507 25馬力拖拉機最終傳動及驅(qū)動軸設計（有cad圖+文獻翻譯等）,507,25馬力拖拉機最終傳動及驅(qū)動軸設計（有cad圖+文獻翻譯等）,25,馬力,拖拉機,最終傳動,驅(qū)動,設計,cad,文獻,翻譯 25馬力拖拉機最終傳動及驅(qū)動軸設計 摘 要 隨著拖拉機工業(yè)的發(fā)展，我國拖拉機產(chǎn)品的科研與設計水平逐步提高。拖拉機是用與牽引和驅(qū)動各種配套機具，完成農(nóng)業(yè)田間作業(yè)、各種土石方工程作業(yè)、運輸作業(yè)和固定作業(yè)等的動力機械。拖拉機必須和各種作業(yè)機具組成拖拉機機組才能完成各種作業(yè)。拖拉機最終傳動是用來進一步增加傳動系的傳動比，履帶拖拉機和某些輪式拖拉機的最終傳動還用來提高后橋的離地間隙。最終傳動要有適當?shù)膫鲃颖?；保證后橋處有足夠的離地間隙；齒輪油足夠的承載能力和支承剛度；靠近驅(qū)動輪的最終傳動尤其要求有可靠的密封，最終傳動一般采用外嚙合圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動。外嚙合圓柱齒輪最終傳動按所處的位置分為內(nèi)置式和外置式兩種。 本次設計的最終傳動采用了外嚙合直齒圓柱齒輪最終傳動，軸采用了矩形花鍵軸，軸承采用了圓柱滾子軸承和圓錐滾子軸承。 關鍵詞： 拖拉機，最終傳動，外嚙合，圓柱齒輪，花鍵軸 DESIGN OF FINAL TRANSMISSION AND DRIVE SHAFTS OF 25 HP TRACTOR ABSTRACT Along with the tractor industry development, our country tractor product scientific research and the design level gradually enhance.The tractor is with with tows and actuates each kind of necessary machines and tools, completes the agricultural field work, each kindof cubic meter of earth and stone engineering work, the transportationwork and the fixed work and so on the power generator The tractor must be able to complete each kind of work with each kindof work machines and tools composition tractor unit. The tractor finaltransmission is uses for further to increase transmission system the velocityratio, the caterpillar tractor and certain wheeled tractors final transmissions also uses for to enhance the rear axle of car the groundclearance. The final transmission must have the suitable velocity ratio;Guaranteed the rear axle of car place has the enough ground clearance; gear oil enough bearing capacity and supporting rigidity ; Approaches the driving gear the final transmission especiallyto request to have the reliable seal outside, the final transmission generally uses meshes the cylindrical gears transmission or the planetgear biography In outside meshes the position which the cylindrical gears finaltransmission presses locates to divide into sets at the type andoutside sets at the type two kinds. This design final transmission used outside meshed thecylindrical gears final transmission, the axis uses the rectangularspline shaft, the bearing has used the gulley ball bearing and thecircular cone roller bearings. Key words: tractor，final transmission，outside meshes，cylindrical gears，spline shaft 目 錄 第一章 前 言...................................1 第一章 拖拉機最終傳動結構方案分析...............3 §2.1 最終傳動的功用和要求.....................3 §2.2 最終傳動的分類 ...........................3 §2.2.1 外嚙合圓柱齒輪最終傳動 ................3 §2.2.2 內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動 .................7 §2.2.3 行星齒輪最終傳動 .......................7 第三章 最終傳動的主要參數(shù)確定...................9 §3.1 最終傳動直齒圓柱齒輪的中心距 ............9 §3.1.1 對最終傳動的基本要求是 ................9 §3.1.2 求中心距................................9 §3.2 齒輪各參數(shù)的選擇與計算.... ............11 第四章 圓柱齒輪的結構強度計算..................14 §4.1 齒輪的校核................................14 §4.2 齒輪的強度應力計算........................14 §4.2.1 齒輪表面接觸強度.......................14 §4.2.2 齒根彎曲強度校核.......................16 第五章 軸的確定與計算..........................19 §5.1 輸入軸校核..........................19 §5.2 驅(qū)動軸（輸出軸）設計與計算 .................22 第六章 軸承的校核...............................26§7.1 輸入軸圓柱滾子軸承的校核..................26 §7.2 輸出軸圓錐滾子軸承的校核..................26 第七章 總結 ....................................28 參考文獻........................................29 致謝............................................30 第一章 前 言 拖拉機是用于牽引和驅(qū)動各種配套機具，完成農(nóng)業(yè)田間作業(yè)、各種土石方工程作業(yè)和固定作業(yè)等的動力機械，拖拉機必須和各種作業(yè)機具組成拖拉機機組才能完成各種作業(yè)。機組所完成的作業(yè)種類雖然極為繁多，但根據(jù)機組的工作方式可分為移動式和固定式兩類。 在移動式工作中，拖拉機機組只能夠是在移動過程中來完成工作的，此時拖拉機的功率主要是以牽引力的方式傳給作業(yè)機具。移動式工作，可分為田間工作和運輸工作兩種。當拖拉機在田間工作時，拖拉機可與各種牽引式或懸掛式作業(yè)機具一起，對土壤、土石方或作物進行各種加工工作；當拖拉機作運輸工作時，拖拉機可與牽引式、懸掛式后驅(qū)動式的掛車一起，在道路上或田間完成運輸工作。 在固定式工作中，拖拉機停在固定的工作地點，通過拖拉機的動力輸出軸和膠帶輪來帶動各種固定式機器，拖拉機的功率是以轉(zhuǎn)矩的方式傳給固定式機器。 拖拉機產(chǎn)品發(fā)展簡史及其在國民經(jīng)濟中的作用。 19世紀50年代，在英美等國先后誕生了用蒸汽發(fā)動機帶動膠帶功率輸出裝置，并被用作驅(qū)動脫粒機的動力源，這種裝置就是拖拉機的雛形。但從一地轉(zhuǎn)移到另一地需用牛馬來牽引，因而1856年“拖拉機”一詞在英國牛津詞典中首次作為“牽引發(fā)動機”一詞的同義詞應用。隨著拖拉機的發(fā)展到第二次世界大戰(zhàn)以后，個工業(yè)發(fā)達國家都實現(xiàn)了農(nóng)業(yè)機械化，拖拉機的使用逐步晉級，結構和性能日趨完善，除輪式和履帶拖拉機外，手扶拖拉機在園藝和水田作業(yè)方面開始廣泛應用。1950—1960年，在歐洲曾設計與制造過對中自走底盤，后來未獲得廣泛使用，在此期間，拖拉機的功率急劇增加，柴油拖拉機的比例增大，出現(xiàn)了液壓轉(zhuǎn)向和動力換擋變速箱等新結構，并成為廣泛選用的裝置。1961—1970年，拖拉機的功率繼續(xù)急劇增大，除少數(shù)小型拖拉機外都裝用柴油機。駕駛員的安全和舒適性成為產(chǎn)品技術發(fā)展的重點，全動力換擋變速箱和子午線輪胎成為選裝結構。1971—1979年，采用了增壓和增壓中冷柴油機，翻車保護裝置被作為選用裝置并被一些國家列入有關法規(guī)之內(nèi)，大多數(shù)大型拖拉機裝置了駕駛室并在一些國家的實驗規(guī)則中增加了噪聲水平測定。四輪驅(qū)動拖拉機被普遍采用，功率大于75KW的大型拖拉機繼續(xù)增加。 隨著拖拉機工業(yè)的發(fā)展，我國拖拉機產(chǎn)品的科研與設計水平逐步提高。產(chǎn)品開發(fā)設計工作經(jīng)歷了從引進仿制、自行設計到系列產(chǎn)品開發(fā)這樣三個階段。在我國拖拉機工業(yè)是建國以后發(fā)展起來的新興產(chǎn)業(yè)。在此之前，不用說生產(chǎn)拖拉機，連主要的零部件也不能制造。1949年全國僅擁有拖拉機117臺，全都是從國外進口的。建國以后，經(jīng)過30多年的艱苦努力，拖拉機工業(yè)從無到有，從小到大，現(xiàn)已形成大、中、小企業(yè)相結合，具有一定規(guī)模的拖拉機制造體系，能成批生產(chǎn)從2.2KW至58.8KW的手扶式、輪式和履帶式農(nóng)業(yè)、林業(yè)用的各種拖拉機，基本上可滿足農(nóng)、林、牧、副、漁各業(yè)生產(chǎn)以及工業(yè)產(chǎn)品配套的需要。至1990年底，全國擁有大中型農(nóng)用拖拉機81.4萬臺，小型拖拉機698萬臺，農(nóng)用拖拉機總動力8982.5萬KW。1990年全國大中型拖拉機的年產(chǎn)量4.22萬臺，小型拖拉機108.05萬臺。工業(yè)履帶拖拉機1991年產(chǎn)量2722臺，有51—235KW的29個品種。 今年來，以動態(tài)、優(yōu)化、計算機化為核心的現(xiàn)代設計方法在拖拉機產(chǎn)品設計得到研究和較廣泛的應用。一些重要的行之有效的現(xiàn)代化設計方法和分析技術繼承、延伸和發(fā)展了傳統(tǒng)設計方法的精華，它們在拖拉機產(chǎn)品設計不同階段中的應用，對整機和不同的系統(tǒng)、不見和主要零件的設計與計算起到了某些獨特的效果與作用，使設計更精確與迅捷。傳統(tǒng)設計中應用的方法和技術也得到了擴充和完善，普遍為拖拉機設計人員掌握與運用。 第二章 拖拉機最終傳動結構方案分析 §2.1 最終傳動的功用和要求 拖拉機最終傳動的 功用是進一步增加傳動系的傳動比，從而使拖拉機驅(qū)動輪獲得所 需的驅(qū)動力。履帶拖拉機和某些輪式拖拉機的最終傳動還用來提高后輪的離地間隙。 對最終傳動的要求是：1.要有適當?shù)膫鲃颖龋?.保證后橋處有足夠的離地間隙；3.齒輪要有足夠的支承剛度，以保證在全齒高上有較好的嚙合；4.靠近驅(qū)動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。 §2.2 最終傳動的分類 最終傳動按其傳動形式分為：1.外嚙合圓柱齒輪最終傳動（圖1）；2.內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動（圖2）；3.行星齒輪最終傳動（圖3） 。 §2.2.1外嚙合圓柱齒輪最終傳動 外嚙合圓柱齒輪最終傳動按其結構布置分為外置式（圖4）和內(nèi)置式（圖5）種。外置式的左、右最終傳動各自安裝在靠近驅(qū)動輪的單獨殼體內(nèi)，使最終傳動成為一個獨立部件，便于拆裝和維修。這種結構的主、從動齒輪在殼體內(nèi)的支承可以布置成簡支梁式，對提高支承剛度有利。主動軸的位置布置的高于從動軸。以便得到較高的拖拉機離地間隙。在使用過程中?？衫棉D(zhuǎn)動最終傳動殼體的方法改變離地間隙和軸距，輪距則一般采用翻轉(zhuǎn)輪輻進行有級調(diào)節(jié)。 與內(nèi)置式最終傳動相比較。外置式是最大特點是易于得到較高的農(nóng)藝離地間隙。但是，外置式的最終傳動殼體在最小輪距時，和輪胎、輪輞之間的間隙較小，在翻耕作業(yè)時易于出現(xiàn)纏草現(xiàn)象。采用這種結構時，制動器一般設置在最終傳動的主動軸上。如果采用盤式制動器，更換摩擦襯片要卸下最終傳動，拆裝 比較麻煩。 履帶拖拉機驅(qū)動輪直徑較小，為了獲得必要的離地間隙和有利于轉(zhuǎn)向機構的布置，普遍采用外置式最終傳動。大功率的履帶拖拉機和某系手扶拖拉機采用兩級最終傳動（圖6）。 輪式拖拉機也有采用外置式兩級最終傳動的。（圖7）為一種特殊結構。在它的第一級傳動中，主動齒輪2同時與兩根中間雙聯(lián)齒輪4的大齒輪相嚙合，第二級傳動通過中間雙聯(lián)齒輪4上的另兩個小齒輪同時與最終傳動的同一個從動齒輪5相嚙合。主動齒輪2與軸制成一體，沒有徑向支承，浮動支承，它的軸線和兩根中間雙聯(lián)齒輪4的軸線在一個平面內(nèi)，齒輪2的徑向沒有限位，其位置更加決于相嚙合兩齒輪所給予的反力相等這一條件而確定，因此能保證把動力平分給兩個中間軸。為了使兩中間雙聯(lián)齒輪4中的小齒輪齒面同時都能和從動齒輪5相接觸，顯然，必須使兩中間雙聯(lián)齒輪中大齒輪的齒面遵循一定的相互位置關系。為此，在加工中間雙聯(lián)齒輪時，以首次加工的齒輪的一個齒為圓周方向基準，加工另一個齒輪的齒形，以保證所有大、小齒輪輪齒定位齒端打上標記。裝配時，必須使有標記的輪齒相互嚙合（圖 7）。主動齒輪2的軸向位置靠長半軸1和頂止銷3加以限制。這種結構顯著地改善了主動齒輪、中間雙聯(lián)齒輪的嚙合條件降低了輪齒上的載荷，提高了承載能力，但結構較復雜。 內(nèi)置式的左、右最終傳動和中央傳動、差速器共同布置在后橋殼內(nèi)（圖9）。 這種結構節(jié)省了最終傳動單獨殼體。農(nóng)藝離地間隙取決于輪胎半徑和半軸殼半徑。道路離地間隙一般較小，取決于輪胎半徑和最終傳動從動齒輪的半徑。制動器布置在左、右最終傳動主動軸外側，位于殼體之外，保養(yǎng)、維修方便。從動齒輪軸伸出殼體外較長，便于將驅(qū)動輪在軸上移動進行輪距調(diào)整。內(nèi)置式從動齒輪多為懸臂支承，剛度較簡支梁差。為了提高支承剛度以提高齒輪壽命。可改用簡支梁方案，圖9中大齒輪2套在一簡支梁式的管狀軸3上，改善了剛度，也是驅(qū)動輪中軸不承受齒輪傳來的齒面各力。圖中主動齒輪1的兩個軸承都直接支承在殼體上，比圖8通過半軸齒輪支承提高了剛度。 §2.2.2內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動 某些輪式拖拉機在設計時，要去較高的離地間隙和較大的傳動比。在輪輞直徑較小，布置不下外嚙合圓柱齒輪，而采用行星齒輪傳動不能抬高離地間隙的情況下，可以采用內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動。由于內(nèi)嚙合小齒輪只能采用懸臂結構，剛度差，較難保證輪齒在全齒寬上很好的嚙合。所以這種最終傳動只在個別小型拖拉機上采用(圖2)。 §2.2.3 行星齒輪最終傳動 行星齒輪最終傳動結構緊湊，能獲得較大的傳動比，但不能用來提高離地間隙。其結構布置有靠近車輪的（圖3）、靠近后橋殼體的（圖10）和去專設驅(qū)動軸的（圖）三種。 圖3所示結構，整個最終傳動布置在輪邊，距后橋殼較遠，一般包于輪輞之中，可縮小后橋中部離地最低部分的橫向?qū)挾?。但整個部分受力大，驅(qū)動軸較短，支承剛度差。由于位于輪邊，放泥水和密封的要求較高。近年來 這種布置已逐漸被圖10所示的靠近后橋殼不知道結構所取代。 圖10所示結構，驅(qū)動輪的軸承相距較遠，支承剛度較好，易于密封，泥水不易進入最終傳動。但后橋中部的寬度有所增加，這種方案農(nóng)藝離地間隙較高，輪距調(diào)節(jié)范圍較大在大、中型農(nóng)業(yè)輪式拖拉機上得到富昂凡應用。 圖11所示結構，在車輪輪轂直接與行星架相連接，省去了專用的驅(qū)動軸，半 圖2-8 軸不受彎矩，只傳遞轉(zhuǎn)矩，避免了驅(qū)動軸受力不良所帶來的問題。車輪的輪輞形狀復雜，差速器半軸較長，這種方案多用于輪距固定，垂直承載大的林業(yè)和工業(yè)輪式拖拉機上。 第三章 最終傳動的主要參數(shù)確定 §3.1 最終傳動直齒圓柱齒輪的中心距 §3.1.1 對最終傳動的基本要求是 1.要有適當?shù)膫鲃颖龋? 2.保證拖拉機后橋處有足夠的離地間隙； 3.最終傳動直齒圓柱齒輪要有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合； 4.保證最終傳動有可靠的密封。最終傳動在拖拉機上的布置如下圖（a）示 圖3-1 §3.1.2求中心距 外嚙合圓柱齒輪最終傳動由于嚙合線速度不高可采用圓柱齒輪，主要參數(shù)包括總傳動比im(取決于傳動系總傳動比的分配)，中心距a和齒輪模數(shù)m等 中心距a′可根據(jù)經(jīng)驗公式: ——————《拖拉機設計手冊》P1176式（6.7-1） Tj —— 從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(N.m) Ka —— 中心距系數(shù)， 中心距系數(shù)Ka的選?。? 中心距系數(shù)Ka一般選擇Ka= 12—15,在傳動比im小時，取較小值。對履帶拖拉機Ka取大值。 取K=13 因為給定拖拉機為25馬力，所以拖拉機功率為 P=25馬力×0.735=18.375 KW 發(fā)動機 N=2200r/min 輪胎型號參數(shù)：8.3-24 1英寸=25.4mm 輪胎的半徑（充氣半徑）為： 求得: R=520 在設計新拖拉機傳動系時，如果無可皆鑒的載荷譜，又無充分的設計經(jīng)驗時，我們估算出傳動系的名義計算載荷Tj再乘以使用系數(shù)Ka， 名義計算載荷可按下面兩種方法計算取其中的較小者。 <1>按發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換到被計算零件。 拖拉機的總傳動比是根據(jù)拖拉機的工作速度和發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速來確定的， ————《拖拉機設計手冊》P983（6.1-1） ————《拖拉機設計手冊》P988（6.1-10） Teb——發(fā)動機標定轉(zhuǎn)矩 （按經(jīng)過四對齒輪和兩對軸承計算 ） 圓柱齒輪的傳動效率為0.96—0.98 滾動軸承的傳動效率為0.98—0.95 <2> 按驅(qū)動輪附著轉(zhuǎn)矩計算輸出軸的計算轉(zhuǎn)矩。 ————《拖拉機設計手冊》P988（6.1-11） n ————驅(qū)動輪胎數(shù)（對于最終傳動且在中央傳動之后n=1） Q ————驅(qū)動輪在胎內(nèi)壓力為100KPa時的乘載能力(可按拖拉機重量來計算) Rd ————驅(qū)動輪動力半徑 拖拉機后輪的承載力為： 按整機重1.8t，后輪分配三分之二車重，每個后輪承重600kg 計算輸出軸的計算轉(zhuǎn)矩代數(shù)得 求的中心距為 §3.2 齒輪各參數(shù)的選擇與計算 由于最終傳動的傳動比較大，齒輪和軸受載嚴重，但徑向尺寸受到輪惘尺寸和離地間隙的限制而不能太大，為了在結構緊湊的情況下，保證最終傳動齒輪有足夠的強度，外嚙和圓柱齒輪的最終傳動常采用較大的齒寬b和較少的齒數(shù)Z1。通常情況下在選擇主動齒輪的齒數(shù)時一般選取12-15，齒寬b和模數(shù)m之比一般為8-10，參照各款拖拉機的模數(shù)的選取，并估算中心句距。 注意：為了保持齒輪的良好嚙合必須保證兩齒輪軸的中心 線的平行度除了從加工安裝各個環(huán)節(jié)采取措施外，另一方面就是提高支承剛度避免本來平行的軸線受載后因支承變形而變成不平行具體的措施是： <1> 改善支承剛度，a將懸臂支承改為簡直梁支承b。采用剛度交大的磙子軸承代替球軸承c 軸承直接安裝在殼體上，避免安裝在和殼體有徑向間隙的中間零件上， <2> 提高兩齒輪軸線平行度，a設計時應盡量使使四個軸承孔在同一殼體上，便于在一次鏜孔中完成加工，因此一般常見結構是使驅(qū)動輪和齒輪上的力通過軸承經(jīng)過不轉(zhuǎn)動的后軸，傳給橋殼體這就使最終傳動殼體只有局部承受小齒輪上的力大部分殼體只起防護罩作用。 <3> 如果驅(qū)動輪的軸承相距較遠，支承剛度會交好易于密封，泥水不易進入最終傳動， m的確定由（拖拉機設計手冊P1057）。 m值選取的經(jīng)驗公式得： 最終傳動兩齒輪齒數(shù)和為67 Z1=13為主動齒輪， Z2=54為從動齒輪 實際傳動比: 54/13=4.154 齒寬的選?。?為了保證大齒輪的齒寬能全部參加嚙合以及提高小齒輪的彎曲承載能力小齒輪的齒寬一般應大于大齒輪的齒寬，選擇齒寬不宜過大，否則在支撐剛度不足的情況下往往造成齒輪因局部偏載而出現(xiàn)過早損壞的現(xiàn)象，所以齒輪的支撐剛度對齒輪的壽命影響極大。 m=5 b（8-10）m 選取b1=45， b2=40 齒輪的變位系數(shù)修正拖拉機中的圓柱齒輪的幾何計算與一般機械零件完全相同，這里僅敘述幾何計算中涉及的變位修正問題。 對齒輪修正的原因。改善嚙合條件，提高齒輪強度，避免跟切和干涉；配湊傳動比和中心距。 直齒圓柱齒輪的各項參數(shù)：變位系數(shù) 分度圓直徑： 標準中心距： 中心距變動系數(shù)： 齒頂高變動系數(shù)： 齒頂高，齒跟高： 齒頂圓直徑，齒根圓直徑 主動齒輪： 從動齒輪： 第四章 圓柱齒輪的結構強度計算 §4.1 齒輪的校核 齒輪傳動系的計算載荷 在載荷的長期，多次作用下傳動系的齒輪，軸，軸承等零件出現(xiàn)疲勞損壞，疲勞損壞是是傳動零件的主要破壞形式，因此傳動零件的強度計算是以考慮疲勞損壞的耐久性計算為主，另外在特殊情況下（如在拖拉機起步驅(qū)動輪遭遇到突加阻力等），傳動零件可能受到很大的尖峰載荷，使零件的應力超過材料的強度極限而損壞。但這種損壞并不常見。 在耐久性計算中根據(jù)拖拉機發(fā)動機經(jīng)常處于滿載工況的特點，以發(fā)動機標定轉(zhuǎn)矩Men作為發(fā)動機傳遞給傳動系的扭矩。各軸上零件的計算轉(zhuǎn)矩Mj，等于Men乘以曲軸到該軸的傳動比，以及期間的傳動效率。在傳動比較大的排擋時就應該按地面的附著能力來確定計算扭矩。計算時將兩種計算扭矩同時算出，選取較小的數(shù)值作為計算扭矩。 查表2-1傳動系各軸的計算扭矩Mj。 §4.2齒輪的強度應力計算 §4.2.1齒輪表面接觸強度 設計時為了初步估計齒輪強度以便進行結構設計，先作粗略計算 齒輪的計算載荷圓周力Pj用下式求得： ————主動齒輪上的計算扭矩 ————主動齒輪地節(jié)圓半徑 計算接觸強度一般只計算節(jié)點處的接觸應力： = E=206 b————齒寬. m————模數(shù)最終傳動輸入軸的計算轉(zhuǎn)矩： ————最終傳動主動齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩 ————驅(qū)動輪輪胎動力半徑 ————附著系數(shù)通常取為0.65 ————拖拉機的附著重量 ————拖拉機最終傳動的傳動的傳動效率 ————最終傳動的傳動比 計算齒輪的圓周力： ————圓周力 ————輸入軸扭矩 ———— 主動齒輪節(jié)圓直徑 ————圓周力 ————從動齒輪節(jié)圓直徑 ————輸出軸扭矩 計算齒輪的徑向力： a.計算主動齒輪節(jié)點處的接觸應力 代數(shù)得 計算從動齒輪節(jié)點處的接觸應力 查表機械設計P124表5-6得滲碳1900~2000Mpa 20CrMnTi §4.2.2齒根彎曲強度校核 驗算國產(chǎn)拖拉機普遍采用滲碳合金剛齒輪，其彎曲應力一般不超過 圖4-1 280~~300對于線速度高（動載荷較大）位于軸的懸臂端容易偏載的齒輪，以 及轉(zhuǎn)速高和每一個齒輪在一轉(zhuǎn)中多次參與捏合的齒輪，應采用較小的接觸應力和彎曲應力， 20CrMnTi 400~850MPa （拖拉機設計P67公式2－35） 圖4-2 ——應力較正系數(shù)（考慮了齒根圓腳所引起的應力集中問題） ——齒形系數(shù) 查表拖拉機設計P68 圖2—48 =2.62 =2.65 =1.7 =1.6 <1> 輸入軸主動齒輪齒根彎曲強度校核 <2> 輸出軸從動齒輪齒根彎曲強度校核 由于 20CrMnTi 400~850Mpa所以齒輪強度足夠 第五章 軸的確定與計算 §5.1 輸入軸校核 軸的強度和剛度校核按彎矩，轉(zhuǎn)矩合成強度計算，針對軸的危險截面（既計算彎矩大或有應力集中或截面直徑相對較小的截面）按轉(zhuǎn)矩彎矩的合成強度進行校核計算，對于實心軸其強度條件為： 公式： 式中： W——軸的抗彎截面系數(shù)P292 其中 稱為計算彎矩 1） 軸的材料的選擇 最終轉(zhuǎn)動的軸并無特殊要求，選用45#調(diào)質(zhì)剛 2) 軸的結構設計， 軸必須有足夠的強度和剛度，軸的剛度不足齒輪和軸承的壽命降低，最終傳動軸的尺寸往往受限與軸的剛度 3) 軸上零件的定位，齒輪的一端靠軸肩定位，另一端靠套筒定位拆裝傳力均較方便；兩端軸承常用同一尺寸，以便于加工，安裝維修；為便于拆裝軸承，軸承處軸肩不宜太高，定位軸肩高度一般取軸肩高度h=（0.07~0.1）d,軸環(huán)寬度b>=1.4h 非定位軸肩高度一般取1~2.5mm，對于軸的長，取決于軸上零件的寬度以及他們的相對位置，考慮到鑄造誤差及裝配時留有必要的間隙，取齒輪端面至箱壁間的距離a=15滾動軸承與箱壁s=5mm，軸承處箱體突緣寬度，應按箱蓋與箱體連接螺栓，尺寸結構要求確定 4) 軸和軸上零件的結構，工藝及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大影響，所以應進行充分考慮，以提高軸承的承載能力，減小軸的尺寸和機器的重量，降低制造成本， 5) 軸的強度驗算 先做出軸的受力計算簡圖（即力學模型）如圖所示，取集中載荷作用于軸的中點。 齒輪上作用力的大小 最終傳動輸入軸的計算轉(zhuǎn)矩： 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： 〈1〉 垂直平面V內(nèi)受力： 〈2〉 水平面H內(nèi)受力： 合成彎矩的計算 畫出彎矩圖 因單向回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，取則截面b處當量彎矩為 截面b為危險截面，查表得齒輪上所受的圓周力：12---2齒輪的主要力學性能，許用應力《機械設計》 選擇20CrMnTi調(diào)質(zhì)剛 §5.2 驅(qū)動軸（輸出軸）設計與計算 連接最終傳動從動齒輪和驅(qū)動輪的軸，叫做驅(qū)動軸 1）地面對一側驅(qū)動輪的支反力為，后輪承受2/3的整車載荷，可按輪胎的最大承載能力確定，為地面對驅(qū)動輪的垂直支反力根據(jù)支反力和 驅(qū)動輪的圓周力； 計算齒輪的徑向力： 驅(qū)動輪的垂直支反力： 的方向如圖，先作出驅(qū)動軸的受力簡圖 水平面上的支反力和彎矩圖： 水平面上彎矩 c)垂直面上支反力和彎矩圖：： 連立兩式得 畫出垂直彎矩圖： d)合成彎矩圖： 畫合成彎矩圖： 轉(zhuǎn)矩圖 因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)， 計算彎矩圖： 截面c為危險截面 查表12-2軸的常用材料，主要力學性能，許用彎曲應力及用途《機械設計》P258 材料 40Cr調(diào)質(zhì)鋼 2)花鍵軸抗彎抗扭截面系數(shù)計算： 矩形花鍵查《機械設計手冊》P256（3.2.3）表3-3-16 選擇花鍵規(guī)則為8626812 計算花鍵軸抗彎抗扭截面系數(shù) 按彎扭合成應力校合成應力校核軸的的強度 1）截面c當量彎矩最大，故截面c 可能為危險截面已知=1493.7Nm，查表得12-2得， 第六章 軸承的校核 §7.1 輸入軸圓柱滾子軸承 根據(jù)已知直徑初選NF208型軸承（查表5-1-51得）=35.8 KN =23.5 KN。 1）計算兩軸承當量動載荷、 軸承、均不承受軸向載荷只承受徑向載荷，工作中有中等沖擊： 由表5-1-19取=1.3代人得： 和由軸的校驗是得知==8360.4N N 2）計算軸承壽命 （h）>8000（h） 壽命滿足要求。 §7.2 輸出軸圓錐滾子軸承的校核 根據(jù)已知直徑初選30214型軸承 查表：15-7 圓錐滾子軸承摘自（GB297-84） =50mm =72.2xN =70mm =125xN 1）確定計算軸上的外載荷 =15330Nm N 2）確定軸承的支承反力： 得查表 N N 3）計算 對軸承2壓緊 X=1 Y=0 X=0.4 Y=1.4 所以驅(qū)動軸圓錐滾子軸承壽命足夠 第七章 總 結 我通過兩個多月以來的仔細查閱資料，認真的計算分析，畢業(yè)設計（最終傳動）齒輪，軸殼軸承體均符設計要求，在指導師的指導和參考國內(nèi)外相關資料信息的基礎上，努力將各種考慮將結構方案最優(yōu)化，出于安全性考慮各項計算的安全系數(shù)都較偏大。 在對最終傳動的設計后我發(fā)現(xiàn)在工程農(nóng)業(yè)車輛中最終傳動是比較重要的一部分，它的結構形式和材料直接影響到拖拉機轉(zhuǎn)動系的傳遞效率，在設計齒輪和設計軸時每個參數(shù)的選擇都應該根據(jù)我所設計的車型，在滿足要求的基礎上盡可能的減輕質(zhì)量，并且考慮到制造的問題，使其即可能簡單，以減少成本，在選擇軸承時，軸承的壽命不能太長，因為大多數(shù)車輛應及時的更換一些易損零件，我們學生在設計殼體，軸時確實會由于實際的生產(chǎn)制造方面的經(jīng)驗不足會有很多疏漏，這是我們應該努力在以后的工作學習中去克服的，這次我設計的是單級最終傳動，是針對小型拖拉機的，在小型拖拉機上行星齒輪最終傳動也是比較常用的，還有對與大型拖拉機和工程車輛則需要多級最終傳動，那樣要求會更高設計時考慮的因素會更多，這次的設計使我對拖拉機有了新的了解，這次設計也是我大學生活中自己親自獨立完成的第一個設計工作。對我這兩年學習的汽車專業(yè)知識的一次綜合應用，對我來說意義非常的深刻。 參考文獻 [1] 余志生.主編.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2000. 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[18] 第一機械工業(yè)部機械研究院農(nóng)業(yè)機械研究所主編. 農(nóng)業(yè)機械設計手冊（下冊）. 機械工業(yè)出版社，1972. 致 謝 歷時兩個月的畢業(yè)設計，隨著這篇致謝的完成而結束?；仡^想想感慨頗多，我們是專升本來到河南科技大學的，兩年的學習生涯使我們得到了一個更好的學習機會，學到了許許多多?？茣r未觸及到的東西，使我們學的一些知識更深了一層，同時為我們未來的發(fā)展體供了一個更高的平臺。真的要感謝科大，我很榮幸能成為科大的一發(fā)份子，感謝車動學院的老師領導給我們在學習上的幫助為我們的設計提供支持。 此次設計既是對兩年學習的檢驗，更是對五年學習的一個階段性總結。在本次設計中，指導老師郝紅周老師給予了我們很大的幫助。郝老師一直在工廠擔任設計工作，有著深厚的理論語與實際生產(chǎn)經(jīng)驗，他總是能很輕松的解答我們提出的問題，并仔細講解到我們懂為止。即使在他出差的時候，也不忘通過電話對我們的設計進行指導。他還把自己所收集的資料借給我們查閱。在此我對他表示深深的感謝！ 同時也要感謝車輛研究所的徐銳良老師、李忠立老師、楊新紅老師、及其他老師，當徐老師不在的時候?qū)ξ覀兲岢龅碾y題他們總是盡心盡力地給我們講解，我在此對他們表示由衷地感謝！ 謝謝老師！你們辛苦了！ 35