538 中央传动及转向离合器设计（全套CAD图+说明书+翻译）
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中央传动及转向离合器设计
摘要
中央传动用来增加传动系的传动比,以达到减速增扭的目的,通常还用来改变转矩的传递方向,使转矩从纵置的变速箱输出轴传递给横置的中央传动两侧输出轴。
中央传动应有适当的传动比,以保证拖拉机具有良好的牵引性与经济性;结构应紧凑,以减小后桥尺寸和和质量,保证后桥有足够的离地间隙；齿轮装置应有足够的承载能力和支承刚度,如系锥齿轮副,则还应便于调整。
中央传动的齿轮形式目前主要有圆柱齿轮和圆锥齿轮。圆柱齿轮结构简单,加工较容易,在传动时不致产生轴向力。但仅适用于采用横置变速箱的拖拉机。而圆锥齿轮应用则较为广泛。
履带拖拉机在行使过程中，需要经常改变行驶方向，这就需要有一套能够按照司机意志来改变或恢复拖拉机行驶方向的专设机构，它将司机踩下转向离合器踏板的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的转向系统。转向性能是保证车辆安全，减轻驾驶员劳动强度和提高作业效率的重要因素。
转向离合器转向系统由于构造简单，制造方便，维修容易，在拖拉机上广泛采用。它具有转向半径小，直线行驶性好等优点。但由于传递的转矩较大，只得采用多片式离合器，而多片式离合器分离彻底性比较差。这对转向离合器来说，除了使摩擦面的磨损略微增大外，对整机性能没有太大影响，不像主离合器分离不彻底会造成换档困难。
关键词：中央传动，转向离合器，锥齿轮，转向系统
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1 中央传动及转向离合器设计 摘要 中央传动用来增加传动系的传动比 ,以达到减速增扭的目的 ,通常还用来改变转矩的传递方向 ,使转矩从纵置的变速箱输出轴传递给横置的中央传动两侧输出轴。 中央传动应有适当的传动比 ,以保证拖拉机具有良好的牵引性与经济性 ;结构应紧凑 ,以减小后桥尺寸和和质量 ,保证后桥有足够的离地间隙；齿轮装置应有足够的承载能力和支承刚度 ,如系锥齿轮副 ,则还应便于调整。 中央传动的齿轮形式目前主要有圆柱齿轮和圆锥齿轮。圆柱齿轮结构简单 ,加工较容易 ,在传动时不致产生轴向力。但仅适用于采用横置变速箱的拖拉机。而圆 锥齿轮应用则较为广泛。 履带拖拉机在行使过程中，需要经常改变行驶方向，这就需要有一套能够按照司机意志来改变或恢复拖拉机行驶方向的专设机构，它将司机踩下转向离合器踏板的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的转向系统。转向性能是保证车辆安全，减轻驾驶员劳动强度和提高作业效率的重要因素。 转向离合器转向系统由于构造简单，制造方便，维修容易，在拖拉机上广泛采用。它具有转向半径小，直线行驶性好等优点。但由于传递的转矩较大，只得采用多片式离合器，而多片式离合器分离彻底性比较差。这对转向离合器来说，除了使摩擦面的磨损略微 增大外，对整机性能没有太大影响，不像主离合器分离不彻底会造成换档困难。 关键词 ：中央传动 ， 转向离合器 ， 锥齿轮 ， 转向系统 2 O to to to to to of to to to to to to to to to to to to of to to up is to a of he to if is to to is to be to to of in to to to be a of or to of to it to is to so is to of of in in on of to of is in to to of no to to be in to 目 录 第一章 前 言 1 第二章 中央传动及转向离合器概论 3 带拖拉机转向机构概述 3 央传动的概述 4 第三章 中央传动及转向离合器方案分析 5 向离合器方案分析 5 央传动方案分析 10 第四章 转向系统设计计算 14 旋锥齿轮的计算 14 向离合器设计计算 17 式制动器的设计计算 19 第五章 主要零件的强度校核与计算 21 旋锥齿轮的承载能力计算 21 强度计算 22 承寿命 计算 24 第六章 结 论 28 致 谢 29 参考文献 30 5 第一章 前 言 拖拉机的主要任务是用来拖带农机具进行各种田间作业（如翻地、播种、中耕等）；也可作为其他农业机械（如脱谷机、扬场机等）的动力；另外拖带拖车可进行运输作业。为适应农业生产中各项作业的需要，拖拉机分有履带式和轮式两种。 履带式拖拉机的特点是行走部分与地面的接触面积大，压强小，对土壤压实的作用小，而且不易打滑，可以在湿度较大的土壤上进行作业。一般履带式拖拉机的离地间隙小而功率大，适用于大面积的翻地、播种等主要农业作业。如东方 红 54 和 75 拖拉机。 拖拉机基本上是由发动机、传动装置、车架和行走装置、操纵装置、工作装置和电气设备等六部分组成。传动装置的功用是将发动机的动力传递给行走装置或其他工作装置；在驾驶员的操纵下，使拖拉机起步；停车；改变牵引力或行进方向，它包括离合器、变速箱、中央传动和最终传动等。如下图所示 。 图 1带拖拉机传动系简图 1离合器 2联轴节 3变速箱 4中央传动 5转向离合器 6制动器 7最终传动 8动力输出轴 本毕业设计说明书，主要讲述了最终传动的选择设计和方案分析。对最终传动的分类和 工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计，选择合适的机构和零件。这次设计是在以往所学基础和专业课程的基础上设计的，经过对比其他车型同类装置的设计方案，有选择的借鉴或创新来进行设计。 6 由于本书编写时间仓促，编者水平有限，难免有漏洞，诚恳的希望老师和同学批评指正。 7 第 二 章 中央传动及转向离合器概论 带拖拉机转向机构概述 履带拖拉机转向机构用来改变驱动力在两侧履带上的分配 (包括改变方向 ),造成转向力矩以实现拖拉机转向。 履带拖拉机转向机构可按不同特征分类 : （ 1） 按转 向时的速度分 1) 转向时平均速度不变 ,即对称面上的 A 点的速度和直线行使时速度相等 (如图 a 所示 ),所有差速器式转向机构 (单差速器、双差速器、差速器式双功率流转向机构 )都属于这一类。 快速侧 履带的纵向对称面 B 点 (如图 b 所示 )的速度等于 。 转向离合器、单级和多级行星式 (包括双功率流 )转向机构属于这一类。快速侧、慢速侧履带对称面上的 B、 C 点 (如图 c 所示 )的速度均低于 ,有些采用电传动的坦克即速车辆属于这一类。 图 2带拖拉机转向时速度的改变 1 外侧履带 2 外侧履带 (2) 按固定转向半径的大小和数目分 固定转向半径 ,是指两侧履带各按指定的速度转向时形成的转向半8 径 ,这里所谓的 “ 指定的 ” 是指可由人准确控制的、不包括驱动轮被切断动力后被机体推着前进的各种速度。 1) 具有一个固定的转向半径 R,R= 为轨距 ),转向离合器、单级行星转向机构属此。 2) 具有一个固定的转向半径 R,R 差速器属于此类。 3) 具有两个固定转向半径 ,其中一个等于 一个大于 速行星转向机构属此。 4) 变速箱 每换一个档 ,就有相应的固定转向半径。 5) 具有无级变化的转向半径。 (3)按功率流传递的方式 , 可分为单功率流 (发动机功率同时通过单一途径传给每侧驱动轮 )转向机构 ,和双功率流 (发动机同时通过两条途径传给每侧驱动轮 )转向机构。 从上面的分类看 ,转向机构种类繁多 ,履带拖拉机实际上广泛采用的是单功率流转向机构。例如 :转向离合器、双差速器、单级或双级行星机构。至于原地转向机构和两侧单独变速的转向机构也有采用。 除具有一般要求如结构简单可靠、操纵灵活、轻便、维修方便、使用寿命长等外 ,还应满足下面要求 : 拖拉机直线行驶稳 定性好。 转向时对发动机产生的附加载荷小。 尽可能保证拖拉机平顺而迅速地由直线运动过渡到给定直线半径的曲线运动。 最小最小半径应尽可能小。 转向机构在拖拉机后桥占有的横向尺寸应小。 拉机中央传动的概述 中央传动用来增加传动系的传动比 ,以达到减速增扭的目的 ,通常还用来改变转矩的传递方向 ,使转矩从纵置的变速箱输出轴传递给横置的中央传动两侧输出轴。 中央传动应有适当的传动比 ,以保证拖拉机具有良好的牵引性与经济性 ;结构应紧凑 ,以减小后桥尺寸和和质量 ,保证后桥有足够的离地间隙；齿轮装置应有足够的承 载能力和支承刚度 ,如系锥齿轮副 ,则还应便于调整。中央传动的齿轮形式目前主要有圆柱齿轮和圆锥齿轮。圆柱齿轮结构简单 ,加工较容易 ,在传动时不致产生轴向力。但仅适用于采用横置变速箱的拖拉机。而圆锥齿轮应用则较为广泛。 9 第 三 章 中央传动及转向离合器方案分析 向离合器方案分析 1 转向离合器多采用多片式摩擦离合器，靠摩擦表面的摩擦力来传递转矩。当分离某一侧的离合器时，就可以减小或切断该侧驱动轮所传转矩，使拖拉机转向。 1） 按摩擦表面的工作条件可分为干式和湿式两类 ,本方案根据参考车型采用干式。 2） 按压紧和 分离摩擦片的方式可分为： 弹簧压紧，杠杆 (或凸轮 )机构分离。 弹簧压紧，油压分离。 弹簧、油压压紧，油压分离。 油压压紧，油压分离。 转向离合器由于机构简单，制造方便，在拖拉机广泛采用。它具有转向半径小 (，直线行驶性好等优点。但由于传递的转矩较大，只得采用多片式离合器，而多片式离合器分离彻底性比较差。这对转向离合器来说，除了使摩擦面的磨损略微增大外，对整机性能没有太大影响，不像主离合器分离不彻底会造成换档困难。 履带拖拉机在后桥中常见的几 种布置方案 ,图 3a） 中后桥壳安装在锥轴承处的隔板是上下对分的 ,拆卸转向离合器时 ,不需要拆履带和最终传动 ,但每次装拆需要新调整中央传动齿轮副 中央传动的润滑油易漏到转向离合器处 ,使摩擦表面易受油液沾污 ,而且这种带活动隔板的后桥壳体 ,大大降低了壳体本身的刚度。另外各部件的正确位置也受到影响。 图 3b） 所 示结构，在拆卸转向离合器时，必需先拆下履带和最终传动，然后从后桥壳体的两侧取出转向离合器，而中央传动锥齿轮副保持原来啮合状态不须调整。这种结构由于装配上不方便，只在少 数中、小拖拉机上采用。 10 图 3带拖拉机的转向离合器的布置方案 1中央传动 2转向离合器 图 3c） 所 示结构，在拆卸转向离合器时，只须拆卸联接各轴的法兰盘，比较方便，中央传动锥齿轮副的啮合可不受破坏，也不需要拆卸履带和最终传动。可是为了保证各根轴的同心度制动工艺要求高。 图 3d） 所 示结构，转向离合器放在后桥壳体外面，拆卸时比较方便；也为轮履通用拖拉机结构的布置，提高了便利条件，但是由于它未装在壳体中，容易被 泥水沾污。而且这种结构布置的最终传动靠近中部，不能起提高地隙的作用。 11 图 3向离合器的布置方案 3最终传动 4后桥壳 2 制动器 履带拖拉机的制动器按其功用不同可分为两种，一种是停车制动器，用来使拖拉机在斜坡上停车，和在行驶中减速，并可单边制动以帮助转向，拖拉机工作时，它经常处于松开状态。另一类是作为转向机构（例如行星转向机构制动器）的一个部件，拖拉机工作时，它经常处于拉紧状态。 12 图 3式制动器简图 a）单端拉紧式 b）双端拉紧式 c）浮式 履带拖拉机广泛采用带式制动器，主要是由于其结构简单，便于结构布置。其缺点是所需操纵力较大，结构尺寸大，而且制动带各部 分磨损不均匀，散热情况较差。 带式制动器可分为单端拉紧带式制动器、双端拉紧带式制动器和浮式制动器 3 种。 如图 3示 。 a:单端拉紧带式制动器 这种制动器的一端固定，另一端和操纵机构相连。是紧端还是松端，决定于制动鼓的旋转方向。设计时，应将制动踏板同拖拉机前进时制动带为松端的一端相连，以减少操纵力，制动鼓带的摩擦力加大了操纵力的效果，称为增力作用。这种结构的缺点是制动不够平顺；而当拖拉机倒退时，所需操纵力是前进时的 倍。 b:双端拉紧带式制动器 这种制动器的特点是，制动力与制动鼓旋转 方向关系不大，而且制动比较平顺，其操纵力虽比图示的拉紧松端时大，却比拉紧紧端时小；常用于中、小型履带拖拉机。 c:浮式制动器 该结构实际上是拉紧端和固定端可以互相改变的单端拉紧带式制动器，能使操纵踏板始终与制动带松端相连。不论拖拉机前进还是倒退，操纵力小，但结构和调整较复杂，适用于需经常倒驶的较大功率的履带拖拉机。 13 单端拉紧 制动器机构图如 下 : 图 3单端拉紧式带式制动器 1制动带 2制动鼓 3弹簧 4拉杆 5上曲臂 6连接板 7弹簧 如图所示的行星机构制动器中，两边共用一个居中布置的 弹簧 6，用来拉紧行星机构的制动器，该弹簧经过横梁 4 将压力传给双杠杆 5。制动带和鼓之间的间隙用螺母 11 来调整。 14 图 3有居中布置弹簧的行星转向机构制动器 1停车制动器杠杆 2 凸轮叉杠杆 3凸轮 4横梁 5双杠杆 6中央弹簧 7推杆 8制动杠杆 9制动杠杆支承 10顶杆叉 11调整螺母 12拨叉 央传动的方案分析 中央传动在安装时需要调整锥齿轮副的接触印痕和齿侧隙，另外还需要调整锥轴承的预紧度。因此，在设计时应考虑采用方便而可靠的调整方法和15 装置。圆锥滚子轴承由于接触角 较小，因此当锥轴承中有少量磨损时，就会产生较大的轴承游隙，从而影响锥轴承的正常运转和锥齿轮的正确啮合。为此必须加以调整。装配时往往使圆锥滚子轴承带有预紧度。所谓预紧，就是在安装时用某种方法使轴承中产生并保持一定的预加轴向力，以消除轴承中的游隙，并在滚动体和内、外圆接触处产生初始弹性变形。这样就使预紧后的轴承在受到外载荷时，其内、外圆的径向与轴向相对移动量都会比未预紧的轴承大大减小，从而提高了支承的轴向刚度，但预紧力过大时，却会增加轴承中的摩擦力矩、降低传动效率、缩短轴承寿命，甚至还会导致轴承发热而引起损坏 等。预紧力通常可按锥齿轮所受最大轴向力的 40%来选取。由于这个预紧力较难测量，因此有些拖拉机根据实验结构，规定了预紧后转动小锥齿轮轴时所需克服 的摩擦力矩（通常均为 1 3间接控制预紧度。 图 3央传动的调整 装置 16 图 3央传动的调整 装置 1调整螺母 2锁片 3调整垫片 4锥齿轮 锥齿轮副的正确啮合，理论上就是要保证两个锥齿轮的节锥母线重合，两个锥顶交在两轴线的交点上。由于受制造和装配误差及使用因素等的影响，在使用中往往不能达到理论上的要求，不能使齿轮副保持正确啮合，从而产生噪声 大、磨损快、齿面剥落、轮齿折断等现象。通常采用调整锥齿轮副，使具有良好的齿面接触印痕和适当的齿侧隙的方法来保证锥齿轮的正确相对位置。接触印痕正常与否影响锥齿轮的传动平稳性、噪声和使用寿命。在使用中，由于齿面磨损使轮齿磨薄而增大了齿侧隙，这是正常现象，一般不需要重新调整，以免反而影响正常的接触印痕。主、从动锥齿轮应能沿各自轴线进行轴向位置的移动进行调整。 中央传动调整时，应先调整锥轴承的安装预紧度，然后调整锥齿轮的啮合（以接触印痕为主，兼顾齿侧隙）。一般应先调整主动锥齿轮的支承，后调整从动锥齿轮的支承。调整通 常采用在两侧轴承座处改变调整片组厚度的方法，或拧转调整螺母改变轴承座的轴向位置，再用锁片加以锁紧的方法。（图33央传动的润滑 中央从动锥齿轮和轴承都靠从动箱中润滑油进行飞溅润滑。一般用馏分型齿轮齿轮油或液压、传动、制动通用油。 17 图 3央传动的锥齿轮的润滑 a） 主 动锥齿轮的支承 b）从动锥齿轮的支承 1进油口 2回油口 18 第四 章 中央传动及转向离合器的设计计算 旋锥齿轮的设计计算 在中央传动螺旋锥齿轮中目前采用下列两种齿轮标准 :美国的格里森制 (齿锥齿轮 ,瑞士的奥利康制 (线锥齿轮。在本方案中采用前者。 （ 1） 锥齿轮基本参数的选择 1) 大锥轮分度圆直径2d（ 大端端面模数tm(型的数据 ,按下式进行初步选择 :与外锥距eR(参考现有机型 : 2d= = 式中 从动大锥齿轮的名义计算转矩 ( 分别直径系数 ,模数系数和锥距系数 式中 =T =22, =12,代入公式计算得 , 2d=) 齿数 与 可根据设计要求的中央传动比 由 = 计算所得 其 中 =3, =14,得 =43,此时 = / =) 齿宽 齿宽 b 一般不超过 10 , 取 b=46) 法向齿形角 格里森制推荐采用 = 5)中点螺旋角 与螺旋方向 122 5 5 / 3 3 . 7 6m 取 35 19 螺旋方向 :小锥齿轮取左旋齿 ,大锥齿轮取右旋齿 6)顶锥角a与根锥角f计算公式如下 1 1 2 =90 2f2 2 1 =90 1f而 2f=1a; 1f= 2a式中 1，2 分别是小锥齿轮与大锥齿轮的分锥角 （ 2） 锥齿轮几何参数的计算 表 4弧齿锥齿轮几何参数计算表 序号 参数 符号 计算公式及选择方法 结果 1 齿数 根据传动比 进行初选 14 43 2 传动比 zi z z 法向齿形角 n通常取 20 20 4 中点螺旋角 m 预选 35 5 大端端面模数(7 6 螺旋方向 小 左 大 右 7 分 度圆直径(1m z98 2m z301 8 外锥距 5m z z 齿宽 (b 按 0 0 选 46 10 刀具齿顶高系数 *01 顶隙系数 *c 查表 2 工作高度 ,h ,h =2 *0ah 0 13 全齿高 h h = ,h + * 4 径向变位系数 15 切向变位系数 16 齿顶高 11 1 2()a a t ah h h m h h 2 2 2()a a t a th h x m h m 7 齿根高 1h hh h8 分锥角 1112z 2221z 19 齿根角 1f11 a rc ta n 2f22 a rc ta n 20 齿顶角 1a122a2121 根锥角 1a1 1 1 2a2 2 2 22 齿顶圆直径 1 1 12 c o d h 2 22 c o d h 3 冠顶距 1 1 10 . 5 s i d h 2 20 . 5 s i d h 4 刀片刀号 N 选取标准刀号 N 81225 中点螺旋角 m1220a r c s i 21 26 纵向重合度的检验 推荐采用 7 法向侧隙 查表 8 刀盘名义直径(03048 向机构的设计计算 1 计算转矩的确定 0 . 5g 式中 拉机的使用质量 3500g ： 拖 拉机的附着系数 动力半径 0 1 4 8 最终传动传动比 m： 最终传动效率 q： 履带驱动段效率 代入 得 8 7 3 m2 转向离合器的计算 1) 储备系数 的选择 根据附着条件考虑 ,计算时取 2 4 2) 摩擦面内 、 外径及摩擦面对数的选择 摩擦衬面外径2D(参考经验公式初选 32 T 式中 径系数， 取 48代入 得 2 2 5 2 6D m m取 2 260D 擦衬面内径 12( 0 . 6 0 . 7 ) 120 . 7 5 1 9 6D D m m根据参考车型 ，初取 6 片摩擦片 ,即 12n 3) 最大摩擦转矩 3321m a x 22212 2 6 2 1 . 9 4 n F N 22 4) 压紧力 m a 3 8 . 8 323 5) 单位压力 22214 1 1 0 8 2 0 0 . 1 1 0 8 P a M P 0 . 2 5 0 . 3p M P a6) 压紧弹簧的计算 根据参考车型 ,初选圆柱螺旋弹簧作为压紧弹簧。离合器分离彻底时 ,弹簧变形量最大 ,其剪切应力也最大 ,可按下式计算 : 式中 簧中径 (, 32PD mmd ： 弹簧钢丝中径 (, 5d K ： 弹簧的曲度系数， 4 1 0 . 6 1 541Cd 代入 得 弹簧刚度 k 为 430 /8 m 中 G ：钢的剪切弹性模量 , 48 0G M P a 0n：弹簧的有效工作圈数 按 0 / 即 s F解之得 2 3 . 5 8 2 4 4 0k 取 35k 代入 得 40 3 5 . 5 8 6 68 430 3 2 . 5 88 0 1 5 6 . 3 8 4F n k s N 代入式 0038 D 6 0 0 8 0 0 M P a 弹簧总圈数 8n 23 弹簧自由高度 00 1 . 5 0 1 8 4 . 3H p n m m 其中 20 . 2 8 0 . 5 0 . 4 1 2 . 8 5 . 1 2 试验高度 2 70H 实际 0 0 2 4 6 4 . 8 9 4F H H k N 0 2 7 9 5 . 3 6 4F Z F N 7) 反验储备系数 3321m a x 22212 2 8 8 6 . 8 7 n F N 修正系数 11121 式中 代入得 则 实际储备系数 m a x 2 . 1 4 7 式制动器的计算 (1) 制动力矩的确定 1) 制动时不带载荷急剧转向的情况 4s c dT im g L 2) 斜坡停车的情况 s i n c o g f 3) 式中 1 0 1 4 8 0 . 0 6 . 0 . 0 8 0 . 0 7f 20 代入数值 1 m取其中较大值 (2) 制动带两端受力分析及制动力矩 1) 根据欧拉公式制动带两端的力有下列关系 12s s e2) 制动力矩 24 12TM s s R 二式联立得 1211式中 150R 2 7 0 4 代入得 123 9 0 9 7 0 3(3) 主要参数选择 最大单位压力 1m a x 0 . 8 P 取 80b 则 0 6p M 单位滑摩功率 m a x 1 . 0 8 1N P v M P a 式中 25 第五 章 主要零件的强度计算 齿轮的承载 能力计算 1) 计算接触应力H 0H H A V H K K 式中0H 计算应力的基本值 2011 B E Km e HF Z Z Z Zd b u 其中 1 0 5 0 7Z 代入 得 H=许用接触应力 l i mm i L V R Z 其中 1650对于小齿轮 1 1 4 1 4 . 6 P a 对于大齿轮 2 1 4 2 9 . 8 P a 取较小值 则 H触疲劳强度符合要求 2) 计算轮齿齿根弯曲应力F0F F A V F K K 式中 0F 计算齿根弯曲应力基本值 , 0 a s a m Y Y Y 对 于 小 齿 轮 1 . 6 51 1 1 1 26 代入 得 1 5 2 7 . 6 4 3F M P a 对于大齿轮 1 . 6 51 1 2 2 代入 得 2 4 6 8 . 9 4 8F M P a 许用齿根应力FPl i mm i r e l T R r e l T Y 式中 li m 425F M P a 对于小齿轮 211代入 得 1 9 0 6 . 7 5 P a 对于大齿轮 211代入 得 2 9 0 6 . 7 5 P a 则 1 5 2 7 . 6 4 3F M P a 1 9 0 6 . 7 5 P a 2 4 6 8 . 9 4 8F M P a 2 9 0 6 . 7 5 P a 满足齿根弯曲应力要求 的校核 （ 1） 轴的刚度校核 轴在垂直面内挠度 2213c F a 轴在水平面内挠度 2223c F a 转角 1 ()3F ab b L 式中 1F:齿轮齿宽中间平面上的径向力 ,1F=2F:齿轮齿宽中间平面上的圆周力 , E：弹性模量52 0 PI:惯性矩 4对于实心轴 464= 47064d 为轴的直径 键处按平均直径计算。 a 、 b 为齿轮上的作用力距支座 A、 B 的距离 ,a=45mm,b=1207 L 为支座间的距离 ,L=165的全挠度 22 0 . 2f f m m 入 得 22 221451 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 0 . 0 0 3 2 4703 3 2 . 1 1 0 1 6 564cF a bf m L 22 2 2 2 22453 4 8 6 . 1 5 1 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 0 . 0 0 3 3 5703 3 2 . 1 1 0 1 6 564cF a bf m L 1451 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 7 5 0 . 0 0 0 0 4 5703 3 2 . 1 1 0 1 6 564F a b b a r a L 2） 轴的强度校核 332 式中 2 2 2c s M T , d 为轴的直径 (, W 为抗弯截面系数(m ) 垂直面：112 d 2 2 4 9 9 3 0 6 . 2 4 3 t a n 2 0 6 0 4 4 . 3 4301 N 。 水平面：112d 28 2 2 4 9 9 3 0 6 . 3 4 4301 2 2( 1 6 6 0 6 . 1 1 6 5 ) ( 6 0 4 4 . 3 4 1 6 5 ) 2 4 9 9 3 0 6 . 2 4 3 3 8 4 0 4 1 7 . 5 1 9M N m m 代入得 332 1 1 4 . 1 0 5M M P =400 满足要求 ,合格 承寿命计算 锥齿轮上的径向力 1 1 12 2 2t a n c o s s i n s i n 3 4 8 6 . 1 5c o st a n c o s s i n s i n 1 3 6 1 3 . 4 7c o r n r n 锥齿轮上的轴向力 2 2 22 1 1t a n s i n s i n c o s 3 4 8 6 . 1 5c o st a n s i n s i n c o s 1 3 6 1 3 . 1 5c o a n a n 轴承上的径向力 222 2 22 2 21 3 3 5 2 . 1 41 1 5 5 7 2 . 3 5 7r a m t m r m a mr b m t m r m a c F c F r b F c F r 29 图 5 1 受力示意图 轴承 a 承受全部轴向载荷 即 2 7 0 8 4 . 8 4 3a a m a a F N 式中 派生轴向力 0 .4 轴向载荷系数 轴承寿命 106 31060 1 对于右轴承 轴承内径 d=65 (轴承外径 D=100 (轴承宽 度 B= (基本额定动载荷 C=82800 (N) 基本额定静载荷 28000 (N) 极限转速 (脂 ) 600 (r/极限转速 (油 ) 500 (r/轴承 1 径向支反力 100 (N) 轴承 1 轴向支反力 658 (N) 轴承 2 径向支反力 10 (N) 轴承 2 轴向支反力 N) 30 判断系数 e=向载荷系数 X=1 轴向载荷系数 Y=0 接触角 a=10 (度 ) 负荷系数 量 动载荷 N) 当量动载荷 10 (N) 当量动载荷 P=N) 当量动载荷 N) 轴承工作温度 T=120 ( ) 温度系数 可靠性修正系数 材料修正系数 运转条件修正系数 额定动载荷计算值 C=N) 轴承寿命 4903 (h) 验算结果 合格 2 对于左轴承 径向力 N) 轴向力 N) 圆周力 (N) 轴颈直径 5 (转速 n=r/可靠性 S=90 (%) 轴承类型 圆锥滚子轴承 轴承型号 32013 基本额定动载荷 C=82800 (N) 基本额定静载荷 28000 (N) 极限转速 (脂 ) 600 (r/极限转速 (油 ) 500 (r/轴承 1 径向支反力 100 (N) 轴承 1 轴向支反力 658 (N) 轴承 2 径向支反力 10 (N) 轴承 2 轴向支反力 N) 31 判断系数 e=向载荷系数 X=向载荷系数 Y=触角 a=10 (度 ) 负荷系数 量动载荷 N) 当量动载荷 10 (N) 当量动载荷 P=N) 当量动载荷 N) 轴承工作温度 T=120 ( ) 温度系数 可靠性修正系数 材料修正系数 运转条件修正系数 额定动载荷计算值 C=N) 轴承寿命 4717 (h) 验算结果 合格 32 第六章 结 论 十几周的毕业设计很快就要结束了，毕业设计是我们理论联系实际的一次演习，也是我们走上工作岗位的前奏。在这一段时间里，我们学到了许多在书本上学不到的东西，特别是陈凤涛老师的指导更是让我们收益匪浅。在设计的过程中陈老师放弃了很多宝贵的时间，和我们分析方案，指导我们设计。真的非常感谢他。 通过设计计算与方案分析和选择 ,我所设计的 352履带拖拉机中央传动和转向离合器能够满足毕业设计任务书的要求 ,能够满足强度要求和使用要求 。基本能够达到结构简单实用 ,便于生产 制造和使用。 其实设计也是考验一个人意志的手段，没有一定的耐心，想完全投入并做的非常优秀是不可能的。我们组的同学在这方面做的非常好。大家的设计态度都非常好，并且都有良好的合作精神，使我们的设计得以顺利完成。 这次设计还使我学到了不少电脑知识，不仅巩固了我们学过的图知识，并且我现在能熟练的应用 写文档。还学到了一些其他的软件操作知识，在电脑应用领域开阔了眼界。 尽管设计的结果并不完美，但我仍然很欣慰，因为这毕竟是自己花几个月的心血完成的。当然，在以后的工作中我会尽 力避免以前设计的不足之处。继续发挥设计中的可取之处。 最后我要再次感谢指导老师和帮助过我的同学们。 33 致 谢 十几周的毕业设计在紧张而忙碌的气氛中很快就过去了，回想这一段时间的生活我颇有感慨。毕业设计任务是相当艰巨的，我们在设计的过程中也付出了很大努力。 作为一个将要毕业的大学生，忙点累点没关系。只要能将四年所学的知识应用于实际，我们也就知足了。细想一下我们就会发现，毕业设计是非常重要的，经过这样一次练兵，我们会发现自己自身存在的许多不足之处以及相互合作在工作中的重要性。 在此 我要特别提到我的指导老师陈凤涛老师。陈老师在整个设计过程中，孜孜不倦地为我们答疑解惑，耐心地辅导我们，纠正我们设计中的错误。他对我们要求都很严格，这是我们毕业设计能够顺利完成的保证。他治学严谨的做风令我终身难忘。同时我还感谢同组的同学，多谢他们的积极配合。还要感谢那些 我的母校以及所有的老师和同学 ,是他们让我学到了知识 ,让我学会如何为人处事。谢谢了 ! 设计结束了，但由于经验不足，加之能力有限，设计中一定存在很多不足之处，恳请各位指导老师给予指正。 34 参考文献 1 王望予 北京：机械工业出版社 , 2 臧杰 , 阎岩 下册 北京：机械工业出版社 , 3 张文春 北京：机械工业出版社 , 4 甘永立 上海：上海科学技术出版社 , 5 辽宁省农业机械化学校拖拉机构造北京 :机械工业出版社 , 6 王昆 何小柏 北京：高等教育出版社 , 1996 7 吉林工业大学拖拉机考研室 下册 北京：机械工业出版社 , 8 苏 李沃夫斯基 北京 ：中国农业机械出版社 , 9 濮良贵 纪名刚 第七版 北京：高等教育出版社 , 2001 10 孙桓 陈作模 第六版 北京：高等教育出版社 , 11 第一机械工业部机械研究院农业机械研究所 北京：机械工业出版 , 12 文九巴 北京：机械工业出版社 , 13 侯洪生 北京：科学出版社 , 2001 14 刘鸿义 北京：高等教育出版社 , 1997 15 徐灏 计手册 械工业出版社 , 1991 35 电力机车简介 机车是为列车提供驱动力，而自身并没 有效 装载能力的车辆；他的唯一目标 是 沿着轨道 牵引列车。通常自带动力的车辆不被视为机车，在客运方面自带动力的车辆用得越来越 普遍，但是很少用在货运。自带驱动力的 车辆以驱动列车的车辆， 通常它们 不视为 机车，因为它们具有 有效装载能力，并且很少从列车上摘挂 ， 它们称之为 动车。 毕 业 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书 （指导老师填表） 填表时间： 2007 年 3 月 6 日 教研所（教研室）主任签字： 07 年 3 月 7 日 学生姓名 丁亚东 专业 班级 车辆 032 指导老师 陈凤涛 课题类型 工程设计 设计（论文）题目 352 履带拖拉机中央传动及转向离合器 设计 主要研 究课题 主要研究 352 履带拖拉机中央传动及转向离合器 基本结构与设计方法。参照国内外拖拉机 中央传动及转向离合器 的基本参数，查阅有关资料，完成 352 履带拖拉机 中央传动及转向离合器 的性能计算与基本结构设计。 主要技 术指标 （或研究 目标） 352 履带拖拉机的基本参数：发动机功率 动机转速 2000r/机速度范围 2 10Km/h，整机使用重量 带板节距 125 完成 中央传动及转向离合器的 设计计算，绘制 中央传动及转向离合器 装配图，完成总和不少于 3张零号 图纸的结构设计图、装配图和零件图，其中应包括计算机绘制的具有中等难度的 1 号图纸一张以上。 按要求格式独立撰写不少于 12000 字的设计说明书，全部用计算机打印（编排要求到河南科技大学网站查：毕业设计说明书（论文）的格式规定 ），查阅与课题相关的文献资料 15 篇以上，应有中英文摘要，独立完成 10000 以上印刷符号的外语译文。 进度计划 （ 5 周） 调研，搜集、分析资料； （ 6 周） 全组集体讨论，制定、确定总体方案； （ 7） 完成主要总图设计； （ 11） 完成零、部件图设计说明书； （ 15 周） 整理图纸及全部设计文件，最后交卷； （ 16 周） 审核、互审评阅设计； （ 17 周） 答辩，评定成绩。 主要参 考文献 拖拉机构造 ； 拖拉机理论； 拖拉机设计； 拖拉机设计手册； 有关拖拉机行业杂志、网站。 机械零件设计手册 is a a as in is in a at of in of in a is of it is to it is to s of it is to it a of of do be as be At or he is an or a of is to of as as in is on on of by a 837 by in to ,000 or In an at of 0th of in by In K in it to in up on up to be is a in a he a 990 ba a GV a h (320 on in 50v 500v); 500v); 3000 v), be C 025). in a of to so a C a C) C AC be or DC or by of a AC to be C DC be up to a in by of C C is be as a is is a it by C in of a to a in to to in to C, on A of to or to on or in or be on as to in C be C C on he by is on or is of a to up as is C n is of to is a or C on or is to as of CB is in K is on to or C to be C it is a C is C it is an in S is To a is an to at by an C at 00 DC on It is to C to by it C C C. on to C to or C in a to or It is to is It is by a or It is to so it as a s in of to or to or on to at a of On a by an C of 00 by an A of is to C C. A at or on in of by on is a by by of a to or up a to by of in on An C to be on 备布置和通风系统设计 of 河 南 科 技 大 学 毕 业 设 计（论 文） 题目 352 履带拖拉机中央传动及转向离合器 设计 姓 名 丁 亚东 院 系 车 动 学 院 专 业 车 辆 工 程 指导教师 陈 凤 涛 2007 年 5 月 15 日 毕业设计（论文）包含内容及装订顺序 1. 毕业设计（论文）任务书 2. 中英文摘要（含关键词） 3. 目录 4. 前言 5. 正文 6. 结论 7. 参考文献 8. 致谢 9. 附录 10. 外文资料译文 河南科技大学毕业设计（论文）开题报告 （学生填表） 院系： 车辆与动力工程学院 07 年 4 月 10 日 课题名称 352 履带拖拉机 中央传动及转向离合器设计 学生姓名 丁亚东 专业班级 车辆 032 班 课题类型 工程设计 指导教师 陈凤涛 职称
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