570 履帶拖拉機變速器改進設計,570,履帶拖拉機變速器改進設計,履帶,拖拉機,變速器,改進,改良,設計 履帶拖拉機變速器改進設計 Ⅳ 摘 要 隨著農業(yè)的不斷進步發(fā)展，農業(yè)生產機械化、規(guī)?；吧a資料和農田建設材料等各種物資運輸量越來越大，農民越來越需要拖拉機的幫助，因此，農用拖拉機的發(fā)展前景很廣闊，會有較大的發(fā)展。 滿足拖拉機的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數(shù)、傳動比的范圍和各檔傳動有關。拖拉機工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。變速器與主減速器及發(fā)動機參數(shù)作優(yōu)化配置，可得到良好的動力性和經濟性。 變速器的結構對動力性，經濟性，操縱的可靠性與輕便性，工作噪聲等都有直接影響。變速器主要用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，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下范圍工作，設有空檔和倒檔。 本次設計按照傳統(tǒng)設計方法，本著半經驗半理論的設計原則通過類比法確定方案，參照已有車型變速器結構，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，進而縮短設計周期，降低設計成本。 關鍵詞：變速器，傳動比，設計，計算，校核 TRACKED TRACTOR TRANSMISSION IMPROVED DESIGN Ⅳ ABSTRACT With the continuous progress of agricultural development, agricultural production mechanization, the scale of the means of production and agricultural land and building materials and other goods traffic increasing, more and more farmers need the help of tractors, therefore, farm tractors development prospects are broad, there will be greater development. Tractors to meet the power and economic indicators, and transmission of the file, the transmission ratio of the scope and the transmission of the file. Tractor work of the road conditions more complex than the smaller power, the transmission of the transmission ratio greater. Reducer and the main transmission and engine parameters to optimize the allocation and availability of power and good economy. In order to make it come true that the transmission is adapted to the engine and its structure is sound, I pay close attention to the development of the clutch transmission shaft and collectivity arranging designers in my design, and have a repeating discussion with them . For shifting gear steadily , fourth and third gear have synchrotron ,and in consideration of the simplicity and reliability .According to the traditional mean of design ,part experience and theory and analogism ,the blue print come into being .by virtue of tradition transmission I verify the size of element which have been chosen, according to mechanical theory, in consideration of the qualification bringing down the cost and cycle time. KEY WORD： Transmission, transmission ratio, design, calculations, checking 符 號 說 明 A 中心距 D 直徑 E 彈性模量 傳動比 f 撓度 轉角 M 彎矩 汽車總質量 kg 重力加速度 N/kg 道路最大阻力系數(shù) 驅動輪的滾動半徑 mm 發(fā)動機最大扭矩 N·m 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 一檔傳動比 汽車滿載載荷 N 路面附著系數(shù) 中心距系數(shù) 直齒輪模數(shù) 齒輪壓力角 ° 斜齒輪螺旋角 ° 齒輪寬度 mm 齒輪齒數(shù) 齒輪彎曲應力 MPa 齒輪接觸應力 MPa 齒輪所受圓周力 N 軸向力 N 徑向力 N 計算載荷 N·m 應力集中系數(shù) 摩擦力影響系數(shù) 齒輪材料的彈性模量 MPa 重合度影響系數(shù) 主動齒輪節(jié)圓半徑 mm 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm 扭轉切應力 MPa 軸的抗扭截面系數(shù) 軸的材料的剪切彈性模量 MPa 軸截面的極慣性矩 垂直面內的撓度 mm 水平面內的撓度 mm 目 錄 第一章 緒論 1 第二章 變速器傳動方案的研究與改進 3 §2.1 變速器的功用與要求 3 §2.2 變速器的種類 4 §2.3 課題變速箱存在的問題與解決方案 5 §2.4 變速器改進方案的確定 6 第三章 變速器傳動方案與參數(shù)的確定 8 §3.1 變速器檔位與傳動比的初定 8 §3.1.1 最高檔傳動比的選擇 8 §3.1.2 最低檔傳動比的選擇 8 §3.1.3 各檔位傳動比的分配 9 §3.2 變速箱外形尺寸的初定 9 §3.2.1 變速箱齒輪中心距的確定 9 §3.2.2 變速箱的軸參數(shù)確定 10 §3.3 變速器各項參數(shù)的最終確定 10 §3.3.1 齒輪齒數(shù)及其參數(shù)的確定 10 §3.3.2 齒輪模數(shù)確定 11 §3.3.3 齒輪其他參數(shù)的計算 12 §3.3.4 齒形、壓力角α、螺旋角β 15 §3.3.5 齒寬的確定 15 §3.3.6 中心距的最后確定 16 第四章 齒輪與軸的校核 17 §4.1 齒輪的校核 17 §4.1.1 齒輪的損壞形式 17 §4.1.2 齒輪的強度校核與計算 17 §4.2 軸的校核 19 §4.2.1 軸剛度的校核 19 §4.2.2 軸的強度校核 20 第五章 軸承的校核 22 第六章 嚙合套的設計 23 §6.1 換擋機構形式 23 §6.2 防脫擋措施 23 第七章 變速器操縱機構設計 26 第八章 結論 27 參考文獻 28 致 謝 30 第一章 緒論 隨著社會經濟展和農業(yè)機械化水平的提高，拖拉機保有量迅猛增長，同時對拖拉機性能和質量提出了更高的要求。拖拉機制造商不僅面臨著用戶對產品性能與質量越來越高的要求，而且面臨著嚴格的技術法規(guī)約束以及降低產品成本等壓力。因此在拖拉機與拖拉機的開發(fā)過程中，廣泛采用各種先進的技術和理論方法，使設計過程自動化，以滿足產品設計的需要已成為必然趨勢。在工程設計中應當采用先進的技術和理論方法，使設計過程自動化、合理化，以滿足產品設計的需要優(yōu)化設計方法則提供了一條可能高效率的求得最優(yōu)的設計方案的途徑。傳動系是拖拉機的主要組成部分，變速器又是傳動系的重要部件，因此拖拉機變速器的性能改良設計能夠大大提升傳動系的性能。在拖拉機制造的多年發(fā)展歷史中，變速箱的技術進步和水平一直處于舉足輕重的地位，但傳統(tǒng)的拖拉機變速器存在著諸多的陷，雖然隨著我國農機水平的不斷提高，正在不斷的完善和成熟，但變速器方面的技術，但與發(fā)達國家仍存在著不小的差距，我國是一個農業(yè)大國，拖拉機的制造和使用在數(shù)量上一直處于世界的前列，如果能夠實現(xiàn)拖拉機的優(yōu)化，相信能夠節(jié)約成本，提高效率，使我國的農業(yè)生產實現(xiàn)增產增收的美好愿望，本人此次畢業(yè)設計的課題以東方紅1302R履帶拖拉機為為原形，對其傳動方案實現(xiàn)優(yōu)化設計。 履帶拖拉機車適用于在大型農場和工作量較大的農村作業(yè)，主要應用在深耕，旋耕，收獲谷物，播種等農業(yè)生產場合。為此在動力性、通過性、工作穩(wěn)定速度，可靠性，耐用，等方面對設計者提出了更高的要求！改變落后的撥齒換擋式變速器，提高工作效率和使用性能，進一步提高動力性和經濟性，對我國這樣的農業(yè)大國意義重大。此次設計在原有的設計基礎上對其加以改進，以期能夠最大限度的在一定程度上達到優(yōu)化的目的。 這是本人的畢業(yè)設計課題，我會力爭做到最好，在此次設計過程中，查閱了大量文獻資料，經過復雜的運算，并且與導師和同組的隊友經過深刻的探討與交流，終于完成了這份設計，而這個過程中我也得到了巨大的成長和提升。 變速器的主要概況：變速器是用來改變改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使拖拉機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內工作。變速器設有空擋，，可在啟動發(fā)動機，拖拉機滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使拖拉機獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器提出如下要求： 1）保證拖拉機有必要的動力性和經濟性。 2)設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3)設置倒擋，使拖拉機能倒退行駛。 4)設置動力輸出裝置，需要是能進行功率輸出。 5)換檔迅速、省力、方便。 6)工作可靠。拖拉機行使過程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7)變速器應有高的工作效率。 8)變速器的工作燥聲低。 除此之外，變速器還應當輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足拖拉機必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比有關。拖拉機工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數(shù)或軸的形式分類。 在原有變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操作方向發(fā)展的趨勢。 第二章 變速器傳動方案的研究與改進 §2．1 變速器的功用與要求 （1）改變傳動比，在較大范圍內改變拖拉機的行駛速度和拖拉機驅動輪上轉矩的數(shù)值，以適應經常變化的行使條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。 （2）在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，利用道擋實現(xiàn)拖拉機倒向行駛。 （3）在發(fā)動機不熄火的情況下，利用空擋中斷動力傳遞，可以使駕駛員松開離合器踏板離開駕駛位置，且便于拖拉機啟動，怠速，換擋和動力輸出。 相對于拖拉機，對于經常需要應對復雜地形合理安排檔位的拖拉機，變速器的功用尤為重要?，F(xiàn)代拖拉機的使用條件極為復雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。這就要求拖拉機的牽引力和車速能在較大范圍內變化，以適應使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速箱的多檔位選擇就能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據具體情況，選擇變速箱的某一檔位，來減少燃油的消耗?，F(xiàn)代拖拉機的動力裝置，幾乎都采用往復活塞式內燃機。它具有相當多的優(yōu)點，如體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等。但其性能與拖拉機的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉速換算到對應的拖拉機車速上，將達到現(xiàn)代拖拉機極限速度的數(shù)倍。上述發(fā)動機牽引力、轉速與拖拉機牽引力、車速要求之間的矛盾，單靠現(xiàn)代拖拉機內燃機本身是無法解決的。因此就出現(xiàn)了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一，實現(xiàn)了不同作業(yè)環(huán)境下的合理檔位選擇。 變速器的功用是根據拖拉機在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使拖拉機具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為保證拖拉機倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1. 應保證拖拉機具有高的動力性和經濟性指標。根據拖拉機載重量、發(fā)動機參數(shù)及拖拉機使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。拖拉機在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 §2．2 變速器的種類 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。 根據前進檔數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多檔幾種。 根據軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。 按傳動比變化 變速器可分為有級式，無級式和綜合式三種 按操縱方式可分為強制操縱式變速器，自動操縱式變速器和半自動式變速器三種。 兩軸式變速箱的低檔齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此小齒輪壽命比大齒輪短。三軸式變速箱的各前進檔，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪徑向尺寸相差較小。 多中間軸結構：在通常的三軸式變速箱中，發(fā)動機的轉矩由第一軸傳至第二軸，只經過一根中間軸。這種變速箱在裝上轉矩高于1200-1300Nm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，這會導致過早被損壞。所以對于一些重型拖拉機，一般采用多中間軸的結構。 倒檔型式：由于倒檔使用率不高，一般常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。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。前者雖然結構簡單，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)彎曲應力狀態(tài)下工作，并且使倒檔傳動比略有增加。 同步器換檔型式：目前大多數(shù)的變速箱都采用同步器換檔。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了拖拉機的加速性、經濟性和行車安全性。但是它也有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點。 §2．3 課題變速箱存在的問題與解決方案 傳動系是拖拉機的主要組成部分，變速器又是傳動系的重要部件，它們的任務就是充分發(fā)揮發(fā)動機的性能，使發(fā)動機發(fā)出的動力有效而經濟地傳到驅輪，以滿足發(fā)動機作業(yè)時的各項要求。變速器的優(yōu)劣是決定拖拉機整車性能的重要因素。因而，變速器的設計與制造歷來受到拖拉機界的極大重視。現(xiàn)代拖拉機與拖拉機廣泛采用活塞式內燃機作為動力源，其轉矩與轉速變化范圍較小，而復雜的路面環(huán)境與使用條件要求拖拉機與拖拉機的驅動力與速度能在大范圍內變化，以達到節(jié)約燃油與提高效率的目的，為解決這一問題，傳動系中的核心部件——變速器就產生了，一輛優(yōu)秀的拖拉機或拖拉機必須擁有具有符合作業(yè)范圍的變速器才能最大效能的發(fā)揮它的功用，這次我畢業(yè)設計的課題東方紅1302R型拖拉機(如圖2-1所示）6+2擋變速器的傳動方案的改進，該傳送方案簡單可靠，采用滑動齒輪換檔，兩個前進檔經一軸到二軸傳遞，其他兩個前進檔從一軸經過三，四軸傳遞到二軸實現(xiàn)的。該方案簡單方便，傳動路線明確，傳動效率高，但也有不足之處，有較大的改進空間： （1）受結構限制，該變速器難已實現(xiàn)較大的速比范圍，致使拖拉機的工作區(qū)段較窄。東方紅拖拉機的六個前進擋的速度范圍為4.59~10.58，兩個倒擋的速度范圍為3.71~5.35Km/h,顯然缺少4Km/h以下的低速作業(yè)范圍，而拖拉機工作的路面條件特別需要低速作業(yè)。 （2）發(fā)動機轉速提高到2300r/m ，所以齒輪的嚙合線速度及固定在第二軸上的各擋齒輪的線速度均大幅提高，這導致變速箱的噪音大，油溫高的根本原因，可能通過改變各檔的結構，減少軸的數(shù)量達到優(yōu)化的目的。 圖2-1 東方紅1302橡膠履帶拖拉機 （3）采用滑動齒輪換擋，變速器只能采用直齒圓柱齒輪傳動這就限制了嚙合質量，可以采用嚙合套換檔的方改善嚙合質量。 （4）變速箱內軸數(shù)過多，內部結構稍顯復雜，優(yōu)化后換檔方式有所改變，可減少軸數(shù)，采用第一，二軸加中間軸的換檔結構，提高傳動效率。 §2．4 變速器改進方案的確定 根據畢業(yè)設計任務書的要求： 改進設計拖拉機變速器，作業(yè)速度范圍為：前進檔2-13km/h，倒車檔2。5-6km/h。 換檔方式：手動換檔操縱嚙合套換檔； 檔位數(shù)：（8+4）檔； 主離合器形式：雙作用式離合器； 發(fā)動機額定功率：N=106kW，發(fā)動機額定轉速：n=2300r/min。 由以上參數(shù)，我們可以得到有用的數(shù)據，為最終方案的確定找到依據。 變速器傳動方案簡圖如圖2-2所示。 圖2-2 8+4檔變速傳動簡圖 第三章 變速器傳動方案與參數(shù)的確定 §3.1 變速器檔位與傳動比的初定 §3.1.1 最高檔傳動比的選擇 拖拉機的行駛速度由最高檔決定的，即用最小傳動比的檔位行駛的。因此最小傳動比的選定要和拖拉機的最高車速密切相關。傳動系的總傳動比是傳動系中各部件傳動比的乘積 it=ig·io·ic （3-1） 式中，ig—變速箱的傳動比；i0—主減速器的傳動比；ic—分動器或副變速箱的傳動比；普通的拖拉機由于沒有分動器或副變速箱，而變速箱的最小傳動比通常為1，所以傳動系的最小傳動比就是i0。因此確定最高檔傳動比其實就是選擇主減速器的傳動比i0。 主減速器傳動比: 主減速器的傳動比根據設計任務書的要求，查閱東方紅1302R的技術參數(shù)，履帶的動力半徑為0.346m,主傳動比為21.315，發(fā)動機的額定轉速為，最高行駛車速為13km/h，根據拖拉機理論公式： （3-2） （3-3） 同理: §3.1.2 最低檔傳動比的選擇 確定最低檔傳動比時，要考慮下列因素：拖拉機最大爬坡度，驅動輪與路面附著力，拖拉機最低穩(wěn)定車速及主傳動比等。本次設計的主傳動比為23.15，最低穩(wěn)定車速要求為2.0km/h。根據最低穩(wěn)定車速確定一擋理論的傳動比: 同理有: 由于發(fā)動機的標定轉速多在1500r/min以上，且以2000～2500r/min居多，所以變速器的多數(shù)擋位為減速擋，傳動比大于1，根據設計任務書的要求個別升速擋的傳動比不宜小于0.8，對于單對齒輪的傳動比不宜小于0.6，以避免齒輪的轉速過高而增大齒輪上的動載荷和增加攪油損失。 §3.1.3 各檔位傳動比的分配 前進檔: （3-4） 所以有: 倒車檔: 有: §3.2 變速箱外形尺寸的初定 §3.2.1 變速箱齒輪中心距的確定 根據地面附著條件系數(shù)求變速箱的最大輸出扭矩,查表取最大附著系數(shù)為φ=0.95 Ft=Fz×φ=7500×0.95×9.8＝66150N （3-5） 則驅動力矩：Mf=66150×0.346=23814N.m （3-6） Mt=Mf/i總×η總=23814/21.35×0.85=1200(Nm) （3-7） Mt=Tmax=1200(Nm)=Mmax 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： D=k （3-8） 式中：k — 中心距系數(shù)，對與拖拉機，k=8.6—~9.6；Miemax — 變速箱在一檔時，第二軸輸出的轉矩； Miemax = Memax·hg （3-9） Memax — 發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位Nm；hg — 變速箱傳動效率，取0.96。取k=9，M=1200Nm,把數(shù)據代入得出初始中心距A≈120。 §3.2.2變速箱的軸參數(shù)確定 根據發(fā)動機的技術參數(shù)選擇軸的尺寸： 根據經驗公式 D=k （3-10） 輸入軸花鍵部分的直徑D為: D=k=4.5,取動力輸入軸的直徑為40。 其中為變速器處于一檔時的輸出扭矩 根據經驗公式: D=0.45A （3-11） 得出中間軸和輸出軸的直徑均取D=60 變速箱檔數(shù)的確定： 不同類型的拖拉機，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同；對整車性能要求的不同；拖拉機本身的比功率不同。而傳動系的檔位數(shù)與拖拉機的動力性、燃油經濟性又有著密切的關系。 就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了拖拉機的加速與爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機 §3.3變速器各項參數(shù)的最終確定 §3.3.1齒輪齒數(shù)及其參數(shù)的確定 中心距A和齒數(shù)和Zh間有以下關系: （3-11） 主、從齒輪的齒數(shù)與對應的傳動比有以下關系: （3-12） 綜合以上兩個公式可以有： 齒數(shù)和傳動比 齒輪 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 齒數(shù) z 19 35 22 45 35 28 30 33 25 38 傳動比 i=z2/z1 1.84 2.06 0.8 1.03 1.48 齒輪 z11 z12 z13 z14 z15 z16 z16' z17 齒數(shù) z 21 41 29 25 27 34 28 35 傳動比 i=z2/z1 1.86 0.86 1.10 1.52 最后確定的傳動比為前進檔:=7.04,=1.083,倒擋=5.63,=2.346。 §3.3.2 齒輪模數(shù)確定 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-13） 其中= 440Nm,可得出mn=5. 當一個齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了，齒輪的分度圓直徑也就確定了，而齒輪的漸開線齒形取決于基圓的大小，基圓大小又受到壓力角的影響。對于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。當壓力角越大時，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強度和接觸強度。當減小壓力角時，基圓直徑就會變大，齒形漸開線就會變的平直一些，齒根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強度和接觸強度均會下降，但是隨著壓力角的減小，可增加齒輪的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷，所有這些都有利于降低噪聲。因此，對于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強度要求；而高速檔齒輪常采用較小的壓力角，以滿足其降低噪聲的要求。 §3.3.3 齒輪其他參數(shù)的計算 本變速箱的齒輪大部分采用零變位就能滿足題目要求，只有兩對齒輪采用變位Z3和Z4，Z11 和Z12 Z3和Z4齒輪的變位計算 已知 ：a｀= 135 a = 136 r =20` a｀×cosr｀=a×cosr 即：135×cosr`=136×cos20` r`=19.49 1` Inv r`=tan r`- r`=tan19.491-19.491×3.14/180=0.01394 Inv r=tanr-r=tan20-20×3.14/180=0.0150 Inv r`=2（X+X）×tanr/（Z+Z）+invr ∴ X+X=（inv r`-invr）×（Z+Z）/2tanr=-0.115 查機械設計手冊第994頁： 選X=0.105 X=-0.22 ∴y= （a｀-a）/m=（157.5-158）/4=-0125 k=X+X-y=-0.115+0.125=0.01 分度圓 ：d3=mZ=4×22=88 D4=mZ=4×45=180 齒頂圓 ：da3=d3+2ha=m（Z3+2ha*+2X-2k）=4×（22+2×1+2×0.105-2×0.01）=95.76 Da4=d4+2ha= m（Z+2ha*+2X-2k）=4×（45+2×1-2×0.22-2×0.01）=187.16 齒根圓 ：df3=d3-2hf=m（Z3-2ha*-2C*+2X）=4×（23-2×1-2×0.25-2×0.105）=78.84 df4= d4-2hf= m（Z4-2ha*-2C*+2X2）=4×（45-2×1-2×0.25-2×0.22）=169.24 Z11，Z12兩對齒輪的變位計算 已知 ：a｀= 157.5 a = 155 r =20` a｀×cosr｀=a×cosr 即：157.5×cosr`=155×cos20` r｀=23.5138 Inv r`=tan r`- r`=tan23.5138-23.5138×3.14/180=0.029 Inv r=tanr-r=tan20-20×3.14/180=0.0150 Inv r`=2（X1+X2）×tanr/（Z1+Z2）+invr ∴ X+X=（inv r`-invr）×（Z+Z）/2tanr=0.8647 查機械設計手冊第994頁： 選X=0.3547 X=0.51 ∴y= （a｀-a）/m=（157.5-155）/5=0.5 k=X+X-y=0.8647-0.5=0.3647 分度圓 ：d11=mZ=5×21=105 d12=mZ=5×41=205 齒頂圓 ：=d11+2ha=m（Z11+2ha*+2X-2k）=5×（21+2×1+2×0.3547-2×0.3647）=116.9 da=d+2ha= m（Z12+2ha*+2X-2k）=5×（41+2×1-2×0.51-2×0.3647）=216.453 齒根圓 ：df11=d-2hf=m（Z11-2ha*-2C*+2X）=5×（21-2×1-2×0.25-2×0.3547）=93.5235 df12= d12-2hf= m（Z12-2ha*-2C*+2X）=5×（41-2×1-2×0.25-2×0.61）=193.25 下面是根據機械設計和機械原理的有關齒輪設計的公式計算出的各個齒輪的技術參數(shù) 表3-3齒輪的參數(shù)表 齒輪 齒數(shù)模數(shù) 分度圓直徑 (mm) 齒頂高 (mm) 齒根高 (mm) 齒頂圓直徑(mm) 壓力角 （度） 頂隙 (mm) Z1 5 95 5 6.25 105 20 1.25 Z2 5 175 5 6.25 185 20 1.25 Z3 4 88 4 5 95.76 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 6.25 150 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 1.25 Z16 5 125 5 6.25 135 20 1.25 Z17 5 190 5 6.25 200 20 1.25 §3.3.4 齒形、壓力角α、螺旋角β 拖拉機變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 表3-4 拖拉機變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30° 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪22.5°，25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取15°,試驗資料表明an=15°的噪聲要比20°的小一些，以減少噪聲，而低速檔齒輪取較大的壓力角，以增加強度,嚙合套取30°。 §3.3.5 齒寬的確定 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 本次設計中取齒寬b=30mm. §3.3.6 中心距的最后確定 當齒輪模數(shù)確定后,中心距會有所變化,需要我們重驗算中心距離,跟據公式 （3-14） 代入數(shù)據得根據拖拉機變速器中心距設計經驗公式，取中心距A=157.5mm，取=135mm,=152.5mm 根據原有的變速器的設計要求，表示多擋自動變速部分的輸入軸與輸出軸的中心距；表示多擋自動變速部分的輸入軸與中間軸的中心距；多擋自動變速部分的中間軸與輸出軸的中心距。 第四章 齒輪與軸的校核 §4.1 齒輪的校核 §4.1.1齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 §4.1.2 齒輪的強度校核與計算 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途拖拉機的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如拖拉機變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算拖拉機齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 齒輪的彎曲強度計算公式: （4-1） 式中， 為彎曲應力（MPa）；為圓周力；； 為計算載荷（N.mm）；d為直徑(mm)；為應力集中系數(shù)，可以近似??；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，主動齒輪；從動齒輪；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），；m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)。 因為齒輪節(jié)圓直徑，式中z為齒數(shù)，所以將上述參數(shù)代入上式后得： 倒檔直齒輪許用彎曲應力在400~850MPa, 齒輪Z1： = 所以 其中 合乎要求。 齒輪Z2： = 所以 其中 合乎要求。 齒輪Z3： = 所以 其中 合乎要求。 齒輪Z4： 所以 其中 合乎要求。 §4.2 軸的校核 §4.2.1軸剛度的校核 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面的轉角。前者使齒輪的中心距產生變化，破壞了齒輪的正確嚙合，后者室齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 一檔時： 齒輪2 圓周力Ft====3588.5N 徑向力Fr=Ft=3588.5=1306.1N 齒輪12 圓周力Ft====11707.3N 徑向力Fr=Ft=11703 綜上比較可知齒輪12的徑向力較大且其離支承點的距離較遠，故按此計算撓度和轉角如下： 圖4-1 應力示意圖 其中：a=361mm b=81.5mm E=2.1MPa 慣性矩I= （4-2） 垂直面: （4-3） ｆc＜ 合乎要求！ 其中： =0.05～0.1mm 平面： ＜ 合乎要求！ 其中： =0.10～0.15mm 軸的全撓度: 合乎要求。 轉角： 故＜0.002rad 合乎要求。 §4.2.2 軸的強度校核 作用在齒輪上的徑向力和軸向力,使軸