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1、28马力轮式拖拉机变速箱设计摘 要为了获得适合各种农业工作的不同速度和牵引力，我们就必须通过变速箱来降低从发动机传出的较快的转速并将动力传递给驱动装置来行走或作业。在田间或公路运输时要求有较快的行驶速度，但是在田间作业和工程施工时则需要较慢的速度和较大的牵引力。为了实现这种目的，大部分必要的减速通常通过变速箱总成中的滑移齿轮来实现，进一步的减速则是通过中央传动和最终传动的大、小齿轮的啮合来实现的。在现代的拖拉机中，拖拉机不仅被用来田间作业，还用来搞运输、粉碎饲料等。为了满足不同工况的需要和提高经济性，一般都是多挡位的，本设计采用8个前进挡的设计方案。对于拖拉机来说，一般变速箱总成都采用直齿圆柱
2、齿轮以降低成本，则用滑移齿轮前后移动与中间轴上齿轮啮合以获得需要的速度。为了满足拖拉机的中耕和其它作业需要，例如耕地、耙地、工程施工等。都需要在设计中设计动力输出装置，通过动力输出轴将从发动机传来的扭矩传到拖拉机后部，以带动各种机具工作。关键词： 拖拉机， 变速箱， 滑移齿轮， 动力输出轴TRANSMISSION DESIGN OF 28 HP TRACTORABSTRACTWe must reduce the relatively fast speed of the engine and transmit its power to the driving menbers to obtain
3、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
4、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 todays tractors there are still more gear combingations giving more forward speeds; these are
5、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 its mating gear on
6、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 录第一章 前 言1第二章 结构分析与设计2 2.1 概述2 2.1.1变速箱的功用、要求22.2 布置方案的分析与确定22.2.1传动机构的方案分析与确定22.2.2 变速箱零、部件结构分析与确定32.2.3 发动机和轮胎选择6第三章 变速器主要参数的确定73.1 概述73.2 变速器主要参数的确定73.3
7、 常啮合齿轮参数的确定10第四章 变速器圆柱齿轮的结构和设计124.1 齿轮的变位124.2 齿轮的强度计算13第五章 中央传动主要参数的确定165.1 概述165.2 中央传动主要参数的确定165.3 圆柱齿轮的结构与计算175.4 齿轮强度计算18第六章 最终传动参数的确定206.1 概述206.2 最终传动主要参数的确定206.3 圆柱齿轮的结构与计算216.4 齿轮强度计算22第七章 轴的校核247.1 概述247.2 轴的强度计算247.3 轴的刚度计算25第八章 轴承的校核288.1 概述288.2 轴承的校核28结论30参考文献31致谢32第一章 前 言小四轮拖拉机自80年代初生
8、产至今，全国有近百家生产企业，年生产能力达100多万台，不论从产品设计到制造生产，都有比较成熟的经验。随着国民经济的发展，农业现代化步伐的加快，相关行业的发展以及农民生活水平的稳步提高，带动了农机市场销售。而农民购买拖拉机后，同样不单单是耕地、种田，还要搞副业、跑运输。随着国内加工工艺的进步，农机走出国门也是市场的需要。在田间作业中，随着拖拉机功率的提高，农机具工作幅宽的机组的田间作业速度都有大幅度的提高，加上联合作业农机具的大量采用都对拖拉机的操纵提出了更高的要求。为了获得拖拉机作业动力经济性的最佳匹配，要求拖拉机能够根据发动机工况和负载的变化自动选择挡位。因此目前在国外先进的大功率拖拉机上
9、都普遍采用电子自动换挡技术，即采用电控机械式变速箱（AMT）。如卡特彼勒公司的Challenger E系列、迪尔公司的8000系列、凯斯公司的Quadtrac芬特公司的900系列。国内的研究也主要集中在汽车上。吉林工业大学、北京理工大学、重庆医疗机械工业公司等多家单位均在此方面取得了积极成果。我的设计题目是28马力轮式拖拉机的变速箱设计，根据目前国内生产水平和市场需要，以及指导老师的建议，本次采用传统的机械式换挡方式。参考泰山28和东方红28的变速箱设计，经过分析、讨论，经过比较，最终确定采用81挡横置方案。设计内容包括整体结构设计、传动比确定、各主要参数计算、齿轮选择及校核、轴的设计与校核、
10、轴承的选择与计算、换挡及操纵机构。由于准备时间仓促，水平有限，经验尚浅，又是初次使用CAD画图，设计中难免有些错漏之处，望各位老师多多指正。第二章 结构分析与设计2.1 概述2.1.1 变速箱的功用、要求（1）、变速箱的功用是：a)变扭变速，以改变传动系的传动比，使拖拉机能够获得所需的各种行驶速度和牵引力；b)实现倒挡，使拖拉机能实现倒退行驶；c)实现空挡，使拖拉机能在发动机不熄火的情况下长时间停车，同时也便于发动机的启动。此外，还往往通过变速箱引出动力输出轴，还可以带动某些农机具工作。(2)、对变速箱的要求是：a)有一定的排挡数，以尽量满足拖拉机的使用要求；b)各传动件应有足够的强度、刚度和
11、耐磨性，个相对运动表面应保持良好的润滑，以保证工作可靠和一定的使用寿命；c)换挡方便；d）结构简单，维修方便；e)工作可靠，拖拉机在行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；f)应设置动力输出轴，以便必要时进行功率输出。此外，变速箱还应该满足效率高、噪声低、体积小、质量轻。制造容易、成本低等特点。2.2 布置方案的分析与确定2.2.1 传动机构的方案分析与确定目前使用的变速箱中按传动形式分为简单式变速箱和组成式变速箱。组成式变速箱通常有两个简单式的变速箱组合而成，其中挡数较多的简单式变速箱称为主变速箱，挡数较少的称为副变速箱，一般具有6个以上的挡位。采用组合式可使结构非常紧凑，
12、目前我国大部分均采用组成式变速箱。按轴向车身的相对位置的布置方式不同分为横置式变速箱和纵置式变速箱。纵置式变速箱既是有两个简单式变速箱组成的组成式变速箱，所参照的东方红20的变速箱布置方式就是这样布置的，如图2a所示，这样的布置方式结构体积小、结构紧凑，但是工艺要求高，箱体加工复杂，且主、副变速箱结合部受力集中，使用寿命短。另一种方式是横置式布置方式，如图2b、2c所示，这种布置方式使得变速箱体积较大，成本增加，但是集成程度高，加工工艺简单，箱体制造方便，拆卸维修方便，将中央传动和最终传动集成到变速箱体内，使拖拉机整体尺寸降低，整体成本下降，因此是目前大部分生产企业的所采用的方式。如东方红系列
13、。图b与图c相比，因为是采用的6+1式的，结构简单，但是挡位少，根据经验会产生插花换挡现象，用户操作起来非常麻烦，效率利用率低。对于图3，由于采用81挡布置，在轴增加一固定齿轮，在轴上增加以滑移齿轮，导致轴受力增加，但是能够提高效率利用率，也更能满足实际需要。综上所述，采用横置式81挡方案较好，较方案1集成程度高，设计简单，加工方便，还可以降低整车尺寸和成本，生产后续性好，另外各中心距可以一样，通用性好，普遍采用深沟球轴承和直齿轮，成本较低；经校核轴虽然比b方案多了一个齿轮，即增加了、挡，但是通过增加轴径可以达到设计要求。同时也解决了插花换挡的问题。这样就可以耕作时采用低挡起步，运输时用高挡起
14、步，提高了效率利用率。2.2.2 变速箱零、部件结构分析与确定（1）、齿轮型式变速器常用斜齿和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力高于直齿，常用在转矩大或者线速度高的场合。它需要啮合套或同步器换挡，当轴向力大时常用圆锥滚子轴承支撑，轴承的调整也较麻烦。对于平稳性和舒适性要求不高拖拉机来说，变速箱多采用直齿圆柱齿轮，这种齿轮没有轴向力，并可以采用滑动齿轮换挡，结构简单，成本低。图2a 东方红25马力8挡型传动方案 （2）、换挡机构型式换挡机构的功用是波动滑动齿轮以进行换挡。国产变速箱的换挡机构大部分都采用球支座式。它由主、副变速杆、拨叉轴、拨叉等组成。用主副变速杆来分别操纵主副变速箱。它
15、的优点是操纵方便。由于拖拉机对噪声和稳定性要求不高，采用滑动齿轮换挡。 （3）、锁定机构型式锁定机构的功用是将拨叉轴定位，从而保证工作的齿轮副全齿宽啮合；不工作的齿宽处于完全脱离啮合位置；并使拖拉机在工作中不发生自动脱挡现象。拖拉机上一般采用锁球式或锁销式两种锁定机构，本设计采用锁球式。它在拨叉轴上沿轴开有3个半球形槽，中间对应空挡，前后个对应以个挡位；如图1d所示，把拨叉轴的轴向位置锁定，从而起定位作用。换挡时，变速杆上必须施加一定的作用力，首先克服锁定弹簧的压力，将锁球顶起，然后才能使拨叉轴移动。这样既保证了工作齿轮副恰好完全啮合，又防止了拨叉轴因震动等原因移动而发生自动脱挡的现象。（4）
16、、互锁机构型式互锁机构的功用是防止变速箱同时挂上两个挡。目前常用的有框板式和互锁销式两种互锁机构。本次设计采用互锁销式互锁机构，它限制两根拨叉轴之间德安运动。互锁销装在凹槽的两根拨叉轴之间。（5）、其它注意问题由于考虑到变速器在低挡工作时轴受作用力大，所以低挡齿轮布置在靠近轴的支撑处，然后大致按从低到高的顺序布置各挡齿轮。这样，保证轴有足够的刚性，有方便安装。第一轴上的齿轮齿顶圆直径比壳体前壁轴承空的直径尺寸小，以便于经过该孔拆装。2.2.3 发动机和轮胎选择 根据设计任务书要求及变速箱布置方式，选择发动机型号为2102，其主要参数入表21所示： 由文献2表1333拖拉机、联合收割机驱动轮轮胎
17、数据表，取驱动轮胎型号为11.224，轮胎外径D=1220mm.表21 发动机主要参数型号2102额定功率/KW20.28额定转速/r/min2200最大扭矩/Nm/r/min102.8/2000 第三章 变速器主要参数的确定3.1 概述由文献1知：对于拖拉机，根据国内外的经验，应将挡次密集在511Km/h的速度区段内，并尽量避免在69Km/h速度范围内换挡，避免主变速杆与副变速杆同时操作，即插花换挡。拖拉机在重载区（511Km/h），级比q可略大于发动机的转矩适应系数，一般发动机的适应系数为1.15。定轴传动变速箱的主要参数包括中心距、齿数模数和齿数等。3.2 变速器主要参数的确定减小中心距
18、可减轻变速箱的重量并缩小尺寸，但是受到传动零件的强度和寿命的限制。由文献3，实际中心距（单位为mm）可按下式初选 （11）式中 T变速箱输出轴的计算转矩，单位为Nm； K系数，一般 K1417，国产发动机多为1516。本次设计选K16。中心距选定后，齿轮的弯曲强度随模数的减小而降低，但是接触强度并不降低，反而会有所改善。因为 减小模数将增加齿数和，提高相啮合齿轮的重合度，所以在满足弯曲强度的前提下应选取较小的模数。直齿圆柱齿轮的模数m(单位为mm)可按下式选取 （12）式中 K系数，K0.40.6，国产拖拉机多为0.450.55。选K0.45。由文献3式246求得相啮合齿轮的齿轮数Z= （13
19、）对于主副变速都是一对齿轮传动的结构，由文献3式248有 （14）式中 第i挡时在发动机标定转速下拖拉机的理论速度，单位为km/h； C常数， 第i挡时变速箱的传动比； 、中央传动和最终传动的传动比；z、第i挡时主变速主动齿轮和从动齿轮的齿数；z、第i挡时副变速主动齿轮和从动齿轮的齿数。由文献3式27知： （15） 212.76Nm式中 中央传动与最终传动传动比之积。所以 95.52mm； 取 0.45 2.68mm；圆整后取m=3mm。则齿数和 66.7；所以取67。设计拖拉机2200r/min,=0.610.935=0.57m,取，根据文献3式247=0.377 （16） =22.997根
20、据设计任务书，设计拖拉机的8个前进挡的速度范围如下，单位为km/h:低挡：33.5； 55.5； 77.5； 8.59；高挡：1010.5； 15.516； 2020.5； 2929.5。根据条件，制表如下:表31确定组成式变速箱传动比和齿数的表格51/1650/1749/1848/1947/2046/2131/3630/3752/152.082.252.442.622.823.037.718.1851/162.262.452.652.853.073.298.388.9050/172.452.662.883.093.333.579.109.6647/203.073.333.603.874.16
21、4.4712.0812.8846/213.293.573.864.154.474.7913.0413.8545/223.523.824.124.434.775.1214.0014.8644/233.774.104.434.765.125.5014.9415.8641/264.564.955.355.756.196.6516.9217.9740/274.875.295.716.146.617.1018.0719.1839/285.195.626.086.547.0419.2420.4338/295.505.976.456.947.478.0220.4121.6737/305.866.366.87
22、7.397.968.5421.7423.0836/316.216.747.297.847.449.0523.0524.4735/326.617.187.768.348.989.6324.5326.0534/337.007.598.218.829.5010.2025.9627.5633/347.438.068.729.3710.0910.8327.5629.27 根据任务书要求，再经过比较，从表中选出8个速度，相应选出主变速和副变速各挡的传动比和齿数为； ； ； ； 3.3 常啮合齿轮参数确定 由文献3，实际中心距（单位为mm）可按下式初选 式中 T变速箱输出轴的计算转矩，单位为Nm； K系数，
23、一般 K1417，国产发动机多为1516。本次设计选K15。中心距选定后，齿轮的弯曲强度随模数的减小而降低，但是接触强度并不降低，反而会有所改善。因为 减小模数将增加齿数和，提高相啮合齿轮的重合度，所以在满足弯曲强度的前提下应选取较小的模数。直齿圆柱齿轮的模数m(单位为mm)可按下式选取 式中 K系数，K0.40.6，国产拖拉机多为0.450.55。选K0.45。由文献3式246求得相啮合齿轮的齿轮数Z=。根据文献3式26知 102.8 157.9Nm所以 82.2mm；所以取 0.45 2.46mm；圆整后取m=2.5mm。则齿数和 68；所以取。第四章 变速器圆柱齿轮的结构与设计4.1 齿
24、轮的变位拖拉机变速箱多采用直齿圆柱齿轮，这种齿轮没有轴向力，并可用滑动齿轮换挡，结构简单。为了避免根切和干涉；配凑传动比和中心距；改善啮合条件，提高齿的强度，一般要对齿轮进行变位。本设计中采用总变位系数的角度变位。由文献3式249知总变位系数 （41）取变速箱齿轮的啮合角,齿轮齿形角，所以 0.47由文献3知小齿轮的变位系数为 （42）由文献2图944(b)查得 0.02144 （43）所以 实际中心距 （44） 101.9 标准中心距 所以 各挡齿轮的变位系数入表41所示表41 各挡齿轮的变位系数挡位Xi齿轮高挡低挡倒挡小齿轮0.570.511.490.480.510.480.51大齿轮0.
25、10.040.020.010.040.010.044.2 齿轮强度计算齿轮应计算齿面的接触强度和齿根抗弯强度。根据文献3式250知齿轮的计算载荷（单位N） （45）式中 主动齿轮的计算转矩，单位为Nm; 主动齿轮的节圆半径，单位为。根据文献3式26知 （46） （47）根据文献3式251知接触强度可按计算节点处的接触应力（单位为MPa） （48）式中 b工作齿宽，单位为mm； E弹性模量，E=2.06； z、z主动齿轮和从动齿轮齿数； 齿形角，取20； 啮合角，22； 工作条件系数，取1.2（1.01.2）。根据文献3式252知齿根弯曲应力（单位为MPa） （49）式中 Y齿形系数，从文献3图
26、275查取； 工作条件系数，取1.6（1.51.7）。所以各挡齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力入表42所示：表42 各挡齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力项目齿轮/N/MPa/MPab/mmY/mm、7171.9493.7381242.2523、5321563.9370.2242.2131、4340.8385.5297.9182.1838、3547.3341.9239182.1446.5高挡齿轮3303.8331.8218.4182.1052低挡齿轮5726.7468.2402182.2330常啮合齿轮4262376.8283.1182.1134倒挡齿轮5542455385.6182
27、.2131根据文献5齿轮材料选用20CrMnTi，其1100Mpa;=850MPa.所以以上齿轮均满足要求。第五章 中央传动参数确定5.1 概述 中央传动之指变速器之后，转向机构之前的传动机构。在发动机横置的拖拉机上，中央传动由一对直齿圆柱齿轮组成。它的功用是增扭减速。5.2 中央传动主要参数的确定 由文献3，实际中心距（单位为mm）可按下式初选 式中 T变速箱输出轴的计算转矩，单位为Nm； K系数，一般 K1417，国产发动机多为1516。本次设计选K14。中心距选定后，齿轮的弯曲强度随模数的减小而降低，但是接触强度并不降低，反而会有所改善。因为 减小模数将增加齿数和，提高相啮合齿轮的重合度
28、，所以在满足弯曲强度的前提下应选取较小的模数。直齿圆柱齿轮的模数m(单位为mm)可按下式选取 式中 K系数，K0.40.6，国产拖拉机多为0.450.55。选K0.45。由文献3式246求得相啮合齿轮的齿轮数Z=。根据文献3式26知 102.8 1155.7Nm 所以 147mm； 0.45 4.72mm；圆整后取m=5mm。则齿数和 58.8；所以取59。设计拖拉机2200r/min,=0.610.935=0.57m,取，所以取4.9。5.3 圆柱齿轮的结构与计算 由文献3式249知总变位系数 取变速箱齿轮的啮合角,齿轮齿形角，所以 0.42由文献3知小齿轮的变位系数为 由文献2图944(b
29、)查得 0.02124所以 实际中心距 149.5 标准中心距 所以 ； 。5.4 齿轮强度计算齿轮应计算齿面的接触强度和齿根抗弯强度。根据文献3式250知齿轮的计算载荷（单位N） 式中 主动齿轮的计算转矩，单位为Nm; 主动齿轮的节圆半径，单位为。根据文献3式26知 根据文献3式251知接触强度可按计算节点处的接触应力（单位为MPa） 式中 b工作齿宽，单位为mm； E弹性模量，E=2.06； z、z主动齿轮和从动齿轮齿数； 齿形角，取20； 啮合角，22； 工作条件系数，取1.2（1.01.2）。根据文献3式252知齿根弯曲应力（单位为MPa） 式中 Y齿形系数，从文献3图275查取； 工
30、作条件系数，取1.6（1.51.7）。所以中央传动齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力入表41所示表51 中央传动齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力项目齿轮/N/MPa/MPab/mmY/mm中央传动齿轮39851.7613.36519652.4929根据文献5齿轮材料选用20CrMnTi，其1100Mpa；=850Mpa。所以以上齿轮均满足要求。第六章 最终传动参数确定6.1 概述 最终传动的功用是进一步增扭减速，以满足拖拉机的使用要求。最终传动大多采用直齿圆柱齿轮，对于横置式集成式变速箱来说，常用差速器大齿轮与一个小齿轮啮合，实现最终传动的功用。6.2 最终传动主要参数的确定 由文献
31、3，实际中心距（单位为mm）可按下式初选 式中 T变速箱输出轴的计算转矩，单位为Nm； K系数，一般 K1417，国产发动机多为1516。本次设计选K14。中心距选定后，齿轮的弯曲强度随模数的减小而降低，但是接触强度并不降低，反而会有所改善。因为 减小模数将增加齿数和，提高相啮合齿轮的重合度，所以在满足弯曲强度的前提下应选取较小的模数。直齿圆柱齿轮的模数m(单位为mm)可按下式选取 式中 K系数，K0.40.6，国产拖拉机多为0.450.55。选K0.45。由文献3式246求得相啮合齿轮的齿轮数Z=。根据文献3式26知 102.8 5458.6Nm所以 246mm； 0.45 7.92mm；圆
32、整后取m=8mm。则齿数和 61.5；所以取62。设计拖拉机2200r/min,=0.610.935=0.57m,取，所以取4.17。 6.3 圆柱齿轮的结构与计算由文献3式249知总变位系数 取变速箱齿轮的啮合角,齿轮齿形角，所以 0.438由文献3知小齿轮的变位系数为 由文献2图944(b)查得 0.02418所以 实际中心距 251.3 标准中心距 所以 ； 。6.4 齿轮强度计算齿轮应计算齿面的接触强度和齿根抗弯强度。根据文献3式250知齿轮的计算载荷（单位N） 式中 主动齿轮的计算转矩，单位为Nm; 主动齿轮的节圆半径，单位为。根据文献3式26知 根据文献3式251知接触强度可按计算
33、节点处的接触应力（单位为MPa） 式中 b工作齿宽，单位为mm； E弹性模量，E=2.06； z、z主动齿轮和从动齿轮齿数； 齿形角，取20； 啮合角，22； 工作条件系数，取1.2（1.01.2）。根据文献3式252知齿根弯曲应力（单位为MPa） 式中 Y齿形系数，从文献3图275查取； 工作条件系数，取1.6（1.51.7）。所以中央传动齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力入表51所示表61 中央传动齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力项目齿轮/N/MPa/MPab/mmY/mm最终传动齿轮121302758.52808.74802.5145根据文献5齿轮材料选用20CrMnTi，其1
34、100Mpa；=850Mpa。所以以上齿轮均满足要求。第七章 轴的校核7.1 概述轴必须有足够的强度和刚度。轴的刚度不足会导致齿轮啮合质量变差和轴承寿命降低，变速箱轴的尺寸往往受限于轴的刚度。7.2 轴的强度计算由于各轴单纯受扭，只需校核危险断面的扭转应力。对于整个变速箱来说，轴是危险轴。由于轴上支承着齿轮，轴同时受有转矩和弯矩。画轴的转矩图和两个平面的弯矩图如图7a所示，求出当量合成弯矩(单位为Nm) 由文献3式254知 式中 轴所受弯矩，,其中和分别为水平面和垂直面的弯矩，单位为Nm； 根据转矩变化性质而定的校正系数，取0.5。根据图6a， 5838.8N 7059.8N =1625.97
35、Nm根据弯矩图知挡齿轮右端面为危险断面，其合成弯曲应力（单位为MPa） 式中 抗弯断面系数，,单位为； 应力集中系数，参见文献3表26，选1.6。 307.37MPa由文献5表12.6知40Cr的 Mpa，所以强度足够。图7a 轴的受力、弯矩、转矩、挠度、偏转角7.3 轴的刚度计算 为了保证齿轮的正确啮合，要求工作时齿面不能偏斜过大，这通常用齿面中点处轴的挠度y和偏转角来衡量，y和的计算参见文献3表27。轴受力如图7a所示，则: ； （71） ； （72） ； （71） ； （74）且合成挠度 ； （75）合成偏转角 ； （76） 0.06036； 0.000929（与标示方向相反） ； 0.03143； 0.000338（与标示方向相反）； 0.09179； 0.001367。根据文献6表155查得
