履带拖拉机变速器的改进设计.pdf

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1、 1 履带拖拉机变速器的改进设计 摘 要 本篇文章详细介绍了本次的设计内容和设计思想，这次设计主要是在东方红拖拉机原型 1302R 变速器的基础上进行的分析改进，重点介绍了原型的设计不足和存在的问题，在分析履带拖拉机的工作环境和农业作业要求的基础上重新布置了传动比的分配，操纵机构的优化，啮合方式的改进，比如增加了传动比的范围，增加了低速作业挡，有利于拖拉机在复杂的环境工作，换挡方式由原来的直接拨动齿轮换挡变为啮合套换挡，使换挡更加方便、可靠，防止打齿。为了改善拖拉机的原地起步性能，该为双作用离合器的结构形式，使动力输出和传递轴在不同的时刻进行结合，这种按先、后依次结合的特点在农业生产中是很必要

2、的。对于结构设计采用结构紧凑的三轴式，在满足强度的基础上使结构紧凑，节省材料，对于齿轮的布置，尽量节省空间，布置合理。外形轮廓采用大量圆形弧线过渡，使铸造性能提高，结构合理，外形美观。在农业机械化的今天这种多挡位，随着农业的发展振兴，大功率的拖拉机还具有广阔的市场前景。关键词：啮合套,双作用离合器，拖拉机，变速器 2 IMPROVED DESIGN OF THE TRACKED TRACTOR TRANSMISSION ABSTRACT This article describes in detail the design of this content and design ideas.Th

3、e design is mainly in the DFH 1302R prototype on the basis of the analysis improvements,focus on the prototype design deficiencies and the problems.Analysis of crawler tractor in the work environment and agriculture operations on the basis of a re-arrangement of the distribution of transmission rati

4、o,manipulation of the optimization,and improving the mode of engagement are done,such as increasing the scope of the transmission ratio,increasing a low-speed operation block,and the favorable environment for the complex,shifting the original style of direct pull shift into gear meshing sets shift,s

5、hifting more convenient and reliable.In order to prevent tooth playing with greater impact and improve the tractor started in suit performance of the dual role of the structure of the clutch,the output power and transmission shaft in different light moment,and combining the features were in agricult

6、ural production is very necessary.For structural design using compact three-axis,it can meet the compact structure,material savings.For gear settings,as far as possible to save space,a reasonable layout is done.Using contour shape of a large number of circular arc transitions so that the casting per

7、formance enhancement,reasonable structure,pleasing in appearance.Agricultural mechanization in the number of such gear today,with the development and revitalization of agriculture,high-power tractor,they have broad market prospects.Key words:meshing sets,double-clutch,tractor，transmission 3 符 号 说 明

8、A 变速箱中心距 mm m 齿轮模数 G 重量 N T 转矩 Nm f 摩擦系数 D 轴的直径 mm Z 齿数 B 齿轮宽度 D 直径 E 弹性模量 gi 传动比 maxeT 发动机最大输出扭矩 机械效率 Z 齿轮齿数 节点处压力角 w 弯曲应力 j 接触应力 tF 圆周力 rF 径向力 aF 轴向力 I 惯性矩 4 目 录 第一章 前言1 第 二 章 履 带 拖 拉 机 变 速 箱 的 改 进 方 案 的 探 讨 与 确 定 2 2.1 变速箱存在的问题2 2.2 变速器的功用2 2.3 变速器的类型3 2.4 变速器传动方案的确定4 第三章 变速器的结构参数的设计及选择6 3.1确定变速器

9、的外形尺寸6 3.1.1变速箱齿轮中心距6 3.1.2 变速箱的轴参数确定6 3.2 传动比的确定7 3.2.1 最高档传动比的选择7 3.2.2最低档传动比的确定8 3.3 变速箱齿轮设计计算9 3.3.1齿轮的设计准则9 3.3.2变速箱各档齿轮基本参数的选择10 3.3.3 齿轮参数的计算12 第四章 变速器齿轮的校核15 4.1齿轮的损坏形式15 4.2 轮齿弯曲强度计算15 5 4.3 齿轮接触应力计算17 第五章 变速器轴的强度校核19 5.1轴的刚度校核19 5.2 轴的刚度校核20 第六章 变速器轴承的校核 22 第七章 变速器操纵机构的设计说明23 7.1 功用和要求23 7

10、.2 换档机构23 7.3 锁定机构2 4 第八章 结论27 参考文献2 8 致谢2 9 6 第一章 前 言 在拖拉机制造的多年发展历史中，变速箱的技术进步和水平一直处于举足轻重的地位。拖拉机性能的好坏，不仅取决于发动机，而且很大程度上依赖于变速器的性能。为有效的拖拉机的动力性和燃油经济性，以前直接拨动齿轮的两轴式变速器已经不能满足时代的发展要求，本设计就是根据拖拉机变速器存在的问题，进行的一次改进设计。随着农业机械化的展开，各种大型农用机械车辆的使用越来越广泛。本设计东方红 1302R履带拖拉机为为原形，以其的基本参数为依据，查阅相关资料，完成履带拖拉机变速器的相关设计，履带拖拉机车适用于在

11、大型农场和工作量较大的农村作业，主要应用在深耕，旋耕，收获谷物，播种等农业生产场合。为此在动力性、通过性、工作稳定速度，可靠性，耐用，等方面对设计者提出了更高的要求！我国是一个农业大国，拖拉机的制造和使用在数量上一直处于世界的前列，但其技术含量和发达国家相比差距较大，改变落后的拨齿换挡式变速器，提高工作效率和使用性能，进一步提高动力性和经济性，对我们国家来说具有重要的意义，对可持续发展战略具有深远的影响。但是本次设计只是在原有的基础上进行的改进，虽然变速器的性能有所提高，但是仍然同性能优良的国外变速器有很大差距。随着电子技术的发展，自动变速和电子控制的变速器必然成为主流。为了满足这次变速器的设

12、计要求，本人充分利用现代通讯工具、机械设计软件、导师资源等一切便利条件，收集资料，细心计算、积极与其他相关系统或总成的设计者沟通与交流。力求最后设计的产品能够达到：好造、好用、好看的目标。另外，由于这是本人第一次做双作用变速器设计，也是第一次接触到三轴实现多挡位变速器。所以有一些错误、不足在所难免，恳请各位同行不吝赐教！批评指正。从而通过此次设计来提高本人的设计水平。本次设计的一个最大特点：最充分的利用计算机技术：CAD绘图、0FFICE办公软件等。7 第二章 拖拉机履带拖拉机变速箱的改进方案的探讨 2.1 变速箱存在的问题 东方红拖拉机是中国一拖集团有限公司的支柱产品，至今已经有四十多年的生

13、产的历。这些拖拉机有多种型号，变速箱的基本结构大同小异，这次改进的东方红 1302R型拖拉机 6+2挡变速器的传动方案是，该变速器的传动是四个前进挡是从O1 轴经过一对齿轮直接传给第二轴，另有两个前进挡从第一轴经过第三，第四轴经过三对齿轮传给第二轴。该传动方案简单可靠，传动效率高，但仍有不足之处。（1）受结构限制，该变速器难已实现较大的速比范围，致使拖拉机的工作区段较窄。东方红拖拉机的六个前进挡的速度范围为 4.5910.58，两个倒挡的速度范围为 3.715.35Km/h,显然缺少 4Km/h以下的低速作业范围。（2）由于发动机的转速已经由 1500r/h,提高到 2300r/m，所以齿轮的

14、啮合线速度及固定在第二轴上的各挡齿轮的线速度均大幅提高，这导致变速箱的噪音大，油温高的根本原因。（3）由于采用滑动齿轮换挡，变速器只能采用直齿圆柱齿轮传动，这就限制了啮合质量。2.2 变速器的功用（1）改变传动比，在较大范围内改变汽车的行驶速度和汽车驱动轮上转矩的数值，以适应经常变化的行使条件，同时使发动机在有利的工况下工作。（2）在发动机旋转方向不变的前提下，利用道挡实现汽车倒向行驶。（3）在发动机不熄火的情况下，利用空挡中断动力传递，可以使驾驶员松开离合器踏板离开驾驶位置，且便于汽车启动，怠速，换挡和动力输出。现代拖拉机的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，

15、质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的 8 牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代拖拉机极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代拖拉机内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。另外，现代拖拉机的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件

16、的影响。这就要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多档位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一档位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车还需要能倒向行驶。发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒档齿轮来实现。在车辆中途暂停行驶或停车。2.3 变速器的类型 根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多档几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。按传动比

17、变化 变速器可分为有级式，无级式和综合式三种 按操纵方式可分为强制操纵式变速器，自动操纵式变速器和半自动式变速器三种。两轴式变速箱的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮寿命比大齿轮短。三轴式变速箱的各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮的寿命。两轴式变速箱，虽然可以有等于 1 的传动比，但仍要有一对齿轮进行传动，因而有功率损失。而三轴式变速箱，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。多中间轴结构：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

18、，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 9 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。倒档型式：由于倒档使用率不高，一般常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。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

19、，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。同步器换档型式：目前大多数的变速箱都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。但是它也有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点。轴承型式：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

20、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。2.4 变速器传动方方案的确定 设计任务要求；已经知道的设计数据，拖拉机的整备质量为 7500kg，为双作用离合器，履带的滚动半径为 0.346m,车速范围为 2.513 km/h，换挡方式为手动啮合套换挡，挡位数为 8+4挡。轴数为三轴式，花键轴传动方案。该方案比四轴式结构简单紧凑，节省材料，又能实现设计要求，故采纳此方案。10 图 4-1 变速器的传动方案 11 第三章 变速器传动方参数的确定 3.1 确定变速器的外形尺寸 3.1.1 变速箱齿轮中心距的确定 根据地面附着条件系数求变速箱的最大输出扭矩,查表取最大附着系数为=0.95 F

21、t=Fz=75000.959.866150N （3-1）则驱动力矩：Mf=661500.346=23814N.m Mt=Mf/i总 总=23814/21.350.85=1200(Nm)（3-2）Mt=Tmax=1200(Nm)=Mmax 变速箱齿轮的中心距是变速箱很重要的参数，它对变速箱的整体尺寸、体积和质量有很大的影响。通常根据经验公式初选中心距 A(单位 m)式中：k 中心距系数，对与拖拉机，k=8.69.6；Miemax 变速箱在一档时，第二轴输出的转矩；Miemax=Memaxi1g (3-3)Memax 发动机的最大输出转矩，单位 Nm；g 变速箱传动效率，取 0.96。取k=9，M

22、=1200Nm,把数据代入得出 A 120。根据原有的变速器的设计要求，表示多挡自动变速部分的输入轴与输出轴的中心距；1A表示多挡自动变速部分的输入轴与中间轴的中心距；2A多挡自动变速部分的中间轴与输出轴的中心距）代入数据得根据拖拉机变速器中心距设计经验公式，取中心距 A=157.5mm，取1A=135mm,2A=152.5mm 3.1.2 变速箱的轴参数确定 根据发动机的技术参数选择轴的尺寸：3maxieAKM 12 该方案的传动轴为三轴式传动，中间轴和输出轴均为花键.输入轴轴的与中间轴的间距为为 A1=157.5，A2=152.5，A3=135 根据经验公式 D=k3maxTe (3-4)

23、输入轴花键部分的直径 D 为:D=k3maxTe50034.536,取动力输入轴的直径为 40。根据经验公式:D=0.45A (3-5)得出中间轴和输出轴的直径均取 D=60 变速箱档数的确定：不同类型的拖拉机，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同；对整车性能要求的不同；汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与拖拉机的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了拖拉机的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗。所以增加档位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。档数

24、多少还影响到档与档之间的传动比比值。比值过大会造成换档困难。一般认为比值不宜大于1.71.8。因此如最大传动比与最小传动比之比值愈大，档位数也应愈多。根据设计任务书的要求本及实际应用变速器的挡位为：8+4挡变速器。3.2 传动比的确定 3.2.1 最高档传动比的选择 拖拉机的行驶速度由最高档决定的，即用最小传动比的档位行驶的。因此最小传动比的选定要和拖拉机的最高车速密切相关。传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积 it=igi0ic （3-5）式中 ig变速箱的传动比；i0主减速器的传动比；ic分动器或副变速箱 13 的传动比；普通的汽车由于没有分动器或副变速箱，而变速箱的最小传动比通常

25、为 1，所以传动系的最小传动比就是 i0。因此确定最高档传动比其实就是选择主减速器的传动比 i0。主减速器的传动比根据设计任务书的要求，查阅东方红 1302R的技术参数，履 带 的动 力 半 径为 0.346m,主 传动 比为 21.315，发动 机的额 定 转速 为min/2300rne，最高行驶车速为13km/h，根据汽车理论公式：i0=0.377nr/v=0.37723000.346/13=22.8923 （3-6）imin=22.8923/21.315=1.08 3.2.2 最低档传动比的确定 确定最低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度，驱动轮与路面附着力，汽车最低稳定车速及主

26、传动比等。本次设计的主传动比为 23.15，最低稳定车速要求为 2.5km/h。根据最低稳定：车速确定一挡理论的传动比 i0=0.377nr/v=0.37723000.346/2.5=120.006 （3-7）imax=125.006/21.315=6.84 由于发动机的标定转速多在 1500r/min以上，且以 20002500r/min居多，所以变速器的多数挡位为减速挡，传动比大于 1，根据设计任务书的要求个别升速挡的传动比不宜小于 0.8，对于单对齿轮的传动比不宜小于 0.6，以避免齿轮的转速过高而增大齿轮上的动载荷和增加搅油损失。要保证拖拉机的工作速度范围，使变速器的各挡传动比具有一定

27、的间隔距离。确定各档齿轮的齿数 中心距 A 和齿数和 Zh 间有以下关系:2/hZA m (3-8)主、从齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系:2/1iZZ (3-9)综合以上两个公式可以有：1/(1)21hhZZiZZZ （3-10）14 中心距 A 与齿数 Z 模数 m 间关系 1.不同的 A 和 m 对应的齿数和hZ为 表 3-1(A 与齿数 Z 模数 m 间关系)m=4,m=5,m=4,m=5,m=5,m=4,A=157.5 A=157.5 A=135 A=135 A=152.5 A=152.5 78.75 63 67.5 54 61 76.25 齿数及传动比的最终确定。将初步确定下来的

28、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 3-2齿数和传动比 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 齿数 z 19 35 23 45 35 28 30 33 25 38 传动比 i=z2/z1 1.84 2.05 0.8 1.03 1.48 齿轮 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z16 Z17 齿数 z 21 41 29 25 27 34 28 35 传动比 i=z2/z1 1.86 0.86 1.10 1.52 最后确定传动比前进挡 imax=7.04,imin

29、=1.17,倒挡 R，irmax=5.63,irmin=2.35。3.3 变速箱齿轮设计计算 3.3.1 齿轮的设计准则 齿轮是拖拉机传动系中的重要零件之一，它对整车的动力性和经济性有很大的影响。而齿轮设计所涉及的影响因素较多、设计参数较复杂，这些参数之间存在着相互制约相互矛盾的情况，如何协调各参数，使之在满足基本条件的基础上 15 得到最佳的性能，这正是本章要介绍的先进设计技术成果内容。减小齿轮的体积和质量，提高传递扭矩的能力，是当前汽车齿轮优化设计的主要目标。因为减小齿轮的体积和质量就可减小制造费用，降低轮齿动载荷，提高齿轮寿命，使汽车的总体布置更为方便和灵活。同时齿轮传动的功率损失问题往

30、往被设计人员所忽略，这是因为齿轮的传动效率已经很高的缘故。但近年来，许多研究表明，运转过程中齿轮温度的升高是齿轮发生胶合和点蚀的一个重要原因，而其热量主要是由齿轮运转的功率损耗转换而来的。因此如何优选齿轮参数，使其功率损耗达到最低就成为了齿轮优化设计的另一个目标，因为降低汽车齿轮的功率损耗，不仅可以提高传动效率，降低汽车的燃料消耗，而且还可以延长齿轮的使用寿命。另外，近年来齿轮的振动和噪声问题也日渐突出。这是由于齿轮承载能力因淬火等工艺而显著提高，以至齿轮在高负荷、高速下运转产生明显振动和噪声。而齿轮的振动和噪声主要与齿轮的参数和轴的刚度有关，所以降低齿轮的振动和噪声也可以作为齿轮的优化设计.

31、由于汽车变速箱各档齿轮的工作情况是不相同的，所以按齿轮受力、转速、噪声要求等情况，应该将它们分为高档工作区和低档工作区两大类。齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数等都应该按这两个工作区进行不同的选择。3.3.2 变速箱各档齿轮基本参数的选择 齿轮的形式，由于采用啮合套换挡，本变速器的齿轮均为圆柱直齿轮。（1）选用模数 模数是齿轮的一个重要基本参数，模数越大，齿厚也就越大，齿轮的弯曲强度也越大，它的承载能力也就越大。反之模数越小，齿厚就会变薄，齿轮的弯曲强度也就越小。对于低速档的齿轮，由于转速低、扭矩大，齿轮的弯曲应力比较大，所以需选用较大的模数，以保证其强度要求。而高速档齿轮，由于

32、转速高、扭矩小，齿轮的弯曲应力比较小，所以在保证齿轮弯曲强度的前提下，一般选用较小的模数，这样就可以增加齿轮的齿数，以得到较大的重合度，从而达到降低噪音，根据拖拉机的工作条件和一般经验，选用的齿轮模数为5 或者个别采用4。选用压力角：16 当一个齿轮的模数和齿数确定了，齿轮的分度圆直径也就确定了，而齿轮的渐开线齿形取决于基圆的大小，基圆大小又受到压力角的影响。对于同一分度圆的齿轮而言，若其分度圆压力角不同，基圆也就不同。当压力角越大时，基圆直径就越小，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿面曲率半径增大，从而可以提高轮齿的弯曲强度和接触强度。当减小压力角时，基圆直径就会变大，齿形渐开线就会变的

33、平直一些，齿根变薄，齿面的曲率半径变小，从而使得轮齿的弯曲强度和接触强度均会下降，但是随着压力角的减小，可增加齿轮的重合度，减小轮齿的刚度，并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷，所有这些都有利于降低噪声。因此，对于低速档齿轮，常采用较大的压力角，以满足其强度要求；而高速档齿轮常采用较小的压力角，以满足其降低噪声的要求。（2）变速器的各挡齿轮齿宽的选用和设计 根据齿轮齿宽的设计要求B=Kc*m=5*5=25,个别齿轮根据变速器的结构尺寸要求进行一定范围内的调整。（3）选用正角度变位 对于具有良好润滑条件的硬齿面齿轮传动，一般认为其主要危险是在循环交变应力作用下，齿根的疲劳裂纹逐渐扩章造成齿根断裂

34、而失效。变速箱中齿轮失效正是属于这一种。为了避免轮齿折断，应尽量提高齿根弯曲强度，而运用正变位，则可达到这个目的。一般情况下，变位系数越大，齿形系数值就越小，轮齿上弯曲应力越小，轮齿弯曲强度就越高。在硬齿面的齿轮传动中，齿面点蚀剥落也是失效原因之一。增大啮合角，可降低齿面间的接触应力和最大滑动率，能大大提高抗点蚀能力。而增大啮合角，则必须对一副齿轮都实行正变位，这样既可提高齿面的接触强度，又可提高齿根的弯曲强度，从而达到提高齿轮的承载能力效果。但是，对于斜齿轮传动，变位系数过大，又会使轮齿总的接触线长度缩短，反而降低其承载能力。同时，变位系数越大，由于齿顶圆要随之增大，其齿顶厚度将会变小，这会

35、影响齿顶的强度。（4）减小压力角能增加齿轮重合度 减小轮齿的刚度并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷，所有这些都对降低噪声有利。分度圆法向压力角n=20的标准齿制对汽车齿轮来说，不是最佳的齿轮，试验资料表明n=15的噪声要比 20的小一些，因此汽车变速箱的高速档齿 17 轮的n 取 15，以减少噪声，而低速档齿轮取较大的压力角，以增加强度。3.3.3 齿轮参数的计算(1)初定齿轮端面模数 Mt Mt=（0.40.6）32T=0.410.625=5 （3-11）Mn=Mtcos25=4.53 取 M=5（2）齿轮的变位计算 本变速箱的齿轮大部分采用零变位就能满足题目要求，只有两对齿轮采用变位 Z

36、3 和 Z4，Z11 和 Z12 Z3 和 Z4 齿轮的变位计算 已知：a=135 a =136 r =20 a cosr=acosr 即：135cosr=136cos20 r=19.49 1 Inv r=tan r-r=tan19.491-19.4913.14/180=0.01394 Inv r=tanr-r=tan20-203.14/180=0.0150 Inv r=2（X1+X2）tanr/（Z1+Z2）+invr X1+X2=（inv r-invr）（Z1+Z2）/2tanr=-0.115 查机械设计手册第994页：选 X1=0.105 X2=-0.22 y=（a-a）/m=（157.

37、5-158）/4=-0125 k=X1+X2-y=-0.115+0.125=0.01 分度圆：d3=mZ1=423=92 18 D4=mZ2=445=180 齿顶圆：da3=d3+2ha=m（Z3+2ha*+2X1-2k）=4（23+21+20.105-20.01）=99.76 Da4=d4+2ha=m（Z2+2ha*+2X2-2k）=4（45+21-20.22-20.01）=187.16 齿根圆：df3=d3-2hf=m（Z3-2ha*-2C*+2X1）=4（23-21-20.25-20.105）=82.84 df4=d4-2hf=m（Z4-2ha*-2C*+2X22）=4（45-21-20

38、.25-20.22）=169.24 Z11，Z12两对齿轮的变位计算 已知：a=157.5 a =155 r =20 a cosr=acosr 即：157.5cosr=155cos20 r=23.5138 Inv r=tan r-r=tan23.5138-23.51383.14/180=0.029 Inv r=tanr-r=tan20-203.14/180=0.0150 Inv r=2（X1+X2）tanr/（Z1+Z2）+invr X1+X2=（inv r-invr）（Z1+Z2）/2tanr=0.8647 查机械设计手册第 994页：选 X1=0.3547 X2=0.51 y=（a-a）/

39、m=（157.5-155）/5=0.5 k=X1+X2-y=0.8647-0.5=0.3647 分度圆：d11=mZ1=521=105 d12=mZ2=541=205 19 齿顶圆：11da=d11+2ha=m（Z11+2ha*+2X1-2k）=5（21+21+20.3547-20.3647）=116.9 da12=d12+2ha=m（Z12+2ha*+2X2-2k）=5（41+21-20.51-20.3647）=216.453 齿根圆：df11=d1-2hf=m（Z11-2ha*-2C*+2X1）=5（21-21-20.25-20.3547）=93.5235 df12=d12-2hf=m（Z

40、12-2ha*-2C*+2X2）=5（41-21-20.25-20.61）=193.25 下面是根据机械设计和机械原理的有关齿轮设计的公式计算出的各个齿轮的技术参数 表 3-3齿轮的参数表 齿轮 齿数模数 分 度 圆 直径(mm)齿顶高(mm)齿根高(mm)齿 顶 圆 直径(mm)压力角（度）顶隙(mm)Z1 5 95 5 6.25 105 20 1.25 Z2 5 175 5 6.25 185 20 1.25 Z3 4 92 4 5 99.76 20 1 Z4 4 180 4 5 187.16 20 1 Z5 5 175 5 6.25 185 20 1.25 Z6 5 140 5 6.25

41、150 20 1.25 Z7 5 150 5 6.25 160 20 1.25 Z8 5 165 5 6.25 175 20 1.25 Z9 5 125 5 6.25 135 20 1.25 Z10 5 190 5 6.25 200 20 1.25 Z11 5 105 5 6.25 116.9 20 1.25 Z12 5 205 5 6.25 216.45 20 1.25 Z13 5 145 5 6.25 155 20 1.25 Z14 5 125 5 6.25 135 20 1.25 Z15 5 150 5 6.25 160 20 1.25 Z16 5 155 5 6.25 165 20 1

42、.25 Z16 5 125 5 6.25 135 20 1.25 Z17 5 190 5 6.25 200 20 1.25 20 第四章 齿轮的校核 齿轮是变速器的极其重要的零件，没有齿轮变速器就不能实现变速（针对本变速器而言）。齿轮的寿命直接关系的变速器的寿命，所以齿轮的寿命和强度是至关重要的。拖拉机的工作环境恶劣，对变速器的要求更高。所以变速器设计的合理与否对拖拉机影响很大。齿轮的校核是对齿轮的强度和寿命进行理论的计算，这些计算都是根据经验公式进行的，它和实际很接近。4.1 齿轮的损坏形式 通常变速箱齿轮损坏有三种形式：轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合。齿轮在啮合过程中，轮齿表面将承受集中载荷

43、的作用。轮齿相当于悬臂梁，根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。折断有两种情况：一是轮齿受足够大的突然载荷冲击作用导致发生断裂；二是受多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度，轮齿突然折断。变速箱齿轮折断多数是疲劳破坏。齿面点蚀是闭式齿轮传动常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动的齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中充满了润滑油，啮合时由于齿面互相挤压，裂缝中油压升高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，此即齿面点蚀。理论上靠近节圆的根部

44、齿面处要较靠近节圆顶部齿面处点蚀更严重；互相啮合的齿轮副中，主动的小齿轮点蚀较严重。在变速箱齿轮中，齿面胶核损坏的情况不多，故一般设计计算无须校核齿面胶合的情况。4.2 轮齿弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力 ytbKKFfw1 （4-1）式中，w为弯曲应力（MPa）；1F为圆周力；dTFg21；21 gT为计算载荷（N.mm）；d为直径(mm)；K为应力集中系数，可以近似取65.1K；fK为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，主动齿轮1.1fK；从动齿轮9.0fK；b 为齿宽（mm）；t 为端面齿距（mm），mt；m 为模数；y 为齿形系数。因为齿轮节圆直径mzd，式中 z 为

45、齿数，所以将上述参数代入上式后得：yKzmKKTcfgw32 （4-2）倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa,齿轮 Z1：yzKmKKTyKzmKKTCfecfgw3max3222 =MPa64.1295128.01951.165.104.7120023 所以 w 其中 MPa500 合乎要求。齿轮 Z2：yzKmKKZZTyKzmKKTCfecfgw312max304.722 =MPa69.3356145.03551.165.119352120023 所以 w 其中 MPa500 合乎要求。齿轮 Z3：yzKmKKzZZTyKzmKKTCfecfgw312max304.722 =MPa

46、32.1845137.02351.165.1193504.7120023 所以 w 其中 MPa500 合乎要求。22 齿轮 Z4：yzKmKKZZZZTyKzmKKTCfecfgw33412max3222 =MPa23.1675151.04551.165.12345193504.7120023 所以 w 其中 MPa500 合乎要求。4.3 齿轮接触应力计算 bzjbFE11418.0 （4-3）式中：j为齿轮的接触应力（MPa）；F为齿面上的法向力（N），c o sc o s1FF；1F为圆周力（N），dTFg21；gT为计算载荷（N.mm）；d 为节圆直径(mm)；为节点处压力角，为齿轮

47、螺旋角；E 为齿轮材料的弹性模量（MPa），铸钢为 E=2.02510MPa；b 为齿轮接触的实际宽度（mm）；z、b为主、从动齿轮节点出的曲率半径（mm），直齿轮sinzzrsinbbr，zr、br为主、从动齿轮节圆半径（mm）。由dgtTF2计算出各对齿轮的圆周力 表 4-1 齿轮的圆周力计算结果 齿轮代号 1-2 3-4 圆周力（N）5 68310 41004.1 由coscos1FF 算得法向力如下：表 4-2 齿轮的法向力计算结果 齿轮代号 1-2 3-4 法向力（N）6.044310 1 106410 23 由 bzjbFE11418.0计算如下：表 4-3齿轮的接触应力计算结果

48、齿轮代号 1-2 3-4 计算接触应力（MPa）20288 263527 许用接触应力（MPa）一档和倒档：9501000；常啮合齿轮和高档：650700 由上表可知：j 合乎要求。24 第五章 轴的强度校核 5.1-轴的刚度校核 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面的转角。前者使齿轮的中心距产生变化，破坏了齿轮的正确啮合，后者室齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。一档时：齿轮 2 圆周力 Ft=DT2=DZZTe1204.7max2=175193504.712002=3588.5N （5-1）径向力Fr=Fttan=3588.5020tan=1306.1N （5

49、-2）齿轮 12 圆周力 Ft=DT2=DTemax2=20512002=11707.3N （5-3）径向力 Fr=Fttan=11703N5.425920tan （5-4）综上比较可知齿轮 12 的径向力较大且其离支承点的距离较远，故按此计算挠度和转角如下：图 5-1 应力示意图 25 其中：a=326mm b=92mm E=2.110MPa 惯性矩I=54410361.6646064D （5-5）垂直面:cmmEILbFra022.0418106361.0101.2392326102595.436522322 c cf 合乎要求！其中：cf=0.050.1mm 平面：smmEILbFta0

50、628.0418106361.0101.2392326107073.1136522322 s sf 合乎要求！其中：sf=0.100.15mm 轴的全挠度:=mmfsfc0937.00628.0022.022220.2mm 合乎要求。转角：radEILbaFrab000102.0418106361.0101.231923269232610259.43653 故0.002rad 合乎要求。5.2 轴的强度校核 作用在齿轮上的径向力和轴向力,使轴在垂直面内弯曲变形,而圆周力使轴在水平面内弯曲变形,在求取支点的垂直面和水平面内的支反力cF后,计算相应的弯矩和轴的转矩.。动力输出轴只受扭不受弯，且一档