履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ.pdf

《履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《履带拖拉机变速器改进设计Ⅱ.pdf（46页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。

1、 1 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

2、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 2 IMPROVED DESIGN 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 tractors traction perfo

3、rmance 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 acceler

4、ating.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 tract

5、or 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,t

6、he 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

7、3 符 号 说 明 Pe 发动机标定功率，Kw en 发动机标定转速，/minr ti 传动系总传动比 dr 履带驱动轮半径，m v 拖拉机理论工作速度，km/h bi 变速器的传动比 zi 中央传动比 mi 最终传动比 q 各档之间的公比 A 中心距，mm T 轴及轴所承受的转矩，Nm maxxF 最大地面驱动力，N zF 地面支反力，N 附着系数 0m 整车总质量，kg g 重力加速度，/N kg K 中心距系数 m 模数，mm 弯曲应力，Mpa M 弯矩，Nm hL 轴承基本额定寿命用小时来表示，h P 当量动载荷，N 寿命指数，球轴承=3，滚子轴承=10/3 4 目 录 第一章 前言.

8、1 第二章 变速箱的结构分析.3 2.1概述.3 2.2 变速箱的总体结构分析.3 2.2.1 传动机构布置方案分析.4 2.2.2 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.7 3.1传动系传动比的计算.7 3.1.1 传动系总传动比的计算.7 3.1.2 总传动比与各部件间传动比的关系.7 3.2 变速箱各档位传动比的初步确定.8 3.2.1 理论车速的分段及对应的传动比.8 3.2.2 变速箱各区段传动比的确定.8 3.3 中心距和模数的确定.10 3.3.1 中心距 A的确定.11 3.3.2 模数 m的确定.11 3.4 变速箱各

9、传动齿轮齿数的确定.11 3.4.1 传动齿轮齿数的初步确定.11 3.4.2 齿数及传动比的最终确定.13 3.4.3 8+4档变速箱各档的速比和速度.13 3.5 本章小结.14 第四章 齿轮的设计计算.15 4.1概述.15 4.2齿轮主参数的选择.15 4.2.1 齿轮副中心距.154.2.2 齿形角.15 4.2.3齿宽系数.15 5 4.2.4 齿轮基本参数.15 4.2.5 变位齿轮参数的确定.17 4.3 齿轮强度的校核.17 4.3.1 拖拉机齿轮常用的加工方法.18 4.3.2许用弯曲应力的确定.18 4.3.3 轮齿弯曲应力的求解.18 4.3.4 齿轮齿宽的确定.19

10、第 五 章 轴 的 设 计 计 算.2 0 5.1轴结构的初步选定.20 5.2 轴的强度校核.21 5.2.1轴 T1 的强度校核.21 5.2.2轴 T2 的强度校核.26 5.2.3轴 T3 的强度校核.30 5.3 本章小结.34 第六章 轴承的选用和寿命计算.35 6.1轴承的选用.35 6.2滚动轴承的寿命的计算.35 6.2.1 轴承的平均转速.35 6.2.2轴承的基本额定寿命.36 6.3本章小结.37 第七章 结 论.38 参考文献.39 致谢.40 6 7 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

11、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）

12、，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

13、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 8 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

14、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。9 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

15、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

16、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。10 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

17、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 1200-1300Nm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

18、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。

19、这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。11 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

20、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

21、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。12 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 7500kg、发动机标定功率Pe=106kw、标定转速en=2300/minr、单作用离合器、履带的滚动半径为dr=0.346m、车速范围为（前

22、进档 2 15 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

23、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。13 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ti按下式计算：0.377/tediN rv （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v=215 km/h，倒档

24、v=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）2 13 2.5 6 前进档tFi 150.0 23.1 倒档 tRi 120.0 50.0 3.1.2 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：tbzmii i i （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z mi i=21.315，则变速箱传动比bi如下表：表 3-2 变速器传动比范围 前进档 F 倒档 R maxbi 7.04 5.63 minbi 1.08 2.35 14 3.2 变速箱各档位传动比的初步确定 由于

25、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：maxmin0.6/bivv （3-3）3.2.1 理论车速的分段及对应的传动比

26、 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v(km/h)2 4.8 5 12 2.5 6 依据下式可以求得相应传动比：0.377/be diN rv （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bti 7.04 2.93 2.82 1.17 5.63 2.35 3.2.2 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

27、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 15 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：nbtbiiii (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

28、，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bmi 3.82 1.60 1.53 0.64 3.06 1.27 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 根据下式求得-档传动公比：1maxmin/nqii （n 代表档位总数）（3-6）将表 3-6数据代入上式有：1.33q 那么根据下式可求得对应各档传动比：minrbji

29、iq （j代表档位j=，；r=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/Z11 0.79 1.04 1.40 1.87 三、前进高档齿轮Z14(9)/Z13 的确定 maxi 1.87 mini 0.79 16 将表 3-5的数据代入下式求得传动比为：1max1/bgiii （3-8）11.53/1.870.82bgi 2min4/bgiii （3-9）20.64/0.790.81bgi 取其平均值如下：12()/2(0.820.81)/20.815bgbgbgiii 四、倒档齿轮Z16/Z15 的

30、确定 计算方法同前进高档，求得传动比为：1.625bRi 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：max0zFxFm g (3-10)将0m=7500kg，g=9.8N/kg，取=0.85 代入上式有：maxFx=62475N 地面驱动力与转矩的换算关系：3max/dtTTFxri (3-11

31、)查取参考文献8表 1-1：T=90%92%=82.8%且结合前面相关数据计算：3624570.346/21.315/0.828T 1224.8 N 17 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：333AK T （K一般取 1416）（3-12）如第一级中心距2A与第二级中心距3A不相等，一般有：230.85AA,相应第的一级齿轮副的输出转矩2T为：230.6TT。由于是改进设计，中心距 A

32、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：33(0.40.6)mT (3-13)将 T3=1224.8N代入上式有：3(0.40.6)1224.84.36.4m ，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

33、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hZ间有以下关系:2/hZA m (3-14)主、从齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系:2/1iZZ (3-15)综合以上两个公式有齿数和传动比的关系如下：18 1/(1)21hhZZiZZZ （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hZ为：表 3-8 由中心距和模数确定的齿数和hz 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

34、2.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 19 20 22 25 29 31 35 hz=54 从动 z2 35 34 32 29 25 23 19 传动比 i 1.84 1.7 1.45 1.16 0.86 0.75 0.54 m=4,A=135 z2 齿数 48.5 47.5 45.5 42.5 hz=67.5 i 2.55 2.375 2.07 1.7 m=5,A=157.5 z2 齿数 44 43 41 38 34 32 28 hz=63 i 2.32 2.15 1.86 1.52 1.17 1.03 0.8 m=5,

35、A=152.5 z2 42 41 39 36 32 30 hz=61 i 2.21 2.05 1.77 1.44 1.10 0.97 19 3.4.2 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 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 齿数 z 19 35 22 45 35 28 31 32 25 37 传动比 i=z2/z1 1.84 2.05 0.8 1.03 1.48 齿轮 z11 z12 z13 z14

36、z15 z16 z16 Z17 齿数 z 22 41 29 25 29 32 25 38 传动比 i=z2/z1 1.86 0.86 1.10 1.52 3.4.3 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 2.96 2.35 1.64 1.27 副低档 7.03 5.58 3.89 3.02 副倒档 5.75 4.57 3.19 2.47 根据公式 3-4，带入上表数据可求得相应车速：bi 20 表 3-12 8+4档变速器各个档位对应的车速 v（km/h

37、)主档速度 主档速度 主档速度 主档速度 副高档 4.76 5.996 8.596 11.09 副低档 2.00 2.52 3.62 4.66 副倒档 2.45 3.08 4.42 5.70 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

38、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。21 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、

39、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

40、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：22 表 4-1 外啮合标准直齿圆柱齿轮的几何尺寸 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 齿数 z 19 35 22 45 35 28 31 32 传动比21/izz 1.84 2.045 0.8 1.03 模数 m 5 5 4 4 5 5 5 5 压力角 v 20 0.94 分度圆直径 d=mz 95 175 88 180

41、 175 140 155 160 齿顶高ah=m 5 5 4 4 5 5 5 5 齿根高fh=1.25m 6.25 6.25 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 全齿高h=2.25m 11.25 11.25 9 9 11.25 11.25 11.25 11.25 顶隙 c=0.25m 1.25 1.25 1 1 1.25 1.25 1.25 1.25 齿顶圆直径ad=(z+2)m 105 185 96 188 185 150 165 170 齿根圆直径fd=(z-2.5)m 82.5 162.5 78 170 162.5 127.5 142.5 147.5 基圆直径 bd=dcos

42、(v)89.28 164.5 82.7 169.2 164.5 131.6 145.7 150.4 齿距 p=3.14m 15.7 15.7 12.6 12.6 15.7 15.7 15.7 15.7 齿厚 s=3.14m/2 7.85 7.85 6.28 6.28 7.85 7.85 7.85 7.85 齿槽宽 e=3.14m/2 7.85 7.85 6.28 6.28 7.85 7.85 7.85 7.85 标准中心距 a=(d1+d2)/2 135 134 157.5 157.5 基圆齿距 Pb=Pcos(v)14.75 14.75 11.8 11.8 14.75 14.75 14.75

43、 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

44、.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 23 173.9 103.4 192.6 136.3 117.5 136.3 150.4 117.5 178.6 117.5 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

45、 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

46、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/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 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F小于或等于许用弯曲应力FP，即FFP。24 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

47、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FP的确定 查取参考文献12许用极限弯曲应力limF=230Mpa。依据参考文献4中公式求得齿根弯曲应力F：limmin/FPFSTNFY YS （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STY=2；弯曲疲劳强度计算的寿命系数NY=1；弯曲强度最小安全系数minFS=1 代入上式：2102 1/1420FPMpa 4.3.3 轮齿弯曲应力F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：32/FfcTK Km zK y

48、（4-2）取应力集中系数K=1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9，齿宽系数cK=4.58。一、各个档位齿轮对应的轴转矩T：依据以下公式求解：/ioTTi （4-3）oiTiT （4-4）注：i代表输入，o代表输出。将前进低档传动比i=7.03（来自表 3-11）代入公式（4-3）求得输入轴iT的转矩：3/1224.8/7.03174.2iTTiNm 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 R z2(3,13,15)T1 321.0 25 z4(5,7,9,11)z9 z

49、17(11)T2 656.5 276.7 538.32 z6 z8 z10 z12 T3 525.2 677.7 971.6 1223.5 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)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

50、.13 0.14 0.14 0.15 0.13 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F（Mpa）：表 4-5 齿轮的弯曲应力 （cK=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 因为420FFPMpa，所以当cK取值大于 4.4 时，轮齿强度都