549 橡膠履帶拖拉機變速器改進設計（有cad圖）
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摘 要
本文詳細介紹了本次設計的主要內(nèi)容、設計方法、設計理念、設計思路及設計心得體會等與設計有關的方方面面！首先，分析了當今國內(nèi)外重型車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢及本次設計采用的方案----雙中間軸式多檔變速器！雙中間軸設計先進，結構獨特，動力從輸入軸輸入，然后分流至兩個中間軸，最后匯集于主軸輸出，然后分流至兩個中間軸，最后匯集于主軸輸出，實現(xiàn)了箱體內(nèi)部的功率分流，從而使變速器內(nèi)每個中間軸及每個齒輪上的載荷減半，大大改善了齒輪軸承和箱體的受力情況，與單中間軸變速器相比，雙中間軸變速器受路況，載荷和運能等因素影響要小一些，更適合中國國情。在設計過程中盡力做到有理有據(jù)，確定方案之后對整車的動力性和燃油經(jīng)濟性進行了簡化計算及評定。接著進行了變速器檔數(shù)、主減速器傳動比、各檔傳動比及齒輪幾何參數(shù)的確定。接下來布置草圖和變速器總裝配圖，軸的尺寸確定、換檔機構的布置等。對主箱中間軸、主軸進行了強度及剛度的校核計算。而后對每對齒輪進行了彎曲應力和接觸應力的計算！本次設計在設計方法上充分運用了計算機技術、機械類設計手冊、設計軟件。設計思想上秉著：好造、好用、好看的原則，盡力使各零件標準化、系列化、通用化！從而滿足變速器產(chǎn)品的系列化設計。從國內(nèi)重型汽車變速器市場容量來看，有三分之一的產(chǎn)品來自進口，而另外三分之二的產(chǎn)品中有80%以上源自國外技術，國內(nèi)自主開發(fā)的重型汽車變速器產(chǎn)品銷量很小，從而說明國內(nèi)重型汽車變速器廠家的自主開發(fā)能力仍然很薄弱，應對整車新車型配套產(chǎn)品的能力遠遠不夠。為此本次設計的變速器主要是針對重型車而設計，根據(jù)當前的市場供求情況本類型變速器有著廣闊的市場前景！
關鍵詞： 雙中間軸 ，強度計算，齒輪應力，變速器
ABSTRACT
This paper describes the design of the current content, design methods, design concept, design ideas and design experience-such as design-related aspects. First, theanalysis of today's heavy-duty truck transmission of the current state of development trends and the current design of the program - the-middle Cylindrical Roller Bearings Transmission! Middle-axis advanced design, unique structure, dynamic input from the input shaft, and then diverted to the two intermediate shafts. Survey spindle in the final output, and then diverted to the two middle axis, in the final pool spindle output achieved a box within the power split, so that each intermediate transmission shaft and the gear each load half, greatly improved bearings and gear box by the edge of the intermediate shaft and single transmission than double by the middle axle transmission traffic. load and can be transported to the impact of factors such as smaller, more suitable for China's national conditions. In the process of designing the legislature should do its best, determining program on the vehicle after the power and fuel economy for a simplified calculation and assessment. Then a few stalls transmission, the transmission ratio main reducer, the stalls and gear transmission ratio of the geometric parameters determined. Next Layout Plan and the total transmission assembly, the axis to determine the size, shifting the layout. Box in the main intermediate shaft, spindle, and the Deputy boxes of the intermediate shaft strength and stiffness is calculated. Then right gear for each of the bending stress and contact stress calculation! The design methods in the design of the full use of computer technology, mechanical design manual design software. Ideologically animated design: create good, useful, interesting, try to make the various parts standardization, serialization, and generalized! Transmission products to meet
目錄
第一章 前言………………………………………………………1
第二章 1302R履帶拖拉機變速箱的缺點及改進方案…………2
§1.1 變速箱存在的問題………………………………………… 2
§1.2 變速器的簡介……………………………………………… 2
§1.2.1變速器的功用…………………………………………… 2
§1.2.2變速器的類型………………………………………………………………… 3
§1.3 變速器傳動方方案的確定……………………………………5
第三章 變速器的結構參數(shù)的計算及零部件的的設計及選擇… 6
§2.1 確定變速器的外形尺寸…………………………………6
§2.2 傳動比的確定………………………………………… 7
§2.2.1最低檔傳動比的確定………………………………….8
§2.3 變速箱齒輪設計計算…………………………………10
§2.3.1齒輪的設計準則…………………………………….10.
§2.3.2變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇………………… …11
§2.3.3齒輪參數(shù)的計算………………………………………12
第四章 變速器齒輪的校核…………………………………………16
§3-1 齒輪的損壞形式………………………………………16
§3-2 輪齒彎曲強度計算……………………………………16
§3-3齒輪接觸應力計算……………………………………17
第五章 變速器軸承的校核 ………………………………………19
§4-1 軸承壽命的計算………………………………………16
第六章 1302R操縱機構的設計說明………………………………20
§5.1 功用和要求……………………………………………20
§5.1.1換檔機構……………………………………………20
§5.1.2.鎖定機構……………………………………………21.
§5.1.3互鎖機構…………………………………………..21
第七章 結論……………………………………………………… 24
第一章 前言
現(xiàn)代農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的發(fā)展要求拖拉機能進行愈來愈多的作業(yè)，為保證各作業(yè)項目的作業(yè)質(zhì)量和適應不同的作業(yè)條件，要求拖拉機前進檔數(shù)愈來愈多。若增加變速箱檔數(shù)范圍，就必然增加的范圍，本課題主要研究履帶拖拉機的變速器基本結構及設計，改進方法比如本設計以東方紅1302R為原形，以其的基本參數(shù)為依據(jù)，查閱相關資料，完成履帶拖拉機變速器的相關設計履帶拖拉機車適用于在大型農(nóng)場和工作量較大的農(nóng)村作業(yè)，主要應用在深耕，收獲谷物，播種等農(nóng)業(yè)生產(chǎn)場合。為此在動力性、通過性、工作穩(wěn)定速度，可靠性，耐用，等方面對設計者提出了更高的要求！
本設計的目的事使拖拉機有較多的檔次和較寬的車速選擇范圍，山路爬坡能力強，平路行駛速度高，兩者兼顧，來滿足農(nóng)村及山區(qū)運輸?shù)囊?。為了達到這次變速器的設計要求，本人充分多次到圖書館查閱相關資料，收集資料，并多次向?qū)熣埥蹋毿挠嬎?、積極與其他相關系統(tǒng)或總成的設計者溝通與交流。爭取做出實用性的拖拉機，而不是為了設計而設計
另外，由于這是本人第一次做多檔位變速器設計，并且采用了雙中間軸。所以有一些錯誤、不足在所難免，懇請各位老師不吝賜教！批評指正。從而通過此次設計來提高本人的設計水平！
第二章 1302R履帶拖拉機變速箱的缺點及改進方案
§2.1 1302R履帶拖拉機變速箱存在的問題
東方紅1302R拖拉機是中國一拖集團有限公司的支柱產(chǎn)品，至今已經(jīng)有四十多年的生產(chǎn)的歷。這些拖拉機有多種型號，變速箱的基本結構大同小異，這次改進的東方紅1302型拖拉機6+2擋變速器的傳動方案是，該變速器的傳動是四個前進擋是從O1軸經(jīng)過一對齒輪直接傳給第二軸，另有兩個前進擋從第一軸經(jīng)過第三，第四軸經(jīng)過三對齒輪傳給第二軸。該傳動方案簡單可靠，傳動效率高，但仍有不足之處。
（1）受結構限制，該變速器難已實現(xiàn)較大的速比范圍，致使拖拉機的工作區(qū)段較窄。東方紅拖拉機的六個前進擋的速度范圍為4.5910.58，兩個倒擋的速度范圍為3.715.35Km/h,顯然缺少4Km/h以下的低速作業(yè)范圍
（2）由于發(fā)電機的轉(zhuǎn)速已經(jīng)由1500r/h,提高到2300r/m，所以齒輪的嚙合線速度及固定在第二軸上的各擋齒輪的線速度均大幅提高，這導致變速箱的噪音大，油溫高的根本原因。
（3）由于采用滑動齒輪換擋，變速器只能采用直齒圓柱齒輪傳動，這就限制了嚙合質(zhì)量
§2.2變速器的簡介：
§2.2.1變速器的功用
1）改變傳動比，在較大范圍內(nèi)改變汽車的行駛速度和汽車驅(qū)動輪上轉(zhuǎn)矩的數(shù)值，以適應經(jīng)常變化的行使條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。
2）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，利用倒擋實現(xiàn)汽車倒向行駛。
3）在發(fā)動機不熄火的情況下，利用空擋中斷動力傳遞，可以使駕駛員松開離合器踏板離開駕駛位置，且便于汽車啟動，怠速，換擋和動力輸出現(xiàn)代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復活塞式內(nèi)燃機。它具有相當多的優(yōu)點，如體積小，質(zhì)量輕，工作可靠，使用方便等。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉(zhuǎn)速換算到對應的汽車車速上，將達到現(xiàn)代汽車極限速度的數(shù)倍。上述發(fā)動機牽引力、轉(zhuǎn)速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾，單靠現(xiàn)代汽車內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此就出現(xiàn)了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅(qū)動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的幾分之一。
另外，現(xiàn)代汽車的使用條件極為復雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內(nèi)變化，以適應使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和一些重型汽車，一般采用多中間軸的結構。這種變速箱具有2-3根中間軸，在傳遞同樣轉(zhuǎn)矩的情況下，變速箱齒輪的寬度和質(zhì)量可分別減少40%和20%，變速速箱的多擋位選擇就能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據(jù)具體情況，選擇變速箱的某一擋位，來減少燃油的消耗。在某些情況下，汽車還需要能倒向行駛。發(fā)動機本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。在車輛中途暫停行駛或停車。
§2.2.2變速器的類型：
根據(jù)前進擋數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多檔幾種。
根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。
按傳動比變化 變速器可分為有級式，無級式和綜合式三種
按操縱方式可分為強制操縱式變速器，自動操縱式變速器和半自動式變速器三種
現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用中間軸式變速箱，而發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的轎車，若變速箱傳動比小，則常采用兩軸式變速箱。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面：
1.結構工藝性：
兩軸式變速箱輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體且當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或準雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。
2.變速箱的徑向尺寸：
兩軸式變速箱的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速箱則有兩對以上齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速箱的徑向尺寸可以比兩軸式變速箱小得多。
3.變速箱齒輪的壽命：
兩軸式變速箱的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此小齒輪壽命比大齒輪短。中間軸式變速箱的各前進擋，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。在直接擋時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪的壽命。
有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速箱的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此小齒輪壽命比大齒輪短。中間軸式變速箱的各前進擋，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。在直接擋時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪的壽命。
4.變速箱的傳動效率：
兩軸式變速箱，雖然可以有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪進行傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速箱，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。
轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速箱比較多，而中、重型載貨汽車則多采用中間軸式變速箱。
多中間軸結構：
在通常的中間軸式變速箱中，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩由第一軸傳至第二軸，只經(jīng)過一根中間軸。這種變速箱在裝上轉(zhuǎn)矩高于1200-1300Nm的大功率的柴油機時，其齒輪、軸和軸承都要承受很大的載荷，這會導致過早被損壞。所以對于箱的整體質(zhì)量和軸向尺寸也減少很多。
倒擋型式：由于倒擋使用率不高，一般常采用直齒滑動齒輪方案換入倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些利用在前進擋的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并且使倒擋傳動比略有增加。
齒輪型式：
變速箱使用斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造時稍為復雜，且工作時會有軸向力，但因其使用壽命長，傳動平穩(wěn)和噪聲小而得到廣泛使用，直齒圓柱齒輪多用于低擋和倒擋。
嚙合套換擋型式：
目前大多數(shù)的變速箱都采用同步器換擋。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。但是它也有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點。
軸承型式：
以前變速箱的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承?，F(xiàn)在變速箱的設計趨勢是增大其傳遞功率與質(zhì)量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述軸承型式已不能滿足對變速箱可靠性和壽命所提出的要求，故使用最常見的深溝球軸承。
§2.3 變速器傳動方案的確定
根據(jù)題目要求和拖拉機設計的一般經(jīng)驗特提出傳動方案圖
設計任務要求；已經(jīng)知道的設計數(shù)據(jù)，拖拉機的整備質(zhì)量為7000kg，履帶的滾動半徑為0.372mm, 車速范圍為330km/h，換擋方式為手動嚙合套換擋，擋位數(shù)為12+4擋
第三章 變速器的結構參數(shù)計及零部件的設計及選擇
§3.1確定變速器的外形尺寸
1變速箱齒輪中心距的確定：
根據(jù)地面附著條件系數(shù)求變速箱的最大輸出扭矩,查表取最大附著系數(shù)為φ=0.95
Ft==7000×0.95×9.8＝65170N
則驅(qū)動力矩：Mf=65170×0.372=24243.24
Mt=Mf/×=24243.24/12.037×0.85=1711.95(Nm)
Mt==1711.95=
變速箱齒輪的中心距是變速箱很重要的參數(shù)，它對變速箱的整體尺寸、體積和質(zhì)量有很大的影響。通常根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距A(單位m)：
式中：k — 中心距系數(shù)，對轎車，k=8.9~9.3，對貨車，k=8.6~9.6；
—變速箱在一擋時，第二軸輸出的轉(zhuǎn)矩，=··單位Nm；—發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位Nm；
hg—變速箱傳動效率，取0.96。
取k=9，=1711.95Nm,把數(shù)據(jù)代入得出A≈150,此外，變速箱的中心距還要受到齒輪接觸強度、幾何參數(shù)和結構要求等的制約。
根據(jù)原有的變速器的設計要求，表示多擋自動變速部分的輸入軸與輸出軸的中心距；表示多擋自動變速部分的輸入軸與中間軸的中心距；多擋自動變速部分的中間1軸與輸出軸的中心距；A3中間2軸與輸出軸的中心距，A4為倒擋軸與中間軸的中心距
根據(jù)拖拉機變速器中的齒輪模數(shù)設計經(jīng)驗公式（式2-10），T表示變速器的輸入轉(zhuǎn)矩。代入數(shù)據(jù)得根據(jù)拖拉機變速器中心距設計經(jīng)驗公式（式2-9）。并且繼續(xù)出齒采用用來的生產(chǎn)線，取中心距A=142.5mm，取=135mm,=152.5mm （A輪的最大模數(shù)m為5，其余齒輪的模數(shù)暫且根據(jù)經(jīng)驗來確定。
四軸間的中心距要求不變，四軸之間的中心距分別為A1=135，A2=152.5，A3=142.5，A4=133，。
2 變速箱的軸參數(shù)確定：
根據(jù)發(fā)動機的技術參數(shù)選擇軸的尺寸：
輸入軸軸的與中間軸的間距為為A1=135，A2=152.5，A3=142.5
根據(jù)經(jīng)驗公式得出：輸入軸花鍵部分的直徑為D=k﹡4.5所以先取動力輸入軸的直徑為50
根據(jù)經(jīng)驗公式和原東方紅拖拉機的尺寸得出輸出軸的尺寸為60，該方案的傳動軸為雙中間軸式傳動，中間軸和輸出軸均為花鍵軸
3 變速箱檔數(shù)的確定：
不同類型的汽車，具有不同的傳動系擋位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同；對整車性能要求的不同；汽車本身的比功率不同。而傳動系的擋位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性又有著密切的關系。
就動力性而言，擋位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速與爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，擋位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗。所以增加擋位數(shù)會改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性。
擋數(shù)多少還影響到擋與擋之間的傳動比比值。比值過大會造成換擋困難。一般認為比值不宜大于1.7~1.8。因此如最大傳動比與最小傳動比之比值愈大，擋位數(shù)也應愈多。
對于輕型貨車和中型貨車而言，由于比功率小，所以一般采用五擋變速箱。而拖拉機的比功率更小，使用條件也更復雜，所以一般采用六擋至十幾個擋的變速箱，以適應復雜的使用條件，從而使汽車具有足夠的動力性和良好的燃油經(jīng)濟性。
根據(jù)設計任務書的要求本變速器的擋位為：12+4擋變速器
§3.2傳動比的確定
（1 ）最高擋傳動比的選擇：
汽車大多數(shù)時間是以最高擋行駛的，即用最小傳動比的擋位行駛的。因此最小傳動比的選定是很重要的。傳動系的總傳動比是傳動系中各部件傳動比的乘積，即it=ig·i0·ic。
式中ig—變速箱的傳動比；i0—主減速器的傳動比；ic—分動器或副變速箱的傳動比；普通的汽車由于沒有分動器或副變速箱，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。因此確定最高擋傳動比其實就是選擇主減速器的傳動比i0。
主減速器的傳動比是從汽車功率平衡圖來選擇的，在功率平衡圖上將傳動比i0劃分為三個區(qū)域：i01(大傳動比)是使得最高車速大于發(fā)動機最大功率時的車速up，它的優(yōu)點在于汽車的后備功率最大，即動力性最好，但是燃油經(jīng)濟性最差；i02(中傳動比)是使得最高車速等于發(fā)動機最大功率時的車速up，它的優(yōu)點是最高車速最大，且動力性和經(jīng)濟性均居中；i03(小傳動比)是使得最高車速小于發(fā)動機最大功率時的車速up，它的優(yōu)點是發(fā)動機功率利用率最高，即燃油經(jīng)濟性最好，但是汽車的后備功率最小，即汽車動力性最差。
=0.377n×r/v=0.377×2300×0.372/26.352=12.2406 （3-6）
=12.2406/12.036=1.017
§3.2.1最低檔傳動比的確定
確定最低檔傳動比時，要考慮下列因素：汽車最大爬坡度，驅(qū)動輪與路面附著力，汽車最低穩(wěn)定車速及主傳動比等。本次設計的主傳動比為23.15，最低穩(wěn)定車速要求為2.5km/h。根據(jù)最低穩(wěn)定：車速確定一擋的傳動比
=0.377n×r/v=0.377×2300×0.372/1.521=212.05 （3-7）
=212.05/12.036=17.618
確定各檔齒輪的齒數(shù)
中心距A和齒數(shù)和間有以下關系:
(3-8)
主、從齒輪的齒數(shù)與對應的傳動比有以下關系:
(3-9)
綜合以上兩個公式可以有：
3） 確定各擋齒輪的齒數(shù)3）根據(jù)中心距和最高擋傳動比確定各擋傳動比和各對齒輪的齒數(shù)
各個齒輪的齒數(shù)：Z1=25，Z2=29，Z3=45，Z4=22，Z5=32，Z6=29，Z7=19，Z8=35, Z9=16, Z10=38, Z11=17, Z12=44, Z13=17, Z14=40, Z15=19, Z16=34, Z17=21, Z18=32
表3-1傳動比
齒輪
z1
z2
z3
z4
z5
z6
z7
z8
z9
z10
齒數(shù)
z
25
29
45
22
32
29
19
35
16
38
傳動比 =z2/z1
1.16
2.28
0.91
1.84
2.38
齒輪
z11
z12
z13
z14
z15
z16
z17
Z18
齒數(shù)
z
17
44
17
40
19
34
21
32
傳動比 =z2/z1
2.59
2.35
1.79
1.52
§3.3 變速箱齒輪設計計算
§3.3.1齒輪的設計準則
齒輪是汽車傳動系中的重要零件之一，它對整車的動力性和舒適性有很大的影響。而齒輪設計所涉及的影響因素較多、設計參數(shù)較復雜，這些參數(shù)之間存在著相互制約相互矛盾的情況，如何協(xié)調(diào)各參數(shù)，使之在滿足基本條件的基礎上得到最佳的性能，這正是本章要介紹的先進設計技術成果內(nèi)容。
減小齒輪的體積和質(zhì)量，提高傳遞扭矩的能力，是當前汽車齒輪優(yōu)化設計的主要目標。因為減小齒輪的體積和質(zhì)量就可減小制造費用，降低輪齒動載荷，提高齒輪壽命，使汽車的總體布置更為方便和靈活。
同時齒輪傳動的功率損失問題往往被設計人員所忽略，這是因為齒輪的傳動效率已經(jīng)很高的緣故。但近年來，許多研究表明，運轉(zhuǎn)過程中齒輪溫度的升高是齒輪發(fā)生膠合和點蝕的一個重要原因，而其熱量主要是由齒輪運轉(zhuǎn)的功率損耗轉(zhuǎn)換而來的。因此如何優(yōu)選齒輪參數(shù)，使其功率損耗達到最低就成為了齒輪優(yōu)化設計的另一個目標，因為降低汽車齒輪的功率損耗，不僅可以提高傳動效率，降低汽車的燃料消耗，而且還可以延長齒輪的使用壽命。
另外，近年來齒輪的振動和噪聲問題也日漸突出。這是由于齒輪承載能力因淬火等工藝而顯著提高，以至齒輪在高負荷、高速下運轉(zhuǎn)產(chǎn)生明顯振動和噪聲。這對汽車特別是轎車的舒適性的影響尤甚。而齒輪的振動和噪聲主要與齒輪的參數(shù)和軸的剛度有關，所以降低齒輪的振動和噪聲也可以作為齒輪的優(yōu)化設計.
由于汽車變速箱各檔齒輪的工作情況是不相同的，所以按齒輪受力、轉(zhuǎn)速、噪聲要求等情況，應該將它們分為高檔工作區(qū)和低檔工作區(qū)兩大類。齒輪的變位系數(shù)、壓力角、螺旋角、模數(shù)和齒頂高系數(shù)等都應該按這兩個工作區(qū)進行不同的選擇。
§3.3.2變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇
齒輪的形式，由于采用嚙合套換擋，本變速器的齒輪均為圓柱直齒輪。
（1）選用模數(shù)
模數(shù)是齒輪的一個重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的彎曲強度也越大，它的承載能力也就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會變薄，齒輪的彎曲強度也就越小。對于低速檔的齒輪，由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪的彎曲應力比較大，所以需選用較大的模數(shù)，以保證其強度要求。而高速檔齒輪，由于轉(zhuǎn)速高、扭矩小，齒輪的彎曲應力比較小，所以在保證齒輪彎曲強度的前提下，一般選用較小的模數(shù)，這樣就可以增加齒輪的齒數(shù)，以得到較大的重合度，從而達到降低噪音，根據(jù)拖拉機的工作條件和一般經(jīng)驗，選用的齒輪模數(shù)為5或者個別采用4。
選用壓力角：
當一個齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了，齒輪的分度圓直徑也就確定了，而齒輪的漸開線齒形取決于基圓的大小，基圓大小又受到壓力角的影響。對于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。當壓力角越大時，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強度和接觸強度。當減小壓力角時，基圓直徑就會變大，齒形漸開線就會變的平直一些，齒根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強度和接觸強度均會下降，但是隨著壓力角的減小，可增加齒輪的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷，所有這些都有利于降低噪聲。因此，對于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強度要求；而高速檔齒輪常采用較小的壓力角，以滿足其降低噪聲的要求。
（2）變速器的各擋齒輪齒寬的選用和設計
根據(jù)齒輪齒寬的設計要求B=*m=(4.5-8)5=22.540,個別齒輪根據(jù)變速器的結構尺寸要求進行一定范圍內(nèi)的調(diào)整。
（3）合理選用正角度變位
對于具有良好潤滑條件的硬齒面齒輪傳動，一般認為其主要危險是在循環(huán)交變應力作用下，齒根的疲勞裂紋逐漸擴章造成齒根斷裂而失效。變速箱中齒輪失效正是屬于這一種。為了避免輪齒折斷，應盡量提高齒根彎曲強度，而運用正變位，則可達到這個目的。一般情況下，變位系數(shù)越大，齒形系數(shù)值就越小，輪齒上彎曲應力越小，輪齒彎曲強度就越高。
在硬齒面的齒輪傳動中，齒面點蝕剝落也是失效原因之一。增大嚙合角，可降低齒面間的接觸應力和最大滑動率，能大大提高抗點蝕能力。而增大嚙合角，則必須對一副齒輪都實行正變位，這樣既可提高齒面的接觸強度，又可提高齒根的彎曲強度，從而達到提高齒輪的承載能力效果。但是，對于斜齒輪傳動，變位系數(shù)過大，又會使輪齒總的接觸線長度縮短，反而降低其承載能力。同時，變位系數(shù)越大，由于齒頂圓要隨之增大，其齒頂厚度將會變小，這會影響齒頂?shù)膹姸取?
（4）減小壓力角能增加齒輪重合度
減小輪齒的剛度并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷，所有這些都對降低噪聲有利。分度圓法向壓力角an=20°的標準齒制對汽車齒輪來說，不是最佳的齒輪，試驗資料表明an=15°的噪聲要比20°的小一些，因此汽車變速箱的高速檔齒輪的an取15°，以減少噪聲，而低速檔齒輪取較大的壓力角，以增加強度。
§3.3.3齒輪參數(shù)的計算
(1) 初定齒輪端面模數(shù)Mt
（3-11）
直齒輪Mn=Mt 取為5
（2）齒輪的變位計算
本變速箱的齒輪大部分采用零變位就能滿足題目要求，只有兩對齒輪采用變位Z15和Z16，Z17和Z18
Z15和Z16齒輪的變位計算
已知 ：a= 132.5
a ‘= 133
r =20`
a｀×cosr｀=a×cosr
即：133×cosr`=132.5×cos20
r`=20.58
Inv r`=tan r`- r`
Inv r=tanr-r
Inv r`=2（X+X）×tanr/（Z+Z）+invr
∴ X+X=（inv r`-invr）×（Z+Z）/2tanr=0.10
查機械設計手冊第994頁：
選X=0.04 X=0.06
∴y= （a｀-a）/m=（133-132.5）/5=0.1
k=X+X-y=0.10-0.10=0
分度圓 ：d16’=d16cosa/cosa’=95.356
d17’=d17cosa/cosa’=170.637
齒頂圓 ：da16=105.756
da17=181.037
齒根圓 ：df16=d3-2hf=83.256
Z17，Z18兩對齒輪的變位計算
已知 ：a｀= 132.5
a = 133
r =20`
a｀×cosr｀=a×cosr
即：132.5×cosr`=133×cos20`
r｀=23.5138
Inv r`=tan r`- r`=tan23.5138-23.5138×3.14/180=0.029
Inv r=tanr-r=tan20-20×3.14/180=0.0150
Inv r`=2（X1+X2）×tanr/（Z1+Z2）+invr
∴ X+X=（inv r`-invr）×（Z+Z）/2tanr=0.8647
查機械設計手冊第994頁：
選X=0.3547 X=0.51
∴y= （a｀-a）/m=（157.5-155）/5=0.5
k=X+X-y=0.8647-0.5=0.3647
分度圓 ：d11=mZ=5×21=105
d12=mZ=5×32=160
齒頂圓 ：da11=d11+2ha=m（Z11+2ha*+2X-2k）=5×（21+2×1+2×0.3547-2×0.3647）=106.9
da=d+2ha= m（Z12+2ha*+2X-2k）=5×（41+2×1-2×0.51-2×0.3647）=166.453
齒根圓 ：df11=d-2hf=m（Z11-2ha*-2C*+2X）=5×（21-2×1-2×0.25-2×0.3547）=93.5235
df12= d12-2hf= m（Z12-2ha*-2C*+2X）=5×（41-2×1-2×0.25-2×0.61）=153.25
下面是根據(jù)機械設計和機械原理的有關齒輪設計的公式計算出的各個齒輪的技術參數(shù)
表3-2齒輪的參數(shù)表
齒輪
齒數(shù)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）
頂隙
(mm)
Z1
5
125
5
6.25
135
20
1.25
Z2
5
145
5
6.25
155
20
1.25
Z3
5
225
5
5
99.76
20
1.25
Z4
5
180
5
5
187.16
20
1.
Z5
5
175
5
6.25
185
20
1.25
Z6
5
140
5
6.25
150
20
1.25
Z7
5
150
5
6.25
160
20
1.25
Z8
5
165
5
6.25
175
20
1.25
Z9
5
125
5
6.25
135
20
1.25
Z10
5
190
5
6.25
200
20
1.25
Z11
5
105
5
6.25
116.9
20
1.25
Z12
5
205
5
6.25
216.45
20
1.25
Z13
5
145
5
6.25
155
20
1.25
Z14
5
125
5
6.25
135
20
1.25
Z15
5
150
5
6.25
160
20
1.25
Z16
5
155
5
6.25
165
20
1.25
Z17’
5
125
5
6.25
135
20
1.25
Z18
5
190
5
6.25
200
20
1.25
第四章 齒輪的校核
齒輪是變速器的極其重要的零件，沒有齒輪變速器就不能實現(xiàn)變速（針對本變速器而言）。齒輪的壽命直接關系的變速器的壽命，所以齒輪的壽命和強度是至關重要的。拖拉機的工作環(huán)境惡劣，對變速器的要求更高。所以變速器設計的合理與否對拖拉機影響很大。齒輪的校核是對齒輪的強度和壽命進行理論的計算，這些計算都是根據(jù)經(jīng)驗公式進行的，它和實際很接近。
§4.1齒輪的損壞形式
通常變速箱齒輪損壞有三種形式：輪齒折斷、齒面點蝕、齒面膠合。
齒輪在嚙合過程中，輪齒表面將承受集中載荷的作用。輪齒相當于懸臂梁，根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。折斷有兩種情況：一是輪齒受足夠大的突然載荷沖擊作用導致發(fā)生斷裂；二是受多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度，輪齒突然折斷。變速箱齒輪折斷多數(shù)是疲勞破壞。
齒面點蝕是閉式齒輪傳動常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動的齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓升高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，此即齒面點蝕。理論上靠近節(jié)圓的根部齒面處要較靠近節(jié)圓頂部齒面處點蝕更嚴重；互相嚙合的齒輪副中，主動的小齒輪點蝕較嚴重。
在變速箱齒輪中，齒面膠核損壞的情況不多，故一般設計計算無須校核齒面膠合的情況。
§4.2 輪齒彎曲強度計算
⑴ 直齒輪彎曲應力
（3-1）
式中， 為彎曲應力（）；為圓周力；；
為計算載荷（）；d為直徑(mm)；為應力集中系數(shù)，可以近似??；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪；從動齒輪；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），；m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)。
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中z為齒數(shù)，所以將上述參數(shù)代入上式后得：
（3-2）
直齒輪許用彎曲應力在400~850MPa,
齒輪Z1：
=
所以 其中 合乎要求！
齒輪Z2：
=
所以 其中 合乎要求！
§4 .3齒輪接觸應力計算
（3-3）
式中：為齒輪的接觸應力（；F為齒面上的法向力（N），為圓周力（N），；為計算載荷（）；d為節(jié)圓直徑(mm)； 為節(jié)點處壓力角，E為齒輪材料的彈性模量（），鑄鋼為E=2.02MPav；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；、為主、從動齒輪節(jié)點出的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，、；、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
由計算出各對齒輪的圓周力
由 計算如下：計算接觸應力（）許用接觸應力（（）
計算接觸應力（）=586.43
許用接觸應力（）
一檔和倒檔：950~1000；常嚙合齒輪和高檔：650~700
由上表可知：＜ 合乎要求！！
第五章 軸承的校核計算
§5-1 軸承壽命的計算
軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前所能經(jīng)受的應力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。
⑴ 輸入軸上深溝球軸承壽命計算
軸承代號：GB 276-89，當量載荷計算：該軸不承受軸向力，故可以只以徑向力計算當量載荷。
圓周力
徑向力
則
實際計算當量載荷
由《機械設計》表13-6查得載荷系數(shù)取
則由 （6-1）
式中 ，查《課程設計》表15-3基本額定動載荷
對于球軸承 ，查《機械設計》表13-4溫度系數(shù)
故 滿足要求使用要求。
第六章 1302 R變速器的操縱機構的設計
§6.1 功用和要求
變速器的操縱機構用來保證駕駛員能隨時撥動齒輪進行換檔，或使之從工作檔退到空檔，為了保證在任何情況下變速器都能準確的，安全的，可靠的工作，變速器的操縱機構應滿足以下要求：為了防止變速器自動脫擋，并保證齒輪全齒寬嚙合，操縱機構中設置自鎖裝置。為防止變速器同時掛入兩個擋位，造成發(fā)動機熄火或者損壞零部件，操縱機構中設置互鎖裝置。為防止汽車前進時誤掛倒擋，設置到擋裝置
其主要部分位于變速器蓋內(nèi)，包括換檔機構，鎖定機構，互鎖機構。操縱機構如圖下所示。
（圖6-1變速器的操縱機構圖）
§6.1.1換檔機構
功用：用來改變滑動齒輪的位置，使其與相應的齒輪嚙合或脫開嚙合，以得到所需排檔或空檔，撥動滑動齒輪時省力。
結構：汽車上大都采用球支座式換檔機構，包括變速桿、壓緊(或支承)彈簧、滑桿(撥叉軸)、撥叉等。變速桿用球頭鉸鏈安裝在變速桿座上(通過彈簧和碗蓋吊裝，彈簧力的方向可以是向上的，也可以是向下的)，可前、后、左、右擺動。當用彎桿時，應用止動銷防止桿繞垂直軸線自行轉(zhuǎn)動，但不應妨礙擺動。變速桿下端置于滑桿前端凹槽內(nèi)，扳動上端時，下端可撥動滑桿，滑桿上用螺釘固定著撥叉，撥叉卡在滑動齒輪的撥叉環(huán)槽中。這樣，撥動變速桿就可通過撥叉使滑動齒輪移動。
§6.1.2.鎖定機構
撥叉軸一般有三個位置：居中為空檔，向前向后各掛一個檔。為了保證變速器內(nèi)各滑動齒輪處于正確的工作位置或空檔位置，工作時掛檔齒輪全齒長嚙合，空檔時完全脫離嚙合，并且在振動等原因下，保證不會因輕微軸向力自動掛檔、脫檔，應將滑桿軸向定位。定位形式通常有兩種型式，如圖7-2所示。 彈簧定位銷式：它在滑桿上沿軸向開有三個V形槽，與具有錐頂?shù)逆i銷相嵌合。它鎖定可靠，但結構復雜。錐銷頂角。越大，錐銷愈易頂起，a遠遠大于摩擦角，一般2a＝90°～120°，壓銷彈簧的彈力F＝70°～160N。彈簧鋼球式：它在滑桿上沿軸向開有三個半球形槽，鋼球在彈簧壓力下嵌于某一半球槽中，從而起定位作用，鎖定了撥叉軸的位置。此鎖定形式磨損少、輕便，但磨損后鎖定效果下降，為此R球大于R坑，以防止磨損后不可靠。
換檔時變速桿上的軸向操縱力足夠時，克服彈簧壓力，將銷(或球)頂起(壓下)，撥叉軸才能移動，直至嵌入相鄰的凹坑為止。
（圖6-2鎖定機構）
§6.1.3互鎖機構
防止同時掛上兩個檔而使運動發(fā)生干涉、亂檔，使發(fā)動機熄火或損壞零件，為此在移動某撥叉軸時，自動鎖止其它所有撥叉軸?；ユi機構多采用互鎖銷式。
（圖6-3互鎖銷式互鎖機構）
(1)互鎖銷式：如圖8—13所示。兩根撥叉軸間有一桿狀豆形互鎖銷(兩端半球頭)，每個撥叉軸側面開有鎖槽。空檔位置時，兩個鎖槽相對：互鎖銷長度等于兩撥叉軸槽底間距離減去一根撥叉軸槽深，使換檔時兩根滑桿不能同時離開中立位置，而只允許一根滑桿移動。
(2)鋼球互鎖銷式：用兩個鋼球代替互鎖銷。
(3)彈簧空心互鎖銷式：此空心互鎖銷長2a＝c+b，如圖7-4所示。
（圖6-4彈簧空心互鎖銷）
有些汽車變速器距駕駛員座位較遠，有些轎車和輕型貨車將變速桿布置在轉(zhuǎn)向盤下方的轉(zhuǎn)向管柱上，它們便不能直接用變速桿撥動撥叉換檔，而必須通過機械桿件作遠距離操縱。圖8—15與圖8—16便是這種遠距離操縱示意圖。
（圖6-5遠離操縱機構示意圖）
本次拖拉機的換擋采用主副形式，一個變速竿控制中低速擋位，一個控制不同擋的擋數(shù)，通過兩者的結合，實現(xiàn)不同擋位的控制。
第七章結論
履帶拖拉機適用于在大塊農(nóng)田，農(nóng)場的機械化作業(yè)，特別適合和道路復雜的情況下進行農(nóng)業(yè)生產(chǎn)，深耕，播種等不同要求下的工作，這就要求拖拉機的變速器能夠在在松軟的路面上有良好的通過性，和適宜的穩(wěn)定速度，為此在動力性、通過性、傳遞功率，動力輸出等方面對變速器設計者提出了更高的要求，也是改進設計的關鍵。本文在解決關鍵問題過程中，分析了國內(nèi)、外拖拉機變速器的研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢，結合國內(nèi)變速器的供求情況，找到了一種更為適合我國國情的變速器傳動布置方案---雙輸出軸式變速器！對此進行了較為深入的研究。
這次設計在張文春導師和同學的幫助下，按部就班的進行方案的確定，草圖繪制，齒輪的校核，軸、軸承的校核，基本上完成了設計任務書的要求，并在規(guī)定的時間內(nèi)完成圖紙的繪制，論文的編寫和英文資料的翻譯工作，使我明白了變速器改進設計的一般步驟和方法，學會了查閱有關技術資料，明白變速器的工作原理和換擋機構的操作原理，對變速器的機構有了更深層的了解，積累了一定的經(jīng)驗，受益匪淺，為以后的工作和學習打下堅實的基礎。
這次設計由于是我第一次進行這方面的設計，經(jīng)驗尤其匱乏，特別需要指出的是本變速器的副變速箱換擋嚙合套的位置布置有一定的問題，我是先布置中，低擋的嚙合套后布置倒擋的嚙合套，這樣使空間不是最優(yōu)布置方案，這是我在圖紙即將完成時發(fā)現(xiàn)的，由于時間關系沒有進行優(yōu)化設計，這是這次設計的一大缺點。但我就此積累了一定的經(jīng)驗教訓，未免不是一件好事。
這次設計一直持續(xù)了兩個多月，在老師，同學的幫助下有苦有甜，不緊在專業(yè)方面有所進步，有所增長，最主要的是鍛煉我的毅力和一絲不茍的工作作風，對我的耐性，責任心的培養(yǎng)是一次很好的鍛煉機會。這是我本次設計的最大收獲。
通過本次設計中，使我更加清楚的了解自己，發(fā)揚優(yōu)點，克服缺點，如此才能有新的突破，有所提高。
在本次設計中，由于本身能力有限，一定存在不合理，不正確的地方，但我相信，隨著時間的前進，我會變得更加成熟。
致謝
本次設計，從畢業(yè)設計動員大會到開題前的資料搜集，從驗算數(shù)據(jù)到勾畫草圖，從繪制裝配圖到零件圖，從校核計算到接受進度檢查，從修改圖紙到編寫說明書……整個設計過程我都得到了幾位專業(yè)老師的熱心指導，其中有我的導師張文春教授，也有實驗室中本專業(yè)的李忠利導師等。他們一面給我提供、推薦了大量的設計資料、軟件，一面又用對工作認真、負責、敢于創(chuàng)新的精神鼓勵我，給了我啟迪與教育！更重要的，是他們對待學生、同事……的工作、生活態(tài)度教育了我如何踏入社會、如何做人——謙虛、和藹、真誠！在此深表欽佩和感謝！
在本次設計過程中我也得到了好多同學的熱心幫助！在與同組設計的幾個同學于國濤、李偉譜等相互交流和探討中，共同學習、進步，使枯燥的設計充滿了樂趣與激情，也使我受益匪淺。
在準備資料的過程中，本校圖書館的教職工不厭其煩的提供熱情幫助；此間還得到中國第一拖拉機廠圖書資料室的老師們的指導和幫助，為我們提供了一個良好的資料查詢環(huán)境。
近三個月的設計很快就要結束了，也意味著這幾年的大學快要畫上句號了，但在這一路走來我認識了許多好老師、好同學、好朋友，使我在四年里過的充實和快樂！是你們和我一起度過了這段美麗、難忘的大學生活，是你們在我前行的路上不斷地引導我、鼓勵我、支持我！
由于能力和水平有限，設計中難免有一些不足之處，希望大家不吝指教，以便能及時的發(fā)現(xiàn)和改正錯誤，使我不斷得以提高和進步。
在此，再次對我畢業(yè)設計中曾給予幫助的老師、同學、朋友致以衷心的謝意！
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