畢業(yè)設(shè)計（論文）-一定馬力四輪驅(qū)動拖拉機傳動系方案及分動箱設(shè)計

第一章引言1.1選題的目的及意義1.1.1選題的目的眾所周知，我國是第一人口大國擁有十幾億人口。而人口的糧食問題事關(guān)著整個社會的和諧與安定。所以農(nóng)業(yè)發(fā)展對我國的發(fā)展至關(guān)重要。以往的農(nóng)業(yè)發(fā)展主要通過人畜進行，效率低而辛苦。而隨著科學(xué)技術(shù)的進步與發(fā)展，各種農(nóng)業(yè)器械被發(fā)明，拖拉機便是其中解放勞動力的重要器械。而拖拉機的性能也在通過各種途徑提高。拖拉機傳動系方案的設(shè)計選擇便是提高拖拉機工作性能的一個重要途徑。而且，現(xiàn)在的拖拉機大多為四輪驅(qū)動，分動箱便是其中實現(xiàn)四輪驅(qū)動的主要部件。本選題旨在對拖拉機傳動系方案進行設(shè)計選擇，提高自己對傳動系各部件的了解，增強自身對拖拉機傳動系的認知。進一步提高拖拉機工作運行性能。另外，集中對拖拉機分動箱的研究，設(shè)計本選題適用的分動箱。以提高四輪驅(qū)動拖拉機動力傳遞及分動能力。1.2.2選題的意義一個優(yōu)秀拖拉機傳動系方案的設(shè)計選擇能夠使拖拉機在復(fù)雜的農(nóng)業(yè)作業(yè)中適應(yīng)各種農(nóng)機具的使用，使拖拉機的動力性與燃油經(jīng)濟性得到相對平衡的條件。此外，就拖拉機自身而言，一個優(yōu)秀拖拉機傳動系方案要能確保其能正常實現(xiàn)向前行駛，倒退以及前后輪、左右輪之間的差速配比，以及實現(xiàn)正常的動力切斷或傳輸。而分動箱的設(shè)計優(yōu)化更有利于拖拉機四輪之間的動力配合，保證拖拉機能在各種路面地形間正常通過。1.2國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1.2.1國內(nèi)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢就國內(nèi)換擋技術(shù)而言，我國的拖拉機換擋技術(shù)還停留在機械換擋技術(shù)層面。其中較小功率拖拉機換擋技術(shù)正在從滑移齒輪換擋技術(shù)向嚙合頭換擋技術(shù)發(fā)展，而較大功率拖拉機的換擋技術(shù)較為先進，正在由嚙合套換擋技術(shù)發(fā)展向同步器換擋技術(shù),當(dāng)然國內(nèi)也有部分機型的拖拉機開始采用更為先進的多錐面同步器，使得拖拉機的換擋能力和性能得到有效提高。另外在國內(nèi)的部分企業(yè)已經(jīng)開始發(fā)展更為先進換擋技術(shù)，開始發(fā)展動力高低擋或動力倒擋、半動力換擋技術(shù)，并在拖拉機上進行了應(yīng)用與生產(chǎn)。其中代表企業(yè)包括中國一拖集團開發(fā)的58.8kW~80.9kW(即為80~110馬力)的具備動力高低擋/動力倒擋換擋技術(shù)的拖拉機和較大拖拉機即110.3kW~161.8kW(即為150~220馬力)的半動力換擋技術(shù)的拖拉機;還有雷沃重工自行研發(fā)的66.2kW~95.6kW(90~130馬力)的動力高低擋/動力倒擋機型、半動力換擋技術(shù)的拖拉機;此外還有一些國內(nèi)企業(yè)開發(fā)的半動力換擋技術(shù)的拖拉機等等[1]。2000年以后開始成熟應(yīng)用自動換擋技術(shù),可根.據(jù)負載情況自動調(diào)整擋位使作業(yè)速度和負載能夠自動匹配保證高效、節(jié)能不需人工操作操縱更舒適、快捷。無級變速技術(shù)的應(yīng)用可在全程速度范圍內(nèi)無級調(diào)節(jié)實現(xiàn)與配套機具最高效的動力匹配。中小功率機型普遍采用HST換擋技術(shù)動力全部通過液壓傳遞傳動效率相對較低。大功率機型普遍采用液壓機械合流式技術(shù)動力通過液壓、機械結(jié)構(gòu)聯(lián)合傳遞通過控制結(jié)構(gòu)優(yōu)化實現(xiàn)較高的傳動效率。雙離合換擋技術(shù)是在車用AMT變速箱基礎(chǔ)上發(fā)展起來的采用兩個離合器通過機械換擋和電控換擋技術(shù)的聯(lián)合控制實現(xiàn)全動力換擋進一步提高傳動效率同時降低傳動系成本。1.2.2國外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢就國外拖拉機換擋技術(shù)技術(shù)而言、其變速系統(tǒng)已經(jīng)脫離換擋這一層面,開始采用功率分流式無級變速系統(tǒng)，并且已經(jīng)應(yīng)用于多種類型的拖拉機。而且根據(jù)各種權(quán)威檢測機構(gòu)檢測實驗發(fā)現(xiàn)，采用功率分流式無級變速傳動系的拖拉機相對于普通的采用機械換擋技術(shù)的拖拉機能夠獲得更加優(yōu)良燃油經(jīng)濟性，從而達到更低的能源損耗和節(jié)省支出成本的目的。在提高拖拉機傳動系性能方面，之前的研究主要集中在對四輪驅(qū)動拖拉機傳動系的結(jié)構(gòu)優(yōu)化這一途徑上。即便是當(dāng)今社會，拖拉機傳動系性能任然是通過改變四輪驅(qū)動拖拉機前橋的行駛速度與轉(zhuǎn)向角的配比來進行。在通常情況下，當(dāng)拖拉機后軸的左右輪轉(zhuǎn)速發(fā)生較大不同時正常增大時，就需要拖拉機能夠?qū)崿F(xiàn)兩輪的自動鎖死，即使其轉(zhuǎn)速相同。但是，兩輪間的速差卻很難測得，因而無法準(zhǔn)確地在適當(dāng)時機使其鎖死以適應(yīng)路面。轉(zhuǎn)言而論，若拖拉機就不產(chǎn)生兩輪抱死去適應(yīng)路面，只能換來更多的負面影響。拖拉機如果遭遇不平整的路面，拖拉機左右輪、前后輪之間轉(zhuǎn)速度有可能出現(xiàn)不同，從而導(dǎo)致車輪發(fā)生滑移。為了防止車輪因發(fā)生滑移導(dǎo)致拖拉機傳動系統(tǒng)的性能變差,從而增大能源損耗和支出成本。另外還有可能對拖拉機傳動系造成不可逆的損害。所以當(dāng)拖拉機快速行進時，需要采用靜液壓結(jié)構(gòu)的前輪驅(qū)動機構(gòu)從而實現(xiàn)其自動進行斷開的功能。例如：安裝在新的1000vari拖拉機上的靜液壓結(jié)構(gòu)的前輪驅(qū)動機構(gòu)，就十分有效地克服了這一問題[2]。1.3設(shè)計要求及設(shè)計內(nèi)容1.3.1設(shè)計要求1.80馬力四輪驅(qū)動拖拉機傳動系布局設(shè)計符合專業(yè)要求。2.設(shè)計80馬力四輪驅(qū)動拖拉機分動箱總成及主要零部件。3.畫出80馬力輪式拖拉機傳動系傳動簡圖、總裝配圖、分動箱體圖、軸、齒輪零件圖。1.3.2設(shè)計內(nèi)容（1）輪式拖拉機傳動系的結(jié)構(gòu)特點；（2）80馬力四輪驅(qū)動輪式拖拉機傳動系布局設(shè)計；（3）80馬力四輪驅(qū)動輪式拖拉機傳動系參數(shù)設(shè)計；（4）80馬力四輪驅(qū)動輪式拖拉機分動箱總成及主要零部件的設(shè)計與計算；（5）80馬力四輪驅(qū)動輪式拖拉機分動箱裝配圖及主要零部件圖紙設(shè)計。第二章傳動系統(tǒng)方案四輪驅(qū)動控制拖拉機進行傳動系一般由離合器、變速器、萬向傳動系統(tǒng)裝置、分動箱、差速器、半軸等組成。其基本作用具有減速,變速,倒車,中斷動力,輪間差速和軸間差速等功能,與發(fā)動機配合工作,能保證汽車在各種工況條件下的正常行駛,并具有良好的動力性和經(jīng)濟性1.減速增扭。2.變扭變速。3．改變旋轉(zhuǎn)方向。4．改變旋轉(zhuǎn)平面的方向。5．離合傳動。確保其能正常實現(xiàn)向前行駛，倒退以及前后輪、左右輪之間的差速配比，以及實現(xiàn)正常的動力切斷或傳輸。傳動系方案的設(shè)計主要參照TY1825型拖拉機傳動系方案，傳動方案簡圖如下：圖2.1傳動方案簡圖2.1離合器2.1.1離合器的功用（1）中斷或傳遞發(fā)動機的輸出動力（2）保證拖拉機平穩(wěn)起步（3）保證換擋時防止出現(xiàn)打手現(xiàn)象（4）保證傳動系在適當(dāng)載荷內(nèi)工作2.1.2離合器的類型根據(jù)離合器傳遞動力的方式不同，可分為，摩擦式和液力式兩種。2.1.3離合器的基本構(gòu)造和工作原理圖2.2摩擦式離合器構(gòu)造1.離合器軸；2.飛輪；3.從動盤；4.壓盤；5.分離拉桿；6.分離杠桿；7.分離軸承；8.軸承座；9.分離叉；10.拉桿；11.壓緊彈簧；12.離合器蓋；13.傳力銷；離合器由主動部分、從動部分、壓緊裝置和操縱機構(gòu)等四部分組成[18]。工作原理：當(dāng)需要分離動力傳遞時，駕駛員只需踩下踏板，拉桿10向后拉動，通過分離叉9的轉(zhuǎn)角壓動薄板，再通過分離拉桿5和分離杠桿6的杠桿作用拉動壓盤4與從動盤3分離進而中斷飛輪2的動力傳輸。2.1.4離合器主要參數(shù)的計算摩擦離合器的主要參數(shù)有:離合器儲備系數(shù)β、摩擦面外徑d2和內(nèi)徑d1（1）儲備系數(shù)β的計算儲備系數(shù)β是離合器的最大摩擦轉(zhuǎn)矩Tlmax與發(fā)動機標(biāo)定轉(zhuǎn)矩TeN之比，即為β=Tlmax/TeN（2-1)由圖2.2摩擦式離合器該離合器分為主，副離合器，再依據(jù)相關(guān)拖拉機工作情況，可取β主=2.61，β副=1.42。參數(shù)由表2.1LR4105T51發(fā)動機參數(shù)可知：由公式：9550×P=T×n（2-2)P=功率單位KW，T=轉(zhuǎn)矩單位N·m，n=每分鐘轉(zhuǎn)速單位r/min求出發(fā)動機額定轉(zhuǎn)矩：TeN=244.978Nm。從而得到主離合器的最大摩擦轉(zhuǎn)矩Tlmax=β·TeN=639.393Nm，副離合器的最大摩擦轉(zhuǎn)矩MLmax=β·MeN=347.869Nm。（2）摩擦壓盤外徑d2和內(nèi)徑d1摩擦襯面外徑d2(mm)可參考相關(guān)文獻經(jīng)驗公式：d2=KD3（2-3)KD直徑系數(shù)。查手冊可得到取拖拉機的直徑系數(shù)值為50。所以有:d2=KD3≈312.857當(dāng)摩擦片外徑d2確定后，摩擦片內(nèi)徑d1可根據(jù)d1/d2在0.53~0.70之間來確定，若此時d1/d2=0.5，求得d1=156.4mm,取副離合器外徑d2=312.8mm。取副離合器的d1/d2=0.68，則副離合器內(nèi)徑d1=212.7mm。2.2變速器2.2.1變速器檔位與傳動比的初定由設(shè)計任務(wù)書可得取用的發(fā)動機參數(shù)表2.1LR4105T51發(fā)動機參數(shù)發(fā)動機額定功率（單位：kW）59kW發(fā)動機額定功率（單位：r/min）2300r/min發(fā)動機額定扭矩（單位：Nm）245Nm（1）變速器最小傳動比的選擇拖拉機變速器傳動比最小時檔位最高，而最檔位決定著拖拉機的最高行駛速度。所以拖拉機變速器的最小傳動比影響著拖拉機的最高車速能否達到。通過相關(guān)文獻拖拉機傳動系的總傳動比it為it=igi0icig--變速箱的傳動比;i0--主減速器的傳動比;ic--副變速箱的傳動比: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[17]。主減速器傳動比io=0.377nr/vigr--車輪滾動半徑，m；n--發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min；ig--變速器傳動比；v--車速，km/h根據(jù)設(shè)計任務(wù)書的要求，及輪胎技術(shù)參數(shù)，可得后輪滾動半徑為0.741m；ig變速器最小減速比一般取1；發(fā)動機的額定轉(zhuǎn)速為n0=2300r/min；最高行駛車速35km/h。所以主減速器傳動比io=0.377nr/v（2-4)=0.37723000.741/35=18.358變速器最小減速比imin前=18.358/18.358=1.00（2-5)變速器最小傳動比的選擇變速器最小傳動比的選擇要考慮到拖拉機最大爬坡度，驅(qū)動輪與路面附著力，拖拉機最低穩(wěn)定車速及主傳動比等。由上文可知主減速傳動比為18.358，又由設(shè)計任務(wù)書可知拖拉機速度范圍為5km/h~35km/h.因為最低穩(wěn)定車速通常為一擋，所以理論的傳動比:i前=0.377nr/v=0.37723000.741/5=128.5imax前=128.5/18.358=7.00因為發(fā)動機的標(biāo)定轉(zhuǎn)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(jù)參考資料的要求個別升速擋的傳動比不宜小于0.8[4]。（3）各檔位傳動比的分配前進檔:q前（2-6)可得各前進檔傳動比：i1=7.00i2=5.29i3=4.01i4=3.04i5=2.30i6=1.74i7=1.32i8=1.00下圖為變速器傳動路線簡圖：圖2.3變速器傳動簡圖其中:i1=z2/z1×z7/z8×z12/z11i2=z4/z3×z7/z8×z12/z11i3=z6/z5×z7/z8×z12/z11i4=z12/z11i5=z2/z1i6=z4/z3i7=z6/z5i8=z8/z72.2.2變速器內(nèi)部件參數(shù)的確定（1）變速器軸中心距的確定中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。根據(jù)統(tǒng)計和一般經(jīng)驗,拖拉機及載重汽車齒輪中心距A與最大輸出扭矩Temax的關(guān)系是:（2-7)其中Temax=955059/n。=245為變速器處于一檔時的輸出扭矩。把數(shù)據(jù)代入得出初始中心距A≈120。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。中心距A選定后，齒輪的彎曲強度隨模數(shù)的減小而降低，但是接觸強度并不會降低，反而會有所改善[6]。（2）變速器的軸參數(shù)確定根據(jù)發(fā)動機的技術(shù)參數(shù)選擇軸的尺寸:根據(jù)經(jīng)驗公式:D=k（2-8)式中k-中心距系數(shù)，對與拖拉機，k=8.6~9.6；取k為9。第一軸花鍵部分的直徑D為:D=k=4.56.25=28.16,取動力輸入軸的直徑為30。根據(jù)經(jīng)驗公式:D=0.45A得出輸出軸的直徑均取D=54輸入軸???????T1=Temax=245Nm?輸出軸????????Tj=245×0.96×0.99=232.85Nm直齒圓柱齒輪的模數(shù)m(單位為mm)可按下式選?。?-9)式中Km——系數(shù)，Km＝0.4～0.6，國產(chǎn)拖拉機多為0.45～0.55。選Km＝0.45。＝2.77（2-10)圓整后取m=3mm。2.2.3變速器齒輪參數(shù)的確定（1）齒輪齒數(shù)的確定主、從動齒輪的齒數(shù)與對應(yīng)的傳動比有以下關(guān)系:i=Z2/Z1中心距A和齒數(shù)和Zh間有以下關(guān)系:Zh=2A/m綜合以上兩個公式可以有:Z1=Zh/(1+i)Z2=Zh-Z1則Zh=2A/m=240/3=80（2）各齒輪齒輪齒數(shù)確定齒數(shù)和傳動比:表2.2齒輪齒數(shù)及傳動比齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z11Z12齒數(shù)z24562951344610701961傳動比i=Z2/Z12.031.741.327.003.04當(dāng)確定模數(shù)和齒輪的齒數(shù)時，還確定齒輪的其他參數(shù)，并且齒輪的漸進齒形取決于受壓力角影響的基本圓的大小。當(dāng)壓力角變小時，基座圓的直徑變大，齒形的卷積變直，隨著壓力角的減少，齒輪的一致度變大，能夠降低齒輪的剛性。另外，可以減少進入網(wǎng)格時的動態(tài)負荷。這些都有助于減少噪音。因此，在低速齒輪中，為了滿足其強度要求，通常使用較大的壓力角，但是對于高速齒輪，為了滿足其噪聲降低要求，使用較小的壓力角[12]（3）齒輪其他參數(shù)的確定根據(jù)機械設(shè)計手冊，齒輪z1、z2各參數(shù)：分度圓：d1=mz1=324=72mmd2=mz2=356=168mm齒頂圓：da1=m（z1+2）=3（24+2）=78mmda2=m（z2+2）=3（56+2）=174mm齒根圓：df1=m（z1-2.5）=3（24-2.5）=64.5mmdf2=m（z2-2.5）=3（56-2.5）=160.5mm齒頂高：ha=m齒根高：hf=1.25m由上可得各齒輪參數(shù)表2.2：齒輪模數(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）Z137233.757820Z2316833.7517420Z338733.759320Z4315333.7515920Z5310233.7510820Z6313833.7514420Z7312033.7512620Z8312033.7512620Z11318333.7517420Z1235733.756320表2.3齒輪參數(shù)（4）齒輪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越大，齒的承載能力增高。如果齒寬增加到某個值，則負荷分布不均勻，齒輪的支承能力下降。因此，在確保齒輪強度的條件下，盡量選擇較小的齒寬，以減小變速的重量，縮小其軸尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬:直齒b=(4.5~8.0)m斜齒b=(6.0~8.5)m第一軸常結(jié)合齒輪對的齒寬的系數(shù)可以取較大值，接觸線的長度也可以變長，可以降低接觸應(yīng)力，從而提高變速器的穩(wěn)定性和壽命。在這個設(shè)計中取齒寬b=30mm.2.3驅(qū)動橋2.3.1概述驅(qū)動橋，在這特指后橋，位于變速箱之后、驅(qū)動輪之前。所有輪式拖拉機的后橋由中央傳動、差速器、最終傳動等組成。為滿足不同的使用要求，輪式拖拉機后橋布置有如下圖兩種基本形式。A.外置式B.內(nèi)置式圖2.4輪式拖拉機后橋的布置中央傳動2.差速器3.最終傳動2.3.2中央傳動中央傳動主要參數(shù)的確定已知條件:中央傳動傳動比4.33,輪胎滾動半徑為0.741,最小穩(wěn)定車速5km/h,發(fā)動機功率/轉(zhuǎn)速:59kw/2300rpm。車輪最低轉(zhuǎn)速:rmp主減速器主動錐齒輪轉(zhuǎn)速:rmp最低檔傳動比:i=2300/487=4.72主減速器從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩:T=Temax·iTL·η（2-16）=245×4.72×4.33×0.9=4506N.m.式中:iTL為由發(fā)動機所計算的從動錐齒輪之間的傳動系最低傳動比η為該傳動部分的傳動效率，取η=0.9齒數(shù)的選擇中央傳動傳動比4.33，取z1=9,z2=iZ·z1=39.設(shè)計拖拉機＝2300r/min,=0.741m,取，.所以取2.3.3差速器普通拖拉機差速器由行星進行齒輪、行星輪架（差速器殼）、半軸齒輪等零件重要組成。差速器原理：發(fā)動機的動力通過傳動軸進入差速器，直接通向行星輪的托架，然后左轉(zhuǎn)。機組的設(shè)計狀態(tài)為：（左軸轉(zhuǎn)速）+（右軸轉(zhuǎn)速）=2（行星轉(zhuǎn)速），當(dāng)拖拉機向右行駛時轉(zhuǎn)彎。圖2.5差速器1.半軸齒輪；2.行星齒輪軸；3.行星齒輪；4.半軸齒輪；5.半軸；6半軸；7.殼體；8.大螺旋錐齒輪；2.3.4最終傳動參數(shù)確定最終傳動的功用是可以進一步增扭減速，以滿足拖拉機的使用技術(shù)要求。對于橫置式集成式變速箱來說，最終傳動大多采用直齒圓柱齒輪，常用差速器大齒輪與一個小齒輪嚙合，實現(xiàn)最終傳動的功用[11]。（1）最終傳動主要參數(shù)的確定由相關(guān)文獻，實際中心距a′（單位為mm）可按下式初選（2-16）式中Tj——變速箱輸出軸的計算轉(zhuǎn)矩，單位為Nm；Ka——系數(shù)，一般Ka取14～17，國產(chǎn)發(fā)動機多為15～16。本次設(shè)計選Ka＝15。如果選擇中心距離a′，則隨著彈性模量的降低，齒輪的彎曲強度降低，但接觸強度不下降，提反而高。直齒圓柱齒輪的模數(shù)m(單位為mm)可按下式選?。?-17）式中K——系數(shù)，K＝0.4～0.6，國產(chǎn)拖拉機多為0.45～0.55。選K＝0.45。由相關(guān)文獻求得相嚙合齒輪的齒輪數(shù)Z∑。根據(jù)相關(guān)文獻知（2-18）＝245×1×18.358×0.962＝4145.1Nm所以（2-19）＝241mm；（2-20）＝0.45＝7.23mm；圓整后取m=8mm。則齒數(shù)和60.25；所以?。?1。設(shè)計拖拉機＝2300r/min,=0.741m,取，，所以取5.78。第三章分動箱設(shè)計3.1分動箱的組成分動箱基本由輸入軸、輸入齒輪、中間軸、傳動齒輪、輸出軸、輸出齒輪分動箱體等部件組成，基本形式如下圖：圖3.1分動箱實體圖3.2分動箱的功能為了將輸出的動力分配給各驅(qū)動橋，在多軸驅(qū)動的拖拉機上設(shè)有分動箱。一般來說分動箱會增大傳動比及排擋數(shù)目，傳動比及排擋數(shù)目，以適應(yīng)在困難地區(qū)的行駛，通常具有高

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低兩檔。分動箱的功用就是分配給各驅(qū)動橋合適變速器輸出動力，并且進一步增大扭矩。分動箱其輸入軸與變速器的輸出軸用萬向傳動裝置連接也是一個齒輪傳動系統(tǒng)，單獨固定在車架上[10]。3.2分動箱的分類在四輪驅(qū)動的車?yán)镉幸粋€很重要的組成部件，它就是分動箱，分動箱的作用把變速箱傳遞過來的動力分配給前后驅(qū)動系統(tǒng)。按分動箱結(jié)構(gòu)來分，可分六種分動器:1.直接連接式分動器；2.變速裝置的分動器；3.液壓多片離合器式分動器；4.驅(qū)動力前后分配式分動器；5.中間差速器差動限制式分動器[2]。在本次設(shè)計中我選用的是中間差速器差動限制式分動器。3.3分動箱參數(shù)計算

前驅(qū)動橋采用大同菲亞特前驅(qū)動橋可得一些參數(shù)：i中央1=39/9=4.333

i末端1=1+62/16=4.875

由前文計算可得出拖拉機后驅(qū)動橋i中央2=39/9=4.333

i末端2=1+69/15=5.6

且已知前輪動力半徑rd前=0.518，后輪動力半徑rd后=0.741

可假設(shè)分動箱傳動比為i分

n為小錐齒輪轉(zhuǎn)速

因為拖拉機為四輪驅(qū)動，所以，前后輪線速度應(yīng)該相等即：（3-1）可求得：i分=1.227可取分動箱各處輪齒數(shù)z1=22（主動齒輪）；z2=37（中間齒輪）；z3=27（從動齒輪）可得齒輪參數(shù)表4.2分動箱齒輪參數(shù)齒輪Z3Z2Z1齒數(shù)273722模數(shù)3.5理論中心距112.5103.5實際中心距112103.25壓力角20°嚙合角20.6683°20.3768°齒頂高系數(shù)1齒寬283.4齒輪強度計算根據(jù)相關(guān)文獻知分動箱中輸出齒輪承受的載荷最大，只需對輸出齒輪強度進行校核。計算載荷：按驅(qū)動輪附著轉(zhuǎn)矩計算：小錐齒輪的轉(zhuǎn)矩：Tj=nQφrd/i·n（3-2）=2×16971×0.65×0.741/i·n=673.69N·mQ驅(qū)動輪在胎內(nèi)氣壓為100kpa是的承載能力（輪胎為16.9-34）Q=16791N齒輪應(yīng)計算齒面的接觸強度和齒根抗彎強度。根據(jù)相關(guān)文獻知齒輪的計算載荷（單位N）（3-3）=10400式中——輸出齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，單位為Nm;——輸出齒輪的節(jié)圓半徑，單位為。根據(jù)相關(guān)文獻知接觸強度可按計算節(jié)點處的接觸應(yīng)力（單位MPa）[4]（3-4）=1578.08MPa式中b——工作齒寬，單位為mm；E——彈性模量，取值為：E=2.06×105Mpa——齒形角，取20；——嚙合角，＝20.3768；Kj——工作條件系數(shù)，取Kj＝1.2（1.0～1.2）。根據(jù)相關(guān)文獻知齒根彎曲應(yīng)力（單位為MPa）（3-5）=848.98MPa式中YF——齒形系數(shù)，根據(jù)相關(guān)文獻圖查取；——工作條件系數(shù)，?。?.6（1.5～1.7）。所以中央傳動齒輪的計算載荷、接觸應(yīng)力、齒根彎曲應(yīng)力入相關(guān)文獻表所示根據(jù)文獻齒輪材料選用20CrMnTi，其[]＝1100Mpa；[]=848.98Mpa＜[]所以分動箱各齒輪均滿足要求[3]。3.5軸的校核軸作為承載齒輪的重要部件，必須要有足夠的強度和剛度。如果軸的剛度不足，會導(dǎo)致齒輪嚙合質(zhì)量變差和軸承壽命降低，而分動箱軸的尺寸往往受限于軸的剛度[8]。3.5.1軸的強度計算分動箱各軸只受扭力影響，所以對其的校核只需校核扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。對于個分動箱各軸來說，輸出軸受力最大。又因為軸上裝配有齒輪，所以軸同時受轉(zhuǎn)矩和彎矩影響。需求出當(dāng)量合成彎矩(單位為Nm)由根據(jù)文獻知可求出（3-6）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(jù)轉(zhuǎn)矩變化性質(zhì)而定的校正系數(shù)，取＝0.5=1625.97Nm根據(jù)彎矩圖知齒輪所在位置為危險斷面，其合成彎曲應(yīng)力（單位為MPa）式中——抗彎斷面系數(shù)，,單位為；——應(yīng)力集中系數(shù)，參見相關(guān)文獻，選＝1.6。（3-7）＝307.37MPa由相關(guān)文獻知40Cr的Mpa，所以強度足夠[3]。圖3.2輸出軸彎矩圖3.5.2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(zhuǎn)角來衡量，y和的計算參見文獻表。則:；（3-8）；（3-9）合成撓度；（3-12）成偏轉(zhuǎn)角；（3-13）所以＝0.06036；＝-0.000929（與標(biāo)示方向相反）；根據(jù)相關(guān)文獻表查得mm；。所以軸的剛度足夠。3.6軸承校核根據(jù)設(shè)計可知輸出軸的支撐軸承載荷最大，因為本設(shè)計中采用了深溝球軸承，且齒輪為直齒圓柱齒輪，其軸向載荷可以忽略不計。即趨近于0，則X=1,Y=0,在第i擋時，軸承所受的當(dāng)量載荷Fi[6]。Fi=XFr+YFα=Fr（3-14）由相關(guān)文獻公式可求出平均當(dāng)量動載荷Fm（單位為N）（3-15）式中nm——平均轉(zhuǎn)速，單位為r/min，＝；ni——該軸承在第i擋時的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；Fi——該軸承在第i擋時的當(dāng)量動載荷，單位為N；——壽命指數(shù)，球軸承＝3；——該擋工作時間占總工作時間的比例，參見文獻表。Fm=2985.8N；nm=1018.5r/min。由相關(guān)文獻知軸承壽命（單位h）Lh＝（3-16）查相關(guān)文獻表知6306軸承的額定動載荷C=20.8KN所以Lh==5531.9h5532h參考相關(guān)文獻可知，拖拉機傳動系軸承的壽命Lh≥5000h，且Fm＜C。所以軸承合適。第四章結(jié)論本畢業(yè)設(shè)計分為兩個部分，第一部分為傳動系方案設(shè)計，在這一部分中主要是通過各種文獻了解四輪驅(qū)動拖拉機傳動系的各種布置方案，了解其各個部件的種類和作用。在這個階段中我查詢了大量文獻以確定離合器的類型及其學(xué)要計算的參數(shù)并熟悉其結(jié)構(gòu)和工作原理。而變速器相對要更加復(fù)雜，最先是中心距的初定。在這個方面我就曾經(jīng)與導(dǎo)師多次討論最終才選定中心距為120mm。之后各種參數(shù)的選定也太不復(fù)雜，只要依據(jù)相基本就能接解決。在這變速器一塊主要內(nèi)容包括：變速器檔位與傳動比的選定、變速箱外形尺寸的確定、變速器齒輪參數(shù)的最終