新型履带拖拉机tractor的单级最终传动装置设计-参考素材累积资料.docx

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1、参考论文：履带式拖拉机(单级最终传动装置设计)摘要拖拉机(tractor),用于牵引和驱动作业机械完成各项移动式作业的自 走式动力机，也是用于牵引和驱动的动力设备。履带式拖拉机能够正常行驶, 拖拉机驱动轮需要足够的驱动力。这就需要一套能够增加传动系的传动比的 专署机构。它将进一步降低驱动轮转速，从而提高驱动轮的转矩，这就是所 谓的最终传动。同时履带式拖拉机的最终传动还用来提高后桥的离地间隙。 所以最终传动要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮要具 有较高的支承刚度；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。外置式外啮合圆柱齿轮最终传动，使最终传动成为一个独立部件，便于 拆装和维修

2、。这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支持可以布置成简支梁式, 对提高支撑刚度有利。主动轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载 能力，但结构复杂。最终传动的传动比拟大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辗I尺寸和 离地间隙的限制而不能太大。为了在结构紧凑的情况下，保证齿轮有足够的 强度，外啮合圆锥齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽和较少的齿数。为了 保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴中心线的平行度。本文符号使用说明即j的范围是0.65外啮合圆柱齿轮最终传动的传动比I X2,啮合角一般为20。-22 ； 采用大啮合角的角变位，啮合角增大到24。-26 ,以提高单对齿的承载能 力。试验和实践说明，这

3、样做能有效地提高最终传动外啮合圆柱齿轮的寿命。 但啮合角的增大受齿顶变尖，重合度降低和噪声增加的限制。有些拖拉机的最终传动齿轮是采用高度变位的，即X1 = X2,当XI很大 时，大齿轮削弱较大，容易损坏。新设计的拖拉机已很少采用这种变位方法。最终传动产生局部偏载的另一个主要原因时大齿轮直径较大，淬火后要 保证其尺寸精度是困难的。改善方法是小齿轮采用鼓形齿，以消除啮合中偏 载的一种方法。鼓形齿的最终传动中的应用，可防止载荷集中在一端，对减 少轮齿的变形和应力极为有利，试验说明，可使齿轮因偏载而引起的过高的 局部弯曲应力明显降低。根据前面对最终传动装置传动比的分配，结合国内外拖拉机的设计参 数。本

4、次设计的主要参数为模数（法面模数）Mn=5.5,齿轮1齿数zl = 13,齿 轮1变位系数xl=0.560,齿轮1齿宽bl=67mm,齿轮2齿数z2=60,齿轮 2变位系数 x2=-0.327 ,齿轮2齿宽 b2=58mm ,标准中心距 A0=200.75000mm,实际中心距 A=202.00262mm,齿数比 11=4.61538。5.2 最终传动装置强度校核零件设计出来必须满足强度要求，无论是齿轮还是轴都要分析其受力情 况。当无法满足强度要求时要及时更换零件。5.3 2. 1齿轮强度校核名义计算载荷T可按下述两方面去计算，取其中较小者。 */1)按发动机的标定转矩换算到被计算的零件上去。

5、换算时要考虑发动机 至该零件的传动比，和传动效率7 ,：Tj=TeJW(5-D代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷4：7 = 123.195 6.51 3.01- 0.985 0.96 0.5Nm=1047.47Vm按驱动轮附着转距计算，也要考虑传动比和传动效率：T.(5-2)式中：n驱动轮胎数或履带数；Q 单条履带承载量；驱动轮动力半径；i 一一分别从被计算零件到驱动轴之间的传动比和传动效率； 。一一附着系数，履带为0.83。代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷T1：1=2350008302415/(4.6209805) =619.8 Nm那么从动齿轮的名义计算载荷T2:T2= 2806.2 N

6、mF2t= 2T2/d2 = 2-2806200/330N = 17007.27NF2r= F2t cos 20sin 20= 5466N齿轮的损坏形式有：齿轮折断、齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏 以及齿面胶合。各种变速装置包括此最终传动装置其齿轮的适用条件是相似 的，材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此 可以用一些简化的计算公式一样可以进行齿轮的强度计算。齿轮弯曲强度简 化计算公式：FxKcyKf2TgKoKf(Jw = (5 3)bty37im zKcy其中5”为弯曲应力(MPa)；为为圆周力(N)； /为计算载荷(N-mm)； d表57设计齿轮参数及计算公式

7、尺寸和参数名称计算公式模数m5.5齿数Z及齿数和ZZI = 13 , z2=60 , Z=73齿形角。()20渐开线函数inv ainv a = tan a - a齿顶高系数ha*和顶隙系数c*ha*=1.00, c*=0.25理论中心距A0(mm)A=m(Z + z2)/2啮合角a4/+zo) mcoscx、a = arccos l =J2 a中心距变动系数yy (A Ao) /m反变位系数。.z4 +Z7, inva -invaz cosa彳、o H(1)2tanacosa变位系数和XsumXsum-y+ o变位系数Xx1 + x2 = Xsum齿顶高ha (mm)ha= (hax + x

8、。)m全齿高h (mm)h= (2ha+C o ) m分度圆直径d (mm)d = mz齿顶圆直径d ( mm)da=d + 2ha齿根圆直径df (mm)df=da-2h基圆直径dp ( mm)dp = A p zi齿距(周节)p ( mm)P=兀m分度圆弧齿厚s (mm)s= (- + 2xtanQ ) m 2齿顶圆压力角a aa a = arccos ( db/da )公法线长度W (mm)W=mcosa (k 0.5 )兀 +zinv a )+ 2xmsin a为节圆直径(mm)； Kb为应力集中系数，可近似取Kb = 1.65；府为摩擦力 影响系数，主从动齿轮在啮合点上摩擦力方向不同

9、，对弯曲应力的影响也不 同：主动齿轮& = 1.1,从动齿轮盾=0.9； b为齿宽(mm)； t为端面齿距 (mm), t=m, m为模数；y为齿形系数。齿轮接触应力计算公式：n fe( 1 OCT. = 0.418+(5-4)J V b yPz Pb)其中O.为齿轮的接触应力；F为齿面上的法向力；E为弹性模量(MPa)；b为齿宽(mm)； pZ夕为主、从动齿轮节点处的曲率半径。下面列出计算结果：设计参数传递功率P=7.85(kW)传递转矩 T=757.17(N m)齿轮 1 转速 n1=99(r/min)齿轮 2 转速 n2=21.43(r/min)传动比i=4.62原动机载荷特性SF=中等

10、振开工作机载荷特性皿=强烈振动布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式（20於1=对称布置齿轮2布置形式（）1152=对称布置材料及热处理齿面啮合类型GFace=硬齿面热处理质量级别Q=ME齿轮1材料及热处理 Metl=20CrMnTi渗碳齿轮1硬度取值范围HBSP1=5662齿轮1硬度HBS1=59齿轮1材料类别MetNl=O齿轮1极限应力类别MetTypel = 13齿轮2材料及热处理 Met2=20CrMnTi渗碳齿轮2硬度取值范围HBSP2=5662齿轮2硬度HBS2=59齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=13齿轮精度齿轮1第I组精度JD11=7齿轮

11、1第H组精度JD12=7齿轮1第III组精度JD13=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第I组精度JD21=7齿轮2第H组精度JD22=7齿轮2第III组精度JD23=7齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=5.5(2)端面模数Mt=5.50000螺旋角6=0.00000(度)基圆柱螺旋角B b=0.0000000(度)齿轮1齿数Zl = 13齿轮1变位系数Xl=0.560齿轮1齿宽B1 =67(mm)齿轮1齿宽系数dl=0.937齿轮2齿数Z2=60齿轮2变位系数X2=-0.327齿轮2齿宽B2=58(mm)齿

12、轮2齿宽系数d2=0.176总变位系数Xsum=0.233标准中心距 A0=200.75000(mm)实际中心距 A=202.00262(mm)齿数比U=4.61538端面重合度 a =1.41948纵向重合度 B =0.00000总重合度 =1.41948齿轮1分度圆直径dl=71.50000(mm)齿轮1齿顶圆直径dal =88.60225(mm)齿轮1齿根圆直径dfl=63.91000(mm)齿轮 1 齿顶高 hal=8.55112(mm)齿轮1齿根高hfl=3.79500(mm)齿轮 1 全齿高 hl = 12.34612(mm)齿轮1齿顶压力角& atl=40.684513(度)齿轮

13、2分度圆直径d2=330.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=337.34525(mm)齿轮2齿根圆直径df2=312.65300(mm)齿轮 2 齿顶高 ha2=3.67262(mm)齿轮2齿根高hf2=8.67350(mm)齿轮 2 全齿高 h2=12.34612(mm)齿轮2齿顶压力角a at2=23.185930(度) 齿轮1分度圆弦齿厚shl = 10.83906(mm) 齿轮1分度圆弦齿高hhl=8.96430(mm) 齿轮1固定弦齿厚schl=9.60855(mm) 齿轮1固定弦齿高hchl=6.80237(mm) 齿轮1公法线跨齿数Kl=3齿轮1公法线长度 Wkl=43.

14、70005(mm) 齿轮2分度圆弦齿厚sh2=7.32982(mm) 齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.71333(mm) 齿轮2固定弦齿厚sch2=6.47271(mm) 齿轮2固定弦齿高hch2=2.49459(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=7齿轮2公法线长度 Wk2=108.93028(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角a *=20(度)端面齿顶高系数ha*t=l.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角a *t=20.0000000(度) 检查工程参数齿轮1齿距累积公差Fp 1=0.04662齿轮1齿圈径向跳动公差Frl =0.04127齿轮1公法线

15、长度变动公差Fwl=0.02972 齿轮1齿距极限偏差fpt()l=0.01805 齿轮1齿形公差ffl =0.01439齿轮1 一齿切向综合公差fi1=0.01947 齿轮1 一齿径向综合公差fil=0齿轮1齿向公差FB 1=0.01653齿轮1切向综合公差Fi，l=0.06102齿轮1径向综合公差FiHl=0.05778齿轮1基节极限偏差fpb()l=0.01696齿轮1螺旋线波度公差ffB 1=0.01947齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx()l=0.01653齿轮1齿向公差Fbl=0.01653齿轮lx方向轴向平行度公差fxl=0.01653齿轮ly方向轴向平行度公差fyl=0.00827

16、齿轮1齿厚上偏差 Eupl =-0.07221齿轮1齿厚下偏差Ednl=-0.28884齿轮2齿距累积公差Fp2=0.08982齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.06031齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.04156齿轮2齿距极限偏差fpt()2=0.02024齿轮2齿形公差ff2=0.01762齿轮2齿切向综合公差 斤2=0.02272齿轮2齿径向综合公差fi2=0齿轮2齿向公差F 3 2=0.00630齿轮2切向综合公差Fi2=0.10745齿轮2径向综合公差Fi”2=0.08443齿轮2基节极限偏差fpb()2=0.01902齿轮2螺旋线波度公差ff 6 2=0.02272齿轮2轴向齿

17、距极限偏差Fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.08095齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.32380中心距极限偏差fa()=0.03283强度校核数据齿轮1接触强度极限应力。Hliml = 1384.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值。FEl=868.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值O Hl = 1745.2(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值o Fl=827.9(MPa) 齿轮2接触强度极限应力。Hlim2=1384.0(MPa) 齿轮2

18、抗弯疲劳基本值。FE2=868.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值。H2=1745.2(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值。F2=827.9(MPa) 接触强度用平安系数SHmin=1.00弯曲强度用平安系数SFmin=1.40接触强度计算应力。H=1584.5(MPa)接触疲劳强度校核oHWoH:满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力。Fl=460.5(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度计算应力。F2=168.3(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度校核oF1WoF仁满足 齿轮2弯曲疲劳强度校核oF2oF2=满足 强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=特殊处理 齿面经外表硬化25=外表硬化齿形Zp=一般润滑油粘

19、度V50=120(mmA2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度ZlR=Rz6um(RaWl um) 载荷类型Wtype=双向转动齿轮齿根外表粗糙度ZFR=Rz16um(RaW2.6um) 刀具基本轮廓尺寸圆周力 Ft=21179.580(N)齿轮线速度 V=0.371(m/s)使用系数Ka=2.000动载系数Kv=1.003齿向载荷分布系数KHB =1.000综合变形对载荷分布的影响K0 s= 1.000安装精度对载荷分布的影响K 0 m=0.000基本额定动载荷CoCo基本额定静载荷Fr径向力Fa轴向力Ft圆周力Ka使用系数Kv动载系数KFB齿向载荷分布系数KFa齿间载荷分布系数K

20、HB齿向载荷分布系数KHa齿间载荷分布系数Lh轴承寿命n转速Ye抗弯强度重合度系数YB抗弯强度螺旋角系数Ye B抗弯强度重合、螺旋角系数Zh节点区域系数ZE材料的弹性系数Ze接触强度重合度系数ZB接触强度螺旋角系数Z e B重合、螺旋角系数Zn接触疲劳寿命系数Zx接触强度尺寸系数齿间载荷分布系数KHa =1.100节点区域系数Zh=2.432材料的弹性系数ZE=189.800接触强度重合度系数Z =0.927接触强度螺旋角系数Z 3 =1.000重合、螺旋角系数Z e 8=0.927接触疲劳寿命系数Zn= 1.30000润滑油膜影响系数Zlvr=0.97000工作硬化系数Zw= 1.00000

21、接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KFB =1.000齿间载荷分布系数KF a =1.100抗弯强度重合度系数丫 =0.778抗弯强度螺旋角系数Y 3=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数丫 6=0.778寿命系数Yn=l.34202齿根圆角敏感系数Ydr=l.00000齿根外表状况系数Yrr= 1.00000尺寸系数Yx=0.99500齿轮1复合齿形系数Yfsl=4.04035齿轮1应力校正系数Ysal = 1.65457齿轮2复合齿形系数Yfs2= 1.47670齿轮2应力校正系数Ysa2=1.54555轴承寿命校核轴承的寿命的计算公式：Lio = ( 5-5)式中Lo的单

22、位为1。6口为指数。对于球轴承，=3;对于滚子轴承， = 3.3333。实际计算时，用小时数表示寿命比拟方便。此时，上式可以写成：(5-6)106 (cY Lh 6Qn P J其中n代表转速(单位为r/min)。C为轴承的基本额定动载荷，P为实际载 荷。滚动轴承的基本额定动载荷时在一定的条件下确定的，如载荷条件为： 向心轴承仅承受经向载荷F推力球轴承仅承受纯轴向载荷Fa。实际上，轴 承在许多场合，常常同时承受经向载荷K和轴向载荷Fa。因此，在进行轴承 寿命计算时，必须把实际载荷转换为确定基本额定动载荷的载荷条件相一致 的当量动载荷，用字母P表示。这个当量动载荷，对于以承受经向载荷为主 的轴承，

23、称为经向当量动载荷，常用Pr表示；对于以承受轴向载荷为主的轴 承，称为轴向当量动载荷，常用Pa表示。当量动载荷的一般计算公式：P = XFr + YFa(5-7)式中，X、Y分别为经向动载系数和轴向动载系数。对于只能承受纯经向载荷Fr的轴承P = Fr(5-8)对于只能承受轴向载荷K的轴承P = Fa(5-9)按上式计算出来的只能算是理论数值。实际上，在许多支承中还会出现 一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴挠曲或者轴承座变 形产生的附加力等等。这些理论上很难精确计算。为了计及这些影响，在对 当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数。式子就为：p = fp1XFr+ YF)(5-

24、10)P fpFr( 5-11 )P = fpFa(5-12)本最终传动装置轴承承受轴向力作用，所以采用的是圆锥滚子轴承。 下面列出计算结果： 设计参数径向力 Fr=5466.03 (N)轴向力 Fa=14477.95 (N)圆周力 Ft=17007.27 (N)轴颈直径dl=70 (mm)转速 n=21.43 (r/min)要求寿命Lh三4500 (h)作用点距离L=120 (mm)Fr与轴承1距离Ll=0 (mm)Fr与轴心线距离La= 165 (mm)温度系数ft=l润滑方式Grease二油润滑选择轴承型号轴承类型BType二圆锥滚子轴承轴承型号BCode=32014轴承内径d=70 (

25、mm)轴承外径D=150 (mm)轴承宽度B=35 (mm)基本额定动载荷C=188000 (N)基本额定静载荷Co=230000 (N)极限转速(油)nlimy=3400 (r/min) 计算轴承受力轴承1径向支反力F门=17864.06 (N) 轴承1轴向支反力 Fal = 14477.95 (N) 轴承2径向支反力Fr2=0 (N)轴承2轴向支反力Fa2= 14477.95 (N) 计算当量动载荷当量动载荷Pl=21436.87 (N)当量动载荷P2=21436.87 (N)校核轴承寿命轴承工作温度T120 ()轴承寿命L10=1390 (10A6转)轴承寿命 Lh=68102 (h)验

26、算结果合格轴校核最终传动装置在工作时，由于齿轮上有圆周力、经向力的作用，其轴要 承受转矩和弯矩。要求轴应该有足够的刚度和强度。因为刚度缺乏轴会产生 弯曲变形，结果破坏力齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声 都有不利影响。因此，在设计轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮 合为前提条件。主动轴的校核：Fi =2Td2x318x103 1853= 7x10 N33Fi = F2xtan = 7x 10 x 0.394 = 2.55 x 10 Na = 121mmb = 46mmE = 2AxlO5 MPa7rd4 3.14x9044 =158962.5mmFb13EIL所以:2.55x

27、103x1212 x4623x2.1x105x158962.5x167=0.0047 0.05Fia2b2 7x103x1212x462fs =3EIL3x2.1x105x158962.5x167= 0.013 0.10Fabb-a 2.55xl03xl21x46x753 =-=3EIL3x2.1x105x158962.5x167=0.000064 0.002Fax + Fb = FFax x L = Fix b所以 Fa = 7U2N 7i = 1848NFai + Fbi = F2Fai x L = F2xb所以 Fai = 1928A Fb2 = 5072N35弯矩：Me =x = 2.

28、55 x 10 x 121 = 3x10 N - mm35Ms = F2X a = 7x10 X 121 = 8.5x10 N mm所以M =/m：+M：+T；=J3xl05j2+(8.5x105 丫+(3.18x1 ()5=1 x 1()6 n mm应力M er =W32M/rd332xl063.14x903=14MP KsT(5-13)由上式可得各螺栓所需的预紧力为KsTKsTFo 7r- = ( 5-14)r+n-rz z八)Ei=l式中：/接合面的摩擦系数，见表2 4；乃一第i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心0的距离；Z一螺栓数目；& 防滑系数，& = L1 1.3。表5 2联接接合面的摩

29、擦系数被联接件接合面的外表状态摩擦系数f钢或铸铁零件干燥的加工外表0. 10-0. 16有油的加工外表0. 06-0. 10钢结构件轧制外表，钢丝刷清理浮锈0. 30-0. 35涂富锌漆0. 35-0. 40喷砂处理0. 45-0. 55铸铁对砖料、混凝土或木材干燥外表0. 40-0. 45图5-2 螺栓布置受力简图本校核的螺栓的布置图为以下图5-2所示四个螺栓圆周布置，离螺栓组对称中心的距离相同 =55加，另外由 表2 3,取/ = 0.15。所以4/For KsTKsTFo 4分式中T为传递的转矩,33T = 1.44 x 318 x 10 N - mm = 458 x 10 N - mm

30、所以4= 1.67x10 NKsT _ 1.2x458x103 4F = 4x0.15x55紧螺栓联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧 力尸。的拉伸应力作用下，还受螺纹摩擦力矩Ti扭转而产生的转切应力，使 螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。因此，进行仅承受预紧力的紧螺栓 强度计算时，应综合考虑拉伸应力和扭转应力的作用。螺栓危险截面的拉伸应力为Foa =-di24螺栓危险截面的扭转切应力为tan” tan ltan*tantan” tan ltan*tanbotan(9+夕)与2d2Fodx -J.24由于螺栓材料时塑性的，故可以根据第四强度理论，求出螺栓预紧状态 下的计算

31、应力为(7 ca = 1.3cr(5 15)由此可见，对于MIO M16的普通螺纹的钢制紧螺栓联接，在拧紧时虽 是同时承受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时可以只按拉伸强度计算，并 将所受的拉力增大30%来考虑扭矩的影响。螺栓危险截面的拉伸强度条件根据式(5-13)和(5-15)可写为(5-16)所以ca -ca -1.3Fo1.3x167003.14 7xl224=192Mp其中S = 1.3。得:640S 1.3=492Mp所以be。符合要求。最终传动装置得有关设计已经计算完毕，包括传动设计计算和校核计算。第六章结论此次毕业设计是在我们掌握了相关基础课程如：理论力学、材料力学、 机械原理、机

32、械设计及专业课程如：汽车构造、汽车理论、汽车设计的后所 做的一次综合性的设计，不仅是对我们大学四年所学知识的一个检验，更是 一次实战练兵。使我们对所学的一些基本理论得到了培养，并且使我们更加 理解本专业的一些原理、设计方法和思路，为我们以后在自己专业领域内的 开展奠定了基础。在本次设计中，我设计的是单级最终传动装置。最终传动要有适当的传动比，以进一步减速增扭。同时保证后桥处有足 够的离地间隙。齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合。 另外靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。通过认真准确的计算, 本次设计的最终传动装置符合任务书的要求，满足工作条件，同时到达强度 要求。最终

33、传动很长时间没有新的方案出现。在以后的设计和运用中将要广 泛的应用新技术新知识。这次设计到现在基本是结束了，但是对于拖拉机传动系统的认识还有待 提高，由于过去的理论中缺乏这方面知识的培养，所以对于很多机构的原理 认识不是很透彻，这就给设计本身带来了困难，所以设计的最终传动系统可 能在某些方面有漏洞和缺乏，但是它是对我自身能力的一种锻炼，从中得到 理论知识以外的实践经验，觉得毕业设计收获颇丰。第一章前言1第二章传动系统概述2第三章最终传动概述33. 1最终传动装置的功用和要求33.2最终传动的分类、结构分析及评价31外啮合圆柱齿轮最终传动31.1.1 内啮合圆柱齿轮最终传动4行星齿轮最终传动4

34、3 3. 3最终传动的传动方案及结构简图4第四章总体设计 4 . 1机械式传动系统总传动比及各部件传动比确实定64. 1. 1传动系的总传动比64 . 1.2总传动比在各部件间的分配7第五章最终传动装置设计85 . 1最终传动装置主要参数的选择85.2最终传动装置强度校核91齿轮强度校核91.1.1 轴承寿命校核18轴强度校核201.1.2 螺栓强度校核22第六章结论26第一章前言拖拉机的主要任务是用来拖带农机具进行各种田间作业（如翻地、播种、 中耕等）；也可作为其他农业机械（如脱谷机、扬场机等）的动力；另外拖带 拖车可进行运输作业。为适应农业生产中各项作业的需要，拖拉机分有履带 式和轮式两种

35、。履带式拖拉机的特点是行走局部与地面的接触面积大，压强小，对土壤 压实的作用小，而且不易打滑，可以在湿度较大的土壤上进行作业。一般履 带式拖拉机的离地间隙小而功率大，适用于大面积的翻地、播种等主要农业 作业。如东方红一54和75拖拉机。拖拉机基本上是由发动机、传动装置、车架和行走装置、操纵装置、工 作装置和电气设备等六局部组成。传动装置的功用是将发动机的动力传递给 行走装置或其他工作装置；在驾驶员的操纵下，使拖拉机起步，停车；改变 牵引力或行进方向，它包括离合器、变速箱、中央传动和最终传动等。本毕业设计说明书，主要讲述了最终传动的选择设计和方案分析。对最 终传动的分类和工作原理进行了深入的比照

36、和分析，选出最优方案来进行设 计，选择合适的机构和零件。这次设计是在以往所学基础和专业课程的基础 上设计的，经过比照其他车型同类装置的设计方案，有选择的借鉴或创新来 进行设计。由于本书编写时间仓促，编者水平有限，难免有漏洞，诚恳的希望老师 和同学批评指正。第二章传动系概述传动系使拖拉机底盘的重要组成局部。它的具体任务是：增扭减速、变 扭变速、切断动力和平顺接合动力、改变动力旋转方向、改变动力旋转平面 等。拖拉机的传动系由机械式和液压式两大类，目前普遍采用机械式传动系。轮式拖拉机的传动系组成，它包括离合器、变速箱、中央传动、最终传 动四个局部。通常将中央传动、最终传动和位于同一壳体内的差速器合称

37、为 后桥。离合器接合时，发动机动力便从离合器经变速箱的挂档齿轮副传给中 央传动，然后由中央传动大锥齿轮将动力经差速器分配给两边的最终传动， 最后传给驱动轮。离合器别离时，动力就切断。履带拖拉机的传动系组成，其传动线路与轮式拖拉机基本相同。主要差 别在于后桥中没有差速器，而在中央传动与最终传动之间装有左、右两个转 向机构。如以下图所示：12345It 1-离合器2-联轴节3-变速箱4-中央传动5-转向离合器6-制动器 7-最终传动8-动力输出轴图27 拖拉机传动系统示意图根据传动系的功用、生产和使用等方面的情况，对它提出以下基本要求:1 .零件要有足够的强度和刚度；2 .零件工作外表要有足够的耐

38、磨性，需要润滑的外表要保证良好润滑；3 .要有较高的传动效率，尽可能减小传动损失；4 .结构尽可能简单，操作、装拆和维修要方便。第三章最终传动概述最终传动是传动系中最后一级增扭减速机构。通常它的传动比比拟大， 以减轻变速箱、中央传动等传动件的受力，减小它们的结构尺寸。最终传动 大多采用直齿圆柱齿轮，材料多数采用22CrMnMo和18CrMnTi。在传动型 式上用得较多的是外啮合齿轮式传动，也有采用行星齿轮式传动的。3.1 最终传动的功用和要求最终传动的主要任务是再进一步增扭减速。为了满足拖拉机的工作要求, 所需要的传动比是很大的。例如拖拉机作农田耕作时，需将发动机的扭矩增 大数十倍，乃至一百倍

39、，即使作高速运输作业，也需将发动机的转速降低二 十多倍。显然，仅仅靠变速箱和中央传动来实现这样大的传动比是不够合理 的。实际上一般拖拉机的传动系都实行多级增扭减速，即变速箱、中央传动 和最终传动都分担着增扭减速的任务，整个传动系的传动比等于三者传动比 的乘积。也有个别拖拉机不设最终传动，这样就必须增加变速箱和中央传动 的传动比，以满足增扭减速的要求。对最终传动的要求是：要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离 地间隙；齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合； 靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。3.2 最终传动的分类、结构分析及评价最终传动按其传动形式分为：外啮合圆柱齿轮最

40、终传动内啮合圆柱 齿轮最终传动行星齿轮最终传动。3.3 . 1外啮合圆柱齿轮最终传动按其结构布置分为外置式和内置式两种。外置式的左、右最终传动各自安装在靠近驱动轮的单独壳体内，使最终 传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。这种结构的主、从动齿轮在壳体 内的支承可以布置成简支梁式，对提高支撑刚度有利。主动齿轮的啮合条件 降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。内置式的左、右最终传动和中央传动、差速器共同布置在后桥壳内。这 种结构节省了最终传动的单独壳体。农艺离地间隙取决于轮胎半径和半轴壳 半径。道路离地间隙一般比拟小。取决于轮胎半径和最终传动从动齿轮的半 径。制动器布置在左、右最终传动主

41、动轴外侧，位于壳体之外，保养、维修 方便。从动齿轮轴审查壳体外较长，便于将驱动轮在轴上移动进行轮距调整。 内置式从动齿轮多为悬臂支承，刚度较简支梁差。为了提高支承刚度以提高齿轮寿命，可改用简支梁方案。3.2. 2内啮合某些轮式拖拉机在设计时，要求较高的地隙和较大的传动比。在轮辆直 径较小，布置不下外啮合圆柱齿轮，而采用行星传动不能抬高地隙的情况下, 可以采用内啮合圆柱齿轮传动。由于内啮合小齿轮只能采用悬臂结构，刚度 差，较难保证轮齿在全齿宽上很好地啮合。所以这种最终传动只在个别小型 拖拉机上采用。3. 2. 3行星齿轮最终传动行星齿轮最终传动结构紧凑，能获得较大传动比，但不能用来提高离地 间隙。其结构布置有靠近车轮的、靠近后桥壳体的和无专设驱动轴的三种。 行星齿轮最终传动结构比拟紧凑，它可在较小的外廓尺寸下获得较大的传动 比，又因它有三个行星齿轮沿圆周均布同时传力，故轮齿上所受的作用力较 小，工作寿命较长。此外，行星齿轮机构的主动轴和从动轴可以在同一轴线 上，这样可以降低拖拉机的重心，提高拖拉机的稳定性。这种传动型式适用 于把最终传动布置在靠近驱动轮的位置。但行星齿轮机构的齿轮数较多，故 制造本钱较高。3.3最终传动的传动方案及机构简图本次