动力输出总成的设计（720转-分）

PAGEPAGE44动力输出总成的设计（720转/分）摘要动力输出轴是拖拉机的重要工作部件,动力输出主要用于拖拉机在行进中输出发动机动力以驱动农机具,如割草机、喷药机等。动力输出总成的设计是基于减速增扭的原理。动力从变速箱引出，再进过一对大小齿轮减速，转速减小的同时，扭矩成比例的增加。动力输出没有标准的设计过程，主要根据变速器和减速器的设计，确定齿轮的传动类型、传动关系、受力分析、建立数学模型。依据传统的设计方法，本着半经验半理论的设计原则通过类比的方法，参考已有车型的动力输出的设计过程，然后验算零件的强度和机械应力情况，最后确定了采用半独立式的动力输出机构方案，动力直接从发动机的曲轴引出，这种输出类型现在被广泛使用，特别受到欧美的青睐。本次设计采用的主动的直齿滑动齿轮啮合，主动齿轮可以在高速轴上滑动，以提供啮合和分离的选择。这种设计最大的优点是结构简单，便于安装和维修。而且为了避免动力输出轴头在高速旋转下危及人身的事故发生，本次设计专门设计了动力输出轴保护罩，保证外露的高速旋转部件不会伤害人，提高了使用的安全性。关键词：动力输出轴，半独立式，主动齿轮，从动齿轮POWERTAKEOFFSHAFTDESIGN（720r/min）ABSTRACTPowertakeoffshaftisanimportantpartofthetractor,PTOshaftprovidesameanstodrivethemachinesthatarebeingtowedbythetractor,Takemowerandmanurespreadersforexample.ThePTOshaftoperatesontheprincipleofreducingthePTOshaftspeed,beforethedrivefromthetransmissionisapplied.Atthesametime,thePTOshaftincreasesthetorque,forwhenspeedislostthroughgears,torqueisgainedinthesameproportion.Accordingtothedesignofthetransmissionsinconsiderationofthesimplicityandreliability.Accordingtothetraditionalmeanofdesign,partexperienceandtheoryandanalogism.Wefirstlychosegeartype,makeselectionofthegearparameter,thenestablishthemathematicmodeldosethetypeofthebeing.Inthisthesis,wedosesemi-independenttype.ThistypeofPTOshaftispopularnotonlyinourcountry,butalsoinEurope.Themeritofthistypeisoutstanding,Wechoosespurgeartotransmitthedrive.thedrivinggearcanbeslidalongthesplinesontheinternalendofshaftandintomeshwithdrivengear.Themeansofthistypeiseasyforfixingandmending.ToavoidtheaccidentofthewoundfromtherevolvingoftheendofPTOshaft,theshaftanduniversaljointofPTOshouldbeguardedbycommerciallyavailableshields,whichcovermovingpart,soitwillimprovethesofty.Keywords：PTOshaft,semi-independent,drivinggear,drivengear目录第一章绪论..........1§1.1拖拉机发展概述1§1.2动力输出总成的概述3§1.3拖拉机工作速度匹配5§1.4动力输出轴的转速配置5§1.5动力输出轴性能6第二章动力输出总成齿轮主要参数的确定...........8§2.1齿轮的概述........8§2.2方案一设计....8§2.2.1方案一齿轮计算.8§2.2.2方案一轴设计9§2.3方案二设计....12§2.3.1方案二齿轮设计12§2.3.2齿轮变位设计15§2.3.3齿轮重合度的设计17第三章动力输出总成轴承的计算19§3.1轴承的概述........19§3.2轴承的计算19第四章轴的校核计算21§4.1高速轴设计......21§4.2低速轴设计..23第五章花键的计算26§5.1低速轴花键设计....26§5.2高速轴花键设计27§5.3连轴器花键设计28第六章控制机构设计30§6.1自锁弹簧的设计..30§6.2操纵机构位置的设计31第七章动力输出轴的加工方法34第八章使用与保养35第九章结论37参考文献38致谢40第一章绪论§1.1拖拉机发展概述国外拖拉机的技术发展趋势，是广泛采用高新技术，提高拖拉机性能、可靠性、操作方便性、舒适性、安全性及外观质量等。

1、降低振动、噪声及发动机排放污染

拖拉机前驱动桥采用液压悬架，以大幅度降低拖拉机的振动；小型拖拉机采用小缸径柴油机代替单缸柴油机，使柴油机结构尺寸缩小、噪声降低。此外，发达国家还对拖拉机发动机的排放规定了严格的标准，并分期实施。

2、完善性能，满足农田与运输作业要求

如完善拖拉机的传动系统，采用先进的换挡装置，满足农机具不同作业速度需要；采用前后桥驱动与制动、前后动力输出轴以及可变速的后动力输出轴，以适应配置不同农具的动力配套需要；另外，静液压驱动的拖拉机也日趋增多。

3、提高可靠性

如将拖拉机平均故障时间(MTBF)提高到300h以上；广泛采用子午线轮胎，大中型拖拉机普遍应用宽断面子午线轮胎，较大地提高拖拉机的附着性能和耐磨性能；完善液压悬挂系统，提高农机具悬挂的方便性。在大中型拖拉机上广泛采用负荷传感的闭环液压控制系统、电子液压悬挂系统；将液压力输出增至3-4组，每组单独操作；拖拉机设置前、后三点悬挂，普遍采用快速挂接装置等。

4、提高驾驶室的舒适性、安全性和方便性

采用空调和隔音、密封良好、视野开阔的驾驶室；转向盘的倾角与高度、驾驶座前后位置皆可按驾驶员要求调整；采用减振座椅；将所有传动、液压悬挂操纵装置等全部集中在操纵台右侧，以便于驾驶员操作，并改用按钮或旋钮操纵；在驾驶室中通过计算机屏幕可随时显示拖拉机工作状态和作业效率，有的还可通过驾驶室中的电子仪表显示农机具的工作参数与状态。

5、提高整机造型的外观质量

各国对拖拉机的外观设计和油漆色彩及牢度都非常重视，拖拉机总体配置紧凑、线形流畅、冲压件平整光滑，覆盖件造型美观；油漆的耐磨、耐热、耐光照和耐腐蚀性好，光泽牢固持久、色彩搭配协调，整机美感。

6、提高自动化强度

国外大型拖拉机普遍应用了先进的自动控制技术。

(1)性能监测、显示及数据处理系统。如纽荷兰Winner系列的Check-Panel电子系统、迪尔Intellitrak电子仪表系统、纽荷兰8030系列的电子信息系统、道依兹Agrotronic-I电子驾驶操纵系统、福格森Autotronic系统和Datatronic系统等。这些装置主要控制拖拉机的常规参数，如发动机转速、机油压力和温度、燃油量、电压等的电子传感；液晶图形显示及超声光警示；也控制随机工作性能参数，如实际行驶速度、发动机转速、滑转率、动力输出轴(PTO)转速、作业面积、作业效率及工作时间等。另外这种装置还有优化驾驶操纵方案，故障诊断和报警，前驱动、差速锁和动力输出轴(PTO)自动控制等功能。

(2)液压悬挂调节控制系统。如迪尔的Prohytronic电-液式悬挂控制系统、纽荷兰的电液提升器、道依兹的Agrotronic-h电子液压调节系统等，主要具有反应灵敏度，提升下降速率，实现力、位、混合或浮动等方式的自动精确控制的功能。

(3)变速箱及传动系控制系统。如纽荷兰8030拖拉机系列的Ultra-Command型变速箱等，可实现增扭器、正倒挡机构，前驱动、差速锁、PTO等的电-液操纵和自动控制。

(4)机载计算机系统。如纽荷兰“Agrtronic”机载计算机系统，功能是采集和处理拖拉机作业过程中的各项性能参数，从而随时调整各项参数以使拖拉机和机具的综合效率最佳化。这些数据包括发动机转速、PTO转速、作业行驶速度、打滑率、作业面积和油耗等。

7、功能增加

与拖拉机配套的作业机械从挂接方式上主要可分为前悬挂式、后悬挂式、侧面悬挂式和中悬挂式。

(1)前悬挂式的作业机械其动力多来自拖拉机的前动力输出装置，利用拖拉机本身的液压输出进行工作；作业机械升降主要靠拖拉机的前悬挂装置的升降油缸来完成。前悬挂式的作业机械有折臂伸缩式或可回转式的割草机、平地机等，主要用于修整路边的草地及路面等项作业。直接的前悬挂式的作业机械还有草坪机械及割草机械等。

(2)侧挂式与前悬挂式的结构有所不同，作业装置多通过一个刚性门架装置固定于拖拉机的机体上，在支架的侧面安装不同的作业装置，作业装置多依靠拖拉机本身的液压输出而工作。侧挂式作业装置对拖拉机的整体结构及液压输出要求较高，不便于快速挂接，产品的适应性较差。

（3）中部挂接前置式的作业机械，主要有装载机、叉车、推雪装置等。作业机械通过一个特殊的门架固定在拖拉机的机体中部。作业机械的工作装置多设计为可快速更换式结构，可以根据不同的用途快速更换不同的工作装置，如铲斗、平叉、推雪板等。工作装置多依靠拖拉机本身的液压输出及控制系统工作，简化了操纵与控制。中部挂接前置式的作业机械对拖拉机的整体结构及液压输出系统要求很高，不便于快速挂接，产品的适应性较差。

(4)后悬挂式作业装置品种较多，除了可以直接挂接的作业装置，如割草机、平地机等外，更多的是挂接复合式的作业装置，如小型挖掘机、多功能作业装置等。后悬挂式作业装置的动力输入有2种形式。一种是利用拖拉机的后动力输出动力，同时利用拖拉机的多路液压输出连接与控制各工作装置，进行多种复合式作业。这种作业装置结构相对简单，质量较小，操纵方式较简单便利，缺点是对拖拉机的液压输出系统要求较高，系统的压力损失较大，工作效率不高，作业装置的安装与拆卸相对较繁琐。另一种作业装置是有自己的独立驱动装置及操纵系统，只是利用拖拉机的后动力输出带动其油泵工作即可，操纵与控制系统有的通过软轴及电缆连接于拖拉机的驾驶室内，有的则直接布置于作业装置上并配备有座椅，便于直接操纵与控制。这种独立式作业装置对拖拉机的输出要求不高，只要有一路动力输出即可，便于快速安装与拆卸，适用性较强。§1.2动力输出总成的概述动力输出轴主要用于拖拉机在行进中输出发动机动力以驱动农机具如旋耕机，喷药机械、收割机，播种机及带动驱动桥的挂车。也可以与带轮连接用来驱动固定的农业机械，如脱粒机，饲料粉碎机，排灌机械，发电设备等。根据动力输出轴的运转特性，分为常转式和同步式动力输出轴。对动力输出轴的要求由于动力输出轴与多种多样的农机具配套使用，设计时必须符合统一的标准。为此我国制定了《农业拖拉机动力输出轴》国家标准。该标准适用于拖拉机后部纵向配置的动力输出轴，其要点是：（1）在发动机转速为80%至90%的标定转速时，动力输出轴达到标准转速；（2）朝拖拉机前进方向看;动力输出轴顺时针方向旋转；（3）动力输出轴的轴头及联结套型式、尺寸分为三种。a类：标准转速540转/min，允许传递的最大功率为48KW，伸出端采用公称直径为35的6齿矩形花键。b类:标准转速1000转/min,允许传递的最大功率为92kw，伸出端采用公称直径为35mm的21齿渐开线花键。C类：标准转速1000转/min,允许传递的最大功率为185kw，伸出端采用的是20齿渐开线花键。标准转速动力输出轴按其传动方式分为非独立式的，半独立式的和独立式的三种独立程度不同的动力输出轴对农以满足情况是不同的，见表1-1。表1-1不同型式标准转速动力输出轴对农艺的满足情况农艺要求非独立半独立独立式拖拉机起步、停车、换档时农机具不停止运转不能能能农机具工作机构起动与拖拉机起步不同时进行不能能能农机具工作机构起动和停止，不必停止拖拉机不能不能能（1）非独立式：动力输出轴和驱动轮的运转和停止均由同一个主离合器控制。主离合结合时，由动力输出轴驱动的农机具工作机构和拖拉机同时工作启动,主离合器分离时，农机具和拖拉机同时停止工作。（2）半独立式：通常由联动操纵机构的双重用离合器控制的，离合器的踏板行程分为两部分，踏下踏板先分离主离合器，驱动轮停止转动，继续踏下踏板，副离合器才分开。因此，在副离合结合的情况下才能进行主离合的离、合操纵。（3）独立式动力输出轴：采用独立式操纵机构的双作用离合器的动力输出轴的运转和停止可独立操纵，不受主离合器的影响。同步式动力输出轴用来带动工作机构的转速需与拖拉机行驶速度成正比的农机具，如播种机，施肥机和挂车的驱动桥等。同步式动力输出轴应从变速箱输出轴或该轴以后的其他轴上引出动力，通过同步齿轮传动。同步式动力输出轴和标准转速动力输出轴可以共用一个输出轴头，也可以各用各自的轴头。轴头可以后置也可以侧置。侧置的同步动力输出轴可利用后桥中某横置轴伸出壳体外来实现。§1.3拖拉机工作速度匹配a、爬行工作速度0.2～2km/h，主要用于开沟、旋耕、收获等作业。b、缓行工作速度2～5km/h主要用于收获、旋耕等作业。c、牵引工作速度（轮式为6～14km/h，履带式为5～9km/h）主要用于犁、播种、中耕、施肥、等作业。在这个速度范围内应有一个相应发挥标定牵引力的工作档。还应有低于此工作速度的储备档，用于克服阻力短程增大和适应使用中发动机功率下降情况。d、运输工作速度（轮式为16～30km/h，履带式为9～12km/h）主要用于田间和道路运输和转移。根据各国法规的不同，轮式拖拉机最高运输速度一般限制在25km/h或e、倒驶工作速度2～4km/h用于挂接机具。相邻两档速度之比一般为1.2到1.4之间，在常用的牵引作业速度之间取较小值，其他工作速度之间可取得较大值。间距范围小；有利于选择最佳的工作速度，使得拖拉机接近满负荷，以提高作业生产效率或处于燃油经济区工作。对于大功率拖拉机，功率利用率和燃油经济性有重要意义，通常档次安排较密，并相应的采用部分或全动力换档装置。§1.4动力输出轴的转速配置按GB1592-86《农业拖拉机动力输出轴》的规定，动力输出轴标准转速和相应允许传递的功率。对于48KW以上的拖拉机，除装用1000r/min的动力输出轴外，通常还可以换装540r/min的动力输出轴。以与较小功率的机具配合。有些拖拉机同时装备上述两种转速的标准的动力输出轴，以供配套选用。我国、日本和德国等某些中小轮式拖拉机上还可以采用540r/min和1000r/min,540r/min、720r/min和540r/min、720r/min、1000r/min等。二档三档或四档变速动力输出轴可以装用一类轴头，540r/min为标准的转速。这可在部分负载作业时，用较高转速档，关小油门达到540r/min，以改善燃油经济性；同时也将高转速档作为非标准转速与具有高转速工作部件的机具配套，或与适应行驶速度配合，用以旋耕等作业，以取得较高的生产效率与作业质量。§1.5动力输出轴性能动力输出轴的性能表示拖拉机通过动力输出轴驱动机具的能力，动力输出轴的特性曲线与发动机的调速特性曲线相似，差别在于动力输出轴的效率。（1-1）式中：动力输出轴的功率；动力输出轴的效率；动力输出轴的传动效率。（1）最大动力输出轴的功率与发动机标定转速下最大动力输出轴功率最大动力输出轴的功率是动力输出轴特性曲线上的最大功率点，它通常与发动机标定转速下的最大动力输出轴的功率点相似。如果发动机外特性上，低于标定点时转矩上升较快，最大动力输出轴功率将低于标定转速时达到，一般。（2）标定转速下的动力输出轴的功率与标准转速相对应的动力输出轴的功率表示动力输出轴驱动机具的能力。动力输出轴的标准转速一般在发动机标定转速的80%到100%时达到。相应于发动机转速较低时，可使得动力输出轴作业处于较经济的燃油消耗区域。而接近发动机标定转速时，可以得到较高的动力输出功率。（3）动力输出轴转矩储备系数动力输出轴转矩储备系数性质与发动机转矩储备系数相似，表示拖拉机适应短期超载作业能力。由于在最大转距点发动机的转速较低，因驱动液压泵等附件功率消耗和传动搅油损失减小，动力输出轴的效率提高，动力输出轴的转矩储备系数可高于发动机转矩3%到5%，一般在1.15到1.4之间。最大转矩点相对应的发动机标定转速的60%工作速度的配置为了适应不同的作业需要，拖拉机设置了相应的各种工作速度，以从事多种作业，保证作业质量和提高生产效率和经济性。

第二章动力输出总成齿轮主要参数的确定§2.1齿轮的概述齿轮设计的要求在齿轮运转性能方面：噪声低，振动小，传动效率高。在承载能力方面：具有所要求的强度和工作寿命，或在规定的寿命下得的`可靠度。在工艺性能方面：能采用容易得到的刀具加工，齿轮参数和刀具加工，齿轮参数和刀具参数相协调。在经济性方面：在保证使用性能和耐久性的条件下，加工和使用成本低总的来说，齿轮设计是齿轮使用性，工艺性和经济性能等方面的矛盾的协调统一。片面强调单一的方面，都不能设计出满意的齿轮。齿轮传动可以做成开式的、半开式的以及闭式。如在农业机械，建筑机械以及简单的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩和机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。这种齿轮传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，固只用于低速齿轮的传动。当齿轮传动装置装由简单的防护罩时候，有时还把大齿轮部分的在油池里。则称为半开式齿轮传动。它的工作条件虽然有所好转，但还不能做到严防外界杂质侵入，润滑条件也不算好。拖拉机等所用的齿轮传动，都是经过精确加工而封闭严密的箱体中，这称为闭式齿轮传动。它和开式或半开式相比，润滑条件及防护条件等最好。§2.2方案一设计§2.2.1方案一齿轮计算由任务书的发动机标定转速为2200转/分功率为12小时功率45KW。可以得到在标定转速下发动机传递的扭矩其中扭转储备系数为20%由经验公式粗算中心距方案一a圆整至88mm由经验公式§2.2.2方案一轴设计轴的强度计算有三种方法按转距估算轴径按当量弯矩近似计算安全系数的精确校核计算对高速轴进行校按许用弯曲应力进行轴的强度校核图2-1轴的受力简图轴的受力分析轴的扭矩图图2-2轴的扭矩图受力分析图因为Fr=3.554KN;易得F1=2.847KN ;F2=0.706KN所以可以做出剪力图如下图2-3轴的弯力图继而可以得出弯矩图如下：图2-3轴的弯矩图由《机械零件设计手册》表20-13得实心轴的最小直径为（式1-1）其中M为合成弯矩；单位为N.•M。〖〗为许用应力；单位为Mpa为转距和弯矩作用性质差异的系数；当扭剪按脉动循环变化时,=0.6根据选用材料为45钢，查《机械零件设计手册》可知45钢的许用应力为70 Mpa。将数据带入公式（1-1）故高速轴的最小直径取30mm。§2.3方案二设计§2.3.1方案二齿轮设计故高速轴的最小直径取30mm。选用滑动直齿解决齿轮啮合问题由上面计算得轴的最小直径为30mm。在方案〖1〗中直齿直径为48mm；又采用花健连接，齿轮的强度无法保障，一般加工成齿轮轴的形式。这样就不能满足啮合的要求。重新调整模数和齿数，增加直径长度。m取3.5，小齿齿数取19；大齿齿数取58。满足传动要求。齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过度圆角处有应力集中，所以齿轮受到足够大的载荷作用时其根部弯曲应力超过材料的许用应力，轮齿就会断裂。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生，而常见的断裂是由于在重复载荷作用下，使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，而逐渐扩展到一定深度而产生折断其破坏断面在疲劳裂缝部位呈光滑表面，而突然断裂部位呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少多发生弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常见的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压使充满润滑油的裂缝处有油压增高导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面产生大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生附加动载荷。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重，主动小齿轮较被动大齿轮较严重。在局部高温，高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中产生胶合损坏的情况较少。综上所述，在汽车变速器中齿轮的破坏形式主要有弯曲疲劳断裂和点蚀两种。应对齿轮的弯曲强度和接触强度进行重点校核。对齿轮进行齿根弯曲强度计算和齿面接触强度计算拖拉机的动力输出轴，速度不高，故可以选用7级精度（GB10095-88）由传动分析可得采用直齿传动；材料分析选用20CrMnTi小齿轮采用渗碳淬火热处理，硬度可达到60HRC;大齿轮采用渗碳淬火热处理，硬度可达到60HRC;【2】按齿面接触设计计算由《机械设计》式10-9A得由《机械设计》表10-6查得材料弹性影响系数由《机械零件设计手册》图12-12-d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限工作寿命15年。每年工作300天。由《机械设计》式10-13的计算应力循环次数计算载荷系数a,计算齿轮的圆周速度b，齿宽计算c,计算齿宽于齿高之比b/h齿高d,计算载荷系数根据v=7.6m/s;齿轮加工符合7级精度查《机械设计》图10-8查得动载荷系数Kv=1.12;由表10-3查得由表10-4查得7级精度小齿轮相对非对称分布时由b/h=3.8,查得《机械设计》图10-13得故载荷系数按接触疲劳许用应力计算齿轮的最小分度圆直径取失效的概率为1%，安全系数S=1带入公式选用的齿轮分度圆必须大于62.3，方案二中分度圆满足要求。所选用齿轮的接触疲劳强度满足要求。【3】按齿根弯曲强度验算所选齿轮由《机械设计》式10-5得弯曲强度设计公式确定公式内各计算数值（1）由《机械零件设计手册》图12-24 e查得小齿轮的弯曲疲劳极限（2）由《机械设计》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.2计算载荷系数带入数据的K=1.72。计算齿形系数由《机械设计》表10-5得（7）计算大小齿轮的将数值较大的小齿轮带入公式得方案二中的模数为3.5满足齿根弯曲强度的要求。综合可得方案二中的齿轮综合力学性能满足要求§2.3.2齿轮变位设计齿轮变位系数的选择齿轮变位的作用（1）根据既定的齿轮，模数，来使得齿轮副符合于既定的中心距（2）使得主,从动齿轮有较佳的强度平衡，即使的主，从动齿轮有基本相同的寿命和可靠度。（3）通过齿轮副的变位获得所需的啮合角，以提高承载能力。避免齿根啮合干涉或加工时根切一般动力输出的那一对齿轮从提高齿轮的接触疲劳强度来选取变位系数齿轮主要的失效形式是齿面的接触疲劳，而使得主动小齿轮更易出现疲劳点蚀或剥落。齿轮接触疲劳的薄弱点是节点，因而主要考虑如何降低节点的接触应力。一般采用以下途径使节点处于两队齿啮合区齿面的载荷比单队啮合区小，从而降低节点应力。使节点不处于啮合区，即所谓的节点外啮合，使得薄弱点不参加工作。齿轮接触疲劳的研究表明，齿轮接触疲劳起源于单队齿啮合区的内界点，而不是节点。这是因为：单队啮合区内界点的齿面接触应力比节点大；润滑条件比节点处差。因此，设计齿轮副主要应考虑如何降低内界点的接触应力的，降低主动小齿轮的方法有是大啮合角为了增强小齿轮的强度和寿命对齿轮进行变位在确定齿轮参数时，需要首先选择齿轮的变位原则。齿轮变位是为了避免齿轮根切配凑中心距，但变位后还会影响齿轮强度，工作时的稳定性，耐磨性以及抗胶合的能力，甚至使在工作中产生噪声。齿轮变位主要是高度变位和角度变位。对直齿采用高度变位选择合适变位系数。由《机械原理》10-4得圆整至138mm由变位齿轮计算公式由变位齿轮的公式带入数据的查《机械设计手册》图12-2分配齿轮的变位系数；大齿轮的变位系数为；由变位系数公式；变位后的大齿轮参数齿根圆齿顶圆变位后的小齿轮参数齿根圆齿顶圆§2.3.3齿轮重合度的设计由公式得查《机械零件设计手册》图12-6得查得变位齿轮重合度计算公式：重合度满足齿轮的传动要求

第三章动力输出总成轴承的计算§3.1轴承的概述滚动轴是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触拉支承转动零件的。与滑动轴承相比，偶动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，启动容易等优点。常用的滚动轴承绝答多数已经标准化，并有专业工厂大量制造及供应各种常用规格的轴承。滚动轴承的基本结构是由内圈、外圈、滚动体和保持架等四部分组成。内圈用来和轴颈装配，外圈用来和轴承座装配。通常是内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可用于外圈回转但内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。当内、圈相对转动时，滚动体即在内、圈的滚道间滚动。常用的滚动体，有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种。轴承内、外圈上的滚道，有限制滚动体侧向位移的作用。保持架的主要作用是均匀的隔开滚动体。如果没有保持架，则相邻滚动体转动时将会由于接触处产生较大的相对滑动速度而引起的磨损。保持架有冲压的和实体的两种。冲压保持架一般用低碳钢板冲压制成，它与滚动体间有较大的间隙。实体保持架常用铜合金、铝合金或塑料经切削加工制成，有较好的定心作用。轴承的内、外圈和滚动体，一般是用轴承铬钢制造的，热处理后硬度一般的不低于60HRC。由于一般轴承的这些元件都经过了150摄氏度的回火处理，所以轴承的工作温度一般不高于120摄氏度。所以通常当轴承的工作温度不高于120摄氏度时，元件的硬度不会下降。当滚动体是圆柱体或滚针时，在某些情况下，也可以没有内圈，外圈或保持架，这时的轴径或轴承座就要起到内圈或外圈的作用，因而工作表面具有相应的硬度和粗糙度。§3.2轴承的计算根据设计结构采用直齿传动没有轴向力所以采用深沟球轴承这种传动效率较高的滚动轴承根据轴径选用轴承低速轴选用6307和6308；高速轴都选用6407。高速轴的校核由以前的受力分析的由轴承寿命计算公式得（式3-1）查《机械零件设计手册》表22-31得6407的额定负荷C=43.8KN,查表可得球轴承带入公式公式3-1符合使用要求右边轴承的径向力比左边小所以肯定满足使用条件低速轴的时间校核对左边的轴承校核低速轴的校核图3-1低速轴受力因为Fr=2.565KN;易得F1=2.055KN ;F2=0.51KN由以前的受力分析的由轴承寿命计算公式得查《机械零件设计手册》表22-31得6407的额定负荷C=25.8KN,查表可得球轴承带入公式符合使用要求因为左边的径向力比右边的大，左边符合要求，右边一定符合条件。第四章轴的校核计算§4.1高速轴设计对高速轴进行校按许用弯曲应力进行轴的强度校核图4-1高速轴受力图轴的受力分析轴的扭矩为234.36受力图图4-2竖直面受力图因为Fr=2.565KN;易得F1=2.055KN ;F2=0.51KN所以可以做出剪力图如下图4-3高速轴弯力图继而可以得出弯矩图如下：图4-4高速轴弯矩图由《机械零件设计手册》表20-13得实心轴的最小直径为（式1-1）其中M为合成弯矩；单位为N.•M。〖〗为许用应力；单位为Mpa 为转距和弯矩作用性质差异的系数；当扭剪按脉动循环变化时,=0.6根据选用材料为45钢，查《机械零件设计手册》可知45钢的许用应力为70 Mpa。将数据带入公式（1-1）高速轴的最小直径必须大于28mm，最小段直径取30mm符合强度要求。§4.2低速轴设计按许用弯曲应力进行轴的强度校核图4-5低速轴受力简图轴的受力分析轴的扭矩为714。7受力图图4-6竖直面低速轴受力简图因为Fr=2.565KN;易得F1=2.055KN ;F2=0.51KN所以可以做出剪力图如下图4-7低速轴弯立图继而可以得出弯矩图如下：图4-8低速轴弯矩图由《机械零件设计手册》表20-13得实心轴的最小直径为（式1-1）其中M为合成弯矩；单位为N.•M。〖〗为许用应力；单位为Mpa 为转距和弯矩作用性质差异的系数；当扭剪按脉动循环变化时,=0.6根据选用材料为40Cr钢，查《机械零件设计手册》可知40Cr钢的许用应力为261Mpa。将数据带入公式（1-1）高速轴的最小直径必须大于30.2mm，最小段直径取35mm符合强度要求第五章花键的计算§5.1低速轴花键设计动力输出轴转速转动较快普通的矩形花键不能满足要求，没有对心功能，所以必须采用渐开线花健。按GB3478.1-83规定直齿渐开线花键的压力角有30度和45度两种。本次设计选用30度压力角，为了加工刀具方便采用平齿根渐开线花键。低速轴花键计算查《机械零件设计手册》表7-21得选用m=2.5，Z=15,D=40mm。根据表7-19计算渐开线的基本尺寸mm作用齿槽最小值mm实际齿槽宽最大值mm实际齿槽宽最小值作用齿槽宽最大值mm外花键大径mm外花键渐开线起始圆直径最大值其中Db=32.48mm;D=37.5mm选用5H精度，ESV查表7-28的ESV=0;带入公式得内花键渐开线终止圆直径最小值外花键小径基本尺寸基本齿厚作用齿厚最大值实际齿厚最小值实际齿厚最大值作用齿厚最小值基圆直径§5.2高速轴花键设计查《机械零件设计手册》表7-25mm作用齿槽最小值实际齿槽宽最大值实际齿槽宽最小值作用齿槽宽最大值外花键大径外花键渐开线起始圆直径最大值其中Db=30.31mm;D=35mm选用5H精度，带入公式得内花键渐开线终止圆直径最小值外花键小径基本尺寸基本齿厚mm作用齿厚最大值实际齿厚最小值实际齿厚最大值作用齿厚最小值基圆直径§5.3连轴器花键设计查《机械零件设计手册》表7-25mm作用齿槽最小值实际齿槽宽最大值实际齿槽宽最小值作用齿槽宽最大值外花键大径外花键渐开线起始圆直径最大值其中Db=23.811mm;D=27.5mm选用5H精度，带入公式得内花键渐开线终止圆直径最小值外花键小径基本尺寸基本齿厚mm作用齿厚最大值实际齿厚最小值实际齿厚最大值作用齿厚最小值第六章控制机构设计§6.1自锁弹簧的设计图6-1操纵机构图根据《机械零件设计手》由计算弹簧的直径式子中的参数带入的K=1.23根据实际使用需要一般带入上式根据《机械零件手册》表25-10选用直径为2mm的弹簧其中节距选用3.51mm，工作极限负载为212KN，一圈弹簧工作极限负载下变形。根据需要选用12mm的钢球弹簧的内径为：弹簧的外径为：弹簧的有效圈数其中G—切变模数；有《机械设计手册》表25-5常用材料（摘自GB/T1239）查得;带入公式；圆整至6圈总圈数为自由高度弹簧的刚度压并高度验算稳定性 高径比弹簧符合要求§6.2操纵机构位置的设计操纵手柄的位置选择图6-1操纵机构运动干涉简图因为小齿轮以直线轨迹运动如直线BC，而拨杆是圆弧轨迹如,轮和拨叉之间存在间隙。有三角公式易得OB长度和的关系。如下表6-1操纵机构运动尺寸表OB长度/mm弧度弧长/mm误差/mm101.24904612.490466.837722200.98279419.655878.905996300.78539823.561948.786797400.64350125.740048500.5404227.020987.125354600.46364827.818866.334369700.40489228.342435.659848800.35877128.701655.093666900.32175128.957554.6185031000.29145729.145684.2173711100.26625229.287733.875981200.24497929.397443.58291400.21109329.553073.1076621500.19739629.609332.912899650.43240828.106515.98264

第七章动力输出轴的加工方法§7.1低速轴的加工方法该轴用40Cr圆钢直接下料,其工艺流程加工—调质—金加工—高频—回火—校直—磨外圆。要求除轴头螺纹外,花键表面及轴的各表面都要求淬硬硬层深度不少于1.12mm,硬度48～56HRC,其余部分为25处理方法a1缩短花键轴的高频淬硬区,控制在花键有效使用长度78mm之内,使花键轴高频热影响区远离台阶,两次高频热影响区分开。b1增大台阶根部的R角,减少应力集中。c1拉机动力输出轴联接件尽可能与动力输出轴同心,防止动力输出轴产生很大的弯矩和承受过大的交变弯曲应力。d1控制好轴的调质硬度,防止形成其它的断裂。注意事项根据图纸要求,50mm轴颈和40mm轴表面都应淬火,由于两处直径不一,所用高频感应圈直径也不一,成为两次加热淬火,造成在台阶根部两次热影响的过渡区相连,从而降低了该处表面的硬度和强度。硬度检测结果也说明该处硬度很低,高频淬火过渡区的残余应力为拉应力,而拉应力会导致:①引起淬火开裂;②和外加拉应力迭加产生早期疲劳损坏,两过渡区相连,所产生的拉应力则更大。说明该轴本身强度就低,而高频加热时热影响的温度未能超过该轴的调质回火温度,所以轴热影响区表面与心部硬度基本一致,但其热影响形成的拉应力依然存在。b1该轴的50mm轴颈与花键轴形成台阶,根部形成应力集中,根据使用情况该处大于R3以上为好。第八章使用与保养§8.1使用事项随着农村经济和农业机械化的发展,农业机械作业范围不断扩大,与拖拉机动力输出装置配套作业的农机具大量涌现,如旋耕机、喷雾机、收割机、气吸(吹)式播种机、打瓜取籽机以及秸秆粉碎还田机等。这些机具的应用,不仅减轻了农民的劳动强度，提高了作业质量和综合效益,而且也提高了拖拉机的利用率。但是由于对拖拉机动力输出装置的结构不甚了解,操作方法不甚正确,以致作业质量下降,消耗增加,效率降低,甚至损坏机件或出现人身事故。统计资料表明,近年来因拖拉机动力输出装置造成的机械和人身事故呈上升趋势。一般情况下,在使用拖拉机动力输出装置时应特别注意以下几个问题。【1】正确选型(1)功率匹配。拖拉机动力输出装置的输出功率应大于或等于被驱动农具所需功率,否则拖拉机将超负荷工作,发动机冒黑烟,转速降低,甚至熄火或损坏有关零部件。(2)参数匹配。所谓农具驱动装置参数与拖拉机动力输出装置参数的匹配,即农具被驱动部件的转速、带轮直径、花键规格、离地高度以及旋转方向等应与拖拉机动力输出装置相适应。国家标准规定动力输出轴的两种标准转速为540r/min和1000r/min,其旋转方向由拖拉机后面向前看为顺时针方向。但国产拖拉机由于种种原因,其转速有很大差异,使用中要注意。如铁牛-55型拖拉机动力输出轴的转速为523r/min,上海-50型拖拉机为766r/min,东方红-802型拖拉机为650r/min,东方红-1002型拖拉机为540r/min和1000r/min。【2】正确使用使用动力输出轴时,应尽量使农具驱动装置轴线与拖拉机动力输出轴轴线一致,偏角不得大于30°。工作中在地头转弯或倒退时,应先切断动力,以免损坏机具。使用非独立式动力输出轴时,应首先把主离合器分离彻底后,才能操纵动力输出轴操纵手柄,以达到爪式联轴节的正确接合或分离,否则会损坏联轴节及其他零件。(3)使用半独立式动力输出轴时,应按以下顺序操作。首先把动力输出操纵手柄扳至分离位置;然后用右脚踩下变速箱上部的分离定位销踏板,再彻底分离动力输出轴离合器;把动力输出操纵手柄扳至接合位置;平顺地接合离合器,先以低速运转,检查动力输出轴和作业机械运转情况,确认正常后再投入正常作业。如果不彻底分离动力输出离合器就把动力输出操纵手柄扳至接合位置,易使离合套等零部件损坏,这种错误操作造成的故障较多,要特别加以注意。(4)当使用拖拉机动力输出传动带轮驱动作业机具工作时,应使其旋转方向与被驱动机具传动带轮旋转方向一致,主、从动传动带轮轴线在同一纵向平面上,轮槽对正,传动带松紧度合适;并尽量使传动带松边在上边,以增大包角,减少打滑。(5)经常检查传动部分各螺栓的紧固情况,传动轴及传动带接头是否牢固可靠,及时向万向节十字轴注油。要特别注意安装安全防护装置,工作时不要站在传动轴附近。【3】正确保管长期不使用动力输出装置时,应装好防护罩,以防锈蚀,并保证安全。第九章结论本设计是拖拉机动力出输出总成的设计,经过查资料和参考以往的设计,采用半独立式的传动方式。通常由联动操纵机构的双作用离合器控制的，离合器的踏板行程分为两部分，踏下踏板先分离主离合器，驱动轮停止转动，继续踏下踏板，副离合器才分开。它的特点是拖拉机起步、停车、换档时农机具不停止运转，农机具工作机构起动与拖拉机起步不可以同时进行，本次设计选用的花键都是渐开线花键，具有良好的自动对心功能，保障了传动的平稳性，和齿轮的公差要求。本设计采用的操纵机构简单方便，特别是维修成本低，有利于减少用户的经济负担。本设计的缺点是没有提供同步式的动力输出形式，使得不能满足用户全方面的要求，值得认真研究和改进，以便得到其改进型。本次设计是对我所学知识的一次综合检验和全面考察。通过这次设计不仅使我加深了对本专业理解，也提高了自己独立思考解决实际问题的能力。最终在规定时间内较完整地完成了设计任务.由于本人的水平及经验有限，在本设计中难免出现疏漏和错误，请各位老师多批评指正。

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致谢

PowertakeoffshaftThepowertakeoffshaftusuallycalledsimplythepowertakeoff,providesameanstodrivethemachinethatarebeingtowedbythetractor.theenginepowerofthetractorisbeingusednotonlytopullorcarrythemachine,butalsotooperateit.typicalexampledofmachinesthatarepowerdrivenaremowers.,balers,combine.potatoharvests,andmanurespreader.thePTOprovidesaveryusefulsourceofpower.andthealternativewouldbetofitanenginetoeachofthesemachine.thisis,ofcoursedonewherethepowerrequiredtodrivethemachinemaybegreaterthanthetractorcanbesupply.Generallymostmachinescanbepoweredbythetractor.Powertakeoffshaftarecalssifilyaccordingtotheirlocationofthetractor,typeofthedrive.rotationspeed,andmethodofcontrol.MosttractorareequippedwitharearPTO.someofthemhaveafrontPTO,ROW-tractorusebotharearandasidePTO.AStothetypeofdrive,powertakeoffshaftareclassedastransmissiondrive.live,semi-independent,andground-speedtype,thetransmissiondrivePTOISdrivenfromthetractortransmissionandsoitwillstoprotatingwhenevertheengineclutchisdisengage.ThelivePTOisdrivenfromtheenginecrankshaftthroughtheclutchdrivingmemberirrespectiveofthepositionoftheclutch.thesemi-independentPTOWILLcontinuetooperatewhilethedriverisshiftinggears,butisincapableofbeingengagedordisengagedwhilethetractorismoving.theground-speedPTOhasitsspeedproportionaltothegroundspeedofthetractor.suchAPTOfindsapplicationonrow-croptractorstooperatemachine.suchasmounteddrills.whoseworkingratemustbeinsynchronismwiththegroundspeedofthetractor.Thepowertakeoffarestandardizedat540and1000rpm(ATnominalenginespeed)thespinedendsofPTOshaftofalltractorareofoneandsamesizeandarearrangedatoneandthesamelevelrelativetothetractorsupportsurface.whenthePTOShaftisnotused,itsendiscoveredbyaguardstampedfromsheetsteel.PowertakeoffshaftmaybecontrolbyeithermechanicalorhydraulicmeansLivePTOshaftcanbeengageordisengageontherunbyhydraulicorcomplexmechanicalmeans.WhenthePTOisdisengage,sungearbrakeisreleasedandplanetcarrierisapplied.Inthiscase,PTOshaftisheldstationaryandtheplanetgeartransmitrotationfromtheinternalgeartothesungear.WhenthePTOisengaged.sungearbrakeisappliedandplanetcarrierisreleased.Theplanetgearsnowhavetowalkaroundthesungear.astheplanetgearsrollaroundthesungear.theycarrytheplanetcarrieraroundwiththem.thusdrivingthePTOshaftwhichisrigidlyconnectedtheplanercarrier.WhenthePTOisnotusedthePTOcontrolleverisplacedintoitsneutral(central)position.Inthiscase.boththesungearandtheplanetcarrierbrakesarereleased.Toothedclutch1insertedintothePTOdrivinglinemakesitpossibletohaveeitherindependentorground-speedpowertakeoff.Theclutchisoperatedbyacontrolleverandcanbeplacedintothreedifferentpositions.Whentheclutchisshiftedallthewayforward(totheleft.asshowninFig.165a),driveshaft9(seeFig.164)ofthePTOnitisconnectedtothetransmissionmain(output)shafttoobtainground-speedpowertakeoff.Iftheclutchismovedallthewaybackward(totheright.asshowninFig.165b).thedriveshaftofthePTOunitwillbeconnectedtotheenginecrankshaft,andsopowertakeoffwillbeindependent.Withtheclutchinitsneutral(central)position.nodriveistransmittedtothePTOunit.Toplacetheclutchintothe“GROUND-SPEEDPTO”position,oneshoulddisengagetheengineclutch,whereasplacingitintothe“LIVEPTO”positionrequiredthattheengineshouldbestopped.THEHYDRAULICALLYCONTROLLEDPTOUNIT(Fig.166)includesaplanetarygearsetandaself-containedhydraulicsystem.Theunitiscontainedinacasethatisattachedtotherearaxlehousingofthetractor.ThereductiongearsetofthePTOunitcomprisesdrivegear3carriedonshaft1anddrivengear9andhydraulicclutch10thataremountedonPTOshaft5.TheshaftsaresupportedbyballbearingshousedinboresinthePTOcase.Drivegearshaft1isdrivenfromtheenginecrankshaft,andsotheunitprovidessplinedtoitsshaftandisinconstantmeshwithahubthatisfreelysupportedbyballbearingsonthePTOshaft.TheconnectionbetweenthedrivengearandthePTOshaftiseffectedbyhydraulicclutch10similartothosedescribedinSection11.4.TheclutchcomprisesaseriesofdrivinganddrivendiscsaccommodatedinadrumthatissplinedtothePTOshaft.Theclutchdrivingdiscsaremadeofsteelandequippedwithcermetlinings.Thesediscsaresplinedontothedrivegearhub.Theclutchdrivendiscsofplainsteelarearrangedalternatelybetweenthedrivingdiscsandaresplinedintotheclutchdrum.Insidetheclutchdrum,thereisannularspace12thatplaysthepartofahydrauliccylinder,intowhichfitspiston11.Thepistonissealedintheannularspaceoftheclutchdrumbyacast-ironringontheoutsideandarubberringontheinsideandisloadedbyaseriesofsprings14.ToengagetheclutchandhencethePTOshaft,oilisdeliveredunderpressureintotheannularspaceintheclutchdrum.Thiscausesthepistontomoveagainstspringpressureandtightlycompressthepackoftheclutchdiscs,thusconnectingthePTOshafttothedrivengearofthereductiongearset.Todisengagetheclutch,theannularspaceinitsdrumisconnectedtoareturnlineleadingtooilsump7.Now,releasesprings14forcethepistontoexpeltheoilcontainedintheannularspaceandreleasetheclutchdiscs.Thepistoncarriesaseriesofpinswhich,attheendofthereturnstrokeofthepiston,bringpressuretobearagainstthediscsofbrake13thusstroppingthePTOshaft.Oilisletinandoutoftheclutchthroughpassagesdrilledintheshaft.ThehydraulicsystemofthePTOunitincludesoilpump4,oilintakefilter8,avalvearrangement,andoillines.Thevalvearrangementincludespressureregulatorvalve15andPTOcontrolvalve4(Fig.167)thatarecarriedinacommonhousingboltedtothefrontwallofthePTOcase.Thepressureregulatorvalvemaintainsaconstantpressure(1Mpa)irrespectiveofthedeliveryoftheoilpump.ThePTOcontrolvalveisessentiallyaballvalveloadedbytwospringsandoperatedbyaplungerandaneccentricheldtotheshaftofPTOcontrollever8.WhenthePTOshaftisengaged,thecontrolvalvealsodoublesasareliefvalve.WithPTOcontrolleverinthe“OFF”position(Fig.167a).theeccentriconthecontrollevershaftreleasesthecontrolvalveplunger,whichrelievestheballvalveofspringpressure.Inthiscase,oilpump5drawsoilfromtheoilsumpofthePTOcasethroughoilintakefilter1anddeliversviathedischargelinetobothvalvesofthevalvearrangement.SincePTOcontrolvalve4isrelievedofspringpressure,theoilflowspastitandreturntothesump,someoilgoingthroughpassage3drilledinthePTOshafttolubricatethefrictiondiscsofhydrauliccultch2.WhenthePTOcontrolleverisplacedintothe“ON”position(Fig.167b),theeccentricturnsanddepressthecontrolvalveplunger.Astheplungerisdepressed,itcompressesbothcontrolvalvespringswhich,inturn,pushthevalveagainstitsseat.Thisclosestheoilreturnpassagetothesump.Sincethereisnoescaperouteopentotheoil,thepressureinthesystemgoesup,andtheoilisforcedintoannularspace6oftheclutchandcausesthecultchpistontothePTOshaft.Theoilpressurewillriseto1Mpa,atwhichpointpressureregulatorvalve7willcomeintooperationtomaintainthispressureinvariable.Tomaketheclutchengagesmoothly,thePTOcontrollevershouldbeoperatedslowly.designatedpersonresponsibleforsafety.Therefore,theownerwasnotincompliancewithTitle8Program.(AsofJuly1,1991theStateofCaliforniarequiresallemployerstohaveawrittensevenpointinjurypreventionprogram:designatedsafetypersonresponsibleforimplementingtheprogram;mCaliforniaCodeofRegulations3203--InjuryandIllnessPreventionodeforensuringemployeecompliance;hazardcommunication;hazardevaluationthroughperiodicinspections;injuryinvestigationprocedures;interventionprocessforcorrectinghazards;andahealthandsafetyprogram.)INCIDENTOnDecember22,1991atapproximately8:00a.m.a30yearoldmalePortuguesefarmlaborerwasdrivingafarmtractorwhichwaspullingadairyfeedwagon.Thepowertakeoffunitattherearofthetractorwasdrivingthefeeddispensingaugersysteminsidethefeedwagon.(Apowertakeoffunit(P.T.O.)isanextensionofthetractortransmissionshaftusedtopowerimplementswiththetractorengine.)Thisisacommonmethodoffeedingthedairycowsbyusingtheaugertomixthefeedandpushthecattlefeedout.TheP.T.O.wasapparentlynotfunctioningcorrectly,andtheemployeeleftthetractorengineidlingandclimbedoffthetractortochecktheattachment.TheemployeewasstandingnexttotheP.T.O.whenheturnedtoreachupandpullthehydraulicleverontherearofthetractorwhichengagesordisengagestheP.T.O.AtthistimehisleftshirtsleevewascaughtontherotatingshaftoftheP.T.O.TheemployeewaswoundaroundtheP.T.Oshaftasitrotated.TherotationoftheshaftwedgedhimintothemetalframearoundtheP.T.O.shaftandshearedhisarmalmostcompletelyoff.Healsohithisheadonthemetalframe,receivinga2centimeterlacerationonhisscalpnearthebackofhishead,andacervica