的减小，可提高齿轮的接触率，降低轮齿的刚度，并能减少进入啮合动态负载退出，所有这些都有利于降低噪声。因此，齿轮的低轮廓，往往用较大的压力角来满足强度要求；而高速齿轮采用小的压力角，以满足其较低的噪声要求。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小螺旋角压力角小，重合度高，传动平稳，噪音低，大幅度提高了齿面的抗弯强度和接触强度。在汽车上，为了增加重合度，降低噪音，小；面包车，以提高齿轮承载能力，大。15度传动齿轮的压力角在本次设计中，实验数据表明，噪声的A = 15度小于20度小，减少噪音，低速齿轮从较大的压力角度，以增加啮合强度采取30度。3.3.5 齿宽的确定齿轮宽度B的大小直接影响B型齿轮齿承载力的提高，增加。但试验表明，齿宽增大到一定值，载荷分布不均匀，但齿轮承载力降低。因此，在保证了齿轮的强度，尽量选择齿宽较小，为了缓解传输量和缩短轴向尺寸，齿轮宽度通常是根据齿轮模数的大小选择：直齿b =（4.5 8）m，mmhelical齿轮B =（6 8.5）M，与第一齿轮啮合齿轮的齿宽mm值大，使接触线长度增加，与接触应力降低，从而提高了传输的稳定性和齿轮生活的这个设计，齿的宽度b30mm。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齿轮的损坏形式有三种形式：齿轮损伤齿轮断齿、齿面疲劳缩放和平移齿轮端故障两：冲击载荷下齿轮断齿足够大，造成断齿轮齿弯曲疲劳裂纹；重复荷载下的弯曲，裂纹深度逐渐增加，然后弯曲断裂。前者的传动很少出现在后者的出现中，齿轮，一对啮合的齿面，相互挤压，这是油压小的齿面裂纹增加，并导致裂纹，然后齿面出现大量脱落形成齿面点蚀。他使轮齿误差增大，产生动载荷，导致轮齿断裂，用移动齿轮完成换档和倒档。由于两个齿轮进入啮合齿轮有角速度茶，换档产生的冲击载荷在齿轮的末端，并造成损害4.1.2 齿轮的强度校核与计算与其他机械传动装置相比，拖拉机传动齿轮的用途不同。此外，传动齿轮材料、热处理、加工方法、精度等级、支撑方法基本相同。如钢与低碳合金拖拉机传动齿轮，齿轮剃齿或齿轮精加工，齿轮表面的渗碳淬火工艺，齿轮精度不低于7。因此，对于计算齿轮强度比一般公式更简化的计算公式来计算一些拖拉机齿轮，同样，可以获得更准确的结果。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轴刚度的校核工作是影响齿轮轴挠度在垂直平面和水平平面轴的最大影响。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了正确的啮合齿轮，齿轮室沿齿向压力分布方向偏斜不均匀。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 轴的强度校核径向力作用于齿轮和轴的轴向力，在垂直平面上弯曲变形，并在水平平面上弯曲轴的周向力，垂直和水平支点为平面力，力矩计算。相应的弯矩和轴向力不仅输出轴扭转弯曲，扭转和最大！所以一个检查，其他文件没有检查！与动力输出轴不传递扭矩，最大扭矩最大扭矩使发动机，扭矩：T =德玛斯= 500n。M = 500n。德玛斯 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载荷的大小有关。工作负荷越大，接触应力越大，点蚀发生前应力变化越小。那就是，缩短轴承的寿命（1）在输入轴深沟球轴承寿命计算；轴承代号：GB 276-89，等效荷载计算：轴不承受轴向力，所以它只能计算出径向力的等效荷载 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档机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三formstractor驾驶，因为不同角速度的传动齿轮，因此轴向滑动直齿轮变速，会在齿面产生影响，并与噪声，不仅使齿轮端面磨损和过早的损坏，而驾驶员的心理紧张。此外，直齿滑动齿轮换挡，长行程的移位是其缺点。因此，尽管这一转变模式具有结构简单、易于制造的优点，拆卸和维护工作，可以减少传输的旋转部分的转动惯量，但除了一挡，倒挡已很少使用。当齿轮与中间轴齿轮传动轴，第二常啮合状态，可以用来转移的方式移动齿轮组。在这个时候，不仅短行程的变化，同时由于啮合齿对冲击载荷下的换挡，并参与转变，所以他们没有过早损坏而无法消除移；司机的影响还需要熟练的操作技术。此外，由于增加了齿轮组和恒定啮合齿轮，传动部件的转动惯量增加。重型卡车之间的齿轮相对较小的角速度换档机构之间的连接差异很小，因此可以转移感觉强烈。换档齿轮组。与同步器、齿轮啮合套结构简单，使用寿命长，维护方便，能够降低制造成本和减少传输长度等优点。同步器的使用可确保快速，无冲击、无噪音的转变，技术，独立能力和操作从而提高拖拉机速度、燃油经济性和行驶安全性。它虽然结构复杂，制造精度高，轴向尺寸大，同步环（摩擦）寿命短，但应用仍较广泛，同步器齿轮组或换档，换挡时间比滑动齿轮行程短。为了方便操作，换成不同的齿轮行程位置应相同，如采用同步齿轮套或换档，很容易实现这一点。6.2 防脱挡措施齿轮自动变速器是主要故障之一。由于齿轮磨损、传动轴刚度和振动等原因，可能导致自动脱挡。为了解决这个问题，在这个过程中，采取有效措施，采取措施，在以下类型的结构：（1）两齿轮啮合位置错开，如图6-1所示。啮合时，啮合齿端多啮合齿轮约13mm。在两齿接触部分采用挤压和磨损，并在齿轮端形成肩部，防止齿轮自动脱落。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)联合齿面加工成斜面，形成后锥角(一般为2 3)，使配对齿面自动产生停止，块的轴向力，如图6-4所示，此解决方案应用较多。牙齿的齿面是设计和加工成一个台阶状的，它也具有防止自动清除的效果。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。在挂料过程中，如果杠杆推叉前后移动距离不够，则不会完全啮合齿轮齿宽，影响齿轮的使用寿命。甚至达到全啮合齿宽，可能是因为拖拉机振动导致齿轮轴向运动，缩短齿轮啮合长度。甚至完全脱离。为了防止这种情况发生，应设置自锁装置。3。如果拖拉机倒车错误，传动齿轮会受到很大的影响，从而损坏零件。如果拖拉机启动倒档，容易发生安全事故。因此，应该设置倒档锁第八章 结论我们的设计旨在改善这一方向，以使功率的传递达到更高水平的功率输出和稳定的速度。在设计中要从书本入手，根据拖拉机的特点进行分析，并进行集体讨论，确定各自的设计任务后开始。首先，搜索信息，搜索一个拖拉机传动的混凝土结构，其动态特性等各方面的信息作为参考来确定传动方案的选择和设计近似参数，更重要的是，有一个伟大的关系质量与生命的传输长度的设计方案，以确定与布局方案根据具体位置。测试结束后要对整个齿轮箱进行检查，主要用于齿轮、轴、花键和检查，这是相当麻烦的一步，但变速器是否合格都可以依靠生产。这也是最重要的一步参考文献 1 刘刚。拖拉机设计M.。北京：清华大学出版社，2001:158 200 2 张红欣。拖拉机设计M.。北京：中国机械出版社，1981:106 126 3 陈佳瑞。拖拉机施工，M，第二版。北京：中国机械出版社，2005:40 61 4 张文春。拖拉机理论M.。北京：中国机械出版社，2005:70 83 5 彭文胜，张志明，黄华亮。机械设计M.。北京：高等教育出版社，2002:96 138 6 董宝成。拖拉机底盘M.。北京：中国机械出版社，2004:32 81 7 陈欢江，XX双。运输英语M，北京：中国：机械工业出版社，2002 30 8 刘红文。简明材料力学M.。北京：高等教育出版社，1997:254 259 9 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