527 履帶拖拉機變速器改進設(shè)計Ⅱ（有cad圖）

527 履帶拖拉機變速器改進設(shè)計Ⅱ（有cad圖）,527,履帶拖拉機變速器改進設(shè)計Ⅱ（有cad圖）,履帶,拖拉機,變速器,改進,改良,設(shè)計,cad 履帶拖拉機變速器改進設(shè)計Ⅱ 摘 要 本次設(shè)計任務(wù)為：履帶拖拉機變速器的改進設(shè)計。 變速箱的結(jié)構(gòu)對拖拉機的動力性、經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、工作噪聲等都有直接影響。變速箱主要用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍工作，設(shè)有空檔和倒檔，并設(shè)有動力輸軸。 為適應(yīng)農(nóng)業(yè)耕作的復(fù)雜工況，要求變速箱采用多檔位,以使變速箱有較寬的速比范圍，以使拖拉機能高效率高質(zhì)量地完成各種作業(yè)。該變速器采用手動嚙合套換檔機構(gòu)，空間三軸布置方式，結(jié)構(gòu)緊湊。 本次設(shè)計按照傳統(tǒng)設(shè)計方法，本著半經(jīng)驗半理論的設(shè)計原則通過類比法確定方案，參照已有變速箱結(jié)構(gòu)，最后以機械零件的強度和剛度理論對確定的形狀和尺寸進行必要的計算和校核，以滿足約束條件，進而縮短設(shè)計周期，降低設(shè)計成本。 關(guān)鍵詞：拖拉機，變速箱，嚙合套，改進設(shè)計 IMPROVED DESIGN Ⅱ OF TRACKED TRACTOR TRANSMISSION ABSTRACT This design is an improving design of the tractor transmission. The structure of the transmission has direct effect on the tractor’s 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 號 說 明 發(fā)動機標定功率， 發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速， 傳動系總傳動比 履帶驅(qū)動輪半徑， 拖拉機理論工作速度， km/h 變速器的傳動比 中央傳動比 最終傳動比 各檔之間的公比 A 中心距， T 軸及軸所承受的轉(zhuǎn)矩， 最大地面驅(qū)動力， 地面支反力， 附著系數(shù) 整車總質(zhì)量， g 重力加速度， 中心距系數(shù) m 模數(shù)， 彎曲應(yīng)力， 彎矩， 軸承基本額定壽命用小時來表示， 當量動載荷， 壽命指數(shù)，球軸承=3，滾子軸承=10/3 目 錄 第一章 前言............................................1 第二章 變速箱的結(jié)構(gòu)分析................................3 §2.1概述.....................................3 §2.2 變速箱的總體結(jié)構(gòu)分析.......................3 §2.2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 .......................4 §2.2.2 零、部件機構(gòu)方案分析.......................5 §2.3 變速箱的總體結(jié)構(gòu)方案的確定.................6 第三章 變速箱主要參數(shù)的確定...........................7 §3.1傳動系傳動比的計算...........................7 §3.1.1 傳動系總傳動比的計算........................7 §3.1.2 總傳動比與各部件間傳動比的關(guān)系..............7 §3.2 變速箱各檔位傳動比的初步確定..................8 §3.2.1 理論車速的分段及對應(yīng)的傳動比................8 §3.2.2 變速箱各區(qū)段傳動比的確定....................8 §3.3 中心距和模數(shù)的確定........................10 §3.3.1 中心距A的確定.............................11 §3.3.2 模數(shù)m的確定..............................11 §3.4 變速箱各傳動齒輪齒數(shù)的確定...................11 §3.4.1 傳動齒輪齒數(shù)的初步確定.....................11 §3.4.2 齒數(shù)及傳動比的最終確定.....................13 §3.4.3 8+4檔變速箱各檔的速比和速度..............13 §3.5 本章小結(jié)..................................14 第四章 齒輪的設(shè)計計算.................................15 §4.1概述.........................................15 §4.2齒輪主參數(shù)的選擇.............................15 §4.2.1 齒輪副中心距...............................15§4.2.2 齒形角.....................................15 §4.2.3齒寬系數(shù)..................................15 §4.2.4 齒輪基本參數(shù)..............................15 §4.2.5 變位齒輪參數(shù)的確定.........................17 §4.3 齒輪強度的校核.................................17 §4.3.1 拖拉機齒輪常用的加工方法..................18 §4.3.2許用彎曲應(yīng)力的確定.........................18 §4.3.3 輪齒彎曲應(yīng)力的求解.......................18 §4.3.4 齒輪齒寬的確定...........................19 第五章 軸的設(shè)計計算...........................20 §5.1軸結(jié)構(gòu)的初步選定...........................20 §5.2 軸的強度校核...............................21 §5.2.1軸T1的強度校核..........................21 §5.2.2軸T2的強度校核..........................26 §5.2.3軸T3的強度校核..........................30 §5.3 本章小結(jié)................................34 第六章 軸承的選用和壽命計算...........................35 §6.1軸承的選用.................................35 §6.2滾動軸承的壽命的計算........................35 §6.2.1 軸承的平均轉(zhuǎn)速............................35 §6.2.2軸承的基本額定壽命........................36 §6.3本章小結(jié).................................37 第七章 結(jié) 論........................................38 參考文獻...............................................39 致謝...................................................40 第一章 前 言 農(nóng)業(yè)是國民經(jīng)濟的基礎(chǔ)，是國家自立、社會安定的基礎(chǔ)，發(fā)展農(nóng)業(yè)須要得到重視。那么發(fā)展農(nóng)業(yè)就離不開農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的發(fā)展，提高農(nóng)業(yè)機械化水平就成為必要，不斷改進我國的農(nóng)用拖拉機也就成為須要。 而且我國是個農(nóng)業(yè)大國，為了提高農(nóng)民勞動效率，拖拉機是必不可少的?；谖覈乩項l件的復(fù)雜情況，既有平原、山地，又有水田、旱地，因此既要滿足平原山地拖拉機作業(yè)的要求又得適應(yīng)水田旱地拖拉機的作業(yè)內(nèi)容。這就要求我們設(shè)計時要全面周到地考慮到農(nóng)業(yè)作業(yè)的復(fù)雜條件，而且要不斷更新技術(shù)，以適應(yīng)需要。 在我國農(nóng)業(yè)作業(yè)的情況很復(fù)雜：旱地耕耙、水田耕耙、鑿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收獲、肥料撒播、裝載、道路運輸、推土、旋轉(zhuǎn)開溝等等。多種作業(yè)環(huán)境就要求拖拉機有較寬的速度范圍（例如：前進檔2km/h—15km/h,倒檔2.5km/h—6km/h），因此對變速箱的要求隨之提高了：既要有較寬的速比范圍，又得滿足整車布置的要求。這就需要較多的檔位，以求拖拉機能高效率高質(zhì)量地完成各種作業(yè)。 履帶式拖拉機變速箱，檔位多，改進難度不小，但基于方便于農(nóng)民的宗旨，應(yīng)該本著負責任的態(tài)度，認真仔細克服改進設(shè)計中的各種問題。 國內(nèi)拖拉機變速器的設(shè)計制造水平的代表為中國第一拖拉機制造廠。其中，以東方紅-1302R橡膠履帶拖拉機變速器為典型。該變速箱繼承了以往東方紅履帶拖拉機產(chǎn)品的諸多優(yōu)點，跟蹤國際先進技術(shù)的發(fā)展方向，采用了多項新穎結(jié)構(gòu)的設(shè)計技術(shù)，實現(xiàn)了東方紅履拖產(chǎn)品的升級換代，特別適合于我國東北和西北地區(qū)大面積農(nóng)田作業(yè)。該變速器為(12+4)檔位嚙合套換檔機械傳動變速箱，高、中、低、倒四個換檔區(qū)域，每個換檔區(qū)域有四種速度，整個變速箱變速范圍大，適應(yīng)多種農(nóng)機具耕作要求，工作效率高。 國外同類產(chǎn)品的設(shè)計水平高、制造技術(shù)先進，各種先進技術(shù)應(yīng)用于變速箱，電子、液壓技術(shù)的應(yīng)用使拖拉機能高效率高質(zhì)量地完成各種作業(yè)。其中以美國的凱斯的“美洲獅” PUMA195拖拉機配用的變速器為典型。該變速箱堪稱最好的全動力換檔變速箱之一。標準配置的18x6電子全動力換檔變速器，在發(fā)動機的飛輪上采用了專利技術(shù)的扭矩傳感系統(tǒng)，用來測量發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和扭矩。變速箱根據(jù)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和負載和行駛速度自動變換檔位，確保了拖拉機工作效率的最大化，并減小了燃油消耗。 所以，我國的拖拉機變速箱的設(shè)計改進空間較大，對相關(guān)工程設(shè)計人員來說，既是挑戰(zhàn)，又是機遇。 第二章 變速箱的結(jié)構(gòu)分析 §2.1 概述 變速箱的設(shè)計需要在整車設(shè)計的總體原則下結(jié)合變速箱要滿足的具體功能展開。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標準化、系列化。 變速箱用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使拖拉機獲得不同使用工況下合適的牽引力、方向和速度，使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作；并能在發(fā)動機運轉(zhuǎn)時可較長時間的停車。 本次設(shè)計是針對“東方紅履帶拖拉機變速箱”進行改進。該拖拉機使用工況復(fù)雜：旱地耕耙、水田耕耙、鑿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收獲、肥料撒播、裝載、道路運輸、推土、旋轉(zhuǎn)開溝等等。多種作業(yè)環(huán)境就要求拖拉機有較寬的速度范圍（前進檔2km/h—15km/h,倒檔2.5km/h—6km/h）。所以設(shè)計中將圍繞以下基本要求： （1）正確選擇檔數(shù)和傳動比，保證拖拉機有必要的動力性和較寬的工作速度； （2）設(shè)置空檔，以使發(fā)動機在啟動、怠速、換檔時切斷發(fā)動機動力傳輸； （3）設(shè)置倒檔，使拖拉機能倒退行駛，實現(xiàn)需要的工作速度； （4）設(shè)置動力輸出裝置，在停車時使發(fā)動機和傳動系徹底分離，可以安全地進行功率輸出； （5）傳動路線短，即動力流經(jīng)的齒輪副少，傳動效率高，結(jié)構(gòu)簡單； （6）工作可靠，換檔省力、方便，不得有跳檔、亂檔以及較高的換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； （7）噪聲低，溫升小，制造容易，成本低、維修方便等要求。 §2.2 變速箱的總體結(jié)構(gòu)分析 機械式變速箱因為具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，所以在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。 §2.2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 一、固定軸式變速箱 變速箱傳動機構(gòu)分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩類。固定軸式又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。固定軸式應(yīng)用最廣泛。兩軸式變速箱多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。由于中間軸式變速箱直接檔工作時，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，且第一，二軸均不承受徑向載荷載荷，只起傳遞轉(zhuǎn)矩的作用。因此直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也較小，另外中間軸式在齒輪中心距較小的情況下仍可獲得大的一檔傳動比，這些是中間軸式變速箱的突出優(yōu)點。其缺點是除直接檔外其他各檔位的傳動效率低。 在通常的三軸式變速箱中，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩由第一軸傳至第二軸，只經(jīng)過一根中間軸。這種變速箱在裝上轉(zhuǎn)矩高于1200-1300的大功率的柴油機時，其齒輪、軸和軸承都要承受很大的載荷，這會導(dǎo)致過早被損壞。所以對于一些重型汽車，一般采用多中間軸的結(jié)構(gòu)。這種變速箱具有2-3根中間軸，在傳遞同樣轉(zhuǎn)矩的情況下，變速箱齒輪的寬度和質(zhì)量可分別減少40%和20%，變速箱的整體質(zhì)量和軸向尺寸也減少很多。 二、倒檔布置方案 倒檔一般布置在主變速箱內(nèi)，這便于在行駛中掛入倒檔。若要得到較多的倒檔，可將倒檔布置在副變速箱內(nèi)，這對于推土、裝載等梭行作業(yè)的拖拉機較為方便，每個前進檔有相應(yīng)的倒檔。但在前進運輸工作中使用倒檔時，有的檔位需要操縱主副變速桿。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些利用在前進檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并且使倒檔傳動比略有增加。 變速箱的倒檔或一檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速箱軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，磨損加快、噪聲增大。為此，變速箱的倒、低檔都應(yīng)布置在靠近軸的支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。 §2.2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 一、齒輪形式 變速箱使用斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造時稍為復(fù)雜，且工作時會有軸向力，但因其使用壽命長，傳動平穩(wěn)和噪聲小而得到廣泛使用，直齒圓柱齒輪多用于低檔和倒檔。 二、換檔結(jié)構(gòu)形式 變速箱換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 汽車行駛時，因各齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒換檔會在齒輪端面產(chǎn)生沖擊并伴有噪聲，而且換檔行程較長。但直齒滑動齒輪結(jié)構(gòu)簡單，制造、拆裝與維修容易，并能減少旋轉(zhuǎn)慣量。現(xiàn)在一般用于一、倒當。 當變速箱第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換檔。這時，不僅換檔行程短，且承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多。目前，該換檔方式只在某些要求不高的檔位及重型車變速箱上應(yīng)用。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。但它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，不過仍然得到廣泛應(yīng)用。 三、軸承 以前變速箱的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承?，F(xiàn)在變速箱的設(shè)計趨勢是增大其傳遞功率與質(zhì)量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述軸承型式已不能滿足對變速箱可靠性和壽命所提出的要求，故使用圓錐滾柱軸承的在逐漸增多。其主要優(yōu)點如下：圓錐滾柱軸承的直徑較小，寬度較大，因而容量大，可承受高負荷；其錐體、外圈和滾子間基本的幾何關(guān)系使?jié)L子能正確對中，確保軸承的可靠性，使用壽命長；圓錐滾柱軸承的接觸線長，如果錐角和配合選擇合適，可提高軸和齒輪的剛度，降低齒輪噪聲，減少自動脫檔的可能，并大幅度提高其壽命；采用圓錐滾柱軸承的變速箱，一般將變速箱殼體設(shè)計成沿縱向平面分開或沿中心線所在平面分開，這樣可使裝拆和調(diào)整軸承方便。 §2.3 變速箱的總體結(jié)構(gòu)方案的確定 綜合上述分析及改進履帶式拖拉機變速箱的設(shè)計任務(wù)要求：已知的設(shè)計數(shù)據(jù)為拖拉機的整備質(zhì)量為7500、發(fā)動機標定功率=106、標定轉(zhuǎn)速=2300、單作用離合器、履帶的滾動半徑為=0.346、車速范圍為（前進檔2—15 km/h，倒檔2.5—6km/h）、檔位數(shù)為8+4檔，確定方案如下:空間三軸（花鍵軸傳動）、主副變速箱（區(qū)）一體式、雙變速桿（一個操縱副變速區(qū)的高、低和倒擋，另一操縱主變速區(qū)的Ⅰ-Ⅳ檔）、手動嚙合套換檔。 圖2-1 變速箱傳動結(jié)構(gòu)方案簡圖 對變速箱傳動結(jié)構(gòu)方案進行分析：Z1和Z2為常嚙合齒輪，Z1通過花鍵與軸T0聯(lián)接；副變速區(qū)的前進高、低檔及倒檔分別空套在T1軸，通過嚙合套傳遞動力；主變速區(qū)的Ⅰ-Ⅳ檔的主動齒輪均通過花鍵與空心軸T2聯(lián)接；主變速區(qū)的Ⅰ-Ⅳ檔的從動齒輪均空套在T3軸，通過嚙合套傳遞動力。主變速區(qū)的Ⅰ-Ⅳ檔主從齒輪為副變速區(qū)的前進高、低、倒檔公用，所以在進行傳動比分配時一定要考慮到主變速區(qū)的Ⅰ-Ⅳ檔主從齒輪所確定的傳動比應(yīng)作為公比計算。倒檔的傳動布置較為巧妙，通過Z15、Z16和Z16’、Z17兩對齒輪將動力傳遞到T2軸，其中Z16’通過內(nèi)花鍵與Z16的加長齒圈聯(lián)接。 第三章 變速箱主要參數(shù)的確定 §3.1 傳動系傳動比的計算 §3.1.1 傳動系總傳動比的計算 傳動系的總傳動比是根據(jù)拖拉機的工作速度和發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)速來確定的?？倐鲃颖劝聪率接嬎悖? （3-1） 已知參數(shù)如下示： 發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速ne=2300r/min，履帶的滾動半徑為rd=0.346m，理論車速v為：前進檔=2~15 km/h，倒檔=2.5~6km/h，則代入上式有： 表3-1 理論速度對應(yīng)的傳動比范圍 前進檔F 倒檔 R 理論車速v（km/h） 2 13 2.5 6 前進檔 150.0 23.1 倒檔 120.0 50.0 §3.1.2 總傳動比與各部件傳動比間的關(guān)系 總傳動比與各部件傳動比間的關(guān)系一般表達為： （3-2） 且已知參數(shù)有：傳動系變速箱輸出端到最終端間的傳動比=21.315，則變速箱傳動比如下表： 表3-2 變速器傳動比范圍 前進檔F 倒檔R 7.04 5.63 1.08 2.35 §3.2 變速箱各檔位傳動比的初步確定 由于發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)速多在1500r/min以上，且以2000~2500r/min較多，并有提高的趨勢。所以變速箱的多數(shù)檔為減速檔，傳動比大于1，個別升速檔的傳動比不宜小于0.8，單對齒輪的傳動比不宜小于0.6，以避免齒輪轉(zhuǎn)速過高而兩增大齒輪上的動載荷和增加攪油損失。 要保證拖拉機工作速度的范圍，使變速箱各檔傳動比能“拉的開”距離。 為了減少零部件的尺寸和質(zhì)量，應(yīng)降低零部件的載荷。為此，應(yīng)盡量使前級部件的傳動比減小，而使最終傳動的傳動比增大。所以，變速箱的傳動比以較小為宜。 綜合上述內(nèi)容，變速箱的傳動比可以按下式初算： （3-3） §3.2.1 理論車速的分段及對應(yīng)的傳動比 理論車速如下表： 表3-3 理論車速的分段 速度區(qū)段 前進低檔 Fl 前進高檔 Fh 倒檔 R 理論車速(km/h) 2 4.8 5 12 2.5 6 依據(jù)下式可以求得相應(yīng)傳動比： （3-4） 表3-4 各速度區(qū)段對應(yīng)的傳動比范圍 速度區(qū)段 前進低檔 Fl 前進高檔 Fh 倒檔 R 總傳動比 7.04 2.93 2.82 1.17 5.63 2.35 §3.2.2 變速箱各區(qū)段傳動比的確定 參照原變速箱方案，變速箱傳動比不宜過大，個別升速檔的傳動比不宜小于0.8且單對小于0.6，單對減速檔傳動比不大于2，且要保證較小的傳動公比，進行各檔傳動比分配。由于主變速區(qū)的Ⅰ-Ⅳ檔傳動比為副變速區(qū)的前進高、低檔和倒檔的公比，所以變速箱各區(qū)段傳動比的分配思路為：先初步確定常嚙合齒輪的傳動比；之后確定前進低檔的傳動比范圍，初選該檔副變速區(qū)的傳動比，然后確定主變速區(qū)Ⅰ-Ⅳ檔的傳動比范圍，且要保證有較小的傳動公比（約為1.3）；最后以主變速區(qū)Ⅰ-Ⅳ檔的最大和最小傳動比為公比，結(jié)合前進高檔和倒檔總傳動比范圍來確定副變速區(qū)前進高檔和倒檔的傳動比。整個傳動比分配過程中，前后相關(guān)，需要反復(fù)細致地調(diào)整，以確定合理的傳動比。以上思路可簡化為下式： (3-5) i代表變速箱各級傳動，i=1，2… 一、 前級減速常嚙合齒輪Z2/Z1的確定 由于變速箱整體結(jié)構(gòu)的限制，及對后級傳動比不宜過大的要求，該級傳動比不宜太小，初步定位：傳動比Z2/Z1=1.84。各速度區(qū)段對應(yīng)的中后級傳動比范圍為： 表3-5 變速器中后級總傳動比范圍 速度區(qū)段 前進低檔 Fl 前進高檔 Fh 倒檔 R 中后級總傳動比 3.82 1.60 1.53 0.64 3.06 1.27 二、 前進低檔齒輪Z4/Z3的確定 初步將Z4/Z3定為2.05，那么對應(yīng)的Ⅰ-Ⅳ檔傳動比范圍為： 表3-6 主變速區(qū)傳動比范圍 1.87 0.79 根據(jù)下式求得Ⅰ-Ⅳ檔傳動公比： （n代表檔位總數(shù)） （3-6） 將表3-6數(shù)據(jù)代入上式有： 那么根據(jù)下式可求得對應(yīng)各檔傳動比： （代表檔位=Ⅳ，Ⅲ，Ⅱ，Ⅰ；=0，1，2，3）（3-7） 對應(yīng)各檔傳動比如下表： 表3-7 主變速區(qū)各檔傳動比 Ⅳ（4）=Z6/Z5 Ⅲ=Z8/Z7 Ⅱ=Z10/Z9 Ⅰ（1）=Z12/Z11 0.79 1.04 1.40 1.87 三、 前進高檔齒輪Z14(9)/Z13的確定 將表3-5的數(shù)據(jù)代入下式求得傳動比為： （3-8） （3-9） 取其平均值如下： 四、 倒檔齒輪Z16/Z15的確定 計算方法同前進高檔，求得傳動比為： 由于倒檔是通過Z15、Z16和Z16’、Z17將動力傳遞到空心軸T2，而它們的傳動比受中心距的約束，在這先不作確定。 §3.3 中心距和模數(shù)的確定 由于中心距和模數(shù)的初步確定都與變速箱輸出的計算轉(zhuǎn)矩有關(guān)，所以補充有關(guān)變速箱輸出計算轉(zhuǎn)矩T3的求解。 根據(jù)文獻[6]中有關(guān)汽車驅(qū)動的地面附著條件并結(jié)合驅(qū)動力與轉(zhuǎn)矩的換算關(guān)系進行計算。 地面附著條件為： (3-10) 將=7500kg，g=9.8N/kg，取=0.85代入上式有： =62475N 地面驅(qū)動力與轉(zhuǎn)矩的換算關(guān)系： (3-11) 查取參考文獻[8]表1-1：=90%92%=82.8%且結(jié)合前面相關(guān)數(shù)據(jù)計算： 1224.8 N §3.3.1 中心距A的確定 變速箱中心距即齒輪箱殼體孔中心距，是齒輪傳動裝置的一個重要尺寸參數(shù)，由齒輪強度、軸承尺寸和壽命等條件所決定。在滿足上述條件的基礎(chǔ)上，應(yīng)盡量減少中心距，以縮小變速箱體積和減輕質(zhì)量。變速箱輸出齒輪副的中心距可按下式估算： （一般取14~16） （3-12） 如第一級中心距與第二級中心距不相等，一般有： , 相應(yīng)第的一級齒輪副的輸出轉(zhuǎn)矩為： 。 由于是改進設(shè)計，中心距A已由原變速箱尺寸決定，即輸出軸T3到二級中間軸T2間的中心距A3=157.5mm，軸T2到一級中間軸T1間的中心距A2=135mm，軸T1到軸T3間的中心距A2’=152.5mm。 §3.3.2 模數(shù)m的確定 在滿足齒輪彎曲強度的條件下，應(yīng)盡量減少齒輪模數(shù)，以提高齒輪的重合度，從而提高齒輪的接觸強度，減小振動和噪聲，并減少齒輪的重量和金屬消耗。一般以經(jīng)驗公式估算： (3-13) 將T3=1224.8代入上式有： ，在GB1357《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》標準中查取m=5。 §3.4 變速箱各傳動齒輪齒數(shù)的確定 §3.4.1 傳動齒輪齒數(shù)的初步確定 一、齒數(shù)與傳動比間的關(guān)系 中心距A和齒數(shù)和間有以下關(guān)系: (3-14) 主、從齒輪的齒數(shù)與對應(yīng)的傳動比有以下關(guān)系: (3-15) 綜合以上兩個公式有齒數(shù)和傳動比的關(guān)系如下： （3-16） 二、中心距A與齒數(shù)Z模數(shù)m間的關(guān)系 1.不同的A和m對應(yīng)的齒數(shù)和為： 表3-8 由中心距和模數(shù)確定的齒數(shù)和 m=4, A=157.5 m=5, A=157.5 m=4, A=135 m=5, A=135 m=5, A=152.5 m=4, A=152.5 78.75 63 67.5 54 61 76.25 2. 不同的A和m對應(yīng)的傳動比為： 表3-9 不同齒數(shù)組合對應(yīng)的傳動比 m=5, A=135 主動z1齒數(shù) 19 20 22 25 29 31 35 =54 從動z2 35 34 32 29 25 23 19 傳動比i 1.84 1.7 1.45 1.16 0.86 0.75 0.54 m=4, A=135 z2齒數(shù) 48.5 47.5 45.5 42.5 =67.5 i 2.55 2.375 2.07 1.7 m=5, A=157.5 z2齒數(shù) 44 43 41 38 34 32 28 =63 i 2.32 2.15 1.86 1.52 1.17 1.03 0.8 m=5, A=152.5 z2 42 41 39 36 32 30 =61 i 2.21 2.05 1.77 1.44 1.10 0.97 §3.4.2 齒數(shù)及傳動比的最終確定 將初步確定下來的傳動比和由中心距、模數(shù)確定下來的傳動比進行比較，且盡量避免成對齒輪齒數(shù)有公約數(shù)、齒輪變位，最終確定的傳動比及相應(yīng)齒數(shù)如下表： 表3-10 各齒輪副對應(yīng)的傳動比 齒輪 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 齒數(shù) z 19 35 22 45 35 28 31 32 25 37 傳動比 i=z2/z1 1.84 2.05 0.8 1.03 1.48 齒輪 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z16' Z17 齒數(shù) z 22 41 29 25 29 32 25 38 傳動比 i=z2/z1 1.86 0.86 1.10 1.52 §3.4.3 8+4檔變速箱各檔的速比和速度 綜合上述內(nèi)容，8+4檔變速箱各檔速比如下表： 表3-11 8+4檔變速器各個檔位的傳動比 主Ⅰ檔 速比 主Ⅱ檔 速比 主Ⅲ檔 速比 主Ⅳ檔 速比 副高檔 2.96 2.35 1.64 1.27 副低檔 7.03 5.58 3.89 3.02 副倒檔 5.75 4.57 3.19 2.47 根據(jù)公式3-4，帶入上表數(shù)據(jù)可求得相應(yīng)車速： 表3-12 8+4檔變速器各個檔位對應(yīng)的車速 （km/h) 主Ⅰ檔速度 主Ⅱ檔速度 主Ⅲ檔速度 主Ⅳ檔速度 副高檔 4.76 5.996 8.596 11.09 副低檔 2.00 2.52 3.62 4.66 副倒檔 2.45 3.08 4.42 5.70 分析上表，前進檔高、低檔速度區(qū)段沒有交叉，最低車速接近設(shè)計要求，但最大車速比設(shè)計要求的15km/h稍低些?？傮w來說，各個齒輪副的傳動比分配較為合理，滿足設(shè)計要求。 §3.5 本章小結(jié) 變速箱傳動比分配的思路如下： (1)根據(jù)理論車速求解前進檔和倒檔對應(yīng)的總傳動比范圍。 (2)根據(jù)傳動系總傳動比與變速箱傳動比的關(guān)系，求出變速箱的傳動比范圍。 (3)結(jié)合經(jīng)驗及傳動方案，確定變速箱各傳動齒輪副的傳動比：先將理論車速分段并求解相應(yīng)傳動比范圍；再確定常嚙合齒輪的傳動比；之后確定前進低檔的傳動比范圍，初選該檔副變速區(qū)的傳動比，然后確定主變速區(qū)Ⅰ-Ⅳ檔的傳動比范圍，且要保證有較小的傳動公比（約為1.3）；最后以主變速區(qū)Ⅰ-Ⅳ檔的最大和最小傳動比為公比，結(jié)合前進高檔和倒檔總傳動比范圍來確定副變速區(qū)前進高檔和倒檔的傳動比。 第四章 齒輪的設(shè)計計算 §4.1 概述 齒輪設(shè)計要考慮：在齒輪運轉(zhuǎn)性能方面：噪聲低、振動小、傳動效率高；承載能力方面：具有所要求的強度和工作壽命；在工藝性方面：能采取容易得到的刀具加工，齒輪參數(shù)與刀具的相協(xié)調(diào)；在經(jīng)濟性方面：保證使用性能和耐久性的條件下，加工和使用的成本要低。 總之，齒輪設(shè)計是齒輪使用性、工藝性和經(jīng)濟性等方面矛盾的協(xié)調(diào)統(tǒng)一，片面強調(diào)單一方面都不能設(shè)計出滿意的齒輪。 §4.2 齒輪主參數(shù)的選擇 §4.2.1 齒輪副中心距 齒輪副中心距（嚙合中心距）的大小直接關(guān)系到齒輪箱結(jié)構(gòu)的尺寸、質(zhì)量、受力元件的強度和壽命。在確定了齒輪副的模數(shù)、齒數(shù)等基本參數(shù)后，再根據(jù)結(jié)構(gòu)條件和強度、性能條件進行精確計算。在計算出各組齒輪副的中心距后，取工作時間利用率最高、受載最大的齒輪副中心距為變速箱中心距。 §4.2.2 齒形角 齒形角大，齒輪的接觸強度和彎曲強度都可以提高，但重合度會降低，噪聲和徑向力會增加，因此應(yīng)根據(jù)不同的工作條件不同的齒形角。一般齒輪常采用20°齒形角。 §4.2.3 齒寬系數(shù) 齒寬系數(shù)為齒寬與模數(shù)之比。齒寬系數(shù)的選擇與齒面硬度、齒向精度、和支承剛度有關(guān)，它直接影響到輪齒的承載能力。對于變速箱齒寬系數(shù)為4.5~7，支承剛度差者取下限值。 §4.2.4 齒輪基本參數(shù) 結(jié)合第三章內(nèi)容，并依據(jù)參考文獻[4]中相關(guān)齒輪基本參數(shù)的計算公式，求得變速箱各齒輪的基本參數(shù)如下： 表4-1 外嚙合標準直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 齒輪 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 齒數(shù) 19 35 22 45 35 28 31 32 傳動比 1.84 2.045 0.8 1111111 1.03 模數(shù) m 5 5 4 4 5 5 5 5 壓力角v 20° 0.94 分度圓直徑d=mz 95 175 88 180 175 140 155 160 齒頂高=m 5 5 4 4 5 5 5 5 齒根高=1.25m 6.25 6.25 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 全齒高= 2.25m 11.25 11.25 9 9 11.25 11.25 11.25 11.25 頂隙 c=0.25m 1.25 1.25 1 1 1.25 1.25 1.25 1.25 齒頂圓直徑=(z+2)m 105 185 96 188 185 150 165 170 齒根圓直徑=(z-2.5)m 82.5 162.5 78 170 162.5 127.5 142.5 147.5 基圓直徑 =dcos(v) 89.28 164.5 82.7 169.2 164.5 131.6 145.7 150.4 齒距 p=3.14m 15.7 15.7 12.6 12.6 15.7 15.7 15.7 15.7 齒厚 s=3.14m/2 7.85 7.85 6.28 6.28 7.85 7.85 7.85 7.85 齒槽寬e=3.14m/2 7.85 7.85 6.28 6.28 7.85 7.85 7.85 7.85 標準中心距a=(d1+d2)/2 135 134 157.5 157.5 基圓齒距 Pb=Pcos(v) 14.75 14.75 11.8 11.8 14.75 14.75 14.75 14.75 z10 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z16' z17 z9 37 22 41 29 25 29 32 25 38 25 1.864 0.862 1.103 1.52 1.48 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 185 110 205 145 125 145 160 125 190 125 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 1.25 195 120 215 155 135 155 170 135 200 135 172.5 97.5 192.5 132.5 112.5 132.5 147.5 112.5 177.5 112.5 173.9 103.4 192.6 136.3 117.5 136.3 150.4 117.5 178.6 117.5 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 15.7 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 157.5 135 152.5 157.5 155 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.75 14.754 14.75 注：Z3、Z4和Z9、Z10需要變位，在后續(xù)內(nèi)容中反映。 §4.2.5 變位齒輪參數(shù)的確定 一、 齒輪變位的作用 變位可以使齒輪副適合既定的中心距；使主、從動齒輪有較佳的強度平衡；可以獲得所需的嚙合角，提高承載能力；避免齒根嚙合干涉或加工時根切。 二、 變位齒輪Z3、Z4和Z9、Z10的基本尺寸 依據(jù)參考文獻[4]中相關(guān)公式求得變位齒輪的基本參數(shù)如下： 表4-2 變位齒輪的主要幾何參數(shù) 齒輪 齒數(shù) z 變位系數(shù) x1,x2 模數(shù) m 節(jié)圓直徑d'=dcosv/cosv' Z3 17 0.26 4 68.5 Z4 50 0 4 200 Z9 25 0 5 125 Z10 37 0.53 5 187.98 §4.3 齒輪強度的校核 由于齒輪材料初選為45鋼，表面淬火，硬齒面，主要失效形式是：疲勞斷裂，所以主要校核齒輪的彎曲疲勞強度，應(yīng)使齒根彎曲應(yīng)力小于或等于許用彎曲應(yīng)力，即。 §4.3.1 拖拉機齒輪常用的加工方法 齒輪毛坯經(jīng)鍛制并正火后，按以下工序進行加工： 精車端面和外圓—加工安裝定位孔（包括花鍵孔）—制齒（滾齒或插齒）—精加工齒部（剃齒或冷擠）—滲碳或碳氮共滲—淬火—珩齒。 §4.3.2 許用彎曲應(yīng)力的確定 查取參考文獻[12]許用極限彎曲應(yīng)力=230。依據(jù)參考文獻[4]中公式求得齒根彎曲應(yīng)力： （4-1） 結(jié)合參考文獻[1]中的推薦值，取試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)=2；彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)=1；彎曲強度最小安全系數(shù)=1代入上式： §4.3.3 輪齒彎曲應(yīng)力的求解 依據(jù)參考文獻[6]中輪齒彎曲強度計算公式求得齒根彎曲應(yīng)力： （4-2） 取應(yīng)力集中系數(shù)=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9，齒寬系數(shù)=4.5~8。 一、 各個檔位齒輪對應(yīng)的軸轉(zhuǎn)矩T： 依據(jù)以下公式求解： （4-3） （4-4） 注：代表輸入，代表輸出。 將前進低Ⅰ檔傳動比=7.03（來自表3-11）代入公式（4-3）求得輸入軸的轉(zhuǎn)矩： 將表3-10傳動比代入公式4-4可以求得相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩如下表： 表4-3 各檔位對應(yīng)的軸轉(zhuǎn)矩 軸 前進低檔Fl 前高檔Fh 倒檔R z2(3,13,15) T1 321.0 z4(5,7,9,11) z9 z17(11) T2 656.5 276.7 538.32 z6 z8 z10 z12 T3 525.2 677.7 971.6 1223.5 觀察上表計算結(jié)果，發(fā)現(xiàn)字體加黑的數(shù)據(jù)為各個檔位相應(yīng)軸承載的最大轉(zhuǎn)矩。 二、 各齒輪的齒形系數(shù)： 各個齒輪的齒形系數(shù)由參考文獻[6]圖3-19查得： 表4-4 各傳動齒輪的齒形系數(shù) z6(T3) z8 z10 z12 z16 z16' z4(T2) z5 z7 0.134 0.14 0.15 0.15 0.14 0.135 0.153 0.15 0.14 z9 z11 z17 z18 z3(T1) z13 z15 z2 z1(T0) 0.14 0.13 0.15 0.14 0.13 0.14 0.14 0.15 0.13 三、 各個齒輪的彎曲應(yīng)力： 將表4-4的數(shù)據(jù)、表4-3的最大值及表4-1相關(guān)m、z值代入公式4-2求出各個齒輪的彎曲應(yīng)力（）： 表4-5 齒輪的彎曲應(yīng)力 （=4.4） z6 z8 z10 z12 z16 z16' z4 z5 z7 240.7 197 166 146.9 197 267.6 131.2 178 205 z9 z11 z17 z18 z3 z13 z15 z2 z1 267.6 321 162 267.6 311 222.5 222.5 178 380 因為，所以當取值大于4.4時，輪齒強度都滿足要求。 §4.3.4 齒輪齒寬的確定 綜合齒輪使用頻次、載荷大小及軸向尺寸不宜過大（軸的剛度要求）等因素，確定各個齒輪齒寬如下表： 表4-6 齒輪齒寬 齒輪 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 齒寬（mm） 24 22 24 22 24 26 22 22 24 齒輪 z10 z11 z12 z13 z14(9) z15 z16 z16' z17 齒寬(mm) 22 24 22 22 24 22 22 24 22 第五章 軸的設(shè)計計算 §5.1 軸結(jié)構(gòu)的初步選定 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力和徑向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的強度和剛度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性、和工作噪聲等均有不利影響。因此，變速器軸的剛度大小因以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。 （1）花鍵的選用：拖拉機變速箱中的軸多用花鍵傳遞轉(zhuǎn)矩?；ㄦI有漸開線花鍵和矩形花鍵兩大類。其定心方式有小徑、鍵側(cè)和大經(jīng)定心三種。漸開線花鍵已經(jīng)被廣泛的采用，主要由于其齒廓能自動定心，鍵齒面接觸良好，強度高，壽命長，加工較容易，檢驗亦較方便。但其熱處理變形要嚴格加以控制。所以，軸的結(jié)構(gòu)形式采用通花鍵軸的結(jié)構(gòu)。 （2）軸的材料： 調(diào)質(zhì)鋼 45 40Cr 45Cr 38CrMo 等； 滲碳鋼 一般只用于帶齒輪的軸，與齒輪的材料相同。 所以，初步確定花鍵軸采用材料為：調(diào)質(zhì)45鋼。 （3）軸徑的初定：由參考文獻[6]中初選公式：軸徑d0.45A，初選花鍵的m=2.5，且結(jié)合設(shè)計經(jīng)驗將各軸軸徑初步定為： 表5-1 軸徑 單位 (mm) T1 T2 T3 外徑 D 49.5 57.5 57.5 內(nèi)徑 d 0 43 0 §5.2 軸的強度校核 軸的彎曲應(yīng)力的計算，當軸上作用著彎曲力矩M和轉(zhuǎn)矩T時，在作出彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖之后，將兩者合成為當量彎矩: (5-1) 當轉(zhuǎn)矩變化性質(zhì)接近于脈動循環(huán)時，取0.5。合成彎曲應(yīng)力為： (5-2) D為花鍵分度圓直徑，d為空心軸的內(nèi)徑。許用彎曲應(yīng)力可查《機械設(shè)計》，45調(diào)質(zhì)鋼Mpa。 §5.2.1 軸T1的強度校核 先作出軸的受力計算簡圖（即力學模型），取集中載荷作用于齒輪和軸承的中點。 一、 齒輪上作用力的大小 （1代表主動齒輪，2代表從動齒輪） （5-3） d為齒輪的分度圓直徑，=20°。從表3-3中查取軸T1的轉(zhuǎn)矩T1=321Nm；將表4-1中相應(yīng)的分度圓直徑代入公式組5-3，可以得到對應(yīng)的齒輪上作用力： 表5-2 齒輪上的作用力 單位 （N） z2 z3 z13 z15 圓周力Ft 3668 7294.5 4427 4427 徑向力Fr 1334 2653.5 1610 1610 二、 建立力學模型及受力分析 1.力學模型如下圖: L2 n 1 2 L Fr1 Ft1 Fr2 Ft2 L1 圖5-1 T1軸受力簡圖 注： 代表垂直紙面向外； 代表垂直紙面向里。 2.受力分析并求軸承支反力（圖5-2(1、3)）： 水平面上的支反力求解： 對支點1： 即： (5-4) 對支點2： 即： (5-5) L2（mm）的大小隨Z3，Z13，Z15在軸上的具體位置來定，從總裝圖上量取相應(yīng)尺寸： 表5-3 軸上齒輪的位置(mm) L 381 L1 41 L2 34 149 226 結(jié)合表5-2數(shù)據(jù)，代入公式5-5可以得到相應(yīng)支反力F(N)： 表5-4 水平面上的軸承支反力 Fv2 -6248.8 -2301 -1406 Fv1 2622.41 1542 647.37 垂