518 28馬力輪式拖拉機變速箱設計（有cad圖+文獻翻譯）,518,28馬力輪式拖拉機變速箱設計（有cad圖+文獻翻譯）,28,馬力,輪式拖拉機,變速箱,設計,cad,文獻,翻譯 28馬力輪式拖拉機變速箱設計 摘 要 為了獲得適合各種農業(yè)工作的不同速度和牽引力，我們就必須通過變速箱來降低從發(fā)動機傳出的較快的轉速并將動力傳遞給驅動裝置來行走或作業(yè)。在田間或公路運輸時要求有較快的行駛速度，但是在田間作業(yè)和工程施工時則需要較慢的速度和較大的牽引力。 為了實現這種目的，大部分必要的減速通常通過變速箱總成中的滑移齒輪來實現，進一步的減速則是通過中央傳動和最終傳動的大、小齒輪的嚙合來實現的。在現代的拖拉機中，拖拉機不僅被用來田間作業(yè)，還用來搞運輸、粉碎飼料等。為了滿足不同工況的需要和提高經濟性，一般都是多擋位的，本設計采用8個前進擋的設計方案。 對于拖拉機來說，一般變速箱總成都采用直齒圓柱齒輪以降低成本，則用滑移齒輪前后移動與中間軸上齒輪嚙合以獲得需要的速度。為了滿足拖拉機的中耕和其它作業(yè)需要，例如耕地、耙地、工程施工等。都需要在設計中設計動力輸出裝置，通過動力輸出軸將從發(fā)動機傳來的扭矩傳到拖拉機后部，以帶動各種機具工作。 關鍵詞： 拖拉機， 變速箱， 滑移齒輪， 動力輸出軸 TRANSMISSION DESIGN OF 28 HP TRACTOR ABSTRACT We must reduce the relatively fast speed of the engine and transmit its power to the driving menbers to obtain suitable speeds and pulling power for the different farm jops. You may want a fst forward speed for hauling form the field or on the highway but a much slower fortions.Aslo,you msut have some means of reversing the direction of rotation of the driving members. Much of the necessry speed reduction is accomplished by the sliding(speed-changing)gears of the assembly which is ususlly called the “transmission.”Further reduction is secured at the differential and by the final drive pinions and bull gears.In today’s tractors there are still more gear combingations giving more forward speeds; these are needed for the many operations now performed with farm tractors. You select the speed you want by shifting one of the sliding gears,which are splined to be transmission shaft.With the gear shift lever,you can move then forward or backward;you can mesh any certain sliding gear with it’s mating gear on the counter-shaft.Live power take-off is an asset with many p.t.o.driven machine . KEY WORDS： tractor, transmission，sliding gears，power take-off 目 錄 第一章 前 言 1 第二章 結構分析與設計 2 §2.1 概述 2 §2.1.1變速箱的功用、要求 2 §2.2 布置方案的分析與確定 2 §2.2.1傳動機構的方案分析與確定 2 §2.2.2 變速箱零、部件結構分析與確定 3 §2.2.3 發(fā)動機和輪胎選擇 6 第三章 變速器主要參數的確定 7 §3.1 概述 7 §3.2 變速器主要參數的確定 7 §3.3 常嚙合齒輪參數的確定 10 第四章 變速器圓柱齒輪的結構和設計 12 §4.1 齒輪的變位 12 §4.2 齒輪的強度計算 13 第五章 中央傳動主要參數的確定 16 §5.1 概述 16 §5.2 中央傳動主要參數的確定 16 §5.3 圓柱齒輪的結構與計算 17 §5.4 齒輪強度計算 18 第六章 最終傳動參數的確定 20 §6.1 概述 20 §6.2 最終傳動主要參數的確定 20 §6.3 圓柱齒輪的結構與計算 21 §6.4 齒輪強度計算 22 第七章 軸的校核 24 §7.1 概述 24 §7.2 軸的強度計算 24 §7.3 軸的剛度計算 25 第八章 軸承的校核 28 §8.1 概述 28 §8.2 軸承的校核 28 結論 30 參考文獻 31 致謝 32 第一章 前 言 小四輪拖拉機自80年代初生產至今，全國有近百家生產企業(yè)，年生產能力達100多萬臺，不論從產品設計到制造生產，都有比較成熟的經驗。隨著國民經濟的發(fā)展，農業(yè)現代化步伐的加快，相關行業(yè)的發(fā)展以及農民生活水平的穩(wěn)步提高，帶動了農機市場銷售。而農民購買拖拉機后，同樣不單單是耕地、種田，還要搞副業(yè)、跑運輸。隨著國內加工工藝的進步，農機走出國門也是市場的需要。 在田間作業(yè)中，隨著拖拉機功率的提高，農機具工作幅寬的機組的田間作業(yè)速度都有大幅度的提高，加上聯合作業(yè)農機具的大量采用都對拖拉機的操縱提出了更高的要求。為了獲得拖拉機作業(yè)動力經濟性的最佳匹配，要求拖拉機能夠根據發(fā)動機工況和負載的變化自動選擇擋位。因此目前在國外先進的大功率拖拉機上都普遍采用電子自動換擋技術，即采用電控機械式變速箱（AMT）。如卡特彼勒公司的Challenger E系列、迪爾公司的8000系列、凱斯公司的Quadtrac\芬特公司的900系列。國內的研究也主要集中在汽車上。吉林工業(yè)大學、北京理工大學、重慶醫(yī)療機械工業(yè)公司等多家單位均在此方面取得了積極成果。 我的設計題目是28馬力輪式拖拉機的變速箱設計，根據目前國內生產水平和市場需要，以及指導老師的建議，本次采用傳統(tǒng)的機械式換擋方式。參考泰山28和東方紅28的變速箱設計，經過分析、討論，經過比較，最終確定采用8＋1擋橫置方案。設計內容包括整體結構設計、傳動比確定、各主要參數計算、齒輪選擇及校核、軸的設計與校核、軸承的選擇與計算、換擋及操縱機構。 由于準備時間倉促，水平有限，經驗尚淺，又是初次使用CAD畫圖，設計中難免有些錯漏之處，望各位老師多多指正。 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 第二章 結構分析與設計 §2.1 概述 §2.1.1 變速箱的功用、要求 （1）、變速箱的功用是： a)變扭變速，以改變傳動系的傳動比，使拖拉機能夠獲得所需的各種行駛速度和牽引力； b)實現倒擋，使拖拉機能實現倒退行駛； c)實現空擋，使拖拉機能在發(fā)動機不熄火的情況下長時間停車，同時也便于發(fā)動機的啟動。 此外，還往往通過變速箱引出動力輸出軸，還可以帶動某些農機具工作。 (2)、對變速箱的要求是： a)有一定的排擋數，以盡量滿足拖拉機的使用要求； b)各傳動件應有足夠的強度、剛度和耐磨性，個相對運動表面應保持良好的潤滑，以保證工作可靠和一定的使用壽命； c)換擋方便； d）結構簡單，維修方便； e)工作可靠，拖拉機在行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生； f)應設置動力輸出軸，以便必要時進行功率輸出。 此外，變速箱還應該滿足效率高、噪聲低、體積小、質量輕。制造容易、成本低等特點。 §2.2 布置方案的分析與確定 §2.2.1 傳動機構的方案分析與確定 目前使用的變速箱中按傳動形式分為簡單式變速箱和組成式變速箱。組成式變速箱通常有兩個簡單式的變速箱組合而成，其中擋數較多的簡單式變速箱稱為主變速箱，擋數較少的稱為副變速箱，一般具有6個以上的擋位。采用組合式可使結構非常緊湊，目前我國大部分均采用組成式變速箱。 按軸向車身的相對位置的布置方式不同分為橫置式變速箱和縱置式變速箱?？v置式變速箱既是有兩個簡單式變速箱組成的組成式變速箱，所參照的東方紅20的變速箱布置方式就是這樣布置的，如圖2－a所示，這樣的布置方式結構體積小、結構緊湊，但是工藝要求高，箱體加工復雜，且主、副變速箱結合部受力集中，使用壽命短。另一種方式是橫置式布置方式，如圖2－b、2－c所示，這種布置方式使得變速箱體積較大，成本增加，但是集成程度高，加工工藝簡單，箱體制造方便，拆卸維修方便，將中央傳動和最終傳動集成到變速箱體內，使拖拉機整體尺寸降低，整體成本下降，因此是目前大部分生產企業(yè)的所采用的方式。如東方紅系列。 圖b與圖c相比，因為是采用的6+1式的，結構簡單，但是擋位少，根據經驗會產生插花換擋現象，用戶操作起來非常麻煩，效率利用率低。對于圖3，由于采用8＋1擋布置，在Ⅲ軸增加一固定齒輪，在Ⅳ軸上增加以滑移齒輪，導致Ⅲ軸受力增加，但是能夠提高效率利用率，也更能滿足實際需要。 綜上所述，采用橫置式8＋1擋方案較好，較方案1集成程度高，設計簡單，加工方便，還可以降低整車尺寸和成本，生產后續(xù)性好，另外各中心距可以一樣，通用性好，普遍采用深溝球軸承和直齒輪，成本較低；經校核Ⅲ軸雖然比b方案多了一個齒輪，即增加了Ⅴ、Ⅷ擋，但是通過增加軸徑可以達到設計要求。同時也解決了插花換擋的問題。這樣就可以耕作時采用低Ⅰ擋起步，運輸時用高Ⅰ擋起步，提高了效率利用率。 §2.2.2 變速箱零、部件結構分析與確定 （1）、齒輪型式 變速器常用斜齒和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，承載能力高于直齒，常用在轉矩大或者線速度高的場合。它需要嚙合套或同步器換擋，當軸向力大時常用圓錐滾子軸承支撐，軸承的調整也較麻煩。對于平穩(wěn)性和舒適性要求不高拖拉機來說，變速箱多采用直齒圓柱齒輪，這種齒輪沒有軸向力，并可以采用滑動齒輪換擋，結構簡單，成本低。 圖2－a 東方紅25馬力8擋型傳動方案 （2）、換擋機構型式 換擋機構的功用是波動滑動齒輪以進行換擋。國產變速箱的換擋機構大部分都采用球支座式。它由主、副變速桿、撥叉軸、撥叉等組成。 用主副變速桿來分別操縱主副變速箱。它的優(yōu)點是操縱方便。由于拖拉機對噪聲和穩(wěn)定性要求不高，采用滑動齒輪換擋。 （3）、鎖定機構型式 鎖定機構的功用是將撥叉軸定位，從而保證工作的齒輪副全齒寬嚙合；不工作的齒寬處于完全脫離嚙合位置；并使拖拉機在工作中不發(fā)生自動脫擋現象。 拖拉機上一般采用鎖球式或鎖銷式兩種鎖定機構，本設計采用鎖球式。它在撥叉軸上沿軸開有3個半球形槽，中間對應空擋，前后個對應以個擋位；如圖1－d所示，把撥叉軸的軸向位置鎖定，從而起定位作用。換擋時，變速桿上必須施加一定的作用力，首先克服鎖定彈簧的壓力，將鎖球頂起，然后才能使撥叉軸移動。這樣既保證了工作齒輪副恰好完全嚙合，又防止了撥叉軸因震動等原因移動而發(fā)生自動脫擋的現象。 （4）、互鎖機構型式 互鎖機構的功用是防止變速箱同時掛上兩個擋。目前常用的有框板式和互鎖銷式兩種互鎖機構。 本次設計采用互鎖銷式互鎖機構，它限制兩根撥叉軸之間德安運動?；ユi銷裝在凹槽的兩根撥叉軸之間。 （5）、其它注意問題 由于考慮到變速器在低擋工作時Ⅲ軸受作用力大，所以低擋齒輪布置在靠近軸的支撐處，然后大致按從低到高的順序布置各擋齒輪。這樣，保證軸有足夠的剛性，有方便安裝。第一軸上的齒輪齒頂圓直徑比殼體前壁軸承空的直徑尺寸小，以便于經過該孔拆裝。 §2.2.3 發(fā)動機和輪胎選擇 根據設計任務書要求及變速箱布置方式，選擇發(fā)動機型號為2102，其主要參數入表2－1所示： 由文獻〔2〕表13－33拖拉機、聯合收割機驅動輪輪胎數據表，取驅動輪胎型號為11.2－24，輪胎外徑D=1220mm. 表2－1 發(fā)動機主要參數 型號 2102 額定功率/KW 20.28 額定轉速/r/min 2200 最大扭矩/Nm/r/min 102.8/2000 第三章 變速器主要參數的確定 §3.1 概述 由文獻〔1〕知：對于拖拉機，根據國內外的經驗，應將擋次密集在5～11Km/h的速度區(qū)段內，并盡量避免在6～9Km/h速度范圍內換擋，避免主變速桿與副變速桿同時操作，即插花換擋。 拖拉機在重載區(qū)（5～11Km/h），級比q可略大于發(fā)動機的轉矩適應系數，一般發(fā)動機的適應系數為1.15。 定軸傳動變速箱的主要參數包括中心距、齒數模數和齒數等。 §3.2 變速器主要參數的確定 減小中心距可減輕變速箱的重量并縮小尺寸，但是受到傳動零件的強度和壽命的限制。由文獻〔3〕，實際中心距（單位為mm）可按下式初選 （1－1） 式中 T——變速箱輸出軸的計算轉矩，單位為Nm； K——系數，一般 K＝14～17，國產發(fā)動機多為15～16。 本次設計選K＝16。 中心距選定后，齒輪的彎曲強度隨模數的減小而降低，但是接觸強度并不降低，反而會有所改善。因為 減小模數將增加齒數和，提高相嚙合齒輪的重合度，所以在滿足彎曲強度的前提下應選取較小的模數。直齒圓柱齒輪的模數m(單位為mm)可按下式選取 （1－2） 式中 K——系數，K＝0.4～0.6，國產拖拉機多為0.45～0.55。選K＝0.45。 由文獻〔3〕式2－46求得相嚙合齒輪的齒輪數 Z= （1－3） 對于主副變速都是一對齒輪傳動的結構，由文獻〔3〕式2－48有 ＝ （1－4） 式中 ——第i擋時在發(fā)動機標定轉速下拖拉機的理論速度，單位為km/h； C——常數， ——第i擋時變速箱的傳動比； 、——中央傳動和最終傳動的傳動比； z、——第i擋時主變速主動齒輪和從動齒輪的齒數； z、——第i擋時副變速主動齒輪和從動齒輪的齒數。 由文獻〔3〕式2－7知： ＝ （1－5） ＝212.76Nm 式中 ——中央傳動與最終傳動傳動比之積。 所以 ＝95.52mm； 取 ＝0.45 ＝2.68mm； 圓整后取m=3mm。 則齒數和 ＝＝66.7； 所以?。?7。 設計拖拉機＝2200r/min,=0.610.935=0.57m,取，，根據文獻〔3〕式2－47 =0.377 （1－6） =22.997 根據設計任務書，設計拖拉機的8個前進擋的速度范圍如下，單位為km/h: 低擋：3～3.5； 5～5.5； 7～7.5； 8.5～9； 高擋：10～10.5； 15.5～16； 20～20.5； 29～29.5。 根據條件，制表如下: 表3－1確定組成式變速箱傳動比和齒數的表格 51/16 50/17 49/18 48/19 47/20 46/21 … 31/36 30/37 52/15 2.08 2.25 2.44 2.62 2.82 3.03 … 7.71 8.18 51/16 2.26 2.45 2.65 2.85 3.07 3.29 … 8.38 8.90 50/17 2.45 2.66 2.88 3.09 3.33 3.57 … 9.10 9.66 … … … … … … … … … … 47/20 3.07 3.33 3.60 3.87 4.16 4.47 … 12.08 12.88 46/21 3.29 3.57 3.86 4.15 4.47 4.79 … 13.04 13.85 45/22 3.52 3.82 4.12 4.43 4.77 5.12 … 14.00 14.86 44/23 3.77 4.10 4.43 4.76 5.12 5.50 … 14.94 15.86 … … … … … … … … … … 41/26 4.56 4.95 5.35 5.75 6.19 6.65 … 16.92 17.97 40/27 4.87 5.29 5.71 6.14 6.61 7.10 … 18.07 19.18 39/28 5.19 5.62 6.08 6.54 7.04 … 19.24 20.43 38/29 5.50 5.97 6.45 6.94 7.47 8.02 … 20.41 21.67 37/30 5.86 6.36 6.87 7.39 7.96 8.54 … 21.74 23.08 36/31 6.21 6.74 7.29 7.84 7.44 9.05 … 23.05 24.47 35/32 6.61 7.18 7.76 8.34 8.98 9.63 … 24.53 26.05 34/33 7.00 7.59 8.21 8.82 9.50 10.20 … 25.96 27.56 33/34 7.43 8.06 8.72 9.37 10.09 10.83 … 27.56 29.27 根據任務書要求，再經過比較，從表中選出8個速度，相應選出主變速和副變速各擋的傳動比和齒數為 ； ； ； ； §3.3 常嚙合齒輪參數確定 由文獻〔3〕，實際中心距（單位為mm）可按下式初選 式中 T——變速箱輸出軸的計算轉矩，單位為Nm； K——系數，一般 K＝14～17，國產發(fā)動機多為15～16。 本次設計選K＝15。 中心距選定后，齒輪的彎曲強度隨模數的減小而降低，但是接觸強度并不降低，反而會有所改善。因為 減小模數將增加齒數和，提高相嚙合齒輪的重合度，所以在滿足彎曲強度的前提下應選取較小的模數。直齒圓柱齒輪的模數m(單位為mm)可按下式選取 式中 K——系數，K＝0.4～0.6，國產拖拉機多為0.45～0.55。選K＝0.45。 由文獻〔3〕式2－46求得相嚙合齒輪的齒輪數Z=。 根據文獻〔3〕式2－6知 ＝102.8 ＝157.9Nm 所以 ＝82.2mm； 所以取 ＝0.45 ＝2.46mm； 圓整后取m=2.5mm。 則齒數和 ＝＝68； 所以取。 第四章 變速器圓柱齒輪的結構與設計 §4.1 齒輪的變位 拖拉機變速箱多采用直齒圓柱齒輪，這種齒輪沒有軸向力，并可用滑動齒輪換擋，結構簡單。 為了避免根切和干涉；配湊傳動比和中心距；改善嚙合條件，提高齒的強度，一般要對齒輪進行變位。本設計中采用總變位系數的角度變位。 由文獻〔3〕式2－49知總變位系數 （4－1） 取變速箱齒輪的嚙合角,齒輪齒形角， 所以 ＝ ＝0.47 由文獻〔3〕知小齒輪的變位系數為 （4－2） 由文獻〔2〕圖9－44(b)查得 ＝0.02144 （4－3） 所以 實際中心距 （4－4） ＝ ＝101.9 標準中心距 所以 各擋齒輪的變位系數入表4－1所示 表4－1 各擋齒輪的變位系數 擋 位 Xi 齒 輪 Ⅰ Ⅴ Ⅱ Ⅵ Ⅲ Ⅶ Ⅳ Ⅷ 高擋 低擋 倒擋 小齒輪 0.57 0.51 1.49 0.48 0.51 0.48 0.51 大齒輪 －0.1 －0.04 －0.02 －0.01 －0.04 －0.01 －0.04 §4.2 齒輪強度計算 齒輪應計算齒面的接觸強度和齒根抗彎強度。 根據文獻〔3〕式2－50知齒輪的計算載荷（單位N） （4－5） 式中 ——主動齒輪的計算轉矩，單位為Nm; ——主動齒輪的節(jié)圓半徑，單位為。 根據文獻〔3〕式2－6知 （4－6） （4－7） 根據文獻〔3〕式2－51知接觸強度可按計算節(jié)點處的接觸應力（單位為MPa） （4－8） 式中 b——工作齒寬，單位為mm； E——彈性模量，E=2.06； z、z——主動齒輪和從動齒輪齒數； ——齒形角，取20； ——嚙合角，＝22； ——工作條件系數，?。?.2（1.0～1.2）。 根據文獻〔3〕式2－52知齒根彎曲應力（單位為MPa） （4－9） 式中 Y——齒形系數，從文獻〔3〕圖2－75查?。? ——工作條件系數，?。?.6（1.5～1.7）。 所以各擋齒輪的計算載荷、接觸應力、齒根彎曲應力入表4－2所示： 表4－2 各擋齒輪的計算載荷、接觸應力、齒根彎曲應力 項 目 齒 輪 /N /MPa /MPa b/mm Y /mm Ⅰ、Ⅴ 7171.9 493.7 381 24 2.25 23 Ⅱ、Ⅵ 5321 563.9 370.2 24 2.21 31 Ⅲ、Ⅶ 4340.8 385.5 297.9 18 2.18 38 Ⅳ、Ⅷ 3547.3 341.9 239 18 2.14 46.5 高擋齒輪 3303.8 331.8 218.4 18 2.10 52 低擋齒輪 5726.7 468.2 402 18 2.23 30 常嚙合齒輪 4262 376.8 283.1 18 2.11 34 倒擋齒輪 5542 455 385.6 18 2.21 31 根據文獻〔5〕齒輪材料選用20CrMnTi，其＝1100Mpa; []=850MPa. 所以以上齒輪均滿足要求。 第五章 中央傳動參數確定 §5.1 概述 中央傳動之指變速器之后，轉向機構之前的傳動機構。在發(fā)動機橫置的拖拉機上，中央傳動由一對直齒圓柱齒輪組成。它的功用是增扭減速。 §5.2 中央傳動主要參數的確定 由文獻〔3〕，實際中心距（單位為mm）可按下式初選 式中 T——變速箱輸出軸的計算轉矩，單位為Nm； K——系數，一般 K＝14～17，國產發(fā)動機多為15～16。 本次設計選K＝14。 中心距選定后，齒輪的彎曲強度隨模數的減小而降低，但是接觸強度并不降低，反而會有所改善。因為 減小模數將增加齒數和，提高相嚙合齒輪的重合度，所以在滿足彎曲強度的前提下應選取較小的模數。直齒圓柱齒輪的模數m(單位為mm)可按下式選取 式中 K——系數，K＝0.4～0.6，國產拖拉機多為0.45～0.55。選K＝0.45。 由文獻〔3〕式2－46求得相嚙合齒輪的齒輪數Z=。 根據文獻〔3〕式2－6知 ＝102.8 ＝1155.7Nm 所以 ＝147mm； ＝0.45 ＝4.72mm； 圓整后取m=5mm。 則齒數和 ＝＝58.8； 所以?。?9。 設計拖拉機＝2200r/min,=0.610.935=0.57m,取，， 所以?。?.9。 §5.3 圓柱齒輪的結構與計算 由文獻〔3〕式2－49知總變位系數 取變速箱齒輪的嚙合角,齒輪齒形角， 所以 ＝ ＝0.42 由文獻〔3〕知小齒輪的變位系數為 由文獻〔2〕圖9－44(b)查得 ＝0.02124 所以 實際中心距 ＝ ＝149.5 標準中心距 所以 ； 。 §5.4 齒輪強度計算 齒輪應計算齒面的接觸強度和齒根抗彎強度。 根據文獻〔3〕式2－50知齒輪的計算載荷（單位N） 式中 ——主動齒輪的計算轉矩，單位為Nm; ——主動齒輪的節(jié)圓半徑，單位為。 根據文獻〔3〕式2－6知 根據文獻〔3〕式2－51知接觸強度可按計算節(jié)點處的接觸應力（單位為MPa） 式中 b——工作齒寬，單位為mm； E——彈性模量，E=2.06； z、z——主動齒輪和從動齒輪齒數； ——齒形角，取20； ——嚙合角，＝22； ——工作條件系數，取＝1.2（1.0～1.2）。 根據文獻〔3〕式2－52知齒根彎曲應力（單位為MPa） 式中 Y——齒形系數，從文獻〔3〕圖2－75查??； ——工作條件系數，?。?.6（1.5～1.7）。 所以中央傳動齒輪的計算載荷、接觸應力、齒根彎曲應力入表4－1所示 表5－1 中央傳動齒輪的計算載荷、接觸應力、齒根彎曲應力 項 目 齒 輪 /N /MPa /MPa b/mm Y /mm 中央傳動齒輪 39851.7 613.36 519 65 2.49 29 根據文獻〔5〕齒輪材料選用20CrMnTi，其＝1100Mpa； []=850Mpa。 所以以上齒輪均滿足要求。 第六章 最終傳動參數確定 §6.1 概述 最終傳動的功用是進一步增扭減速，以滿足拖拉機的使用要求。最終傳動大多采用直齒圓柱齒輪，對于橫置式集成式變速箱來說，常用差速器大齒輪與一個小齒輪嚙合，實現最終傳動的功用。 §6.2 最終傳動主要參數的確定 由文獻〔3〕，實際中心距（單位為mm）可按下式初選 式中 T——變速箱輸出軸的計算轉矩，單位為Nm； K——系數，一般 K＝14～17，國產發(fā)動機多為15～16。 本次設計選K＝14。 中心距選定后，齒輪的彎曲強度隨模數的減小而降低，但是接觸強度并不降低，反而會有所改善。因為 減小模數將增加齒數和，提高相嚙合齒輪的重合度，所以在滿足彎曲強度的前提下應選取較小的模數。直齒圓柱齒輪的模數m(單位為mm)可按下式選取 式中 K——系數，K＝0.4～0.6，國產拖拉機多為0.45～0.55。選K＝0.45。 由文獻〔3〕式2－46求得相嚙合齒輪的齒輪數Z=。 根據文獻〔3〕式2－6知 ＝102.8 ＝5458.6Nm 所以 ＝246mm； ＝0.45 ＝7.92mm； 圓整后取m=8mm。 則齒數和 ＝＝61.5； 所以取＝62。 設計拖拉機＝2200r/min,=0.610.935=0.57m,取，， 所以?。?.17。 §6.3 圓柱齒輪的結構與計算 由文獻〔3〕式2－49知總變位系數 取變速箱齒輪的嚙合角,齒輪齒形角， 所以 ＝ ＝0.438 由文獻〔3〕知小齒輪的變位系數為 由文獻〔2〕圖9－44(b)查得 ＝0.02418 所以 實際中心距 ＝ ＝251.3 標準中心距 所以 ； 。 §6.4 齒輪強度計算 齒輪應計算齒面的接觸強度和齒根抗彎強度。 根據文獻〔3〕式2－50知齒輪的計算載荷（單位N） 式中 ——主動齒輪的計算轉矩，單位為Nm; ——主動齒輪的節(jié)圓半徑，單位為。 根據文獻〔3〕式2－6知 根據文獻〔3〕式2－51知接觸強度可按計算節(jié)點處的接觸應力（單位為MPa） 式中 b——工作齒寬，單位為mm； E——彈性模量，E=2.06； z、z——主動齒輪和從動齒輪齒數； ——齒形角，取20； ——嚙合角，＝22； ——工作條件系數，?。?.2（1.0～1.2）。 根據文獻〔3〕式2－52知齒根彎曲應力（單位為MPa） 式中 Y——齒形系數，從文獻〔3〕圖2－75查?。? ——工作條件系數，取＝1.6（1.5～1.7）。 所以中央傳動齒輪的計算載荷、接觸應力、齒根彎曲應力入表5－1所示 表6－1 中央傳動齒輪的計算載荷、接觸應力、齒根彎曲應力 項 目 齒 輪 /N /MPa /MPa b/mm Y /mm 最終傳動齒輪 121302 758.52 808.74 80 2.51 45 根據文獻〔5〕齒輪材料選用20CrMnTi，其＝1100Mpa； []=850Mpa。所以以上齒輪均滿足要求。 第七章 軸的校核 §7.1 概述 軸必須有足夠的強度和剛度。軸的剛度不足會導致齒輪嚙合質量變差和軸承壽命降低，變速箱軸的尺寸往往受限于軸的剛度。 §7.2 軸的強度計算 由于各軸單純受扭，只需校核危險斷面的扭轉應力。對于整個變速箱來說，Ⅲ軸是危險軸。由于軸上支承著齒輪，軸同時受有轉矩和彎矩。畫軸的轉矩圖和兩個平面的彎矩圖如圖7－a所示，求出當量合成彎矩(單位為Nm) 由文獻〔3〕式2－54知 式中 ——軸所受彎矩，,其中和分別為水平面和垂直面的彎矩，單位為Nm； ——根據轉矩變化性質而定的校正系數，?。?.5。 根據圖6－a， 5838.8N 7059.8N =1625.97Nm 根據彎矩圖知Ⅰ擋齒輪右端面為危險斷面，其合成彎曲應力（單位為MPa） 式中 ——抗彎斷面系數，,單位為； ——應力集中系數，參見文獻〔3〕表2－6，選＝1.6。 ＝307.37MPa 由文獻〔5〕表12.6知40Cr的 Mpa，所以強度足夠。 圖7－a 軸的受力、彎矩、轉矩、撓度、偏轉角 §7.3 軸的剛度計算 為了保證齒輪的正確嚙合，要求工作時齒面不能偏斜過大，這通常用齒面中點處軸的撓度y和偏轉角來衡量，y和的計算參見文獻〔3〕表2－7。 軸受力如圖7－a所示，則: ； （7－1） ； （7－2） ； （7－1） ； （7－4） 且合成撓度 ； （7－5） 合成偏轉角 ； （7－6） ＝ ＝0.06036； ＝ ＝ －0.000929（與標示方向相反） ； ＝ ＝0.03143； ＝ ＝－0.000338（與標示方向相反）； ＝0.09179； ＝－0.001367。 根據文獻〔6〕表15－5查得 ； 。 所以軸的剛度足夠。 第八章 軸承的校核 §8.1 概述 傳動系廣泛采用滾動軸承。其中，向心軸承既能承受徑向力，又能承受一定的軸向力，成本較低，軸向定位方便，故用得最廣。本設計廣泛采用了深溝球軸承。但其額定載荷較小，所以在外載荷大、尺寸受限制的地方，采用了圓柱滾子軸承。 §8.2 軸承的校核 根據設計知Ⅲ軸軸承載荷較大，由于采用了深溝球軸承，且齒輪為直齒圓柱齒輪，其軸向載荷可以忽略不計。即，則X=1,Y=0,在第i擋時，軸承所受的當量載荷F。 F== （8－1） 式中 X、Y——系數，參見軸承手冊。 由文獻〔3〕式2－58平均當量動載荷F（單位為N） （8－2） 式中 ——平均轉速，單位為r/min，＝； ——該軸承在第i擋時的轉速，單位為r/min； F——該軸承在第i擋時的當量動載荷，單位為N； ——壽命指數，球軸承＝3； ——第i擋工作時間占總工作時間的比例，參見文獻〔3〕表2－8。 =2985.8N； =1018.5r/min。 由文獻〔3〕式2－59知軸承壽命（單位h） 　　　　　　　　　　＝ （8－3） 查文獻〔5〕表15－3　知6306軸承的額定動載荷C=20.8KN = =5531.9h 5532 h 根據文獻〔3〕P85有關敘述知，傳動系軸承的壽命一般不低于5000h，且 C 。所以軸承合適。 結　論 在這兩個多月的畢業(yè)設計過程中，從開始拿到題目到最后的完工，覺的每時每刻都在學習中，在這期間，使我更進一步認識到獨立思考與團結合作的重要性，獨立思考是創(chuàng)新；團結合作是為了整體設計進程的順利開展。通過本次設計，使我進一步加深了對課本理論知識的理解。 本次設計基本上能按時完成任務，但是由于經驗不足，參考資料有限，本次設計所參照的方案雖然目前仍有生產，但仍屬傳統(tǒng)的范疇。缺少創(chuàng)新。開始拿到題目時，查找資料顯示，機械式自動變速箱（AMT）是目前研究的方向，而且一些國家已經將此項技術應用到拖拉機上。但是進一步查看資料發(fā)現以目前的資料和能力是不可能完成的，所以最后就選擇了傳統(tǒng)的變速箱設計方案。 對此，我覺得平時認真學好理論知識是非常必要的，在學習過程中，多多關注最新技術發(fā)展現狀，發(fā)現問題時及時請教，解決問題。另外將所學功課靈活運用，達到融會貫通，這樣才能有所創(chuàng)新。 參 考 文 獻 1 周紀良編著.拖拉機及類似車輛傳動系.北京：機械工業(yè)出版社，1991 2 第一機械工業(yè)部，機械研究院，農業(yè)機械研究院編.農業(yè)機械設計手冊：下冊.北京：機械工業(yè)出版社，1973 3 程悅蓀.拖拉機設計（第二版）.北京：機械工業(yè)出版社，1990 4 張文春主編.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2005 5 王昆，何小柏，汪信遠.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，1995 6 濮良貴，紀明剛.機械設計（第七版）.北京：高等教育出版社 2001 7 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004 8 劉星榮.拖拉機構造 . 北京：機械工業(yè)出版社,1986 9 臧杰，閻巖.汽車構造：下冊.北京：機械工業(yè)出版社，2005 10 （日）細川武志。汽車構造圖冊.北京：機械工業(yè)出版社，2004 11 劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社，1991 12 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學.北京：高等教育出版社，1998 13 杜梅先，朱冬梅，蔣繼賢.畫法幾何及機械制圖.北京：高等教育出版社，1997 14 曹泗秋，楊巍.機械原理.武昌：湖北科學技術出版社，1984：128～157 15 張宇紅.小四拖拉機8擋變速箱淺析.拖拉機與農用運輸車，2001，01，P83-85 致　謝 在設計過程中，遇到了許多疑難問題，但是在老師和同學們的熱心幫助下得到了解決，現對他們表示衷心的感謝。 他們是給我精心指導并提供幫助的指導老師郝紅周、張飛茹老師、在設計過程中經常幫我指出錯誤并指正的馮電坡同學、經常與我討論問題、發(fā)現問題、解決問題的王宇同學以及所有幫助、關心我的人。 外 文 翻 譯 FARM TRACTOR The history of tractor development is to lang to relate here .Landmarks along the road include the fires use of an internall combustion engine in a tractor in the United States in 1890;the ‘Ivel’tractor of 1901; the American Ford of 1917 , and the International ‘Farmall’ of 1923 . During the 1930s , the use of low-pressure pneumatic tyres soon became popular , and the first Ferguson system tracrors incorporating three-point linkage with hydraulic draught control were introduced . Classification of tractor types.Tractors as now manufactured can be classified as follows: A. According to method of securing traction and self-propulsion: 1. Wheel tractors a. Three tractors b. Four wheels 2. Track-type tractors B. According to utility : 1. General-purpose or utility 2. All-purpose or row-crop type Wheel tractors. The wheel-type tractor is the predomingating type,particularly for agricultural purposes.Wheel tractors are made either with three wheels or with four wheels .The usual arrangement consists of two rear-drive wheels and one or two front steering members. Track-type tractors. The traction mechanism in the track-type tractor　consists essentially of two heavy,endless,metal-linked devices known as tracks themselves by reducing the movement of one track below the speed of the other. General-purpose or utility tractor.A general-purpose tractor is one ofmore or less conventinal design such as an ordinary four-wheel machine or a track-type machine.This type is also referred to as autility troctor. It is made to perform only the usual tractor jops,including both field and belt work such as plowing ,harrowing,road grading ,combining,feed grinding,and the like. All-purpose tractors.An all-purpose or row-crop type is a tractor designed to handle practically all the field and belt jops on the average farm,including the planting and intertillage of row crops. The conventional tractor consists basically of two engine-driwen wheels,usually at the rear, and two support wheels st the front . The type of the engine used to power the heart of the tractor; it is here that the fuel,the chemical potential energy , is converted into the mechanical emergy which causes the wheels to turn. The difference between n internal and external combustion engine is simply that in an internal combustion engine ,the conversion of potential energy into mechanical energy takes place wholly in the cylinder,whereas with external combustion the fuel is burnt outside the cylinder .A steam engine or a gas turbine is a good example of the latter. How can liquid fuel be changed into rotational mechaanical energy? This is achieved by accurately mixing the fuel with air and then burning it in controlled condition.When this mixture burns ,it expands and pressure builds up ,forcing the piston to move down the