裝配圖動力輸出總成的設計（720轉-分）（有cad圖+文獻翻譯）,裝配,動力,輸出,總成,設計,cad,文獻,翻譯 動力輸出總成的設計（720轉/分） 摘 要 動力輸出軸是拖拉機的重要工作部件,動力輸出主要用于拖拉機在行進中輸出發(fā)動機動力以驅動農機具,如割草機、噴藥機等。動力輸出總成的設計是基于減速增扭的原理。動力從變速箱引出，再進過一對大小齒輪減速，轉速減小的同時，扭矩成比例的增加。動力輸出沒有標準的設計過程，主要根據變速器和減速器的設計，確定齒輪的傳動類型、傳動關系、受力分析、建立數學模型。依據傳統(tǒng)的設計方法，本著半經驗半理論的設計原則通過類比的方法，參考已有車型的動力輸出的設計過程，然后驗算零件的強度和機械應力情況，最后確定了采用半獨立式的動力輸出機構方案，動力直接從發(fā)動機的曲軸引出，這種輸出類型現在被廣泛使用，特別受到歐美的青睞。本次設計采用的主動的直齒滑動齒輪嚙合，主動齒輪可以在高速軸上滑動，以提供嚙合和分離的選擇。這種設計最大的優(yōu)點是結構簡單，便于安裝和維修。 而且為了避免動力輸出軸頭在高速旋轉下危及人身的事故發(fā)生，本次設計專門設計了動力輸出軸保護罩，保證外露的高速旋轉部件不會傷害人，提高了使用的安全性。 關鍵詞：動力輸出軸，半獨立式，主動齒輪，從動齒輪 POWER TAKEOFF SHAFT DESIGN（720r/min） ABSTRACT Power take off shaft is an important part of the tractor, PTO shaft provides a means to drive the machines that are being towed by the tractor, Take mower and manure spreaders for example. The PTO shaft operates on the principle of reducing the PTO shaft speed, before the drive from the transmission is applied. At the same time ,the PTO shaft increases the torque ,for when speed is lost through gears, torque is gained in the same proportion . According to the design of the transmissions in consideration of the simplicity and reliability. According to the traditional mean of design, part experience and theory and analogism. We firstly chose gear type, make selection of the gear parameter, then establish the mathematic model dose the type of the being. In this thesis, we dose semi-independent type. This type of PTO shaft is popular not only in our country, but also in Europe. The merit of this type is outstanding, We choose spur gear to transmit the drive.the driving gear can be slid along the splines on the internal end of shaft and into mesh with driven gear. The means of this type is easy for fixing and mending. To avoid the accident of the wound from the revolving of the end of PTO shaft, the shaft and universal joint of PTO should be guarded by commercially available shields ,which cover moving part, so it will improve the softy. Key words：PTO shaft, semi-independent, driving gear, driven gear 目 錄 第一章 緒論........ .. .. .. .. .. ........................1 §1.1拖拉機發(fā)展概述............................1 §1.2動力輸出總成的概述............................3 §1.3拖拉機工作速度匹配...........................5 §1.4 動力輸出軸的轉速配置...........................5 §1.5動力輸出軸性能...........................6 第二章 動力輸出總成齒輪主要參數的確定... .. .. .. .. .....8 §2.1 齒輪的概述.... .. .. .. .. .......................8 §2.2 方案一設計.. .. ................................8 §2.2.1 方案一齒輪計算 . ................... ......8 §2.2.2 方案一軸設計......................... .....9 §2.3 方案二設計.. ............... .. ...............12 §2.3.1 方案二齒輪設計...................... ......12 §2.3.2 齒輪變位設計...................... ........ 15 §2.3.3 齒輪重合度的設計...................... ....17 第三章 動力輸出總成軸承的計算......................19 §3.1 軸承的概述.. .. .. .. ...........................19 §3.2 軸承的計算.................................19 第四章 軸的校核計算................................21 §4.1 高速軸設計.... .. .. .. .........................21 §4.2 低速軸設計.... .. ..............................23 第五章 花鍵的計算...................................26 §5.1 低速軸花鍵設計. ... ............................26 §5.2 高速軸花鍵設計.................................27 §5.3 連軸器花鍵設計........................ ........ 28 第六章 控制機構設計.................................30 §6.1 自鎖彈簧的設計.... .. .........................30 §6.2 操縱機構位置的設計.............................31 第七章 動力輸出軸的加工方法.......................34 第八章 使用與保養(yǎng)......................35 第九章 結論.........................................37 參考文獻...............................................38 致謝...................................................40 第一章 緒 論 §1.1 拖拉機發(fā)展概述 　 國外拖拉機的技術發(fā)展趨勢，是廣泛采用高新技術，提高拖拉機性能、可靠性、操作方便性、舒適性、安全性及外觀質量等。 　　1、降低振動、噪聲及發(fā)動機排放污染 　　拖拉機前驅動橋采用液壓懸架，以大幅度降低拖拉機的振動；小型拖拉機采用小缸徑柴油機代替單缸柴油機，使柴油機結構尺寸縮小、噪聲降低。此外，發(fā)達國家還對拖拉機發(fā)動機的排放規(guī)定了嚴格的標準，并分期實施。 　　2、完善性能，滿足農田與運輸作業(yè)要求 　　如完善拖拉機的傳動系統(tǒng)，采用先進的換擋裝置，滿足農機具不同作業(yè)速度需要；采用前后橋驅動與制動、前后動力輸出軸以及可變速的后動力輸出軸，以適應配置不同農具的動力配套需要；另外，靜液壓驅動的拖拉機也日趨增多。 　　3、提高可靠性 　　如將拖拉機平均故障時間(MTBF)提高到300h以上；廣泛采用子午線輪胎，大中型拖拉機普遍應用寬斷面子午線輪胎，較大地提高拖拉機的附著性能和耐磨性能；完善液壓懸掛系統(tǒng)，提高農機具懸掛的方便性。在大中型拖拉機上廣泛采用負荷傳感的閉環(huán)液壓控制系統(tǒng)、電子液壓懸掛系統(tǒng)；將液壓力輸出增至3-4組，每組單獨操作；拖拉機設置前、后三點懸掛，普遍采用快速掛接裝置等。 　　4、提高駕駛室的舒適性、安全性和方便性 　　采用空調和隔音、密封良好、視野開闊的駕駛室；轉向盤的傾角與高度、駕駛座前后位置皆可按駕駛員要求調整；采用減振座椅；將所有傳動、液壓懸掛操縱裝置等全部集中在操縱臺右側，以便于駕駛員操作，并改用按鈕或旋鈕操縱；在駕駛室中通過計算機屏幕可隨時顯示拖拉機工作狀態(tài)和作業(yè)效率，有的還可通過駕駛室中的電子儀表顯示農機具的工作參數與狀態(tài)。 　　5、提高整機造型的外觀質量 　　各國對拖拉機的外觀設計和油漆色彩及牢度都非常重視，拖拉機總體配置緊湊、線形流暢、沖壓件平整光滑，覆蓋件造型美觀；油漆的耐磨、耐熱、耐光照和耐腐蝕性好，光澤牢固持久、色彩搭配協(xié)調，整機美感。 　　6、提高自動化強度 　　國外大型拖拉機普遍應用了先進的自動控制技術。 　　(1)性能監(jiān)測、顯示及數據處理系統(tǒng)。如紐荷蘭Winner系列的Check-Panel電子系統(tǒng)、迪爾Intellitrak電子儀表系統(tǒng)、紐荷蘭8030系列的電子信息系統(tǒng)、道依茲Agrotronic-I電子駕駛操縱系統(tǒng)、福格森Autotronic系統(tǒng)和Datatronic系統(tǒng)等。這些裝置主要控制拖拉機的常規(guī)參數，如發(fā)動機轉速、機油壓力和溫度、燃油量、電壓等的電子傳感；液晶圖形顯示及超聲光警示；也控制隨機工作性能參數，如實際行駛速度、發(fā)動機轉速、滑轉率、動力輸出軸(PTO)轉速、作業(yè)面積、作業(yè)效率及工作時間等。另外這種裝置還有優(yōu)化駕駛操縱方案，故障診斷和報警，前驅動、差速鎖和動力輸出軸(PTO)自動控制等功能。 　　(2)液壓懸掛調節(jié)控制系統(tǒng)。如迪爾的Prohytronic電-液式懸掛控制系統(tǒng)、紐荷蘭的電液提升器、道依茲的Agrotronic-h電子液壓調節(jié)系統(tǒng)等，主要具有反應靈敏度，提升下降速率，實現力、位、混合或浮動等方式的自動精確控制的功能。 　　(3)變速箱及傳動系控制系統(tǒng)。如紐荷蘭8030拖拉機系列的Ultra-Command型變速箱等，可實現增扭器、正倒擋機構，前驅動、差速鎖、PTO等的電-液操縱和自動控制。 　　(4)機載計算機系統(tǒng)。如紐荷蘭“Agrtronic”機載計算機系統(tǒng)，功能是采集和處理拖拉機作業(yè)過程中的各項性能參數，從而隨時調整各項參數以使拖拉機和機具的綜合效率最佳化。這些數據包括發(fā)動機轉速、PTO轉速、作業(yè)行駛速度、打滑率、作業(yè)面積和油耗等。 　　7、功能增加 與拖拉機配套的作業(yè)機械從掛接方式上主要可分為前懸掛式、后懸掛式、側面懸掛式和中懸掛式。 　　(1)前懸掛式的作業(yè)機械其動力多來自拖拉機的前動力輸出裝置，利用拖拉機本身的液壓輸出進行工作；作業(yè)機械升降主要靠拖拉機的前懸掛裝置的升降油缸來完成。前懸掛式的作業(yè)機械有折臂伸縮式或可回轉式的割草機、平地機等，主要用于修整路邊的草地及路面等項作業(yè)。直接的前懸掛式的作業(yè)機械還有草坪機械及割草機械等。 　　(2)側掛式與前懸掛式的結構有所不同，作業(yè)裝置多通過一個剛性門架裝置固定于拖拉機的機體上，在支架的側面安裝不同的作業(yè)裝置，作業(yè)裝置多依靠拖拉機本身的液壓輸出而工作。側掛式作業(yè)裝置對拖拉機的整體結構及液壓輸出要求較高，不便于快速掛接，產品的適應性較差。 　　（3）中部掛接前置式的作業(yè)機械，主要有裝載機、叉車、推雪裝置等。作業(yè)機械通過一個特殊的門架固定在拖拉機的機體中部。作業(yè)機械的工作裝置多設計為可快速更換式結構，可以根據不同的用途快速更換不同的工作裝置，如鏟斗、平叉、推雪板等。工作裝置多依靠拖拉機本身的液壓輸出及控制系統(tǒng)工作，簡化了操縱與控制。中部掛接前置式的作業(yè)機械對拖拉機的整體結構及液壓輸出系統(tǒng)要求很高，不便于快速掛接，產品的適應性較差。 　　(4)后懸掛式作業(yè)裝置品種較多，除了可以直接掛接的作業(yè)裝置，如割草機、平地機等外，更多的是掛接復合式的作業(yè)裝置，如小型挖掘機、多功能作業(yè)裝置等。后懸掛式作業(yè)裝置的動力輸入有2種形式。一種是利用拖拉機的后動力輸出動力，同時利用拖拉機的多路液壓輸出連接與控制各工作裝置，進行多種復合式作業(yè)。這種作業(yè)裝置結構相對簡單，質量較小，操縱方式較簡單便利，缺點是對拖拉機的液壓輸出系統(tǒng)要求較高，系統(tǒng)的壓力損失較大，工作效率不高，作業(yè)裝置的安裝與拆卸相對較繁瑣。另一種作業(yè)裝置是有自己的獨立驅動裝置及操縱系統(tǒng)，只是利用拖拉機的后動力輸出帶動其油泵工作即可，操縱與控制系統(tǒng)有的通過軟軸及電纜連接于拖拉機的駕駛室內，有的則直接布置于作業(yè)裝置上并配備有座椅，便于直接操縱與控制。這種獨立式作業(yè)裝置對拖拉機的輸出要求不高，只要有一路動力輸出即可，便于快速安裝與拆卸，適用性較強。 §1.2 動力輸出總成的概述 動力輸出軸主要用于拖拉機在行進中輸出發(fā)動機動力以驅動農機具如旋耕機，噴藥機械、收割機，播種機及帶動驅動橋的掛車。 也可以與帶輪連接用來驅動固定的農業(yè)機械，如脫粒機，飼料粉碎機，排灌機械，發(fā)電設備等。根據動力輸出軸的運轉特性，分為常轉式和同步式動力輸出軸。對動力輸出軸的要求 由于動力輸出軸與多種多樣的農機具配套使用，設計時必須符合統(tǒng)一的標準。為此我國制定了《農業(yè)拖拉機動力輸出軸》國家標準。該標準適用于拖拉機后部縱向配置的動力輸出軸，其要點是：（1）在發(fā)動機轉速為80%至90%的標定轉速時，動力輸出軸達到標準轉速；（2）朝拖拉機前進方向看;動力輸出軸順時針方向旋轉；（3）動力輸出軸的軸頭及聯結套型式、尺寸分為三種。 a類：標準轉速540轉/min，允許傳遞的最大功率為48KW，伸出端采用公稱直徑為35的6齒矩形花鍵。b類:標準轉速1000轉/min ,允許傳遞的最大功率為92kw，伸出端采用公稱直徑為35mm的21齒漸開線花鍵。C類：標準轉速1000轉/min,允許傳遞的最大功率為185kw，伸出端采用的是20齒漸開線花鍵。 標準轉速動力輸出軸按其傳動方式分為非獨立式的，半獨立式的和獨立式的三種獨立程度不同的動力輸出軸對農以滿足情況是不同的，見表1-1。 表1-1不同型式標準轉速動力輸出軸對農藝的滿足情況 農藝要求 非獨立 半獨立 獨立式 拖拉機起步、停車、換檔時農機具不停止運轉 不能 能 能 農機具工作機構起動與拖拉機起步不同時進行 不能 能 能 農機具工作機構起動和停止，不必停止拖拉機 不能 不能 能 （1）非獨立式：動力輸出軸和驅動輪的運轉和停止均由同一個主離合器控制。主離合結合時，由動力輸出軸驅動的農機具工作機構和拖拉機同時工作啟動,主離合器分離時，農機具和拖拉機同時停止工作。 （2）半獨立式：通常由聯動操縱機構的雙重用離合器控制的，離合器的踏板行程分為兩部分，踏下踏板先分離主離合器，驅動輪停止轉動，繼續(xù)踏下踏板，副離合器才分開。因此，在副離合結合的情況下才能進行主離合的離、合操縱。 （3）獨立式動力輸出軸：采用獨立式操縱機構的雙作用離合器的動力輸出軸的運轉和停止可獨立操縱，不受主離合器的影響。 同步式動力輸出軸用來帶動工作機構的轉速需與拖拉機行駛速度成正比的農機具，如播種機，施肥機和掛車的驅動橋等。同步式動力輸出軸應從變速箱輸出軸或該軸以后的其他軸上引出動力，通過同步齒輪傳動。同步式動力輸出軸和標準轉速動力輸出軸可以共用一個輸出軸頭，也可以各用各自的軸頭。軸頭可以后置也可以側置。側置的同步動力輸出軸可利用后橋中某橫置軸伸出殼體外來實現。 §1.3 拖拉機工作速度匹配 a、爬行工作速度0.2～2km/h，主要用于開溝、旋耕、收獲等作業(yè)。 b、緩行工作速度2～5km/h主要用于收獲、旋耕等作業(yè)。 c、牽引工作速度（輪式為6～14km/h，履帶式為5～9km/h）主要用于犁、播種、中耕、施肥、等作業(yè)。在這個速度范圍內應有一個相應發(fā)揮標定牽引力的工作檔。還應有低于此工作速度的儲備檔，用于克服阻力短程增大和適應使用中發(fā)動機功率下降情況。 d、運輸工作速度（輪式為16～30km/h，履帶式為9～12km/h）主要用于田間和道路運輸和轉移。根據各國法規(guī)的不同，輪式拖拉機最高運輸速度一般限制在25 km/h或30km/h。 e、倒駛工作速度2～4km/h用于掛接機具。相鄰兩檔速度之比一般為1.2到1.4之間，在常用的牽引作業(yè)速度之間取較小值，其他工作速度之間可取得較大值。間距范圍?。挥欣谶x擇最佳的工作速度，使得拖拉機接近滿負荷，以提高作業(yè)生產效率或處于燃油經濟區(qū)工作。對于大功率拖拉機，功率利用率和燃油經濟性有重要意義，通常檔次安排較密，并相應的采用部分或全動力換檔裝置。 §1.4 動力輸出軸的轉速配置 按GB1592-86《農業(yè)拖拉機動力輸出軸》的規(guī)定，動力輸出軸標準轉速和相應允許傳遞的功率。對于48KW以上的拖拉機，除裝用1000r/min的動力輸出軸外，通常還可以換裝540r/min的動力輸出軸。以與較小功率的機具配合。有些拖拉機同時裝備上述兩種轉速的標準的動力輸出軸，以供配套選用。我國、日本和德國等某些中小輪式拖拉機上還可以采用540r/min和1000r/min,540r/min、720r/min和540r/min、720r/min、1000r/min等。 二檔三檔或四檔變速動力輸出軸可以裝用一類軸頭，540r/min為標準的轉速。這可在部分負載作業(yè)時，用較高轉速檔，關小油門達到540r/min，以改善燃油經濟性；同時也將高轉速檔作為非標準轉速與具有高轉速工作部件的機具配套，或與適應行駛速度配合，用以旋耕等作業(yè)，以取得較高的生產效率與作業(yè)質量。 §1.5 動力輸出軸性能 動力輸出軸的性能表示拖拉機通過動力輸出軸驅動機具的能力，動力輸出軸的特性曲線與發(fā)動機的調速特性曲線相似，差別在于動力輸出軸的效率。 （1-1） 式中：---動力輸出軸的功率；---動力輸出軸的效率；---動力輸出軸的傳動效率。 （1）最大動力輸出軸的功率與發(fā)動機標定轉速下最大動力輸出軸功率 最大動力輸出軸的功率是動力輸出軸特性曲線上的最大功率點，它通常與發(fā)動機標定轉速下的最大動力輸出軸的功率點相似。如果發(fā)動機外特性上，低于標定點時轉矩上升較快，最大動力輸出軸功率將低于標定轉速時達到，一般。 （2）標定轉速下的動力輸出軸的功率 與標準轉速相對應的動力輸出軸的功率表示動力輸出軸驅動機具的能力。動力輸出軸的標準轉速一般在發(fā)動機標定轉速的80%到100%時達到。相應于發(fā)動機轉速較低時，可使得動力輸出軸作業(yè)處于較經濟的燃油消耗區(qū)域。而接近發(fā)動機標定轉速時，可以得到較高的動力輸出功率。 （3）動力輸出軸轉矩儲備系數 動力輸出軸轉矩儲備系數性質與發(fā)動機轉矩儲備系數相似，表示拖拉機適應短期超載作業(yè)能力。由于在最大轉距點發(fā)動機的轉速較低，因驅動液壓泵等附件功率消耗和傳動攪油損失減小，動力輸出軸的效率提高，動力輸出軸的轉矩儲備系數可高于發(fā)動機轉矩3%到5%，一般在1.15到1.4之間。最大轉矩點相對應的發(fā)動機標定轉速的60%工作速度的配置為了適應不同的作業(yè)需要，拖拉機設置了相應的各種工作速度，以從事多種作業(yè)，保證作業(yè)質量和提高生產效率和經濟性。 第二章 動力輸出總成齒輪主要參數的確定 §2.1齒輪的概述 齒輪設計的要求 （1） 在齒輪運轉性能方面：噪聲低，振動小，傳動效率高。 （2） 在承載能力方面：具有所要求的強度和工作壽命，或在規(guī)定的壽命下 得的`可靠度。 （3） 在工藝性能方面：能采用容易得到的刀具加工，齒輪參數和刀具加工， 齒輪參數和刀具參數相協(xié)調。 （4） 在經濟性方面：在保證使用性能和耐久性的條件下，加工和使用成本 低 總的來說，齒輪設計是齒輪使用性，工藝性和經濟性能等方面的矛盾的協(xié)調統(tǒng)一。片面強調單一的方面，都不能設計出滿意的齒輪。 齒輪傳動可以做成開式的、半開式的以及閉式。如在農業(yè)機械，建筑機械以及簡單的機械設備中，有一些齒輪傳動沒有防塵罩和機殼，齒輪完全暴露在外邊，這叫開式齒輪傳動。這種齒輪傳動不僅外界雜物極易侵入，而且潤滑不良，因此工作條件不好，輪齒也容易磨損，固只用于低速齒輪的傳動。當齒輪傳動裝置裝由簡單的防護罩時候，有時還把大齒輪部分的在油池里。則稱為半開式齒輪傳動。它的工作條件雖然有所好轉，但還不能做到嚴防外界雜質侵入，潤滑條件也不算好。拖拉機等所用的齒輪傳動，都是經過精確加工而封閉嚴密的箱體中，這稱為閉式齒輪傳動。它和開式或半開式相比，潤滑條件及防護條件等最好。 §2.2方案一設計 §2.2.1方案一齒輪計算 由任務書的發(fā)動機標定轉速為2200轉/分功率為12小時功率45KW 。 可以得到在標定轉速下發(fā)動機傳遞的扭矩 其中扭轉儲備系數為20% 由經驗公式粗算中心距 方案一 a圓整至88mm 由經驗公式 §2.2.2方案一軸設計 軸的強度計算有三種方法 （1） 按轉距估算軸徑 （2） 按當量彎矩近似計算 （3） 安全系數的精確校核計算 對高速軸進行校 按許用彎曲應力進行軸的強度校核 圖2-1軸的受力簡圖 軸的受力分析 軸的扭矩圖 圖2-2軸的扭矩圖 受力分析圖 因為Fr=3.554KN;易得F1=2.847KN ;F2=0.706KN 所以可以做出剪力圖如下 圖2-3軸的彎力圖 繼而可以得出彎矩圖如下： 圖2-3軸的彎矩圖 由《機械零件設計手冊》表20-13得 實心軸的最小直徑為-------------------（式1-1） 其中M為合成彎矩；單位為N.?M。 〖〗為許用應力；單位為Mpa 為轉距和彎矩作用性質差異的系數； 當扭剪按脈動循環(huán)變化時, =0.6 根據選用材料為45鋼，查《機械零件設計手冊》可知45鋼的許用應力為70 Mpa。 將數據帶入公式（1-1） 故高速軸的最小直徑取30mm。 §2.3方案二設計 §2.3.1方案二齒輪設計 故高速軸的最小直徑取30mm。 選用滑動直齒解決齒輪嚙合問題由上面計算得軸的最小直徑為30mm。在方案〖1〗中直齒直徑為48mm；又采用花健連接，齒輪的強度無法保障，一般加工成齒輪軸的形式。這樣就不能滿足嚙合的要求。重新調整模數和齒數，增加直徑長度。 m取3.5，小齒齒數取19；大齒齒數取58。 滿足傳動要求。 齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產生彎曲應力，過度圓角處有應力集中，所以齒輪受到足夠大的載荷作用時其根部彎曲應力超過材料的許用應力，輪齒就會斷裂。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生，而常見的斷裂是由于在重復載荷作用下，使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫，而逐漸擴展到一定深度而產生折斷其破壞斷面在疲勞裂縫部位呈光滑表面，而突然斷裂部位呈粗粒狀表面。變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數少多發(fā)生彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常見的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓使充滿潤滑油的裂縫處有油壓增高導致裂縫的擴展，最后產生剝落，使齒面產生大量的扇形小麻點，即所謂點蝕。點蝕使齒形誤差加大而產生附加動載荷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重，主動小齒輪較被動大齒輪較嚴重。在局部高溫，高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車變速器中產生膠合損壞的情況較少。 綜上所述，在汽車變速器中齒輪的破壞形式主要有彎曲疲勞斷裂和點蝕兩種。應對齒輪的彎曲強度和接觸強度進行重點校核。 對齒輪進行齒根彎曲強度計算和齒面接觸強度計算 （1） 拖拉機的動力輸出軸，速度不高，故可以選用7級精度（GB10095-88） （2） 由傳動分析可得采用直齒傳動； （3） 材料分析 選用20CrMnTi 小齒輪采用滲碳淬火熱處理，硬度可達到60HRC; 大齒輪采用滲碳淬火熱處理，硬度可達到60HRC; 【2】按齒面接觸設計計算 由《機械設計》式10-9A得 （1） 由《機械設計》表10-6查得材料彈性影響系數 （2） 由《機械零件設計手冊》圖12-12-d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限 （3） 工作壽命15年。每年工作300天。 由《機械設計》式10-13的計算應力循環(huán)次數 （4） 計算載荷系數 a,計算齒輪的圓周速度 b，齒寬計算 c,計算齒寬于齒高之比b/h 齒高 d,計算載荷系數 根據v=7.6m/s;齒輪加工符合7級精度查《機械設計》圖10-8 查得 動載荷系數Kv=1.12; 由表10-3 查得 由表10-4 查得7級精度小齒輪相對非對稱分布時 由b/h=3.8, 查得《機械設計》圖10-13 得 故載荷系數 （5） 按接觸疲勞許用應力計算齒輪的最小分度圓直徑 取失效的概率為1%，安全系數S=1 帶入公式 選用的齒輪分度圓必須大于62.3，方案二中分度圓滿足要求。 所選用齒輪的接觸疲勞強度滿足要求。 【3】按齒根彎曲強度驗算所選齒輪 由《機械設計》式10-5得彎曲強度設計公式 確定公式內各計算數值 （1）由《機械零件設計手冊》圖12-24 e查得小齒輪的彎曲疲勞極限 （2）由《機械設計》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 （4） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.2 （5） 計算載荷系數 帶入數據的K=1.72。 （6） 計算齒形系數 由《機械設計》表10-5得 （7）計算大小齒輪的 將數值較大的小齒輪帶入公式得 方案二中的模數為3.5滿足齒根彎曲強度的要求。 綜合可得方案二中的齒輪綜合力學性能滿足要求 §2.3.2齒輪變位設計 齒輪變位系數的選擇 1， 齒輪變位的作用 （1）根據既定的齒輪，模數，來使得齒輪副符合于既定的中心距 （2）使得主,從動齒輪有較佳的強度平衡，即使的主，從動齒輪有基本相同的壽命和可靠度。 （3）通過齒輪副的變位獲得所需的嚙合角，以提高承載能力。 避免齒根嚙合干涉或加工時根切一般動力輸出的那一對齒輪從提高齒輪的接觸疲勞強度來選取變位系數 齒輪主要的失效形式是齒面的接觸疲勞，而使得主動小齒輪更易出現疲勞點蝕或剝落。齒輪接觸疲勞的薄弱點是節(jié)點，因而主要考慮如何降低節(jié)點的接觸應力。一般采用以下途徑 （1） 使節(jié)點處于兩隊齒嚙合區(qū)齒面的載荷比單隊嚙合區(qū)小，從而降低節(jié)點應力。 （2） 使節(jié)點不處于嚙合區(qū)，即所謂的節(jié)點外嚙合，使得薄弱點不參加工作。 齒輪接觸疲勞的研究表明，齒輪接觸疲勞起源于單隊齒嚙合區(qū)的內界點，而不是節(jié)點。這是因為：單隊嚙合區(qū)內界點的齒面接觸應力比節(jié)點大；潤滑條件比節(jié)點處差。因此，設計齒輪副主要應考慮如何降低內界點的接觸應力的，降低主動小齒輪的方法有是大嚙合角 為了增強小齒輪的強度和壽命對齒輪進行變位在確定齒輪參數時，需要首先選擇齒輪的變位原則。齒輪變位是為了避免齒輪根切配湊中心距，但變位后還會影響齒輪強度，工作時的穩(wěn)定性，耐磨性以及抗膠合的能力，甚至使在工作中產生噪聲。齒輪變位主要是高度變位和角度變位。對直齒采用高度變位選擇合適變位系數。 由《機械原理》10-4得 圓整至138mm 由變位齒輪計算公式 由變位齒輪的公式 帶入數據的 查《機械設計手冊》圖12-2分配齒輪的變位系數 ；大齒輪的變位系數為； 由變位系數公式 ； 變位后的大齒輪參數 齒根圓 齒頂圓 變位后的小齒輪參數 齒根圓 齒頂圓 §2.3.3齒輪重合度的設計 由公式得 查《機械零件設計手冊》圖12-6得 查得 變位齒輪重合度計算公式： 重合度滿足齒輪的傳動要求 第三章動力輸出總成軸承的計算 §3.1軸承的概述 滾動軸是現代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸拉支承轉動零件的。與滑動軸承相比，偶動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，啟動容易等優(yōu)點。 常用的滾動軸承絕答多數已經標準化，并有專業(yè)工廠大量制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承的基本結構是由內圈、外圈、滾動體和保持架等四部分組成。內圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座裝配。通常是內圈隨軸頸回轉，外圈固定，但也可用于外圈回轉但內圈不動，或是內、外圈同時回轉的場合。當內、圈相對轉動時，滾動體即在內、圈的滾道間滾動。常用的滾動體，有球、圓柱滾子、滾針、圓錐滾子、球面滾子、非對稱球面滾子等幾種。軸承內、外圈上的滾道，有限制滾動體側向位移的作用。 保持架的主要作用是均勻的隔開滾動體。如果沒有保持架，則相鄰滾動體轉動時將會由于接觸處產生較大的相對滑動速度而引起的磨損。保持架有沖壓的和實體的兩種。沖壓保持架一般用低碳鋼板沖壓制成，它與滾動體間有較大的間隙。實體保持架常用銅合金、鋁合金或塑料經切削加工制成，有較好的定心作用。 軸承的內、外圈和滾動體，一般是用軸承鉻鋼制造的，熱處理后硬度一般的不低于60HRC。由于 一般軸承的這些元件都經過了150攝氏度的回火處理，所以軸承的工作溫度一般不高于120攝氏度。所以通常當軸承的工作溫度不高于120攝氏度時，元件的硬度不會下降。 當滾動體是圓柱體或滾針時，在某些情況下，也可以沒有內圈，外圈或保持架，這時的軸徑或軸承座就要起到內圈或外圈的作用，因而工作表面具有相應的硬度和粗糙度。 §3.2軸承的計算 根據設計結構采用直齒傳動沒有軸向力所以采用深溝球軸承這種傳動效率較高的滾動軸承根據軸徑選用軸承 低速軸選用6307和6308；高速軸都選用6407。 （1） 高速軸的校核 由以前的受力分析的 由軸承壽命計算公式得 ----------（式3-1） 查《機械零件設計手冊》表22-31得6407的額定負荷C=43.8KN,查表可得球軸承 帶入公式公式3-1 符合使用要求 右邊軸承的徑向力比左邊小所以肯定滿足使用條件 （2） 低速軸的時間校核 對左邊的軸承校核低速軸的校核 圖3-1 低速軸受力 因為Fr=2.565KN;易得F1=2.055KN ;F2=0.51KN 由以前的受力分析的 由軸承壽命計算公式得 查《機械零件設計手冊》表22-31得6407的額定負荷C=25.8KN,查表可得球軸承 帶入公式 符合使用要求 因為左邊的徑向力比右邊的大，左邊符合要求，右邊一定符合條件。 第四章 軸的校核計算 §4.1高速軸設計 對高速軸進行校 按許用彎曲應力進行軸的強度校核 圖4-1高速軸受力圖 軸的受力分析 軸的扭矩為234.36 受力圖 圖4-2 豎直面受力圖 因為Fr=2.565KN;易得F1=2.055KN ;F2=0.51KN 所以可以做出剪力圖如下 圖4-3高速軸彎力圖 繼而可以得出彎矩圖如下： 圖4-4 高速軸彎矩圖 由《機械零件設計手冊》表20-13得 實心軸的最小直徑為-------------------（式1-1） 其中M為合成彎矩；單位為N.?M。 〖〗為許用應力；單位為Mpa 為轉距和彎矩作用性質差異的系數； 當扭剪按脈動循環(huán)變化時, =0.6 根據選用材料為45鋼，查《機械零件設計手冊》可知45鋼的許用應力為70 Mpa。 將數據帶入公式（1-1） 高速軸的最小直徑必須大于28mm，最小段直徑取30mm符合強度要求。 §4.2低速軸設計 按許用彎曲應力進行軸的強度校核 圖4-5低速軸受力簡圖 軸的受力分析 軸的扭矩為714。7 受力圖 圖4-6豎直面低速軸受力簡圖 因為Fr=2.565KN;易得F1=2.055KN ;F2=0.51KN 所以可以做出剪力圖如下 圖4-7 低速軸彎立圖 繼而可以得出彎矩圖如下： 圖4-8 低速軸彎矩圖 由《機械零件設計手冊》表20-13得 實心軸的最小直徑為 -------------------（式1-1） 其中M為合成彎矩；單位為N.?M。 〖〗為許用應力；單位為Mpa 為轉距和彎矩作用性質差異的系數； 當扭剪按脈動循環(huán)變化時, =0.6 根據選用材料為40Cr鋼，查《機械零件設計手冊》可知40Cr鋼的許用應力為261Mpa。 將數據帶入公式（1-1） 高速軸的最小直徑必須大于30.2mm，最小段直徑取35mm符合強度要求 第五章 花鍵的計算 §5.1低速軸花鍵設計 動力輸出軸轉速轉動較快普通的矩形花鍵不能滿足要求，沒有對心功能，所以必須采用漸開線花健。按G B3478.1-83規(guī)定直齒漸開線花鍵的壓力角有30度和45度兩種。本次設計選用30度壓力角，為了加工刀具方便采用平齒根漸開線花鍵。 （1） 低速軸花鍵計算 查《機械零件設計手冊》表7-21得選用 m=2.5，Z=15,D=40mm。 根據表7-19計算漸開線的基本尺寸 mm 作用齒槽最小值 mm 實際齒槽寬最大值 mm 實際齒槽寬最小值 作用齒槽寬最大值 mm 外花鍵大徑mm 外花鍵漸開線起始圓直徑最大值 其中Db=32.48mm;D=37.5mm 選用5H精度，ESV查表7-28的ESV=0; 帶入公式得 內花鍵漸開線終止圓直徑最小值 外花鍵小徑基本尺寸 基本齒厚 作用齒厚最大值 實際齒厚最小值 實際齒厚最大值 作用齒厚最小值 基圓直徑 §5.2高速軸花鍵設計 查《機械零件設計手冊》表7-25 mm 作用齒槽最小值 實際齒槽寬最大值 實際齒槽寬最小值 作用齒槽寬最大值 外花鍵大徑 外花鍵漸開線起始圓直徑最大值 其中Db=30.31mm;D=35mm 選用5H精度， 帶入公式得 內花鍵漸開線終止圓直徑最小值 外花鍵小徑基本尺寸 基本齒厚mm 作用齒厚最大值 實際齒厚最小值 實際齒厚最大值 作用齒厚最小值 基圓直徑 §5.3連軸器花鍵設計 查《機械零件設計手冊》表7-25 mm 作用齒槽最小值 實際齒槽寬最大值 實際齒槽寬最小值 作用齒槽寬最大值 外花鍵大徑 外花鍵漸開線起始圓直徑最大值 其中Db=23.811mm;D=27.5mm 選用5H精度， 帶入公式得 內花鍵漸開線終止圓直徑最小值 外花鍵小徑基本尺寸 基本齒厚mm 作用齒厚最大值 實際齒厚最小值 實際齒厚最大值 作用齒厚最小值 第六章 控制機構設計 §6.1 自鎖彈簧的設計 圖6-1操縱機構圖 根據《機械零件設計手》 由計算彈簧的直徑 式子中的參數 帶入的K=1.23 根據實際使用需要一般 帶入上式 根據《機械零件手冊》表25-10選用直徑為2mm的彈簧 其中節(jié)距選用3.51mm，工作極限負載為212KN，一圈彈簧工作極限負載下變形。根據需要選用12mm的鋼球 彈簧的內徑為： 彈簧的外徑為： 彈簧的有效圈數 其中G—切變模數；有《機械設計手冊》表25-5常用材料（摘自GB/T 1239） 查得; 帶入公式； 圓整至6圈 總圈數為 自由高度 彈簧的剛度 壓并高度 驗算穩(wěn)定性 高徑比 彈簧符合要求 §6.2 操縱機構位置的設計 操縱手柄的位置選擇 圖6-1操縱機構運動干涉簡圖 因為小齒輪以直線軌跡運動如直線BC，而撥桿是圓弧軌跡如, 輪和撥叉之間存在間隙。有三角公式易得OB長度和的關系。如下 表6-1操縱機構運動尺寸表 OB長度/mm 弧度 弧長/mm 誤差/mm 10 1.249046 12.49046 6.837722 20 0.982794 19.65587 8.905996 30 0.785398 23.56194 8.786797 40 0.643501 25.74004 8 50 0.54042 27.02098 7.125354 60 0.463648 27.81886 6.334369 70 0.404892 28.34243 5.659848 80 0.358771 28.70165 5.093666 90 0.321751 28.95755 4.618503 100 0.291457 29.14568 4.217371 110 0.266252 29.28773 3.87598 120 0.244979 29.39744 3.5829 140 0.211093 29.55307 3.107662 150 0.197396 29.60933 2.912899 65 0.432408 28.10651 5.98264 第七章 動力輸出軸的加工方法 §7.1 低速軸的加工方法 該軸用40Cr 圓鋼直接下料,其工藝流程 加工—調質—金加工—高頻—回火—校直—磨外圓。要求除軸頭螺紋外,花鍵表面及軸的各表面都要求淬硬硬層深度不少于1.12mm ,硬度48～56HRC ,其余部分為25～30HRC。 處理方法 a1 縮短花鍵軸的高頻淬硬區(qū),控制在花鍵有效使用長度78mm 之內,使花鍵軸高頻熱影響區(qū)遠離臺階,兩次高頻熱影響區(qū)分開。 b1 增大臺階根部的R 角,減少應力集中。 c1 拉機動力輸出軸聯接件盡可能與動力輸出軸同心,防止動力輸出軸產生很大的彎矩和承受過大的交變彎曲應力。 d1 控制好軸的調質硬度,防止形成其它的斷裂。 注意事項 根據圖紙要求, 50mm軸頸和40mm 軸表面都應淬火,由于兩處直徑不一,所用高頻感應圈直徑也不一,成為兩次加熱淬火,造成在臺階根部兩次熱影響的過渡區(qū)相連,從而降低了該處表面的硬度和強度。硬度檢測結果也說明該處硬度很低,高頻淬火過渡區(qū)的殘余應力為拉應力,而拉應力會導致: ①引起淬火開裂; ②和外加拉應力迭加產生早期疲勞損壞,兩過渡區(qū)相連,所產生的拉應力則更大。說明該軸本身強度就低,而高頻加熱時熱影響的溫度未能超過該軸的調質回火溫度,所以軸熱影響區(qū)表面與心部硬度基本一致,但其熱影響形成的拉應力依然存在。 b1 該軸的50mm軸頸與花鍵軸形成臺階,根部形成應力集中,根據使用情況該處大于R3 以上為好。 第八章 使用與保養(yǎng) §8.1 使用事項 隨著農村經濟和農業(yè)機械化的發(fā)展,農業(yè)機械作業(yè)范圍不斷擴大,與拖拉機動力輸出裝置配套作業(yè)的農機具大量涌現,如旋耕機、噴霧機、收割機、氣吸(吹) 式播種機、打瓜取籽機以及秸稈粉碎還田機等。這些機具的應用,不僅減輕了農民的勞動強度，提高了作業(yè)質量和綜合效益,而且也提高了拖拉機的利用率。但是由于對拖拉機動力輸出裝置的結構不甚了解,操作方法不甚正確,以致作業(yè)質量下降,消耗增加,效率降低,甚至損壞機件或出現人身事故。統(tǒng)計資料表明,近年來因拖拉機動力輸出裝置造成的機械和人身事故呈上升趨勢。一般情況下,在使用拖拉機動力輸出裝置時應特別注意以下幾個問題。 【1】正確選型 (1) 功率匹配。拖拉機動力輸出裝置的輸出功率應大于或等于被驅動農具所需功 率,否則拖拉機將超負荷工作,發(fā)動機冒黑煙,轉速降低,甚至熄火或損壞有關零部件。 (2) 參數匹配。所謂農具驅動裝置參數與拖拉機動力輸出裝置參數的匹配,即農具 被驅動部件的轉速、帶輪直徑、花鍵規(guī)格、離地高度以及旋轉方向等應與拖拉機動力輸出裝置相適應。國家標準規(guī)定動力輸出軸的兩種標準轉速為540 r/ min 和1 000 r/ min ,其旋轉方向由拖拉機后面向前看為順時針方向。但國產拖拉機由于種種原因,其轉速有很大差異,使用中要注意。如鐵牛- 55 型拖拉機動力輸出軸的轉速為523 r/ min ,上海-50 型拖拉機為766 r/ min ,東方紅- 802 型拖拉機為650 r/ min ,東方紅- 1002 型拖拉機為540 r/ min 和1 000 r/ min 。 【2】正確使用 (1) 使用動力輸出軸時,應盡量使農具驅動裝置軸線與拖拉機動力輸出軸軸線一致,偏角不得大于30°。工作中在地頭轉彎或倒退時,應先切斷動力,以免損壞機具。 (2) 使用非獨立式動力輸出軸時,應首先把主離合器分離徹底后,才能操縱動力輸出軸操縱手柄,以達到爪式聯軸節(jié)的正確接合或分離,否則會損壞聯軸節(jié)及其他零件。 (3) 使用半獨立式動力輸出軸時,應按以下順序操作。首先把動力輸出操縱手柄扳至分離位置;然后用右腳踩 下變速箱上部的分離定位銷踏板,再徹底分離動力輸出軸離合器;把動力輸出操縱手柄扳至接合位置;平順地接合離合器,先以低速運轉,檢查動力輸出軸和作業(yè)機械運轉情況,確認正常后再投入正常作業(yè)。如果不徹底分離動力輸出離合器就把動力輸出操縱手柄扳至接合位置,易使離合套等零部件損壞,這種錯誤操作造成的故障較多,要特別加以注意。 (4) 當使用拖拉機動力輸出傳動帶輪驅動作業(yè)機具工作時,應使其旋轉方向與被驅動機具傳動帶輪旋轉方向一致,主、從動傳動帶輪軸線在同一縱向平面上,輪槽對正,傳動帶松緊度合適;并盡量使傳動帶松邊在上邊,以增大包角,減少打滑。 (5) 經常檢查傳動部分各螺栓的緊固情況,傳動軸及傳動帶接頭是否牢固可靠,及時 向萬向節(jié)十字軸注油。要特別注意安裝安全防護裝置,工作時不要站在傳動軸附近。 【3】正確保管 長期不使用動力輸出裝置時,應裝好防護罩,以防銹蝕,并保證安全。 第九章 結 論 本設計是拖拉機動力出輸出總成的設計,經過查資料和參考以往的設計,采用半獨立式的傳動方式。通常由聯動操縱機構的雙作用離合器控制的，離合器的踏板行程分為兩部分，踏下踏板先分離主離合器，驅動輪停止轉動，繼續(xù)踏下踏板，副離合器才分開。它的特點是拖拉機起步、停車、換檔時農機具不停止運轉，農機具工作機構起動與拖拉機起步不可以同時進行，本次設計選用的花鍵都是漸開線花鍵，具有良好的自動對心功能，保障了傳動的平穩(wěn)性，和齒輪的公差要求。本設計采用的操縱機構簡單方便，特別是維修成本低，有利于減少用戶的經濟負擔。本設計的缺點是沒有提供同步式的動力輸出形式，使得不能滿足用戶全方面的要求，值得認真研究和改進，以便得到其改進型。 本次設計是對我所學知識的一次綜合檢驗和全面考察。通過這次設計不僅使我加深了對本專業(yè)理解，也提高了自己獨立思考解決實際問題的能力。最終在規(guī)定時間內較完整地完成了設計任務.由于本人的水平及經驗有限，在本設計中難免出現疏漏和錯誤，請各位老師多批評指正。 參考文獻 [1] 程悅蓀.拖拉機設計.北京：中國農業(yè)機械出版社，1981,43-67 [2] 吉林工業(yè)大學拖拉機教研室編.拖拉機構造.北京：機械工業(yè)出版社，1974,90-99 [3] 文農.底盤設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981.67-89 [4] 《拖拉機編輯部》.拖拉機設計和計算.上海：上海科學技術文獻出版社,45-67 [5] 孫恒模主編.機械原理（第六版）.北京：高等教育出版社，2001,67-87 [6] 濮良貴、紀名剛.機械設計（第七版）北京：高等教育出版社，2001, 184-234 [7] 林建興，曹曼玲,劉鴻文.簡明材料力學.北京：高等教育出版社，1995，67-90 [8] 第一機械工業(yè)部機械研究院農業(yè)機械研究所編.農業(yè)機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1973，12-67 [9] 侯洪生.機械工程圖學.北京：科學出版社，2003，67-120 [10] 全國拖拉機標準化技術委員會秘書處，中國一拖集團有限公司，洛陽拖拉機研究所編.拖拉機柴油機設計標準手冊.北京：中國標準化出版社，45-70 [11] 吉林工業(yè)大學，北京農機學院，洛陽農機學院，湖北農機學院，鎮(zhèn)江農機學院，河北工學院合編.拖拉機底盤結構設計圖冊.北京：機械工業(yè)出版社，67-90 [12] 東北大學《機械零件設計手冊》編寫組編，蔡春源主編.機械零件設計手冊，1145-1340 [13] 機械電子工業(yè)部洛陽拖拉機研究所主編.拖拉機設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1994. 45-87 [14] 王昆，何小柏，汪信遠.機械設計 機械設計基礎課程設計.北京：高等教育出版社，2005，119-197 [15] 姜勇.AUTO CAD 高級教程 .北京：人民郵電出版社，1994，8-70 致 謝 此次設計，是對以前所學知識的一次全面回顧和掌握的過程，同時也是對運用所學知識解決實際問題的一次鍛煉。在設計過程中，是我認識到了自己知識的缺乏，平時在理論上很優(yōu)美的設想在實際生產中其實是不能是實現的。這使我明白了在以后工