毕业设计（论文）-动力换档拖拉机传动装置设计

本科毕业设计说明书本科毕业设计说明书（题目：题目：动力换档拖拉机传动装置设计学生姓名：学院：专业：班级：指导教师：摘要动力（负载）换挡变速箱就是可以在拖拉机带着负载工作的同时通过变换档位来调整拖拉机工作时的速度，即不间断动力换挡，其主要工作原理是采用摩擦离合器（多为湿式、多片结构的摩擦型离合器）作为动力换档的执行元件，当油液通过油孔进入油腔后产生一定的压力。油液通过液压力使活塞移动，活塞压紧传动片并同步移动，促使多组摩擦片与钢片贴紧产生摩擦力，并利用各组摩擦片与和钢片之间产生的摩擦转矩来传递动力，最终实现动力换档。在此次设计中，主要根据全动力（负载）换挡的原理，研究并设计出适用于大功率拖拉机并拥有动力换向功能的16速前进+16速后退全动力（负载）换挡变速箱，能够降低换挡所需的时间，不会有动力功率流的中断且换档平稳。在未来大功率拖拉机的应用领域上有着良好的前景。关键词：动力换档；拖拉机；变速箱；离合器

AbstractThepower(load)shiftgearboxisabletoadjustthetractor'sworkingspeedbyshiftingthegearwhilethetractorisworkingwiththeload,Itisalsoanuninterruptedpowershift.Themainoperatingprincipleistheuseoffrictionclutches(Usuallyawet,multi-piecefrictiontypeclutch)asapowershiftactuator.Whentheoilenterstheoilchamberthroughtheoilhole,itgeneratesacertainpressure.Thehydraulicfluidmovesthepistonthroughthehydraulicpressure.Thepistonpressesthetransmissionpieceandmovessynchronously.Thiscausesfrictionbetweenmultiplesetsoffrictionplatesandsteelplatestogeneratefriction.Thefrictiontorquegeneratedbetweeneachsetoffrictionplatesandthesteelplateisused.Passpowerandfinallyachievepowershift.Inthisdesign,basedontheprincipleoffullpower(load)shifting,asixteen-speedforwardaddsixteen-speedreversefull-power(load)shiftinggearboxsuitableforhigh-poweredtractorsandhavingpowerreversingfunctionwasstudiedanddesigned.Canreducethetimerequiredforshifting,therewillbenointerruptionofpowerflowandsmoothshifting.Therearegoodprospectsfortheapplicationofhigh-powertractorsinthefuture.Keywords：powershift;tractor;gearbox;clutch

目录第一章绪论 第一章绪论1.1课题的研究背景及其意义1.1.1研究背景农业是一个国家的根本，它同时还是一个基础型的支柱型的产业，农业生产的能力和与其它产业之间的竞争力将会直接关系到对国家经济状况的巩固与经济长久性。最近几年，工业与商业逐步开始迅猛的发展，农业生产方面遭到了较大的压力，由于传统方式的农业的生产率与经济效益都比较低，迫使许多农民决定放弃种地并投入到工商业的领域之中，从而大大降低了有关农业的综合生产力。尤其在一些地理位置比较偏远的地方，由于农业现代化程度不是很高，体力方面的劳动量很大，因此就有一部分人不再继续进行农业生产，这些现象的不断积累导致本国农业的生产力存在非常大的漏洞。如若想要改变这样的状况，每一个人都必须明确科学技术的重要性，要不断的普及农业现代化机械的相关知识，让所有人都能够意识到农业现代化与农业机械化给我们带来的便捷性，以提高大家对农业生产的积极性。农业现代化与农业机械化在很大程度上提高了我国农业生产的效率。拖拉机装载机等众多的农用机具是提高农业生产效率的关键性因素。在农业机械化与农业现代化的进程中，功能性强、操作简便的农用机械越来越成为农业生产中的重要组成部分，他们不但起到了解放人力劳动的作用，还加快了向着农业现代化与农业机械化前进的脚步。为了完好的建设农业现代化，农业机械起着决定性的作用。那些操作简便、实用、生产效率高的智能化环保型农用机械，在我国建设发展现代化农业的过程中也起到了很大的作用。作为农耕机具中最主要同时也是应用范围最广的，拖拉机尤其需要优先发展。深耕、播种及联合耕地作业特别适用于大扭矩型的拖拉机。随着最近一些年国内外不断发展现代农业的技术，将现代智能机械化融入农业发展的现象逐渐增多。凭借着操作方便、生产效率高、智能、绿色环保等诸多的优势，拥有多功能的大功率的农耕机械不断地被广泛的使用着，在我国许多的地区，尤其是在东、西北地区，拥有多功能的大功率的农耕机具应用越来越广泛，对于华南等地的经济作物种植以及华东地域的牧草种植等，均对这种操作方便、生产效率高、智能、绿色环保的大型拖拉机有着迫切的需求[1]。1.1.2课题研究来源课题来源于“十三五国家重点研发计划课题‘智能重型拖拉机动力换档关键技术研究与开发’项目”。1.2国内外技术发展现状就目前的社会情形来看，农业机械尤其是拖拉机向着操作智能型、功能复杂型、品种多样化的方向不断的发展、进步与创新，它主要突出的几个创新点如下：第一，拖拉机的前轮与后轮形态的变化。旧式的拖拉机的前轮与后轮基本上是一样大小的，由于技术上的创新，使传统的结构形态发生了较为明显的变化，这一明显的变化主要体现在拖拉机的轮胎的形态上是前轮相对于后轮变得小一些。改变后便于使用者的操控，使其操作更省力，同时使用起来也更方便。第二，由于在底盘上的结构的创新（即安装输入轴），可以大大增加了各种进行农业活动的悬挂机械的动力。第三，对于这种通常采用三角带传动而不是轮式传动的履带式拖拉机，主要用于扭矩输出较大且负载力较大的场合，目前欧洲资本主义国家正在着手研制。由于变速箱是通过内部齿轮的啮合使拖拉机能够拥有动力来进行变速等正常的工作，可以在发动机正常工作时实现拖拉机较长时长的停车动作，因此，对它设计时的要求也很高：首先，它需要有足够多地排档数，让农业机具拥有较高的使用效率且拥有比较经济的生产方式；并应设有空档，以便于停车。其次，变速箱应可以方便快捷的更换档位，而且能够避免在一个档位没有断开的情况下直接挂在了另外一个档位上，防止出现挂档的情况不稳定的现象。然后，它在传递动力时所流经齿轮时的功率损耗较小，传递动力的效果良好。最后，还应保证它在传动过程中噪声低，温升小等情况。对于机械式变速器，尤其是齿轮传递动力的变速器。按照它变换档位的方法，变速箱可分为挂结式换挡变速箱（变速过程中动力需要中断）和动力负载换档变速器（变速过程中动力不需要中断）。1.2.1挂结式换挡变速箱挂结式变速箱最主要的变换速度的方式有：移动外啮合滑动齿轮换档；移动滑动齿轮内齿套挂档；移动啮合套挂档（齿轮为经常啮合）；移动同步器套环挂挡（齿轮为经常啮合)。移动外啮合滑动齿轮换挡变速箱内部主要的构造是由起主要传递动力的齿轮在主动轴的上面做滑动运动，使起主要传递动力的齿轮与被传递动力的齿轮互相啮合。移动啮合套换挡的必要的构造是在从动轴上被传递动力的齿轮与主动轴上的空套的需要主动传递动力的齿轮保持一直啮合的状态，通过改变啮合套在主动轴上所处在的位置，使空套的需要主动传递动力的齿轮同主动轴保持同样的转速且跟随主动轴一起做回转运动。同可以在轴上移动的齿轮相比，由于它的活动范围并不大，可以在回转速度不是很高的情况下使它们互相啮合，因此移动外啮合滑动齿轮换档比啮合套换挡要难一些。上面所描述的变速器改变速度的方式由于它们主要的组成结构不是很复杂，且比较容易加工与制造出来，在拖拉机应用的初级阶段使用的范围比较广。但是这两种变速器在变速的时候，互相啮合的齿轮回转速度有一些差别，变换速度时发出的声响比较大，如果使用的不合理，会损环齿轮的轮齿结构导致齿轮的失效，因此，自一九三零年同步器被研究出来以来，欧洲的一些国家就逐渐用同步器变速代替了啮合套变速以及移动外啮合齿轮变速。同步器变速的变速箱是采用相对移动的原理，加快了互相啮合的轮齿的旋转速度的相近的程度，能够使他们换挡的速度加快，所以，它能够平稳的改变拖拉机的行驶速度，降低了齿轮在啮合时产生摩擦碰撞的次数，增加了齿轮工作的时长，在拖拉机变速箱的发展史上有着绝对重要的地位。1.2.2动力换挡变速箱动力（负载）换挡变速箱就是可以在拖拉机带着负载工作的同时通过变换档位来调整拖拉机工作时的速度，即不间断动力换挡，其主要工作原理是采用摩擦离合器（多为湿式、多片结构的摩擦型离合器）作为动力换档的执行元件，当油液通过油孔进入油腔后产生一定的压力。油液通过液压力使活塞移动，活塞压紧传动片一起移动，促使多组摩擦片与钢片贴紧，利用各组摩擦片与和钢片之间产生的摩擦转矩来传递动力，实现动力换档，由于在交替过程中必然存在摩擦副打滑，所以多采用粉末冶金或纸基的摩擦材料，以提高使用工作寿命，一般纸基的材料的摩擦性能和使用寿命比较理想。动力换档变速箱按照功能的完善程度划分，可分为全动力负载换挡和部分负载动力换挡两大类。所谓全动力换挡指的是变速箱所有的档次都可以不中断动力而换挡（一般为依次换挡），在它所有速度的区段内，传递出了转矩和行驶速度是无间断的和有级的改变的。而对于部分动力负载换挡变速器是指在整个速度范围内将速度分为几段，在每段内是动力换档，而在另一段的换挡要分离主离合器，并挂接齿轮，动力要中断，每段可以有两档、三挡、四挡动力换档。两档动力负载换档机构又称之为增距器，是最早出现的动力负载换档变速器。1.2.3国内外情况综合对比对于美国农机领域的发展趋势，于1940年起率先完成了农作物生产的机械化，一九六五年至一九六九年基本可以完成全机械化的农作物生产；一九七一年至一九七四年间完成了不同种类的经济作物从播种到丰收的各个环节的全面自动化，目前农业现代化的完成率能够接近百分之百。二零零七年美国的农耕用具的总价值为一千七百四十九亿美元，每家农场的农业用具平均投入可以达到八点八万美元，每台拖拉机负担平均耕地面积为一千二百六十亩、播种面积为五百五十二亩。在二零零二年，功率在三十六点八千瓦至五十八点八千瓦的拖拉机已经应用广泛，拖拉机总量为二百零六点六七万台，比例可以达到百分之四十五；功率在36.8千瓦以下的拖拉机国内不生产，均为进口，总量大概为141.58万台，比例可达到百分之三十一；大功率的拖拉机普遍使用58.8千瓦以上的四驱产品，总量为一百一十一万台，比例可达到百分之二十四。对于日本来说，农业发展的初期农田土地上的作业主要依靠的不是机械力，六十年代后，农田土地上的作业改为依靠机械力，至一九六七年止，基本实现田间作业的农业机械化，一九七七年又实现水稻生产全程的机械化。由于田间作物的细小，因此拖拉机主要发展为轻载荷的形式，并且平均有51kW(70

hp)以下，拥有的数量很多，远远超过了一些应用范围较广的其他的国家。

第二章动力换挡变速箱的基本设计方案2.1变速器设计要求完成动力换挡自动变速系统总体方案设计，湿式离合器等关键零部件设计及动力换挡自动传动箱传动装置设计，以实现动力换挡16速前进，16速倒退及动力换向等功能。2.2变速器设计基本参数1）发动机功率(kW):191.2；2）全动力换档:16速前进+16速倒退；3）动力换向；4）拖拉机设计速度：50Km/h；5）后桥中央传动比：3.8；6）最终传动：7.04；7）后轮型号：20.8R428）图2-1发动机功率，转矩与转速间的关系图表2-1发动机基本数据ArbosBoostedgiri/minpotenzacoppia22001918302100195888200019894319001989971800199105317001961101160019111381500182115214001681146130015311241200137108711001211048100010110002.3变速箱功率传递方案拖拉机作为众多农业装备的动力源，与悬挂、牵引和附装的各种配套农机具配套，形成众多不同的作业机组。在各种不同的作业环境下，由于作业机组对拖拉机的速度、输出功率以及输出形式的要求不同，因此，拖拉机需要设置多个不同的档位，从早期的十个前进挡和两个后退档发展到现在最多的四十个前进挡和四十个后退档，档位不断地增多，不但可以增加发动机输出的功率的利用率，还可以扩展变速箱变速的速比范围，使其适应不同的复杂的地理状况以及各种作业项目所需速度的要求[2]。对于多个档位传动的变速箱，若采用传统的传动方式，一定会增加变速箱的尺寸与体积，使变速箱的结构变得复杂，因此在动力换档变速箱中，一般会采用主箱串接副箱的多级传动方式。对于两档动力换档的档间级比应大于1.2，而对于全动力换挡，档间级比可以小于1.2；档间级比应大于或等于外部工作阻力矩增值比，根据对田间载荷的测量，阻力矩增值比在1.1与1.25之间的范围内，所以档间级比不宜小于1.25，过小的级比克服不了增大的阻力，过大的级比虽然可以克服阻力的增大，但会降低生产率。如果段内档数多，则级比可以选的小一些，因为可以有较多的档位可供选取，使拖拉机能够处在最佳的动力状态，用于逐级加速时，例如在做运输的工作时，档间级比就可以取得较大一些。综上所述，动力换档变速箱的最佳档间级比应该在1.2和1.35之间。在普通的变速箱的基础上，可以增设其他的较高或者较低的档位，例如爬行档、超速档等，以获得更高或者更低的运行速度。一般爬行档最低的速度可在0.24千米每小时左右，超速档最高的速度可达到五十千米每小时左右。各档速度的数值理论上来讲，农耕的速度按照等差数列来排列，可选择插花[3]的方式来排列顺序，当副箱传动比的变化率大于低速组所有高档与抵挡速度之比时，即副箱传动比的变化率大于主箱传动比的变化率时，可实现顺序换挡，当副箱传动比的变化率小于低速组所有高档与抵挡速度之比时，即副箱传动比的变化率小于主箱传动比的变化率时，可实现完全插花换挡，当副箱传动比的变化率介于上述两者情况之间时，可以实现部分插花换档[4]。在五千米每小时至十一千米每小时的区段内可安排六个或六个以上的档位，运输速度按照等比级数排列，应尽可能的按照顺序排列，仅安排四个或者五个档位就可以了[5]。2.3.1传动方式的分类变速箱的主要功能是为拖拉机提供其所需要的排挡数目和不同的速度的数值，不同的排档数和速度值是采用使功率流流经不同的齿轮副的方法来实现的，所以功率的流经方式基本上可以表现出变速箱的传动方式以及传动特点。常见的基本变速箱的类型有四种，分为Ⅰ型变速箱、Ⅱ型变速箱、Ⅲ型变速箱、Ⅳ型变速箱。Ⅰ型变速箱的典型特点是输入轴与输出轴在同一水平线上，共经过两对齿轮输出动力；Ⅱ型变速箱的高档是由一组齿轮副构成，低速挡经过一组齿轮副后再经过另一对齿轮副传出动力，共经过三对齿轮传动，虽然输入轴与输出轴不同心，但各轴均在同一个平面里；Ⅲ型变速箱就是普遍的所谓空间三轴式变速箱，但空间三轴式的变速箱不一定是Ⅲ型的变速箱，Ⅲ型变速箱可以不另设倒档轴，可以布置公用齿轮，因而结构较为简单；Ⅳ型变速箱并不是组成式的变速箱前后两级是并联的关系，这种变速箱一般是空间三轴式的，也可以不另设倒档轴，还可以设置共用齿轮，此类型的变速箱比较容易达到所要求的速度。若将上述的四种类型的变速箱的中间轴分为两段，加上啮合套，则成为分联型变速箱。分联型变速箱可获得超低速档，因而可扩大速度变化的范围，增加档数，还可设置共用齿轮。但由于分联型变速箱齿轮副较多，因而传递效率较低。分联档可作为选装的爬行当装置。2.3.2倒挡和爬行档的传动方案倒挡齿轮一般设置在主变速箱内，这对于行驶中的倒挡是很方便的，只需要扳动主变速杆就能挂倒档。但对于推土、装载等梭形作业的拖拉机来说，若要得到较多的倒退档需要将倒挡设置在副变速箱内，使每一个前进挡都对应一个相应速度的倒退档。常见能够实现倒退的结构主要有三种：一可以设置倒挡惰轮。倒挡惰轮一般安装在倒档轴上。Ⅰ型变速箱与Ⅱ型变速箱的结构中倒档轴需要专门设置，倒档齿轮的布置方式有两种：一种是在倒档轴上安装双联齿轮，倒挡为两级减速（若传动比能够实现，也可以设置单个惰轮，但齿宽需等于双联齿轮的齿宽）；另一种是在倒档轴上和输入轴（或输出轴）上各装一个倒档专用齿轮。Ⅲ型变速箱和Ⅳ型变速箱的倒挡惰轮可装在变速箱的输入轴、输出轴或中间轴上；也可以不经过中间轴而从输入轴直接传到输出轴上，直接形成倒档；或从输入轴传到输出轴的惰轮，由该惰轮再返回到中间轴，然后折回到输出轴上，形成多倒挡。二用圆锥齿轮换向。通过圆锥齿轮可方便地实现与前进速度的数值等值的倒车速度。若需其他倒车速度，则需操纵主变速杆和倒挡操纵杆以获得所需的该倒车速度，这适合于横轴式变速箱。三另设倒挡副变速箱。倒挡副变速箱是在串联于变速箱前部。这样可得到与前进档数相同的倒档数，但结构较为复杂。2.3.3拖拉机动力换挡传动方案该传动方案通过对湿式离合器等关键零部件的设计，可实现动力换挡16速前进，16速倒退以及动力换向等功能。图2-2动力换挡变速箱传动简图

第三章拖拉机动力换档变速箱参数的确定3.1拖拉机车速的计算同其他车辆相比较，拖拉机对自身变速箱所能达到的速度与档位是有很大的区别的，拖拉机的工作环境主要是在田野和树林中做各种田间工作，由于各地区的田地土壤的坚实程度不尽相同，南方与北方的土地差别较大，因此拖拉机所受到的摩擦力也不相同。所以在设计拖拉机车速时应设计的使田间工作效率高一些，功率的传递效率更好一些。拖拉机常用的工作状态一般可以分为3种，对于犁耕与耙耕的作业项目，拖拉机的速度可以在四千米每小时到十千米每小时，其中旱田的工作速度相对来讲会稍大一些，为五千米每小时至十千米每小时，而水田的工作速度相对旱田的工作速度小一些，大概在四千米每小时至六千米每小时；对于播种时的工作状况，速度可达到六千米每小时至十千米每小时；在中耕的运行环境下，拖拉机的车速可达到五千米每小时至十八千米每小时；而在谷物收获的工作状态时，拖拉机的车速可达到三千米每小时至八千米每小时。由此可知，中等速度的工作状况最复杂，应用的时长最长，因此在设计变速箱的车速时应该在作业的速度区段设计较多的档位。以下两个表格为拖拉机动力换档变速箱16速前进与16速后退各档所对应的速度。

表3-1动力换档拖拉机16速前进挡工作状况速度公比速度(km/h)低速q=1.26V1=2.1V2=2.64V3=3.33V4=4.2耕作q=1.19V5=4.88V6=5.81V7=6.914V8=8.23V9=9.79V10=11.65V11=13.865V12=16.5运输q=1.33V13=21.26V14=28.27V15=37.6V16=50

表3-2动力换档拖拉机16速后退挡工作状况速度(km/h)低速V1=2.9V2=3.44V3=4.31V4=5.24耕作V5=6V6=7.1V7=8.9V8=10.83V9=11.64V10=13.8V11=17.3V12=21.1运输V13=34.38V14=40.39V15=48.28V16=55

3.2拖拉机变速箱传动比的计算拖拉机变速器的传动比是指瞬时传动的速度除以传出的速度。传动系数等于驱动轮旋转的速度除以从动轮旋转的速度的比率；还等同于所对应齿轮的节圆的反向直径比率。传动比还可以表示为某个机构中两个相对旋转的元件的角速度的比率，也可以称之为速度比。构件m和构件n的传递系数为齿轮m的角速度ωm与齿轮n的角速度ωn的正比或者齿轮m的转速nm与齿轮n的转速nn的正比。其中ωm和ωn分别是构件m和n的角速度（rad/sec）；nm和nn分别是部件m和n的旋转速度（转数/分钟）。当等式中的角速度为瞬时的值时，那么所得到的传动比是瞬时传动比。当公式中的角速度是平均的值时，所得到的传动比是平均传动比。就理论上来讲，对于绝大多数带渐开线轮廓的齿轮传动的变速箱，瞬时传动比是恒定的;对于带有摩擦轮的链传动和带传动，瞬时传动比就会发生变化。对于可互换的驱动装置，传动比可以用轮m和n的齿数Zm和Zn表示，传动比为齿轮n的齿数除以齿轮m的齿数；对于摩擦驱动，传动比可以由轮m和n的直径来表示，传动比可表示为轮n的直径与轮m的直径的正比[6]。传动比计算公式:i∑i=0.337×i∑i=ibj·iz·im∴ibj=0.337×式中：i∑i：拖拉机传动系总传动比；ibj：拖拉机变速箱的传动比，即各齿轮副的传动比；iz：拖拉机中央传动的传动比；im：拖拉机最终传动的传动比；nN：发动机的标定转速（r/min）；rq：驱动轮动力半径（m）；Vli：拖拉机第m档的理论行驶速度（km/h）。表3-3动力换档拖拉机变速箱理论传动比iiiiiiiiiiiiiiii

表3-4动力换档拖拉机变速箱实际传动比前进挡传动比后退档传动比一档7.4145.09二挡6.274.3三挡4.9953.43四挡4.112.82五档3.4282.46六档2.92.08七档2.311.657八档1.91.365九档1.7681.27十档1.4951.07十一档1.1910.855十二档10.7十三档0.6020.43十四档0.510.366十五档0.410.3十六档0.330.25

第四章齿轮设计4.1概述对于齿轮的设计主要在这些地方需要注意：在齿轮运转性能方面，应保证齿轮运转时的噪声较低，振动较小，传递效率更高；在齿轮的承载能力方面，应确保所设计的齿轮具有所要求的强度和工作寿命，或者能够保证在规定寿命下轮齿的可靠度；对于加工的难易度来讲，可以利用市场上常见到的刀具进行处理，应注意保持齿轮与刀具的配套使用；关于经济的方面，当能够确保齿轮的各种性能良好的情况下，尽可能的降低作用到的成本。概括地讲，要统一轮齿的利用率、加工的难易程度和成本的使用情况等的矛盾[7]。4.2齿轮副中心距1）名义计算载荷：Tj=Teb×i×ηI；η：发动机到该零件的传动比和传动效率2）变速箱中心距A2=k×K:中心距系数，一般为14～16一般输出端的中心距A2应根据一档的转矩来计算的，因此仅需计算一档的转矩。T1=830×7.874×0.973=5967.43）输出轴中心距及齿数和的计算：A2=15×35967.4=272.025mm,初取AZ∑2=2A2×cosβ修正A2后得A2=m×Z∑24）中间常啮合齿轮齿数和的计算：中间常啮合齿轮与输出端齿轮中心距相同,因此Z∑2=1455）输入轴中心距及齿数和的计算：A1=0.85A2=0.85×270≈229.5mmZ∑1=24.3齿轮的主要参数选择4.3.1模数m表4-1常见拖拉机变速箱的主要齿轮模数机型T2（N.m）A(mm)Km泰山-3002009215.72.5Ty-4003168913.063迪尔114041398.44813.23.25迪尔445074513314.73.63，4.46江淮-50045511915.53.5江苏-5037411816.373.5上海-5044911515.13.5菲亚特80-9060511113.123.5菲亚特90-9064011112.883.54.3.2螺旋角具有螺旋角的齿轮可以让同一时间啮合的轮齿数目增多，螺旋角增大，轴向力也会随即增大，精度较低的齿轮采用斜齿轮的意义也不是很大的，通常来讲，圆柱齿轮的螺旋角一般在十度至35度的范围内，常用的圆柱齿轮的螺旋角在十五度至三十度的范围内。4.3.3齿形角齿形角大，轮齿的接触强度与弯曲强度均可以有明显的提高，对于重载齿轮，如若从强度上考虑，以增大齿形角为宜。二十五度的齿形角对拖拉机变速箱时比较合适的。采用二十五度的齿形角的齿轮副，其强度和重合度也是比较合理的。若采用二十度的齿形角并采用非零正变位来增大啮合角同样也可以达到提高齿轮强度的目的，但由于重合度会降低，齿轮的齿顶会变得比较尖，加工上不是很方便。高速齿轮和要求噪声较低的齿轮宜采用较小的齿形角，若采用二十度的齿形角，并且采用负变位来减少啮合角也同样可以达到降低噪音的目的，但加工方面就略有不便。4.3.4啮合角在齿轮的齿形角，端面模数和壳体中心距全部确定后，通过公式的计算就可以确定齿轮副的啮合角，如果采用的是零变位的齿轮副，则齿轮副的齿数和就等于两倍的壳体中心距与端面模数的比值。同齿形角的选择相类似的是对于重载齿轮，啮合角应略大，以满足齿轮强度的需要，啮合角以二十四度至二十六度的范围内选取为宜；对于高速齿轮，啮合角可在十八度至二十四度的范围内选取。4.3.5齿轮加工方法对齿轮功能的影响拖拉机的齿轮常用的加工方法为齿轮的毛胚经锻制并正火后按照此类加工方法进行加工：首先精车端面和外圆，其次加工安装定位孔（包括齿轮上的内花键孔），然后制齿（可以选择滚齿或插齿），再精加工齿部（剃齿或冷挤），然后渗碳或者碳氮共渗，再进行淬火工艺，最后珩齿。对于双联齿轮或多联齿轮，若相邻的齿轮较近，小直径的齿轮不便于滚齿时，则必须选择插齿工艺，插齿后一般不需要再剃齿和冷挤，因而提高齿轮精度受到限制；用插齿的方法加工出的齿轮的齿形与滚齿和剃齿的齿形略有不同。由于齿轮热处理（渗碳、淬火）后齿廓会变形，而滚齿、剃齿一般会在轮齿中部形成中凹，因此还应针对中凹的程度和齿廓的变形规律设计或修磨专用的剃齿刀[8]。

4.3.6齿轮齿数的分配表4-2齿轮齿数的分配ZZZZZ1档2档3档4档Z5档6档7档8档Z9档10档11档12档Z13档14档15档16档

第五章离合器的设计计算5.1离合器设计要求离合器是用来连接和切断动力源的主要组件，离合器不仅可以实现对变速箱档位变换的控制，还可以防止传动系统的过载实现对传动系统的保护。拖拉机的变速箱中广泛使用的是多片式摩擦型离合器，其结构简单，结合速度快，传递动力时功率的损耗相对来讲较小一些，因此对于离合器需要提出一些要求：1.良好的传递发动机所输出的全部扭矩并且结合后不产生滑动磨损等现象；2.分离的时候要保持摩擦片与钢片迅速地完全分离，否则会造成滑动磨损产生大量的热量烧焦传动片，影响离合器的正常工作；3.保证拖拉机起步平稳，减少起步过程中传动系统的冲击载荷；4.保持优良的散热条件以防止由于滑动磨损引起的温度过高以至于烧焦摩擦衬面；5.操纵方便；6.结构简单调整维修方便且使用寿命长。5.2离合器的类型及其结构现阶段的农用汽车的变速箱中采用最广泛的就是采用摩擦离合器（多为湿式、多片结构的摩擦型离合器）作为动力换档的执行元件，它可以按照摩擦表面的工作环境分成干式离合器和湿式离合器两种；还可以通过摩擦片的数目分成单片型离合器、双片型离合器和多片型离合器；还可以通过摩擦片被压紧的方式分成弹簧、杠杆和液压压紧这几类；还可以将离合器分为单作用型（只能在一个方向上发挥作用）和双作用型（可以在正反两个方向上发挥作用）。干式离合器的结构较为简单应用广泛，其中单片离合器由于它的从动部位的转动惯量小、分离彻底散热良好、结构简单等原因应用的情况比较多，双片式的和多片式的离合器结合的虽然较为平顺，但由于分离时不容易分离的彻底，从动部位转动惯量大，中间压盘散热不良，一般只应用在径向尺寸受到限制，采用单片时的摩擦转矩不够的场合。湿式离合器用黏度较低的液压油冷却摩擦片与钢片的表面，因此散热条件较好、滑动磨擦损耗较小，可以在条件较恶劣的环境下工作，多用于大功率的拖拉机的变速箱中使用。又由于在湿式的环境下摩擦片与钢片之间的摩擦系数小，故多采用双片式离合器和多片式离合器，且还需要较大的压紧力，因此往往用液压操控。现有的轮式拖拉机和部分履带式拖拉机均采用脚踏板操纵的弹簧压紧式（又称经常结合式）离合器，部分履带式拖拉机采用手操纵的杠杆式（非经常结合式）离合器，这类离合器便于较长时间保持在分离的状态，特别适用于推土、铲运、平地等工程作业。5.3离合器主要参数的确定对于片式摩擦型离合器，其主要的参数有离合器摩擦副的对数、离合器的储备系数、离合器摩擦片的外径与内径、离合器摩擦片所受到的压紧力等。离合器的储备系数可以表示为最大摩擦转矩与发动机标定转矩的比值，它对离合器的工作性能有着很大的影响，若储备系数太小，在压紧力和摩擦系数降低时会使离合器不能可靠的将发动机的全部转矩输出，但与此同时离合器的尺寸将会增大。因此对于弹簧压紧式和带有补偿弹簧的杠杆压紧式离合器，离合器的储备系数一般在二点四至二点六的范围内；对于刚性杠杆压紧式干式离合器的储备系数的范围是二点八至三点五左右；对于湿式离合器，储备系数大约在二至二点五左右。在工作繁重、离合频繁或者发动机转速较高时离合器的储备系数可取的较大一些；若摩擦系数和压紧力较稳定，则储备系数可取得小一些[9]。1)离合器的计算扭矩Mj M2)储备系数β=M对于工作繁重、离合频繁或发动机转速高的场合，β应取大一些；对于摩擦系数和压紧力较稳定的场合，β可取小一些。因此取β=1.9，则MLmax=β×Meb=1.9×830=15773)摩擦系数μ和许用单位压力[P]取钢对粉末冶金：μ=0.06～0.12，可以取μ=0.12[P]=1.2～2.0，可以取P=24)摩擦衬面内外径之比C:C=D5)摩擦衬面面积利用系数Ψ:Ψ=0.65～0.856)摩擦面对数i单片i=2；双片i=47)压力损失系数ηη8)摩擦衬面外径D2和内径D1的计算DD1=CD2

9)摩擦力合力作用半径R10)压紧力F与单位压力q的计算

(1)压紧力F=(2)单位压力q=4Fπ(D11)活塞内外径的确定活塞外径应略小于或等于摩擦衬面的外径活塞的内外径之比C=D

表5-1各档离合器计算结果参数符号单位C1离合器C2离合器C3离合器C4离合器CF离合器C5离合器C6离合器C7离合器C8离合器活塞大径Dh2mm145145145145145145185145113活塞小径Dh1mm565656565656675641活塞工作行程lmm4.25.64.23.53.53.54.23.54.2摩擦片衬面内径D1mm828282828282868265摩擦片衬面外径D2mm150150150150150150190150118摩擦系数μ0.120.120.120.120.120.120.120.120.12摩擦片数量Z686555656工作油液密度ρKg/m3900900900900900900900900900计算工作扭矩MjN·m8301078.53830707.51697.45697.452296.1697.45389.74活塞面积Shmm212236.512236.512236.512236.512236.512236.51949612236.57109.4摩擦片面积Smm212967.712967.712967.712967.712967.712967.720891.612967.77809.2摩擦片上工作力Q0N200061500420006240072400724007107522400725468摩擦合力作用半径RPmm54.7454.7454.7454.7454.7454.7469.654.7443储备系数β1.91.91.91.91.91.91.91.91.95.4压缩弹簧的设计计算弹簧个数z:是3的倍数单个弹簧压紧力F0=(0.04-0.1)F∆FN:摩擦面对数∆s:每对摩擦面的间隙，多片式：∆s=0.33.弹簧内径d=1.63KCFK:弹簧曲度系数，K=τP:一般为弹簧中径D=C×d弹簧外径：D+d弹簧内径：D-d4.有效圈数n0与总圈数NnN=n0+(1.5～5.节距P及自由长度H0P=0.3DH0=Pn0参数C1离合器C2离合器C3离合器C4离合器CF离合器C5离合器C6离合器C7离合器C8离合器钢丝直径999999899弹簧中径656565656565756550弹簧内径565656565656675641弹簧外径747474747474837459有效圈数n02.753.52.752.752.752.752.52.754.5总圈数N44.544443.546节距p18.518.518.518.518.518.52118.514弹簧刚度8670869090905490113.2自由高度60746060606060.56072表5-2压缩弹簧的相关参数

第六章轴与轴承的设计计算及校核6.1轴的计算据前面算出,A2=253.75mm，中间轴与输出轴的最大轴段尺寸为d=(0.45-0.6)A，且轴的最大尺寸d和支撑跨距L的比值是：中间轴，d/L=0.16至0.18；输出轴，d/L=0.18至0.21。其中输入轴中加工出花键部分的轴段可按照公式进行初选:式中：K为经验系数，K的取值范围为4至4.65；Temax为发动机输出的最大的转矩（N.m）。因此可以得到输入轴加工出的花键外径尺寸为50mm；输出轴加工出的花键外径尺寸为为60mm；中间轴加工出的花键外径尺寸为为58mm.。6.2轴的强度校核1.第一轴的校核图6-1第一轴受力图由于在最低档时轴容易有较大的挠度，由此应该检验轴的强度[10]：1)水平的反向支持力RHA、RHBRHA+RHB=Ft9RHAL1=RHBL2所以求得的结果RHA为8994，01N，RHB为4276.62N，弯矩MHC：MHC为-896.48N.m2)求垂直的反向支持力RVA、RVB弯矩MVC。 RVA+RVB=FR9Fr2L1+1/2Fa9d9=RVBL由此可得RVA=419N，RVB