539 352履带拖拉机－单级最终传动装置设计（全套CAD图+说明书+翻译）
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终传动装置设计
摘要
履带式拖拉机能够正常行驶，拖拉机驱动轮需要足够的驱动力。这就需要一套能够增加传动系的传动比的专署机构。它将进一步降低驱动轮转速，从而提高驱动轮的转矩，这就是所谓的最终传动。同时履带式拖拉机的最终传动还用来提高后桥的离地间隙。所以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；齿轮要具有较高的支承刚度；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。
外置式外啮合圆柱齿轮最终传动，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持可以布置成简支梁式，对提高支撑刚度有利。主动轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。
最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋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，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆锥齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽和较少的齿数。为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴中心线的平行度。
关键词：主动齿轮，最终传动，直齿，保护板
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1 终传动装置设计 摘要 履带式拖拉机 能够正常行驶，拖拉机驱动轮需要足够的驱动力。这就需要一套能够增加传动系的传动比的专署机构。它将进一步降低驱动轮转速，从而提高驱动轮的转矩，这就是所谓的最终传动。同时履带式拖拉机的最终传动还用来提高后桥的离地间隙。所以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；齿轮要具有较高的支承刚度；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。 外置式外啮合圆柱齿轮最终传动，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持可以布置成简支梁式，对提 高支撑刚度有利。主动轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。 最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋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，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆锥齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽和较少的齿数。为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴中心线的平行度。 关键词 ：主动齿轮，最终传动，直齿，保护板 2 be to a to a of to to is of It to a to be is of to At of to to to a to to an to to of to in in a up to is of a of is by It is to to to to is by a of a of t be of to to to to of 3 符 号 说 明 C 基本额定动载荷 基本额定静载荷 径向力 轴向力 圆周力 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 轴承寿命 n 转速 抗弯强度重合度系数 抗弯强度螺旋角系数 抗弯强度重合、螺旋角系数 节点区域系数 材料的弹性系数 接触强度重合度系数 接触强度螺旋角系数 重合、螺旋角系数 接触疲劳寿命系数 接触强度尺寸系数 4 目 录 第一章 前言 . .二章 传动系统概述 .三章 最终传动概述 . 终传动装置的功用和要求 . . 最终传动的分类、结构分析及评价 . 啮合圆柱齿轮最终传动 . 啮合 圆柱齿轮最终传动 . 星齿轮最终传动 . 最终传动的传动方案及结构简图 .四章 总体设计 . 械式传动系统总传动比及各部件传动比的确定 . 动系的总传动比 . 传动比在 各部件间的分配 .五章 最终传动装置设计 . 终传动装置主要参数的选择 . 最终传动装置强度校核 . 轮强度校核 . 9 承寿命校核 . 强度校核 . 栓强度校核 .六章 结论 . .考文献 .谢 . .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。 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。 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。 6 第二章 动系概述 传动系使拖拉机底盘的重要组成部分。它的具体任务是：增扭减速、变扭变速、切断动力和平顺接合动力、改变动力旋转方向、改变动力旋转平面等。拖拉机的传动系由机械式和液压式两大类，目前普遍采用机械式传动系。 轮式拖拉机的传动系组成，它包括离合器、变速箱、中央传动、最终传动四个部分。通常将中央传动、最终传动和位于同一壳体内的差速器合称为后桥。离合器接合时，发动机动力便从离合器经变速箱的挂档齿轮副传给中央传动，然后由中央传动大锥齿轮将动力经差速 器分配给两边的最终传动，最后传给驱动轮。离合器分离时，动力就切断。 履带拖拉机的传动系组成，其传动线路与轮式拖拉机基本相同。主要差别在于后桥中没有差速器，而在中央传动与最终传动之间装有左、右两个转向机构。如下图所示： 图 2拉机传动系统示意图 根据传动系的功用、生产和使用等方面的情况，对它提出下列基本要求： 1. 零件要有足够的强度和刚度； 2. 零件工作表面要有足够的耐磨性，需要润滑的表面要保证良好润滑； 3. 要有较高的传动效率，尽可能减小传动损失； 4. 结构尽可能简单，操作、装拆和维修要方便。 7 第三章 最终传 动概述 最终传动是传动系中最后一级增扭减速机构。通常它的传动比比较大，以减轻变速箱、中央传动等传动件的受力，减小它们的结构尺寸。最终传动大多采用直齿圆柱齿轮，材料多数采用 22 18传动型式上用得较多的是外啮合齿轮式传动，也有采用行星齿轮式传动的。 终传动的功用和要求 最终传动的主要任务是再进一步增扭减速。为了满足拖拉机的工作要求，所需要的传动比是很大的。例如拖拉机作农田耕作时，需将发动机的扭矩增大数十倍，乃至一百倍，即使作高速运输作业，也需将发动机的转速降低二十多倍。显 然，仅仅靠变速箱和中央传动来实现这样大的传动比是不够合理的。实际上一般拖拉机的传动系都实行多级增扭减速，即变速箱、中央传动和最终传动都分担着增扭减速的任务，整个传动系的传动比等于三者传动比的乘积。也有个别拖拉机不设最终传动，这样就必须增加变速箱和中央传动的传动比，以满足增扭减速的要求。 对最终传动的要求是： 要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。 终传动的分类、结构分析及评价 最终传动按 其传动形式分为： 外啮合圆柱齿轮最终传动内啮合圆柱齿轮最终传动行星齿轮最终传动。 啮合圆柱齿轮最终传动 按其结构布置分为外置式和内置式两种。 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 8 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，对提高支撑刚度有利。主动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。这种结构节省了最终传动的单独壳体。农艺离地间隙取 决于轮胎半径和半轴壳半径。道路离地间隙一般比较小。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。从动齿轮轴审查壳体外较长，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。 啮合圆柱齿轮最终传动 某些轮式拖拉机在设计时，要求较高的地隙和较大的传动比。在轮辋直径较小，布置不下外啮合圆柱齿轮，而采用行星传动不能抬高地隙的情况下，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地啮合。所以这种最终传动只在个别小型拖拉机上采用。 星齿轮最终传动 行星齿轮最终传动结构紧凑，能获得较大传动比，但不能用来提高离地间隙。其结构布置有靠近车轮的、靠近后桥壳体的和无专设驱动轴的三种。行星齿轮最终传动结构比较紧凑，它可在较小的外廓尺寸下获得较大的传动比，又因它有三个行星齿轮沿圆周均布同时传力，故轮齿上所受的作用力较小，工作寿命较长。此外，行星齿轮机构的主动轴和从动轴可以在同一轴线上，这样可以降低拖拉机的重心，提高拖拉 机的稳定性。这种传动型式适用于把最终传动布置在靠近驱动轮的位置。但行星齿轮机构的齿轮数较多，故制造成本较高。 终传动的传动方案及机构简图 本次设计的 352 履带式拖拉机主要用来进行田间耕种，工作条件恶劣。参照国内外拖拉机最终传动装置的基本参数： 9 表 3内外拖拉机型号及设计参数 由上分析本次设计选择外置式外啮合圆柱齿轮传动，其结构简单且便于维修。机构简图如下 图 3置式外啮合圆柱齿轮传动机构简图 图 3 1 为驱动轮， 2 为主动齿轮， 3 为从动齿轮。 10 第四章 总体设计 由任务书可知 ：发动机标定转速 2000 r/定功率 =其标定转矩为 9550 / =9550000 械式传动系统总传动比及各部件传动比的确定 动系的总传动比 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。拖拉机某挡（ j 挡）的总传动比 按下式计算： 0 . 3 7 7b di jv （ 4 式中： 发动机标定转速（ r/ 驱动轮动力半径（ m） 拖拉机某挡 (j 挡 )理论工作速度 (km/h) 驱动轮节圆直径 ( 180s i （ 4 式中：节距 t 125数 z 12。 结果： 2000 r/ 2 km/h， 10km/h 所以总传动比 11 总传动比在各部件间的分配 传动系的总传动比 一般是由变速器传动比 、中央传动传动比 、最终传动传动比 组成。其一般表达式为： = 根据相关设计手册及工作经验。 变速器的传动比可以按下式初算： 即 的范围是 外啮合圆柱齿轮最终传动 的传动比 中央传动锥齿轮的传动比 可由下式确定： ii （ 4 分配各部件的 传动比： 112 第五章 最终传动设计 终传动装置主要参数的选择 最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋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，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆柱齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽 b 和较少的齿数 常主动齿轮齿数 于 12别少到 9。齿宽 b 和 模数 m 之比一般为8了保证大齿轮的齿宽能全部参加啮合及提高小齿轮的弯曲承载能力，小齿轮的齿宽一般略大于大齿轮。齿宽不宜过大，否则在支承刚度不足的情况下，往往造成齿轮因局部偏载而损坏。所以，齿轮的支承刚度对齿轮的寿命影响极大。 为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴心线的平行度。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。具体措施是： 1） 改善支承刚度：将悬臂支承改为简支梁支承；采用刚度较大的滚子轴承代替球轴承；轴承直接安装载壳体 上，避免安装在和壳体有径向间隙的中间零件上。 2） 提高两齿轮轴线平行度：设计时应尽量使四个轴承孔在同一壳体上，便于在一次镗孔中完成加工；对于履带拖拉机，由于驱动轮受力严重，冲击频繁，这些力如传给最终传动壳体，易于导致壳体（尤其是壳体和后桥联接处）损坏。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，传给后桥壳体。这就是最终传动壳体只有局部承受小齿轮上的力，大部分壳体只起到防护罩作用。现有的一些拖拉机，此轴的刚度仍属不够，常因履带卡入石块或土石方作业负荷过大而变形，影响齿轮啮合。另外在这种结 构中，两轴的相对位置受多个加工、安装环节的尺寸链的影响，轴线的平行度不易达到高要求；为了既保证齿轮轴线的平行度，又能改善履带拖拉机最终传动壳体的受力状况，可将最终传动壳体的下部和后桥壳体相联，以加强刚度。这种结构是以油封座的外圆定位，装入传动箱壳体，用螺栓把最终传动壳体和传动箱固定在一起。 13 除从提高最终传动刚度方面改善齿轮的啮合状态来提高承载能力外，还可以通过合理设计齿轮来提高齿轮副本身的承载能力。在拖拉机上，提高齿轮副承载能力的常用方法有：通过齿轮变位，降低小齿轮在单对齿啮合区内界点的接触应力，从而提高 其承载能力。一般小齿轮采用较大的正的径向变位系数 动齿轮的变位系数为 2，啮合角一般为 20 22；采用大啮合角的角变位，啮合角增大到 24 26，以提高单对齿的承载能力。试验和实践表明，这样做能有效地提高最终传动外啮合圆柱齿轮的寿命。但啮合角的增大受齿顶变尖，重合度降低和噪声增加的限制。 有些拖拉机的最终传动齿轮是采用高度变位的，即 大时，大齿轮削弱较大，容易损坏。新设计的拖拉机已很少采用这种变位方法。 最终传动产生局部偏载的另一个主要原因时大齿轮直径较大，淬火后要保证其尺寸精度是困难的。改善办法是小齿轮采用鼓形齿，以消除啮合中偏载的一种方法。鼓形齿的最终传动中的应用，可避免载荷集中在一端，对减少轮齿的变形和应力极为有利，试验表明，可使齿轮因偏载而引起的过高的局部弯曲应力明显降低。 根据前面对最终传动装置传动比的分配，结合国内外拖拉机的设计参数。本次设计的主要参数为模数 (法面模数 ) 轮 1 齿数 3，齿轮 1 变位系数 轮 1 齿宽 7轮 2 齿数 0，齿轮2 变位系数 齿轮 2 齿宽 8 标准中心距 际中心距 A=数比 U= 终传动装置强度校核 零件设计出来必须满足强度要求，无论是齿轮还是轴都要分析其受力情况。当无法满足强度要求时要及时更换零件。 齿轮强度校核 名义计算载荷 按下述两方面去计算，取其中较小者。 1) 按发动机的标定转矩换算到被计算的零件上去。换算时要考虑发动机至该零件的传动比 i 和传动效率 ： 14 T T ij (5代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷1T： 51 2 3 . 1 9 5 6 . 5 1 3 . 0 1 0 . 9 8 0 . 9 6 0 . 51T N m 1 0 4 7 m 按驱动轮附着转 距计算，也要考虑传动比和传动效率： / T n Q r (5式中： n 驱动轮胎数或履带数； Q 单条履带承载量； 驱动轮动力半径； i 、 分别从被计算零件到驱动轴之间的传动比和传动效率； 附着系数，履带为 代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷 ： 23500=m 则从动齿轮的名义计算载荷 ： m 2 / 22806200/330N 5466N 齿轮的损坏形式有：齿轮折断、齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。各种变速装置包括此最终传动装置其齿轮的适用条件是相似的，材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此可以用一些简化的计算公式一样可以进行齿轮的强度计算。齿轮弯曲强度简化计算公式： 31 2 K Kb t y m z K c y （ 5 3） 其中 w 为弯曲应力（ 1F 为圆周力（ N）； g T 为计算载荷（ N d 15 表 5计齿轮参数及计算公式 尺寸和参数名称 计算公式 模数 m 数 z 及齿数和 , =60 , =73 齿形角 （） 20 渐开线函数 齿顶高系数 顶隙系数 c* c*=论中心距 (=m( )/2 啮合角 中心距变动系数 y y（ A ） /m 反变位系数 （ ） 变位系数和 y 变 位系数 x 顶高 x ） m 全齿高 h（ h（ 2 + ） m 分度圆直径 d（ d 顶圆直径 （ d 2 齿根圆直径 （ 2h 基圆直径 （ A 齿距（周节） p（ P m 分度圆弧齿厚 s（ s（ ） m 齿顶圆压力角 a a ） 公法线长度 W（ W （ k 2为节圆直径（ K 为应力集中系数，可近似取 K 摩擦力 16 影响系数，主从动齿轮在啮合点上摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮 动齿轮 b 为齿宽（ t 为端面齿距（ t m， m 为模数； y 为齿形系数。齿轮接触应力计算公式： 110 . 4 1 8 （ 5 其中 j 为齿轮的接触应力； F 为齿面上的法向力； E 为弹性模量（ b 为齿宽（ z b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径。 下面列出计算结果： 设计参数 传递功率 P=传递转矩 T= m) 齿轮 1 转速 =99(r/齿轮 2 转速 =r/传动比 i=动机载荷特性 等振动 工作机载荷特性 烈振动 布置与结构 结构形式 式 齿轮 1 布置形式 称布置 齿轮 2 布置形式 称布置 材料及热处理 齿面啮合类型 齿面 热处理质量级别 Q=轮 1 材料及热处理 0轮 1 硬度取值范围 6 62 齿轮 1 硬度 9 齿轮 1 材料类别 齿轮 1 极限应力类别 3 17 齿轮 2 材料及热处理 0轮 2 硬度取值范围 6 62 齿轮 2 硬度 9 齿轮 2 材料类别 齿轮 2 极限应力类别 3 齿轮精度 齿轮 1 第组精度 齿轮 1 第组精度 齿轮 1 第组精度 齿轮 1 齿厚上偏差 齿轮 1 齿厚下偏差 齿轮 2 第组精度 齿轮 2 第组精度 齿轮 2 第组精度 齿轮 2 齿厚上偏差 齿轮 2 齿厚下偏差 齿轮基本参数 模数 (法面模数 ) ) 端面模数 旋角 = ) 基圆柱螺旋角 b= ) 齿轮 1 齿数 3 齿轮 1 变位系数 轮 1 齿宽 7(齿轮 1 齿宽系数 轮 2 齿数 0 齿轮 2 变位系数 轮 2 齿宽 8(齿轮 2 齿宽系数 变位系数 准中心距 18 实际中心距 A=齿数比 U=面重合度 =向重合度 =重合度 =轮 1 分度圆直径 齿轮 1 齿顶圆直径 齿轮 1 齿根圆直径 齿轮 1 齿顶高 齿轮 1 齿根高 齿轮 1 全齿高 齿轮 1 齿顶压力角 ) 齿轮 2 分度圆直径 齿轮 2 齿顶圆直径 齿轮 2 齿根圆直径 齿轮 2 齿顶高 齿轮 2 齿根高 齿轮 2 全齿高 齿轮 2 齿顶压力角 ) 齿轮 1 分度圆弦齿厚 齿轮 1 分度圆弦齿高 齿轮 1 固定弦齿厚 齿轮 1 固定弦齿高 齿轮 1 公法线跨齿数 齿轮 1 公法线长度 齿轮 2 分度圆弦齿厚 齿轮 2 分度圆弦齿高 齿轮 2 固定弦齿厚 齿轮 2 固定弦齿高 齿轮 2 公法线跨齿数 齿轮 2 公法线长度 19 齿顶高系数 隙系数 c*=力角 *=20(度 ) 端面齿顶高系数 ha*t=面 顶隙系数 c*t=面压力角 *t= ) 检查项目参数 齿轮 1 齿距累积公差 轮 1 齿圈径向跳动公差 轮 1 公法线长度变动公差 轮 1 齿距极限偏差 )1=轮 1 齿形公差 轮 1 一齿切向综合公差 =轮 1 一齿径向综合公差 1=0 齿轮 1 齿向公差 =轮 1 切向综合公差 =轮 1 径向综合公差 1=轮 1 基节极限偏差 )1=轮 1 螺旋线波度公差 =轮 1 轴向齿距极限偏差 )1=轮 1 齿向公差 轮 1x 方向轴向平行度公差 轮 1y 方向轴向平行度公差 轮 1 齿厚上偏差 轮 1 齿厚下偏差 轮 2 齿距累积公差 轮 2 齿圈径向跳动公差 轮 2 公法线长度变动公差 轮 2 齿距极限偏差 )2=轮 2 齿形公差 轮 2 齿切向综合公差 =20 齿轮 2 齿径向综合公差 2=0 齿轮 2 齿向公差 =轮 2 切向综合公差 =轮 2 径向综合公差 2=轮 2 基节极限偏差 )2=轮 2 螺旋线波度公差 =轮 2 轴向齿距极限偏差 )2=轮 2 齿向公差 轮 2x 方向轴向平行度公差 轮 2y 方向轴向平行度公差 轮 2 齿厚上偏差 轮 2 齿厚下偏差 心距极限偏差 )=度校核数据 齿轮 1 接触强度极限应力 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 H1=齿轮 1 弯曲疲劳强度许 用值 F1=齿轮 2 接触强度极限应力 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 H2=齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 F2=接触强度用安全系数 曲强度用安全系数 触强度计算应力 H=接触疲劳强度校核 H H=满足 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1=满足 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2=满足 强度校核相关系数 21 齿形做特殊处理 殊处理 齿面经表面硬化 面硬化 齿形 般 润滑油粘度 20() 有一定量点馈 允许 小齿轮齿面粗糙度 z 6 m(1 m) 载荷类型 向转动齿轮 齿根表面粗糙度 z 16 m (m) 刀具基本轮廓尺寸 圆周力 ) 齿轮线速度 V=m/s) 使用系数 载系数 向载荷分布系数 合变形对载荷分布的影响 K s=装精度对载荷分布的影响 K m=间载荷分布系数 点区域系数 料的弹性系数 触强度重合度系数 触强度螺旋角系数 合、螺旋角系数 触疲劳寿命系数 滑油膜影响系数 作硬化系数 触强度尺寸系数 向载荷分布系数 间载荷分布系数 弯强度重合度系数 弯强度螺旋角系数 弯强度重合、螺旋角系数 22 寿命系数 根圆角敏感系数 根表面状况系数 寸系数 轮 1 复合齿形系数 轮 1 应力校正系数 轮 2 复合齿形系数 轮 2 应力校正系数 承寿命校核 轴承的寿命的计算公式： 10 （ 5 式中 单位为 106r。 为指数。对于球轴承， 3；对于滚子轴承， 际计算时，用小时数表示寿命比较方便。此时，上式可以写成： 61060 （ 5 其中 n 代表转速（单位为 r/ C 为轴承的基本额定动载荷， P 为实际载荷。 滚动轴承的基本额定动载荷时在一定的条件下确定的，如载荷条件为：向心轴承仅承受经向载荷 力球轴承仅承受纯轴向载荷 际上，轴承在许多场合，常常同时承受经向载荷 轴向载荷 此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用字母 P 表示。这个当量动载荷，对于以承受经向载荷为主的轴承，称为经向当量动载荷，常用 示；对于以承受轴向载荷为主的轴承，称为轴向当量动载荷，常用 示。当量动载荷的一般计算公式： F Y F （ 5 式中， X、 Y 分别为经向动载系数和轴向动载系数。 对于只能承受纯经向载荷 轴承 （ 5 23 对于只能承受轴向载荷 轴承 （ 5 按上式计算出来的只能算是理论数值。实际上，在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴挠曲或者轴承座变形产生的附加力等等。这些理论上很 难精确计算。为了计及这些影响，在对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数。式子就为： P r aP f X F Y F （ 5 f F （ 5 f F （ 5 本最终传动装置轴承承受轴向力作用，所以采用的是圆锥滚子轴承。 下面列出计 算结果： 设计参数 径向力 N) 轴向力 N) 圆周力 N) 轴颈直径 0 (转速 n=r/要求寿命 4500 (h) 作用点距离 L=120 (轴承 1 距离 (轴心线距离 65 (温度系数 润滑方式 润滑 选择轴承型号 轴承类型 锥滚子轴承 轴承型号 2014 轴承内径 d=70 (轴承外径 D=150 (轴承宽度 B=35 (基本额定动载荷 C=188000 (N) 24 基本额定静载荷 30000 (N) 极限转速 (油 ) 400 (r/计算轴承受力 轴承 1 径向支反力 N) 轴承 1 轴向支反力 N) 轴承 2 径向支反力 (N) 轴承 2 轴向支反力 N) 计算当量动载荷 当量动载荷 N) 当量动载荷 N) 校核轴承寿命 轴承工作温度 T120 ( ) 轴承寿命 390 (106 转 ) 轴承寿命 8102 (h) 验算结果 合格 校核 最终传动装置在工作时，由于齿轮上有圆周力、经向力的作用，其轴要承受转矩和弯矩。要求轴应该有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏力齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声都有不利影响。因此，在设计轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。 主动轴的校核： 2图 5动轴受力简图 25 232 2 3 1 8 1 0 37 1 01 8 5 12 33t a n 7 1 0 0 . 3 9 4 2 . 5 5 1 0F F N 121a m m 46b m m 52 . 1 1 0E M P a 443 . 1 4 9 0 41 5 8 9 6 2 . 56 4 6 4dI m m 所以： 12 2 3 2 252 . 5 5 1 0 1 2 1 4 63 3 2 . 1 1 0 1 5 8 9 6 2 . 5 1 6 70 . 0 0 4 7 0 . 0 5cF a L 22 2 3 2 257 1 0 1 2 1 4 63 3 2 . 1 1 0 1 5 8 9 6 2 . 5 1 6 70 . 0 1 3 0 . 1 0sF a L 1 352 . 5 5 1 0 1 2 1 4 6 7 53 3 2 . 1 1 0 1 5 8 9 6 2 . 5 1 6 70 . 0 0 0 0 6 4 0 . 0 0 2F a b b L 11111 F b 所以 1 702F a N 1 1848 22222bF a F FF a L F b 26 所以 2 1928F a N 2 5072 弯矩： 351 2 . 5 5 1 0 1 2 1 3 1 0 a N m m 352 7 1 0 1 2 1 8 . 5 1 0 a N m m 所以 52 2 22225563 1 0 8 . 5 1 0 3 . 1 8 1 01 1 0c s M TN m m 应力 6333 2 3 2 1 0 1 4 4 0 03 . 1 4 9 0 P M PW d 符合要求。 栓强度校核 如图所示，转矩 T 作用在连接接合面内，在转矩 T 作用下，底板将绕通过螺栓组对称中心 O 并与接合面垂直的轴线转动。为了一起转动，可以采用普通螺栓联接，也可以采用铰制孔用螺栓联接。其传力方式和受轴向载荷的螺栓组联接相同。 采用普通螺栓联接时，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩 T。假设各螺 栓的预紧力相同，即各螺栓的预紧力都是 0F 。则各螺栓产生的摩擦力相等，并假设此摩擦力集中在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O 的连线相垂直。根据作用在底板上的力矩平衡及联接强度的条件，应有 0 1 0 2 0 r f F r f F r K T （ 5 由上式可得各螺栓所需的预紧力为 27 0121 K r r （ 5 式中： f 接合面的摩擦系数，见表 2 4； 第 i 个螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O 的距离； z 螺栓数目； 防滑系数， 1 。 表 5 2 联接接合面的摩擦系数 被联接件 接合面的表面状态 摩擦系数 f 钢或铸铁零件 干燥的加工表面 油的加工表面 结构件 轧制表面，钢丝刷清理浮锈 富锌漆 砂处理 铁对砖料、混凝土或木材 干燥表面 校核的螺栓的布置图为下图 5示 图 5 螺栓布置受力简图 28 四个螺栓圆周布置，离螺栓组对称中心的距离相同 55r m m ，另外由表 2 3，取 。所以 04 r K T 即 0 4K 中 T 为传递的转矩， 331 . 4 4 3 1 8 1 0 4 5 8 1 0T N m m N m m 所以 0 3 41 . 2 4 5 8 1 0 1 . 6 7 1 04 4 0 . 1 5 5 5K s 紧螺栓联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力 0F 的拉伸应力作用下，还受螺纹摩擦力矩 1T 扭转而产生的转切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。因此，进行仅承受预紧力的紧螺栓强度计算时，应综合考虑拉伸应力和扭转应力的作用。 螺栓危险截面的拉伸应力为 0214 螺栓危险截面的扭转切应力为 2031201 21t a a n t a n 21 t a n t a 由于螺栓材料时塑性的，故可以根据第四强度理论，求出螺栓预紧状态下的计算应力为 1 （ 5 15） 29 由此可见，对于 普通螺纹的钢制紧螺栓联接，在拧紧时虽是同时承受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时可以只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大 30来考虑扭矩的影响。 螺栓危险截面的拉伸强度条件根据式（ 5 13）和（ 5 15）可写为 0211 . 34 （ 5 所以 021 21 . 3 1 . 3 1 6 7 0 0 1923 . 1 4 1244 由 其中 。得： 640 4921 . 3s 所以 符合要求。 最终传动装置得有关设计已经计算完毕，包括传动设计计算和校核计 算。 30 第六章 结 论 此次毕业设计是在我们掌握了相关基础课程如：理论力学、材料力学、机械原理、机械设计及专业课程如：汽车构造、汽车理论、汽车设计的后所做的一次综合性的设计，不仅是对我们大学四年所学知识的一个检验，更是一次实战练兵。使我们对所学的一些基本理论得到了培养，并且使我们更加理解本专业的一些原理、设计方法和思路，为我们以后在自己专业领域内的发展奠定了基础。 在本次设计中，我设计的是单级最终传动装置。 最终传动 要有适当的传动比，以进一步减速增扭。同时保证后桥处有足够的离地间隙。齿轮 要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合。另外靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。通过认真准确的计算，本次设计的最终传动装置符合任务书的要求，满足工作条件，同时达到强度要求。最终传动很长时间没有新的方案出现。在以后的设计和运用中将要广泛的应用新技术新知识。 这次设计到现在基本是结束了，但是对于拖拉机传动系统的认识还有待提高，由于过去的理论中缺乏这方面知识的培养，所以对于很多机构的原理认识不是很透彻，这就给设计本身带来了困难，所以设计的最终传动系统可能在某些方面有漏洞和不足，但是它是对我自身能 力的一种锻炼，从中得到理论知识以外的实践经验，觉得毕业设计收获颇丰。 31 参考文献 1 毕大宁 M1989 2 吴宗泽 M学工业出版社， 1991 3 蔡春源 M1996 4 吉林工业大学汽车教研室 M1983 5 王望予 四版） M 6 陈家瑞 二版） M出版社， 2005 2447 寇东海 向系的保养与修理 M1989 8 林家让 盘篇） M.电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 2007 年 4 月 20 日 课题名称 352 履带拖拉机单级最终传动装置设计 学生姓名 解晓琳 专业班级 车辆 032 课题类型 工程设计 指导教师 陈凤涛 职称 课题来源 生产 1. 设计（或研究）的依据与意义 依据 352 履 带 拖 拉 机 的 基 本 参 数 ： 发 动 机 功 率 动机转速2000r/机速度范围为 2h，整机重量 带板节距 125及对最终传动的要求： 要有适 当的传动比，保证后桥处有足够的离地间隙，齿轮要具有较高的支撑刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合，靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封进行设计 。通过本次设计熟悉最终传动的结构与作用；培养运用有关课程的知识，结合生产实习中学到的实践知识；独立地分析和解决问题；培养、考察运用有关手册、规范、图表等技术资料的能力及识图、制图、运算与编写技术文件等基本技能 . 2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 国内外最终传动大多采用直齿圆柱齿轮，材料多数用 2218 传动形式主要有 以下几种： 外啮合圆柱齿轮最终传动，按其结构布置 分为外置式和内置式两种。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。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。这种结构节省了最终传动的单独壳体。 内啮合圆柱齿轮最终传动，某些轮式拖拉机在设计时，要求较高的地隙和较大的传动比。可以采用内啮合圆柱齿轮传动。但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地啮合。故只在个别小型拖拉机上采用。 行星齿轮最终传动，这种布置结构紧凑，能获得较大传动比，但不能用来提高离地间隙。其结构布置有靠近车轮地，靠近后桥壳体的和无专设驱动轴的三种。 3. 课题设计（或研究）的内容 主要研究 352 履带拖拉机最终传动装置基本结构与设计方法。参照国内外拖拉机最终传动装置的基本参数，查阅有关资料，完成 352 履带拖拉机最终传动装置的性能计算与基本结构设计。 4. 设计（或研究）方法 根据拖拉机行驶速度及设计要求，确定传动方案，画出功率流模型 在功率流模型中布置各齿轮副、轴及轴承箱壁等形式结构方案简图 传动系各 部件传动比确定后计算各齿轮副的齿数 根据承载能力的要求确定齿轮副中心距和计算齿轮几何参数 根据制造、装配和使用要求，确定结构细节 5. 实施计划 5 周：调研、搜集、分析资料 6 周：全组集中讨论、制定、确定总体方案 7 10 周：完成主要总图设计 11 14 周：完成零部件图、设计说明书等 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。 指导教师意见 指导教师签字： 年 月 日 研究所（教研室）意见 研究所所长（教研室主任）签字： 年 月 日 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 解晓琳 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 履带拖拉机单级最终传动装置设计 主要研 究课题 主要研究 352 履带拖拉机最终传动装置基本机构与 设计方法。参照国内外拖拉机最终传动装置的基本参数， 查阅有关资料，完成 352 履带拖拉机最终传动装置的性能 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/
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