车辆毕业设计-履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ【含CAD图纸】
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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IMPROVED DESIGN OF TRACKED TRACTOR TRANSMISSIONABSTRACTThis 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 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 符 号 说 明 发动机标定功率， 发动机标定转速， 传动系总传动比 履带驱动轮半径， 拖拉机理论工作速度， km/h 变速器的传动比 中央传动比 最终传动比 各档之间的公比A 中心距， T 轴及轴所承受的转矩， 最大地面驱动力， 地面支反力， 附着系数 整车总质量， g 重力加速度， 中心距系数m 模数， 弯曲应力， 弯矩， 轴承基本额定寿命用小时来表示， 当量动载荷， 寿命指数，球轴承=3，滚子轴承=10/3目 录第一章 前言.1第二章 变速箱的结构分析.32.1概述.32.2 变速箱的总体结构分析.32.2.1 传动机构布置方案分析 .42.2.2 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.73.1传动系传动比的计算.73.1.1 传动系总传动比的计算.73.1.2 总传动比与各部件间传动比的关系.73.2 变速箱各档位传动比的初步确定.83.2.1 理论车速的分段及对应的传动比.83.2.2 变速箱各区段传动比的确定.83.3 中心距和模数的确定.103.3.1 中心距A的确定.113.3.2 模数m的确定.113.4 变速箱各传动齿轮齿数的确定.113.4.1 传动齿轮齿数的初步确定.113.4.2 齿数及传动比的最终确定.133.4.3 8+4档变速箱各档的速比和速度.133.5 本章小结.14第四章 齿轮的设计计算.154.1概述.154.2齿轮主参数的选择.154.2.1 齿轮副中心距.154.2.2 齿形角.154.2.3齿宽系数.154.2.4 齿轮基本参数.154.2.5 变位齿轮参数的确定.174.3 齿轮强度的校核.174.3.1 拖拉机齿轮常用的加工方法.184.3.2许用弯曲应力的确定.184.3.3 轮齿弯曲应力的求解.184.3.4 齿轮齿宽的确定.19第五章 轴的设计计算.205.1轴结构的初步选定.205.2 轴的强度校核.215.2.1轴T1的强度校核.215.2.2轴T2的强度校核.265.2.3轴T3的强度校核.305.3 本章小结.34第六章 轴承的选用和寿命计算.356.1轴承的选用.356.2滚动轴承的寿命的计算.356.2.1 轴承的平均转速.356.2.2轴承的基本额定寿命.366.3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/h15km/h,倒档2.5km/h6km/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。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/h15km/h,倒档2.5km/h6km/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。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1200-1300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。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。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7500、发动机标定功率=106、标定转速=2300、单作用离合器、履带的滚动半径为=0.346、车速范围为（前进档215 km/h，倒档2.56km/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。 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。总传动比按下式计算： （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=215 km/h，倒档=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）2132.56前进档150.023.1倒档 120.050.03.1.2 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： （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=21.315，则变速箱传动比如下表： 表3-2 变速器传动比范围前进档F倒档R7.045.631.082.353.2 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： （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(km/h)24.85122.56依据下式可以求得相应传动比： （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7.042.932.821.175.632.353.2.2 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： (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3.821.601.530.643.061.27二、 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1.870.79根据下式求得-档传动公比： （n代表档位总数） （3-6）将表3-6数据代入上式有：那么根据下式可求得对应各档传动比： （代表档位=，；=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/Z110.791.041.401.87三、 前进高档齿轮Z14(9)/Z13的确定将表3-5的数据代入下式求得传动比为： （3-8） （3-9） 取其平均值如下： 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：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： (3-10)将=7500kg，g=9.8N/kg，取=0.85代入上式有：=62475N地面驱动力与转矩的换算关系： (3-11)查取参考文献8表1-1：=90%92%=82.8%且结合前面相关数据计算：1224.8 N 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： （一般取1416） （3-12）如第一级中心距与第二级中心距不相等，一般有： ,相应第的一级齿轮副的输出转矩为： 。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： (3-13)将T3=1224.8代入上式有： ，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和齿数和间有以下关系: (3-14)主、从齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系: (3-15)综合以上两个公式有齿数和传动比的关系如下： （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对应的齿数和为：表3-8 由中心距和模数确定的齿数和m=4,A=157.5m=5,A=157.5m=4,A=135m=5,A=135m=5,A=152.5m=4,A=152.578.756367.5546176.252. 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19202225293135=54从动z235343229252319传动比i1.841.71.451.160.860.750.54m=4,A=135z2齿数48.547.545.542.5=67.5i2.552.3752.071.7m=5,A=157.5z2齿数44434138343228=63i2.322.151.861.521.171.030.8m=5,A=152.5z2424139363230=61i2.212.051.771.441.100.973.4.2 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z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10齿数 z19352245352831322537传动比 i=z2/z11.842.050.81.031.48齿轮z11z12z13z14z15z16z16Z17齿数 z2241292529322538传动比 i=z2/z11.860.861.101.523.4.3 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2.962.351.641.27副低档7.035.58 3.89 3.02副倒档5.75 4.573.192.47根据公式3-4，带入上表数据可求得相应车速： 表3-12 8+4档变速器各个档位对应的车速 （km/h)主档速度主档速度主档速度主档速度副高档4.765.9968.59611.09副低档2.002.523.624.66副倒档2.453.084.425.70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。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：表4-1 外啮合标准直齿圆柱齿轮的几何尺寸齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8齿数 1935224535283132传动比1.842.0450.811111111.03模数 m55445555压力角v 200.94分度圆直径d=mz9517588180175140155160齿顶高=m55445555齿根高=1.25m6.256.25556.256.256.256.25全齿高= 2.25m11.2511.259911.2511.2511.2511.25顶隙 c=0.25m1.251.25111.251.251.251.25齿顶圆直径=(z+2)m10518596188185150165170齿根圆直径=(z-2.5)m82.5162.578170162.5127.5142.5147.5基圆直径 =dcos(v)89.28164.582.7169.2164.5131.6145.7150.4齿距 p=3.14m15.715.712.612.615.715.715.715.7齿厚 s=3.14m/27.857.856.286.287.857.857.857.85齿槽宽e=3.14m/27.857.856.286.287.857.857.857.85标准中心距a=(d1+d2)/2135134157.5157.5基圆齿距 Pb=Pcos(v)14.7514.7511.811.814.7514.7514.7514.75z10z11z12z13z14z15z16z16z17z9372241292529322538251.8640.8621.1031.521.48555555555518511020514512514516012519012555555555556.256.256.256.256.256.256.256.256.256.2511.2511.2511.2511.2511.2511.2511.2511.2511.2511.251.251.251.251.251.251.251.251.251.251.25195120215155135155170135200135172.597.5192.5132.5112.5132.5147.5112.5177.5112.5173.9103.4192.6136.3117.5136.3150.4117.5178.6117.515.715.715.715.715.715.715.715.715.715.77.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.857.85157.5135152.5157.515514.7514.7514.7514.7514.7514.7514.7514.7514.75414.75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/cosvZ3170.26468.5Z45004200Z92505125Z10370.535187.984.3 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，应使齿根弯曲应力小于或等于许用弯曲应力，即。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 许用弯曲应力的确定查取参考文献12许用极限弯曲应力=230。依据参考文献4中公式求得齿根弯曲应力： （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=2；弯曲疲劳强度计算的寿命系数=1；弯曲强度最小安全系数=1代入上式： 4.3.3 轮齿弯曲应力的求解依据参考文献6中轮齿弯曲强度计算公式求得齿根弯曲应力： （4-2）取应力集中系数=1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9，齿宽系数=4.58。一、 各个档位齿轮对应的轴转矩T：依据以下公式求解： （4-3） （4-4）注：代表输入，代表输出。将前进低档传动比=7.03（来自表3-11）代入公式（4-3）求得输入轴的转矩： 将表3-10传动比代入公式4-4可以求得相应的转矩如下表：表4-3 各档位对应的轴转矩轴前进低档Fl前高档Fh倒档Rz2(3,13,15)T1321.0z4(5,7,9,11)z9z17(11)T2656.5276.7538.32z6z8z10z12T3525.2677.7971.61223.5观察上表计算结果，发现字体加黑的数据为各个档位相应轴承载的最大转矩。二、 各齿轮的齿形系数：各个齿轮的齿形系数由参考文献6图3-19查得：表4-4 各传动齿轮的齿形系数z6(T3)z8z10z12z16z16z4(T2)z5z70.1340.140.150.150.140.1350.1530.150.14z9z11z17z18z3(T1)z13z15z2z1(T0)0.140.130.150.140.13 0.140.140.150.13三、 各个齿轮的弯曲应力：将表4-4的数据、表4-3的最大值及表4-1相关m、z值代入公式4-2求出各个齿轮的弯曲应力（）： 表4-5 齿轮的弯曲应力 （=4.4）z6z8z10z12z16z16z4z5z7240.7197166146.9197267.6131.2178205z9z11z17z18z3 z13z15z2z1 267.6321162267.6311222.5222.5178380因为，所以当取值大于4.4时，轮齿强度都满足要求。4.3.4 齿轮齿宽的确定综合齿轮使用频次、载荷大小及轴向尺寸不宜过大（轴的刚度要求）等因素，确定各个齿轮齿宽如下表：表4-6 齿轮齿宽齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9齿宽（mm）242224222426222224齿轮z10z11z12z13z14(9)z15z16z16z17齿宽(mm)222422222422222422第五章 轴的设计计算5.1 轴结构的初步选定变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力和径向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的强度和刚度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性、和工作噪声等均有不利影响。因此，变速器轴的刚度大小因以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。（1）花键的选用：拖拉机变速箱中的轴多用花键传递转矩。花键有渐开线花键和矩形花键两大类。其定心方式有小径、键侧和大经定心三种。渐开线花键已经被广泛的采用，主要由于其齿廓能自动定心，键齿面接触良好，强度高，寿命长，加工较容易，检验亦较方便。但其热处理变形要严格加以控制。所以，轴的结构形式采用通花键轴的结构。（2）轴的材料：调质钢 45 40Cr 45Cr 38CrMo 等；渗碳钢 一般只用于带齿轮的轴，与齿轮的材料相同。所以，初步确定花键轴采用材料为：调质45钢。（3）轴径的初定：由参考文献6中初选公式：轴径d0.45A，初选花键的m=2.5，且结合设计经验将各轴轴径初步定为：表5-1 轴径单位 (mm)T1T2T3外径 D 49.557.557.5内径 d04305.2 轴的强度校核轴的弯曲应力的计算，当轴上作用着弯曲力矩M和转矩T时，在作出弯矩图和转矩图之后，将两者合成为当量弯矩: (5-1)当转矩变化性质接近于脉动循环时，取0.5。合成弯曲应力为： (5-2)D为花键分度圆直径，d为空心轴的内径。许用弯曲应力可查机械设计，45调质钢Mpa。5.2.1 轴T1的强度校核先作出轴的受力计算简图（即力学模型），取集中载荷作用于齿轮和轴承的中点。一、 齿轮上作用力的大小 （1代表主动齿轮，2代表从动齿轮） （5-3）d为齿轮的分度圆直径，=20。从表3-3中查取轴T1的转矩T1=321Nm；将表4-1中相应的分度圆直径代入公式组5-3，可以得到对应的齿轮上作用力： 表5-2 齿轮上的作用力单位 （N）z2z3z13z15圆周力Ft36687294.544274427径向力Fr13342653.516101610二、 建立力学模型及受力分析1.力学模型如下图:L2n12L Fr1Ft1Fr2Ft2L1图5-1 T1轴受力简图注： 代表垂直纸面向外； 代表垂直纸面向里。2.受力分析并求轴承支反力（图5-2(1、3)）：水平面上的支反力求解：对支点1： 即： (5-4) 对支点2： 即： (5-5)L2（mm）的大小随Z3，Z13，Z15在轴上的具体位置来定，从总装图上量取相应尺寸： 表5-3 轴上齿轮的位置(mm)L381L141L234149226结合表5-2数据，代入公式5-5可以得到相应支反力F(N)：表5-4 水平面上的轴承支反力Fv2-6248.8-2301-1406Fv12622.411542647.37垂直面上的支反力的求解：对支点1： 即： （5-6）对支点2： 即： （5-7）代入数据有：表5-5 垂直面上的轴承支反力FH22560.311124900.19FH11427.5518212044.63.求弯矩并作弯矩图将表5-3数据mm级统一转化为m代入求弯矩。水平面上：(1) Ft1截面处对应计算式为： ； (2) Ft2截面处对应计算式为: ，将相应数据代入上两式可得：表5-6 水平面上截面处的弯矩(Nm)M(Ft1)107.51963.2237.976M(Ft2)-212.46-343-340.4作弯矩图于图5-2(2)。垂直面上：(1) Fr1截面处对应计算式为： ；(2) Fr2截面处对应计算式为：，将相应数据代入上两式可得：表5-7垂直面上截面处的弯矩(Nm)M(Fr1)-58.529-74.6-83.83M(Fr2)-87.051-168-181.8作弯矩图于图4-2(4)。4.求合成弯矩并作弯矩图（图5-2（5）依据以下两式求得F1、F2截面处合成弯矩： (5-8) (5-9)表5-8 合成弯矩(Nm)M(F1)122.41797.8292.028M(F2)229.602381.6385.95.作转矩图5-2（6），转矩T=321Nm。6.求计算弯矩并作弯矩图5-2（7）依据公式5-1有：表5-9 计算弯矩(Nm)Mh1201.84187.9184.99Mh2280.126414418由表知：计算弯矩最大值为： 。注：图5-2于下页。图5-2Ft1 受力图及弯矩图水平面：Fv2Fv1Ft2 (1)支反力(2)弯矩图FH2FH1垂直面：Fr2Fr1(3) 支反力(4) 弯矩图(5) 合成弯矩图(6) 转矩图(7)计算弯矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度将计算弯矩的最大值代入公式5-2中有:所以，T1轴采用调质45钢的强度满足要求。5.2.2 轴T2的强度校核 由于前进低档传递的转矩最大，所以轴T2、T3的校核针对该档位进行。一、 齿轮上作用力的大小使用公式5-3，结合表4-1中数据，可以得：表5-10 齿轮上的作用力z4z11z9z7圆周力Ft(N)7294.511936105048471径向力Fr(N)2653.543423821.13082二、建立力学模型及受力分析1.力学模型图5-3 T2轴的受力简图12L2nFr1Ft1Fr2LFt2L12.受力分析并求轴承支反力（图5-4(1、3)）：水平面：对支点1： 即： (5-10)对支点2： 即： (5-11)垂直面：对支点1： 即： (5-12)对支点2： 即： （5-13）L2（mm）的大小随Z11，Z9，Z7在轴上的具体位置来定，从总装图上量取相应尺寸：表5-11轴上齿轮的位置(mm)L290L120L224716386结合表5-10，代入公式5-11、5-12可以分别得到相应支反力F(N)：表5-12水平面上的轴承支反力Fv2-1266.819-4097-5455.8649Fv1-3375.136887.4144279.33248 水平面：垂直面： 表5-13垂直面上的轴承支反力FH2-460.8-1490.4-1984.7FH1-1227.8322.81556.73.求弯矩并作弯矩图将表5-11数据mm级统一转化为m代入求弯矩：水平面上：(1)Ft1截面处对应计算式为： ； (2)Ft2截面处对应计算式为: ，将相应数据代入上两式可得：表5-14 水平面上截面处的弯矩(Nm)M(Ft1)-67.517.785.6M(Ft2)-312.9-667.8-469.2作弯矩图5-4(2)。垂直面上：（1）Fr1截面处对应计算式为： ；（2）Fr2截面处对应计算式为：，将相应数据代入上两式可得：表5-15垂直面上截面处的弯矩(Nm)M(Fr1)-24.66.531.1M(Fr2)-113.8-242.9-170.7作弯矩图5-4(4)。4.求合成弯矩并作弯矩图（图5-4(5)）依据(5-8、5-9)两式求得F1、F2截面处合成弯矩：表5-16 合成弯矩(Nm)M(F1)71.818.991.1M(F2)332.96710.6499.35.作转矩图4-4(6)，转矩T=656.5Nm 。6.求计算弯矩并作弯矩图4-4（7）依据公式4-1有：表5-17 计算弯矩Mh1336.0328.8340.7Mh2467.6782.8597.5由表知：计算弯矩的最大值为：。注：图5-4于下页。图5-4 受力图及弯矩图水平面：Ft2Fv1Fv2Ft1(1) 支反力(2)弯矩图垂直面：FH2Fr2Fr1FH1(3)支反力(4)弯矩图(5)合成弯矩图(6)转矩图(7)计算弯矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度将计算弯矩的最大值代入公式5-2中有:所以，T2轴采用调质45钢的强度满足要求。5.2.3 轴T3的强度校核一、齿轮上作用力的大小使用公式5-3，结合表4-1中数据，可以得：表5-18 齿轮上的作用力单位 (N)z6z8z10z12圆周力Ft 750384711050411936径向力Fr 272930823821.14342二、建立力学模型及受力分析1.力学模型图5-5 T3轴的受力简图LL1nFr1Ft112L22.受力分析并求轴承支反力(图4-6(1、3)）：水平面：对支点1： 即： （5-14）对支点2： 即： （5-15）垂直面：对支点1： 即： （5-16）对支点2： 即： （5-17）L2（mm）的大小随Z11，Z9，Z7在轴上的具体位置来定，从总装图上量取相应尺寸： 表5-19轴上齿轮的位置(mm)L375L157143.5221305L2318231.515470结合表5-18，代入公式5-14、5-15可以分别得到相应支反力F(N)：水平面： 表5-20水平面上的轴承支反力Fv21140.4324261909708Fv16362.5522943142228垂直面： 表5-21垂直面上的轴承支反力FH2414.9117922523531FH12314.5190215698103.求弯矩并作弯矩图 将表5-19数据mm级统一转化为m代入求弯矩。水平面上：Ft1截面处对应计算式为： ；垂直面上：Fr1截面处对应计算式为： ，将相应数据代入上两式可得：表5-22 截面处的弯矩M(Ft1)362.7750.4953.3679.6M(Fr1)131.9273346.8247.2作弯矩图5-6(2、4)。4.求合成弯矩并作弯矩图（图5-6(5)）依据(4-8)两式求得F1、F2截面处合成弯矩：表5-16 合成弯矩M(F1)385.9798.51014723.25.作转矩图5-6(6)，相应转矩T(Nm)为：表5-18 转矩转矩 T525.2677.7971.61223.56.求计算弯矩并作弯矩图5-6(7)依据公式5-1有：表5-19 计算弯矩Mh1466.78867.51125947.194由表知：计算弯矩的最大值为： 。注：图5-6于下页。Ft1水平面：Fv2Fv1(1) 支反力(2) 弯矩图Fr1垂直面：FH2FH1(3) 支反力(4)弯矩图(5)合成弯矩图(6)转矩图(7)计算弯矩图图5-6 受力图及弯矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度将计算弯矩的最大值代入公式4-2中有:所以，T3轴采用调质45钢的强度满足要求。5.3 本章小节本次设计的变速箱结构中轴的受力情况很复杂，虽然各个档位对应同一轴的受力方式相同，但受力大小不同，需要将各种受力情况下的作用力分别计算出来，取其中最大值进行弯矩的计算。第六章 轴承的选用和寿命计算6.1 轴承的选用 载荷轻者选用球轴承，重者选用滚子轴承；仅受径向载荷选用向心球轴承，同时承受径向和轴向力选用向心推力球轴承或圆锥滚子轴承；轴向力比径向力大时选用推力轴承或向心轴承的组合。当安装尺寸受限时，应选择承载能力足够但尺寸较小的轴承。当轴承孔中心与轴中心线（由于受力变形）的角度偏差较大或轴的跨度较大或为悬臂支承轴的变形较大时，应选用调心性较好的轴承。综合上述因素及经验，选用轴承如下表：表6-1 选用的轴承轴T1轴T2轴T3前端6408NJ2086409后端6408NJ2106412注：NJ208(210)为GB/T283-94，其余为GB/T276-94 。6.2 滚动轴承的寿命计算轴承的基本额定寿命指单个轴承或一组在相同条件下运转的相同的轴承，其可靠度为90%时的寿命。用小时数表示的轴承基本额定寿命按下式计算： (6-1)6.2.1 轴承的平均转速计算平均转速(r/min)： (6-2)注：为各档转速(r/min)；为各档工作时间百分比，8档可以参照下表：表6-2 各档工作时间百分比档位12341234q0.10.10.050.150.20.150.10.15结合表3-10中传动比，及发动机额定转速Ne=2300r/min（拖拉机一般运转在额定转速附近），求得各个档位对应的轴转速(r/min)：表6-3 各个档位对应的轴转速轴T11249前进低档Dl前进高档Dh轴T2610.4144812341234轴T3327.5412.4591.3763777.2978.61403.11810.4将上面两个表中数据代入式6-2中得各轴的平均转速(r/min)为：表6-4 各个轴的平均转速T11249T21113T311986.2.2 轴承的基本额定寿命由于各个轴上轴承只承受径向力，无轴向力，所以均采用向心轴承。当量动载荷按下式求得： (6-3)将表5-4、5、12、13、20、21中数据代入下式可以求得轴承的径向载荷Fr(N)： (6-4)注：取1、2与前面的受力分析图统一。表6-5 轴承的径向载荷轴T1轴T2轴T3Fr1298623862245359294445546770556545902370Fr267532561191113484359580612143449658710331取上表中最大值(加黑)，即，查取表5-1中轴承的额定载荷C值及表6-4数据代入公式6-1可以得到轴承
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