橡胶履带拖拉机变速器改进设计.pdf

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1、 1 摘 要 本文详细介绍了本次设计的主要内容、设计方法、设计理念、设计思路及设计心得体会等与设计有关的方方面面！首先，分析了当今国内外重型车变速器的发展现状、发展趋势及本次设计采用的方案-双中间轴式多档变速器！双中间轴设计先进，结构独特，动力从输入轴输入，然后分流至两个中间轴，最后汇集于主轴输出，然后分流至两个中间轴，最后汇集于主轴输出，实现了箱体内部的功率分流，从而使变速器内每个中间轴及每个齿轮上的载荷减半，大大改善了齿轮轴承和箱体的受力情况，与单中间轴变速器相比，双中间轴变速器受路况，载荷和运能等因素影响要小一些，更适合中国国情。在设计过程中尽力做到有理有据，确定方案之后对整车的动力性和

2、燃油经济性进行了简化计算及评定。接着进行了变速器档数、主减速器传动比、各档传动比及齿轮几何参数的确定。接下来布置草图和变速器总装配图，轴的尺寸确定、换档机构的布置等。对主箱中间轴、主轴进行了强度及刚度的校核计算。而后对每对齿轮进行了弯曲应力和接触应力的计算！本次设计在设计方法上充分运用了计算机技术、机械类设计手册、设计软件。设计思想上秉着：好造、好用、好看的原则，尽力使各零件标准化、系列化、通用化！从而满足变速器产品的系列化设计。从国内重型汽车变速器市场容量来看，有三分之一的产品来自进口，而另外三分之二的产品中有 80%以上源自国外技术，国内自主开发的重型汽车变速器产品销量很小，从而说明国内重

3、型汽车变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱，应对整车新车型配套产品的能力远远不够。为此本次设计的变速器主要是针对重型车而设计，根据当前的市场供求情况本类型变速器有着广阔的市场前景！关键词：双中间轴，强度计算，齿轮应力，变速器 2 ABSTRACT This paper describes the design of the current content,design methods,design concept,design ideas and design experience-such as design-related aspects.First,theanalysis of today

4、s heavy-duty truck transmission of the current state of development trends and the current design of the program-the-middle Cylindrical Roller Bearings Transmission!Middle-axis advanced design,unique structure,dynamic input from the input shaft,and then diverted to the two intermediate shafts.Survey

5、 spindle in the final output,and then diverted to the two middle axis,in the final pool spindle output achieved a box within the power split,so that each intermediate transmission shaft and the gear each load half,greatly improved bearings and gear box by the edge of the intermediate shaft and singl

6、e transmission than double by the middle axle transmission traffic.load and can be transported to the impact of factors such as smaller,more suitable for Chinas national conditions.In the process of designing the legislature should do its best,determining program on the vehicle after the power and f

7、uel economy for a simplified calculation and assessment.Then a few stalls transmission,the transmission ratio main reducer,the stalls and gear transmission ratio of the geometric parameters determined.Next Layout Plan and the total transmission assembly,the axis to determine the size,shifting the la

8、yout.Box in the main intermediate shaft,spindle,and the Deputy boxes of the intermediate shaft strength and stiffness is calculated.Then right gear for each of the bending stress and contact stress calculation!The design methods in the design of the full use of computer technology,mechanical design

9、manual design software.Ideologically animated design:create good,useful,interesting,try to make the various parts standardization,serialization,and generalized!Transmission products to meet 3 目录 第一章 前言1 第二章 1302R 履带拖拉机变速箱的缺点及改进方案2 1.1 变速箱存在的问题 2 1.2 变速器的简介 2 1.2.1变速器的功用 2 1.2.2变速器的类型 3 1.3 变速器传动方方案的

10、确定5 第三章 变速器的结构参数的计算及零部件的的设计及选择 6 2.1 确定变速器的外形尺寸6 2.2 传动比的确定 7 2.2.1 最低档传动比的确定.8 2.3 变速箱齿轮设计计算10 2.3.1齿轮的设计准则.10.2.3.2变速箱各档齿轮基本参数的选择 11 2.3.3齿轮参数的计算12 第四章 变速器齿轮的校核16 3-1 齿轮的损坏形式16 3-2 轮齿弯曲强度计算16 3-3齿轮接触应力计算17 第五章 变速器轴承的校核 19 4-1 轴承寿命的计算16 第六章 1302R 操纵机构的设计说明20 5.1 功用和要求20 5.1.1换档机构20 5.1.2.锁定机构21.5.1

11、.3互锁机构.21 第七章 结论 24 4 第一章 前言 现代农业生产的发展要求拖拉机能进行愈来愈多的作业，为保证各作业项目的作业质量和适应不同的作业条件，要求拖拉机前进档数愈来愈多。若增加变速箱档数范围，就必然增加的范围，本课题主要研究履带拖拉机的变速器基本结构及设计，改进方法i比如本设计以东方红 1302R 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大型农场和工作量较大的农村作业，主要应用在深耕，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！本设计的目的事使拖拉机有较多的档

12、次和较宽的车速选择范围，山路爬坡能力强，平路行驶速度高，两者兼顾，来满足农村及山区运输的要求。为了达到这次变速器的设计要求，本人充分多次到图书馆查阅相关资料，收集资料，并多次向导师请教，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。争取做出实用性的拖拉机，而不是为了设计而设计 另外，由于这是本人第一次做多档位变速器设计，并且采用了双中间轴。所以有一些错误、不足在所难免，恳请各位老师不吝赐教！批评指正。从而通过此次设计来提高本人的设计水平！5 第二章 1302R履带拖拉机变速箱的缺点及改进方案 2.1 1302R履带拖拉机变速箱存在的问题 东方红 1302R 拖拉机是中国一拖集团有限公司

13、的支柱产品，至今已经有四十多年的生产的历。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 1302 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）由于发电机的转速已经由 1500r/h

14、,提高到 2300r/m，所以齿轮的啮合线速度及固定在第nhfg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变速器的简介：2.2.1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，利用倒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汽车的动力装置，

15、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，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 6 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，将达到现代汽车极限速度的数倍。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，单靠现代汽车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，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要

16、受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。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%，变速速箱的多挡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，选择变速箱的某一挡位，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，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。在车辆中途暂停行驶或停车。2.

17、2.2变速器的类型：根据前进挡数的不同，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 现代汽车大多数都采用中间轴式变速箱，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速箱传动比小，则常采用两轴式变速箱。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：1.结构工艺性：两轴式变速箱输出轴与主减速器主动齿轮做成一体且当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或准双曲面齿轮，而发动机横

18、置时用圆柱齿轮，7 因而简化了制造工艺。2.变速箱的径向尺寸：两轴式变速箱的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速箱则有两对以上齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速箱的径向尺寸可以比两轴式变速箱小得多。3.变速箱齿轮的寿命：两轴式变速箱的低挡齿轮副，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。中间轴式变速箱的各前进挡，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。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮的寿命。有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的低挡齿轮副，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。中间

19、轴式变速箱的各前进挡，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。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮的寿命。4.变速箱的传动效率：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。而中间轴式变速箱，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速箱比较多，而中、重型载货汽车则多采用中间轴式变速箱。多中间轴结构：在通常的中间轴式变速箱中，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

20、要承受很大的载荷，这会导致过早被损坏。所以对于箱的整体质量和轴向尺寸也减少很多。倒挡型式：由于倒挡使用率不高，一般常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。为实现倒挡传动，有些利用在前进挡的传动路线中，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，并且使倒挡传动比略有增加。8 齿轮型式：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挡和倒挡。

21、啮合套换挡型式：目前大多数的变速箱都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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，故使用最常见的深沟球轴承。2.3 变速器传动方案的确定 根据题目要求和拖拉机设计的一般经验特提出传动方案图 设计任务要求；已经知道的设计数据，拖拉机的整备质量

22、为 7000kg，履带的滚动半径为 0.372mm,车速范围为 330km/h，换挡方式为手动啮合套换挡，挡位数为 12+4挡 9 第三章 变速器的结构参数计及零部件的设计及选择 3.1确定变速器的外形尺寸 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 Ft=ZF=7000ZF0.959.865170N 则驱动力矩：Mf=651700.372=24243.24N m Mt=Mf/i总总=24243.24/12.0370.85=1711.95(Nm)Mt=maxT=1711.95N m=maxM 变速箱齿轮的中心距是变速箱很重要的参数，它

23、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，对轿车，k=8.99.3，对货车，k=8.69.6；iemaxM变速箱在一挡时，第二轴输出的转矩，iemaxM=emaxM1ig单位 Nm；emaxM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，maxM=1711.95Nm,把数据代入得出 A 150,此外，变速箱的中心距还要受到齿轮接触强度、几何参数和结构要求等的制约。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

24、自动变速部分的中间 1 轴与输出轴的中心距；A3 中间 2 轴与输出轴的中心距，A4 为倒挡轴与中间轴的中心距 根据拖拉机变速器中的齿轮模数设计经验公式36.04.0Tmt（式2-10），T表示变速器的输入转矩。代入数据得根据拖拉机变速器中心距设计经验公式3jaATK（式 2-9）。并且继续出齿采用用来的生产线，取中心距 A=142.5mm，取1A=135mm,2A=152.5mm（A轮的最大模数 m为 5，其余齿3maxieMkA 10 轮的模数暂且根据经验来确定。四轴间的中心距要求不变，四轴之间的中心距分别为 A1=135，A2=152.5，A3=142.5，A4=133，。2 变速箱的轴

25、参数确定：根据发动机的技术参数选择轴的尺寸：输入轴轴的与中间轴的间距为为 A1=135，A2=152.5，A3=142.5 根据经验公式得出：输入轴花键部分的直径为 D=k3maxTe50034.550所以先取动力输入轴的直径为 50 根据经验公式和原东方红拖拉机的尺寸得出输出轴的尺寸为 60，该方案的传动轴为双中间轴式传动，中间轴和输出轴均为花键轴 3 变速箱档数的确定：不同类型的汽车，具有不同的传动系挡位数，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。而传动系的挡位数与汽车的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。就动力性而言，挡位数多，增加了发动机发挥最大功率附

26、近高功率的机会，提高了汽车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，挡位数多，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。所以增加挡位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。挡数多少还影响到挡与挡之间的传动比比值。比值过大会造成换挡困难。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，挡位数也应愈多。对于轻型货车和中型货车而言，由于比功率小，所以一般采用五挡变速箱。而拖拉机的比功率更小，使用条件也更复杂，所以一般采用六挡至十几个挡的变速箱，以适应复杂的使用条件，从而使汽车具有足够的动力性和良好的燃油经济性。根据设计任务书的要求本变速器的挡位为：12+4 挡变速器 3.

27、2传动比的确定（1）最高挡传动比的选择：汽车大多数时间是以最高挡行驶的，即用最小传动比的挡位行驶的。因 11 此最小传动比的选定是很重要的。传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积，即 it=igi0ic。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为 1，所以传动系的最小传动比就是 i0。因此确定最高挡传动比其实就是选择主减速器的传动比 i0。主减速器的传动比是从汽车功率平衡图来选择的，在功率平衡图上将传动比 i0 划分为三个区域：i01(大传动比)是使得最高车速maxau大于发动机最大功率时的

28、车速 up，它的优点在于汽车的后备功率最大，即动力性最好，但是燃油经济性最差；i02(中传动比)是使得最高车速maxau等于发动机最大功率时的车速 up，它的优点是最高车速最大，且动力性和经济性均居中；i03(小传动比)是使得最高车速maxau小于发动机最大功率时的车速 up，它的优点是发动机功率利用率最高，即燃油经济性最好，但是汽车的后备功率最小，即汽车动力性最差。0i=0.377nr/v=0.37723000.372/26.352=12.2406 （3-6）maxi=12.2406/12.036=1.017 3.2.1 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

29、，驱动轮与路面附着力，汽车最低稳定车速及主传动比等。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：车速确定一挡的传动比 0i=0.377nr/v=0.3772300 0.372/1.521=212.05 （3-7）maxi=212.05/12.036=17.618 确定各档齿轮的齿数 中心距 A和齿数和hZ间有以下关系:2/hZA m (3-8)12 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）确定各挡齿轮的齿数 3）根据中心距和最高挡传动比确定各挡传动比和各对齿轮的齿数 各

30、个齿轮的齿数：Z1=25，Z2=29，Z3=45，Z4=22，Z5=32，Z6=29，Z7=19，Z8=35,Z9=16,Z10=38,Z11=17,Z12=44,Z13=17,Z14=40,Z15=19,Z16=34,Z17=21,Z18=32 表 3-1 传动比 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 齿数 z 25 29 45 22 32 29 19 35 16 38 传动比 i=z2/z1 1.16 2.28 0.91 1.84 2.38 齿轮 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z17 Z18 齿数 z 17 44 17 40 19 34 21

31、 32 传动比 i=z2/z1 2.59 2.35 1.79 1.52 13 3.3 变速箱齿轮设计计算 3.3.1齿轮的设计准则 齿轮是汽车传动系中的重要零件之一，它对整车的动力性和舒适性有很大的影响。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

32、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。这对汽车特别是轿车的舒适性的影响尤甚。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

33、的振动和噪声也可以作为齿轮的优化设计.14 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

34、模数，以保证其强度要求。而高速档齿轮，由于转速高、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：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

35、，基圆直径就会变大，齿形渐开线就会变的平直一些，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 15 根据齿轮齿宽的设计要求B=max 0gmaxmaxMiN miauicK*m=(4.5-8)5=22.540,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）合理选用正角度变位 对于具

36、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

37、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 798.4996.114.0)6.04.0(32TMt （3-11）直齿轮 Mn=Mt 取为 5 （2）齿

38、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 Z15 和 Z16，Z17 和 Z18 Z15 和 Z16 齿轮的变位计算 已知：a=132.5 a=133 16 r =20 acosr=acosr 即：133cosr=132.5cos20 r=20.58 Inv r=tan r-r Inv r=tanr-r Inv r=2（X1+X2）tanr/（Z1+Z2）+invr X1+X2=（inv r-invr）（Z1+Z2）/2tanr=0.10 查机械设计手册第 994 页：选 X1=0.04 X2=0.06 y=（a-a）/m=（133-132.5）/5=

39、0.1 k=X1+X2-y=0.10-0.10=0 分度圆：d16=d16cosa/cosa=95.356 d17=d17cosa/cosa=170.637 齿顶圆：da16=105.756 da17=181.037 齿根圆：df16=d3-2hf=83.256 Z17，Z18 两对齿轮的变位计算 已知：a=132.5 a =133 r =20 acosr=acosr 即：132.5cosr=133cos20 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

40、 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）/m=（157.5-155）/5=0.5 17 k=X1+X2-y=0.8647-0.5=0.3647 分度圆：d11=mZ1=521=105 d12=mZ2=532=160 齿顶圆：da11=d11+2ha=m（Z11+2ha*+2X1-2k）=5（21+21+20.3547-20.3647）=106.9 da12=d12+2ha=m（Z 12+2ha*+2X2-2k

41、）=5（41+21-20.51-20.3647）=166.453 齿根圆：df11=d1-2hf=m（Z11-2ha*-2C*+2X1）=5（21-21-20.25-20.3547）=93.5235 df12=d12-2hf=m（Z12-2ha*-2C*+2X2）=5（41-21-20.25-20.61）=153.25 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3-2 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 5 125 5 6.25 135 20 1.25 Z2 5 14

42、5 5 6.25 155 20 1.25 Z3 5 225 5 5 99.76 20 1.25 Z4 5 180 5 5 187.16 20 1.Z5 5 175 5 6.25 185 20 1.25 Z6 5 140 5 6.25 150 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 18 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

43、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 1.25 Z17 5 125 5 6.25 135 20 1.25 Z18 5 190 5 6.25 200 20 1.25 19 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

44、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

45、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 20 ytbKKFfw1 （3-1）式中，w为弯曲应力（aMp）；1F为圆周力；dTFg21；gT为计算载荷（N mm）；d为直径(mm)；K为应力集中系数，

46、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，对弯曲应力的影响也不同：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 为齿数，所以将上述参数代入上式后得：yKzmKKTcfgw32 （3-2）直齿轮许用弯曲应力在 400850MPa,齿轮 Z1：max3322gfefwcCTKKTiKKmz Kym zK y =32 1711.95 17.618 1.65 1.1201.96540 0.128 5MPa 所以 w 其中 MPa500 合乎要求！齿轮 Z2：2

47、max133217.6182efgfwcCZTKKTKKZmz Kym zK y =3402 1711.95 17.6181.65 1.117235.63540 0.145 6MPa 所以 w 其中 MPa500 合乎要求！4.3齿轮接触应力计算 21 bzjbFE11418.0 （3-3）式中：j为齿轮的接aMp N mm触应力（aMp；F为齿面上的法向力（N），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，E 为 齿 轮 材 料 的 弹 性 模 量（aMp），铸 钢 为E=2.02510MPav；b为齿轮接触的实际宽度（mm

48、）；z、b为主、从动齿轮节 点 出 的 曲 率 半 径（mm），直 齿 轮sinzzrsinbbr，斜 齿 轮，2cossinzzr、2cossinbbr；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 由 bzjbFE11418.0计算如下：计算接触应力（aMp）许用接触应力（aMp）计算接触应力（aMp）=586.43 许用接触应力（aMp）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！22 第五章 轴承的校核计算 5-1 轴承寿命的计算 轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力越大，因而在发生点蚀

49、破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。输入轴上深沟球轴承寿命计算 轴承代号：GB 276-89，当量载荷计算：该轴不承受轴向力，故可以只以径向力计算当量载荷。圆周力 3max32 1711.95217.6183.58 1095 10etTFNd 径向力 NFFtr3310303.120tan1058.3tan 则 rrFP 实际计算当量载荷 rpFfP 由机械设计表 13-6查得载荷系数取 6.1pf 则由PCfnLth60106 （6-1）式中 1711.95/minnr，查 课程设计 表 15-3基本额定动载荷kNCr8.62 对于球轴承 3，查机械设计表 13-4温度

50、系数1tf 故 36353101 62.8 101.18 1060 1711.95 1.6 1.303 10hLh满足要求使用要求。23 第六章 1302 R 变速器的操纵机构的设计 6.1 功用和要求 变速器的操纵机构用来保证驾驶员能随时拨动齿轮进行换档，或使之从工作档退到空档，为了保证在任何情况下变速器都能准确的，安全的，可靠的工作，变速器的操纵机构应满足以下要求：为了防止变速器自动脱挡，并保证齿轮全齿宽啮合，操纵机构中设置自锁装置。为防止变速器同时挂入两个挡位，造成发动机熄火或者损坏零部件，操纵机构中设置互锁装置。为防止汽车前进时误挂倒挡，设置到挡装置 其主要部分位于变速器盖内，包括换档