機耕船變速箱總成設計（機械CAD圖紙）

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1、本科機械畢業(yè)設計論文CAD圖紙 QQ 401339828 12型-機耕船變速箱總成設計 　　　 摘 要: 本文是介紹機12型—機耕船變速箱結構和工作流程，在生產中的意義以及有待解決的問題。在分析了變速箱在整個工程機械和農業(yè)機械中的重要意義以及一些有待解決的科研問題之后,并以我廣昌—12型機耕船作為物質基礎而進行的變速箱更新設計；本變速箱是集變速機構、離合機構及制動機構為一體的一代變速箱。 　　　關鍵詞:變速；變速箱。

2、 Type 2 - boat tractor gearbox assembly design 　　Abstract: This article is to introduce machine type 12 - boat tractor gearbox structure and workflow in the production of meaning as well as the issues to be resolved. In my the Guangchang 12 boat tractor gearbox sign

3、ificance of the entire construction machinery and agricultural machinery as well as number of pending research problem and as the material basis and gearbox updated design; gearbox is the set shifting mechanism, clutch mechanism and the brake mechanism as one generation gearbox. 　　　Key words: Gearb

4、ox; gear; tillage machine 目錄 第一章 緒論 5 1-1 機耕船的應用概況 5 1-2 機耕船工作特性 5 1-3 變速箱的性能特性要求 6 1-4 設計任務和要求 7 第二章 機耕船傳動系統(tǒng)設計 7 2-1 機耕船的主要參數 7 2-2 機耕船傳動系統(tǒng)設計 9 第三章 變速箱分級變速傳動鏈設計 16 3-1 傳動鏈轉速圖的設計

5、 16 3-2 傳動副齒輪齒數的確定 20 3-3 變速箱計算轉速的確定 28 第四章 變速箱結構布局與箱體設計 29 4-1 變速箱結構布局 29 4-2 變速箱箱體設計 32 第五章 設計總結 37 5-1 結論綜述 37 5-2 存在不足 38 5-3 船式拖拉機變速箱發(fā)展趨勢 38 參考文獻 38 致謝 39 第一章 緒論 1-1、 機耕船的應用概況 根據各地自然條件的（地形、土壤）、耕作方法的、工業(yè)水品的不同，各省機耕船的各項使用性能

6、也不同。因此，各省的機耕船各具特色。 從自然條件看，有的地區(qū)多山地丘陵，土壤和泥腳情況復雜，田塊面積小，田與田之間落差大，機耕船的轉移頻繁；有的地區(qū)水田土壤特別稀軟，泥腳特別深，承受能力極小。這些地區(qū)發(fā)展了馬力小，重量輕，船體接地比壓小，爬坡能力強的湖北—6型，川豐5—2型鏵架導向式機耕船；適用于狹小田塊耕作、空行率低的川豐5—3型梭行耕作機耕船；以及牽引力大、越野性好、能適應多種土壤的萬縣—12型四輪驅動機耕船。 從工業(yè)水品看，有的地區(qū)有較好的手扶拖拉機生產基礎，因而相應發(fā)展了由手扶拖拉機變型的工農—12型、東風—12型、廣西工農—12型，江淮—12型等機耕船，以及用手扶拖拉機改裝的機型

7、。有的地區(qū)工業(yè)生產基礎相對薄弱，就著重發(fā)展便于制造、推廣的湖北—12簡易型、湘江—10型、湘江—5型等簡易機耕船、 一些地區(qū)在洪湖—12型機耕船的基礎上，對其機構、性能作了不同程度的改進，形成了新的機型。如湖北—12型將前輪轉向傳動由鋼絲繩改為齒輪和蝸輪蝸桿，并調整了轉向牙嵌的布置和結構等。隨著機耕船的深入發(fā)展，各地正在向一機多用、綜合利用方向發(fā)展。 機耕船在我國各地的廣泛應用和推廣，是這些地區(qū)的農業(yè)機械化水品不斷提高，雙季稻面積迅速增加，糧食產量穩(wěn)步上升。據調查，有的省機耕船、機滾船已成為機械化作業(yè)的主要機型之一，其作業(yè)面積約占全省機耕面積的30%~40%。一些處于山區(qū)的地區(qū)和縣，這一比

8、例高達85%以上。擁有大片湖田的湖北省監(jiān)利縣大力推廣簡易機耕船，1974年以來已生產了40000多臺，基本實現(xiàn)了水田耕整機械化。 1-2 機耕船工作特性 機耕船用船體和驅動輪分別承擔了一般拖拉機驅動輪所擔負的承重和驅動兩大作用。船體“浮”于土壤表層滑行，而驅動輪刺則插入土內驅動船體前進，使“浮”與“沉”、滑行與驅動有機的結合起來。這樣的行駛原理使機耕船的總體動力學與運動學發(fā)生了不同于拖拉機的變化，并因此構成了它在水田中沉陷小、阻力小、轉向輕便靈活、勞動條件好，不破壞埂底層，適用于深淺泥腳水田的工作特點。 一、機耕船沉陷小，比一般水田拖拉機適應性廣。 機耕船船底的接地面積

9、大，對土壤的比壓小，從而限制了機耕船的下陷深度。機耕船船體下陷量一般不會超過30~50mm，這就保證了它能在深泥腳水田中工作。即使由于推進力不足，機耕船在水田中陷車時，也不會因驅動輪的挖土作用使機耕船越陷越深，因而有可能利用猛接離合器起步或者利用“插杠子”的方法使機耕船自行駛出陷坑。 同時，由于機耕船整機重量大部分被浮在泥土表面上的船體承托，不直接壓在驅動輪上，輪刺入土深度受到船底至輪刺尖端距離的限制，因此，在淺泥腳水田中機耕船就不會像拖拉機下水田那樣將輪刺尖端深深扎入硬底層而使硬底層找到破壞。這樣，機耕水田的泥腳就不會逐年加深。一些機耕船采用了驅動輪軸相對船體位置可以上下調節(jié)的機構來控制輪

10、刺的入土深度，就可以在不同泥腳的水田中作業(yè)，既保證有足夠的深度以獲得所需土壤的推進力來驅動機耕船，又不至于產生過大的阻力和破壞水田底層。 2、 轉向輕便靈活，空行率低 機耕船在水田作業(yè)時沒有導向輪，是利用履帶拖拉機的轉向原理，利用改變左右驅動輪的推進力和轉速來實現(xiàn)轉向的。在轉向時，由于機耕船的轉向力矩較輪式拖拉機導向輪可能產生的轉向力矩大，所以在水田中能夠有嬌小的轉向半徑和較短的時間，對地頭的破壞不顯著。 根據某些資料的統(tǒng)計，機耕船在田頭從起犁轉彎到落犁的時間，每一次一般為2~6秒；而拖拉機在不用單邊制動時每次田頭轉彎時間約為15~20秒，采用單邊制動時則為10~13秒。由于轉向靈活、轉

11、彎半徑小、轉彎時間短，使機耕船具有較小的空行率和較高的時間利用率。 3、 比同功率手扶拖拉機有更好的牽引性能和更高的生產率 由于機耕船在水田中運用先進的行駛原理。在陸地上又有較大的使用量，因此它水田和陸地均可獲得較大的推進力，從而具有比現(xiàn)有同功率手扶拖拉機更大的牽引力。而且機耕船在水中的滑動損失較小，因此，它在水田中的牽引效率也較高。較大的牽引力使機耕船能夠配帶較寬幅的農具，因此其作業(yè)負荷系數高。 四、機耕船制造容易，比手扶拖拉機有更好的使用性能 （1） 重心低，運行平穩(wěn)，爬坡越埂等通過性較好，轉向靈活。一些前輪驅動和四輪驅動機型更能適應山區(qū)、丘陵的作業(yè)條件。 （2） 有船體和簡易

12、駕駛棚，可防止泥水飛濺和日曬雨淋，改善了駕駛員的勞動條件。 （3） 結構較簡單，制造容易，維修方便，一般縣級農機廠都可制造。 1-3、變速箱的性能特性要求 變速箱又稱中央傳動箱，由離合器、變速齒輪、制動總成、換檔機構等組成。變速箱是機耕船的主要工作部件，也是影響機耕船性能的重要部件，是在使用過程中是最易發(fā)生故障的部件之一。機耕船主要工作在比較深的水田里，傳動的平穩(wěn)性決定了該機耕船的推廣價值；變速箱的通用性和適應性是機耕船中最重要的部分，決定了整個機器的性能和市場價值。因此，變速箱的設計就成為船式拖拉機整體設計中的關鍵環(huán)節(jié)，意義非常重大！ 　　　由

13、于機耕船實際行駛的地面條件非常復雜，要求機耕船的牽引力和行駛速度必須能夠在一定大的范圍內變化。另外，機耕船實際行駛過程中常常需要倒向行駛。因此，機耕船變速箱必須具有以下幾個基本要求：. 　　 1）保證機械有必要的動力性和經濟性。 　　 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 　　 3）設置倒檔，使機械能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 　　 5）換擋迅速，省力，方便。 　　 6）工作可靠。行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 　　 7）變速器應當有高的工作效率。 　　 8）變速器的工作噪聲低。

14、 1-4、設計任務和要求 本次設計的主要任務是針對廣昌12—型機耕船變速箱作為物質基礎，體會其設計原理，掌握其工作原理。 主要有內容有： 船式拖拉機傳動系統(tǒng)設計 1）機耕船的主要參數（動力匹配、行走速度、輸出扭矩等） 2） 機耕船傳動系統(tǒng)設計（方案比較、傳動形式、傳動系統(tǒng)圖、傳動比分配等） 變速箱分級變速傳動鏈設計 1）傳動鏈轉速圖的設計 2）傳動副齒輪齒數的確定 3）變速箱傳動系統(tǒng)圖 4）變速箱計算轉速的確定 變速箱結構布局與箱體設計 1） 變速箱結構布局（詳細說明傳動軸的空間布局、操縱機構的布置等） 2） 變速箱箱

15、體設計（詳盡說明軸承底孔位置精度、箱體結構、基準、強度等） 3） 變速箱總裝圖及其展開圖設計 第二章 機耕船傳動系統(tǒng)設計 2-1、機耕船的主要參數 機耕船各項基本參數有發(fā)動機動力匹配、行走速度、輸出扭矩等。 一、發(fā)動機的動力選擇 根據機耕船的額定牽引力來選擇配置發(fā)動機，查閱《農業(yè)

16、機械學》的犁耕牽引阻力（338頁）可知機耕船的額定牽引阻力: （2.1） 式中 Rx 是機耕船懸掛農具的工作時所受的水平分力。 參考文獻1.1（《農業(yè)機械學》339頁）由下式確定 （2.2） 式中 Z 為鏵式犁的個數； 為單體犁鏵寬度； K 為土壤比阻； 為耕深。 參考廣昌12—型機耕船，犁鏵3個，單鏵理論幅寬為200mm，耕深為120~160mm。土壤比

17、阻取一般土壤0.45N/mm。 因此可得 （2.3） （2.4） = 48.6102N 參考文獻1.2《內燃機原理》發(fā)動機標定功率可根據式（2.5），由機耕船在最大輸出額定牽引力 時的工況來確定。

18、 (2.5) = 11.5hp 根據計算選取12馬力的單缸柴油發(fā)動機作為動力。 二、行走速度的確定 根據12馬力機耕船的牽引試驗結果，深泥腳田中最大牽引效率時的實際速度為V0=4.5~6.6km/h，倒行速度一般在1.5~3km/h。因此，參照廣昌—12型機耕船，分別選擇V1=4.6km/h，V2=5.3km/h,V3=6.1km/h作為機耕船的三個前進擋，V倒=2.4km/h作為

19、倒擋。 三、機耕船動力輸出的扭矩 廣昌—12型機耕船的懸掛為旋耕機，因此，本文也以懸掛旋耕機為基礎，參考文獻《待查》得，M=2108N/m。 2-2、機耕船傳動系統(tǒng)設計 一、機耕船傳動系統(tǒng)的方案設計與比較 由于本機參照廣昌—12型機耕船作為設計基礎，因此在本節(jié)中提出目前大部分機耕船的傳動系統(tǒng)方案，作為比較，最終以廣昌—12型機耕船的傳動系統(tǒng)方案作為初步方案。 方案設計包括分析整機及部件方案，繪制傳動系統(tǒng)簡圖，進行主要性能參數

20、的初步計算，初步安排傳動系各部件的相互位置和連接關系，避免運動的干涉，繪制傳動系各部件結構草圖。 在確定傳動系統(tǒng)方案時，必須使其性能和結構滿足以下要求： ⑴ 結構簡單、先進、性能完善，操作、調整維修方便，能最大限度地適應使用中提出的要求； ⑵ 使用可靠，經久耐用。傳動系主要零件要有足夠的強度、剛度和工作表面的耐腐蝕性，使其使用壽命應不低于6000小時； ⑶ 傳動效率高，盡可能減少傳動系統(tǒng)中功率的損失； ⑷ 工藝性要好，即零件加工簡便，裝配容易； ⑸ 經濟性要好，要求制造和使用成本底，鋼材和其它材料、以及油料消耗少； ⑹ 要考慮綜合利用、一機多用的要求。 以下是一些機

21、耕船的傳動簡圖。 湘江—5型傳動系簡圖 皮帶五級變速傳動系簡圖 川豐5—3型傳動系簡圖 湖北—6型傳動系簡圖 中山—10型傳動系簡圖

22、 三、機耕船傳動系統(tǒng)圖 本設計中，以廣昌—12型機耕船作為參考，并在其基礎上作了一些改變，因此，傳動系統(tǒng)圖如下： 四、傳動系統(tǒng)的傳動比分配 傳動系統(tǒng)的傳動比分配是根據發(fā)動機的輸出轉速與機耕船的行走速度來確定的，不同的行走速度下，總傳動比也不同。 傳動比分配的基本原則 1）各種傳動的傳動比，均有其合理應用的范圍，通常不應超過

23、。 2）各級傳動的承載能力近于相等。 3）各級傳動中的大齒輪浸入油中的深度大致相近，從而使?jié)櫥顬榉奖恪? 4）分配傳動比時，應注意使各傳動件尺寸協(xié)調、結構勻稱，避免發(fā)生相互干涉 如設計二級齒輪減速傳動時，若傳動比分配不當，可能會導致中間軸大齒輪與低速軸發(fā)生干涉。 5）對于多級減速傳動，可按照“前小后大”（即由高速級向低速級逐漸增大）的原則分配傳動比，且相鄰兩級差值不要過大。這種分配方法可使各級中間軸獲得較高轉速和較小的轉矩，因此軸及軸上零件的尺寸和質量下降，結構較為緊湊。增速傳動也可按這一原則分配。 6）在多級齒輪減速傳動中，傳動比的分配將直接影響傳動的多項技術指標。例如：傳動的外

24、廓尺寸和質量很大程度上取決于低速級大齒輪的尺寸，低速級傳動比小些，有利于減小外廓尺寸和質量。閉式傳動中，齒輪多采用濺油潤滑，為避免各級大齒輪直徑相差懸殊時，因大直徑齒輪浸油深度過大導致攪油損失增加過多，常希望各級大齒輪直徑相近。故適當加大高速級傳動比，有利于減少各級大齒輪的直徑差。 參考《汽車設計》可知 需用驅動鐵輪半徑R0計算機耕船各個檔位的在速度V時，與總傳動比 的關系。 公式如下： Vj = 2πR0 因此，總傳動比為 = 0.377 式中 Vj——某一個檔位的行走速度； nen

25、 為發(fā)動機標定轉速； R0 為驅動輪半徑； 發(fā)動機標定轉速nen=1200r/min,驅動輪半徑R0=0.4m， 根據以上公式，可以分別計算出各檔位的總傳動比，分別是： 一檔總轉動比： V1=4.6km/h， = 0.377=39.34 二檔總傳動比： V2=5.3km/h, =0.377=34.14 三檔總傳動比： V3=6.1km/h

26、 = 0.377=29.67 倒擋總傳動比： V倒=2.4km/h = 0.377=75.40 把總傳動比合理地分配到各個傳動部件上 傳動系統(tǒng)總傳動比ii 等于各部件傳動比之乘積： 式中 為皮帶傳動的傳動比； 為變速箱第檔傳動比； 為中央傳動的傳動比； 為最終傳動的傳動比。 （1） 參考文獻《機械設計》V帶傳動設計（101頁），并參考廣昌—12型機耕船，初步確定帶傳動的傳動比=1.75。最終傳動的傳動比根

27、據參考《機耕船設計》可知，其范圍為2.5~5.5，所以初步選擇中間值=3。 （2） 變速箱第檔傳動比，這是傳動系統(tǒng)中起變速作用，并且最為重要的一環(huán)，設計步驟如下： 1）確定傳動順序 傳動順序是指從動力機到執(zhí)行構件各變速組的傳動副數的排列順序。對于降速傳動鏈，傳動順序應“前多后少”，使位于高速軸的傳動構件多些，這對節(jié)省材料，減小變速箱尺寸和重量都是有利的。因此采用結構式為6=。 2）確定變速順序 一般應采用基本組在前、擴大組在后的方案。其優(yōu)點是可以提高中間軸的最低轉速或降低中間軸的最高轉速。 3）確定各變速組的傳動比 初步把各行走速度下

28、的總傳動比平均分配到各傳動軸，通過公式計算得， =7.49 == 6.50 5.65 14.36 初步根據平均分配法將分配到變速箱第檔傳動比為中央傳動的傳動比中再作調整。 傳動比 一檔傳動比 1.75 2.74 2.74 3 二檔傳動比 1.75 2.55 2.55 3 三檔傳動比 1.75 2.38 2.38 3 倒檔傳動比 1.75 2.43 2.43

29、 3 2.43 第三章 變速箱分級變速傳動鏈設計 3-1 傳動鏈轉速圖的設計 在確定傳動鏈轉速圖前，通過各軸傳動比確定每一個檔位下各軸的扭矩、各軸之間的中心距，由中心距可以初步確定各傳動軸之間的空間布置和每個檔位的傳動路線，傳動軸中心距A可以按照下列經驗公式估算： 式中 為傳動軸的中心距； 為所計算齒輪副的最大輸出扭矩； 為系數，對于變速箱一般取30~5

30、0，中央傳動一般取25~35，最終傳動一般去20~33。 發(fā)動機輸出功，發(fā)動機標定轉速nen=1200r/min，根據公式 得到發(fā)動機輸出轉矩。傳動效率查閱《機械設計手冊》如下： 三角皮帶傳動的傳動效率= 0.96； 圓柱齒輪傳動的傳動效率（稀油潤滑）； 深溝球軸承的傳動效率（潤滑良好）。 由公式計算每一個檔位下各軸的轉矩如下表： 第一檔 傳動軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉速（r/min） 686 292

31、 93 30 轉矩() 116 256 701 2104 傳動比 2.74 2.74 3 第二檔 傳動軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉速（r/min） 686 271 108 35 轉矩() 116 275 653 1885 傳動比 2.55

32、 2.55 3 第三檔 傳動軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉速（r/min） 686 318 126 41 轉矩() 116 235 557 1609 傳動比 2.38 2.38 3 倒檔 傳動軸 Ⅰ軸

33、 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅵ軸 轉速（r/min） 686 292 121 48 16 轉矩() 116 256 580 1374 3968 傳動比 2.43 2.43 2.43 3 分別計算各檔位各軸之間的中心距： 一檔： ； 120.62； =144.57。 二檔： 88.87； 117.45； =111.87。 三檔： 85.31； 114.78； =108.57。 倒擋： 90； 116.13；

34、 =103.10； 146.99。 通過計算結果對比可以看出，Ⅰ軸和Ⅱ軸之間距離90，Ⅱ軸和Ⅲ軸之間距離，Ⅲ軸和Ⅳ軸之間距離，由于要設置倒擋，需要多加一根軸。初步確定空間布置如下圖： 說明：Ⅱ軸上滑移齒輪可與動力輸出軸上齒輪嚙合， Ⅱ軸上滑移齒輪可與中央軸上齒輪嚙合。 由于發(fā)動機標定轉速，各檔位下各軸之間的傳動比已知，通過這些已知數據可計算出各軸的轉速，因此，傳動比轉速鏈圖如下： 3-2 傳動副齒輪齒數的確定 對于閉式軟齒

35、面齒輪傳動，在保持分度圓直徑不變的和滿足彎曲強度的條件下，齒數應選得多些，以提高傳動的平穩(wěn)性和減小噪聲；齒數增多，模數減小，還可以減少金屬的切削量，節(jié)省制造費用；模數減小，還能降低齒高，減小滑動系數，減少磨損，提高抗膠合能力。一般可取。對于高速齒輪或噪聲小的齒輪傳動，一般。 設計計算內容 計算及說明 結果 齒輪的設計計算及結構說明

36、 2.齒輪的幾何尺寸計算 小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB=236 大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB=190 由《機械零件設計手冊》查得， ，， 則，， ，， ， 每根軸上的齒輪都通過最大扭矩計算，來保證其他齒輪有足夠強度。 （1）齒輪3的轉矩 （2） 選擇載荷系數K 參考《機械設計》教材得 查表得 1.75； ； ； 。 =2.541。

37、 （3） 計算齒數比 （4） 選擇齒寬系數 根據齒輪為硬齒面和齒輪在兩軸承間為對稱布置，查《機械設計》教材得，。 （5）計算齒輪的分度圓半徑 51.17（mm） (6) 確定齒輪模數m （mm） 取m=3。 （7） 確定齒輪的齒數和 17.057取17， 取。 (8) 實際齒數比 2.53 符合要求 （9） 計算齒輪的主要尺寸 中心距 齒寬（mm） （10） 齒頂圓直徑 （8）

38、計算齒輪的主要尺寸 =m=3*17=51（mm） =m=3*43=139（mm） =m=3*40=120(mm) =m=3*19=（mm） 中心距=1/2（+）=85.5（mm） ==（+）=90（mm） 齒輪寬度===1.1*51=56.1 取56（mm） =+(5~10)=(61~66)(mm) 取62（mm） =+(5~10)=(61~66)(mm) 取62（mm） （9）計算圓周轉速v并選擇齒輪精度 v===1.83（m/

39、s） 查表應取齒輪的等級精度為9級 （1） 確定齒輪的彎曲應力 由《機械零件設計手冊》中的圖表，查得齒輪的彎曲疲勞極限為 =215MPa 最小安全系數=1 相對應力集中系數=0.88 齒輪的許用彎曲應力為 =215/0.88=244.3（MPa） （2） 計算量齒輪的彎曲應力 =1 = =79（MPa）< 則齒輪的彎曲強度足夠 齒頂圓直徑 =+2==（17+2）*3=57（mm） =（40+2）*3=126（mm） =（43+2）*3=135（mm） 齒全高h(=0.25) h=(2)m=(2*1+0.25)*3=6.75(mm) 齒厚S

40、S=P/2=πm/2=3.14*3/2=4.71（mm） 齒根高=（）m=3.75（mm） 齒頂高m=3（mm） 齒根圓直徑 =51-2*3.75=43.5（mm） =129-2*3.75=121.5（mm） =120-2*3.75=112.5（mm） Ⅰ軸齒輪為滑移齒輪 滑移齒輪的大徑D=33（mm） 滑移齒輪的小徑d=26mm） 滑移齒輪的長度L=86（mm） 齒輪倒角n=0.5m=0.5*3=1.5（mm） 齒輪的工作圖如下 考慮到軸受力主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承 根據軸頸值查《機械零件設計手冊》選擇6304兩個 （GB/T

41、276—1993） 壽命計算： 兩軸承承受純徑向載荷 P= =3330.39（N） X=1 Y=0 深溝球軸承，基本額定動負荷 C=20.8kN， 式中 n——軸承的工作轉速 ——壽命系數（球軸承取3，滾子軸承取3.33） ——負荷特性系數 考慮到工作中的振動和沖擊將降低軸承實際承受負荷的能力，上式中的當量動負荷應乘以負荷特性系數，對于無沖擊或輕微沖擊，=1~2；對于中等沖擊或變負荷，=1.2~1.8；對于較大沖擊，=1.8~3.在機耕船傳動系的軸承計算中，變速箱軸承可取=1.2~1.8；中央傳動和最終傳動可取=1.8~2.2. 則

42、取=1.5 ==24305（h） 同理，可以計算出其它齒輪結構和幾何尺寸，計算結果工程圖中。 部分計算結果如下表： 第一檔 傳動軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 中央軸 驅動軸 轉速（r/min） 685.71 291.79 92.93 30.27 轉矩() 115.6 25

43、5.6 802.58 2463.93 傳動比 2.35 3.14 3.07 第二檔 傳動軸 Ⅰ軸 動力輸出軸 中央軸 驅動軸 轉速（r/min） 685.71 271.03 107.55 35.03 轉矩() 115.6 275.2 652.5 1884.7 傳動比 2.53 2.

44、52 3.07 第三檔 傳動軸 Ⅰ軸 動力輸出軸 中央軸 驅動軸 轉速（r/min） 685.71 317.46 125.98 41.04 轉矩() 115.6 234.9 556.9 1608.6 傳動比 2.16 2.52 3.07 倒檔 傳動軸

45、 Ⅰ軸 Ⅱ軸 動力輸出軸 中央軸 驅動軸 轉速（r/min） 685.71 291.79 121.08 48.05 15.61 轉矩() 115.6 255.6 579.5 1373.8 3968.0 傳動比 2.35 2.41 2.52 3.07 最終傳動副齒輪齒數確定如下： 機耕船傳動系統(tǒng)圖 說明：Ⅱ軸上滑移齒輪可與動力輸出軸上齒輪嚙合， Ⅱ軸上滑移齒輪

46、可與中央軸上齒輪嚙合。 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 齒數（Z） 40 17 17 19 43 23 41 14 14 58 43 43 模數（m） 3 3 3 3 3 3 3 4 4 3 4 4 3-3 變速箱計算轉速的確定 變速箱計算轉速可以由發(fā)動機的標定轉速與總傳動比計算得到，

47、 第四章 變速箱結構布局與箱體設計 4-1 變速箱結構布局 變速箱的結構布局分為傳動軸的空間布局和操縱機構的布置。 一、變速箱結構及傳動組件的布置 變速箱內傳動軸的空間布置變速箱的功能是保證機耕船的運動，要求有較高的幾何、傳動和運動精度；足夠的強度和剛度，振動??；操作方便靈活。 各傳動軸的空間布置要求 ① 首先要滿足機耕船總體布局對變速箱的形狀和尺寸限制； ② 要兼顧變速機構、潤滑裝置的設計合理性； ③ 要考慮各軸受力情況，裝配調整和操縱維修的方便。 其中變速箱的形狀和尺寸限制，是影響傳動件空間布置最

48、重要的因素。 （1）機耕船總體布局對變速箱限制 機耕船的變速箱裝在機耕船的中后部，水田輪的安裝位置大致確定了變速箱在機耕床中的位置，并確定了軸垂直于前進方向分布。 （2）變速箱內各傳動軸的布置順序 ① 首先確定驅動軸的位置（根據水田輪的位置確定）； ② 再確定傳動主軸的軸的位置，以及與主軸有齒輪嚙合關系 的軸的位置； ③ 確定動力輸入主軸、傳動軸、動力輸出軸的位置； ④ 最后確定其它各傳動軸 的位置。通常傳動軸按三角形布 置。以縮小箱體徑向尺寸。 根據傳動軸的布置順序，1、首先要確定驅動軸的位置，為提高機耕船的通過性和水田輪對機耕船的驅動力，因此，驅

49、動軸應貼近船體，處于變速箱的最底端。 2、 由于機耕船的變速箱結構較簡單無傳動主軸，其次確定動力輸入軸的位置，動力由單缸柴油機通過皮帶傳動輸入，在皮帶傳動末端安裝有離合器，所以，動力輸入軸應該安裝在變速箱頂端。 3、 機耕船的方向是由變向齒輪與中央齒輪的嚙合和脫離來改變的，因此中央傳動軸的布置應緊靠驅動軸。動力輸出軸的位置是根據機耕船的旋耕機構位置來布置。 4、 最后倒擋軸按照三角形布置，縮小箱體的尺寸，使結構盡量緊湊。 前文中已計算出各有齒輪嚙合軸之間的中心距，由中心距可大致確定傳動軸的空間分布，中心距如下： 一檔： ； 120.62； =144.57。 二檔： 88.8

50、7； 117.45； =111.87。 三檔： 85.31； 114.78； =108.57。 倒擋： 90； 116.13； =103.10； 146.99。 通過計算結果對比可以看出，Ⅰ軸和Ⅱ軸之間距離90，Ⅱ軸和Ⅲ軸之間距離，Ⅲ軸和Ⅳ軸之間距離。 2. 變速箱內傳動軸的軸向固定 各傳動軸通過軸承在箱體內固定，采用單列向心球軸承可一端 固定，也可兩端固定。采用圓錐滾子軸承必須兩端固定。傳動軸一端固定方式 襯套固定 孔臺固定 彈簧擋圈 兩彈簧擋圈 軸承外圈上擋圈一端固定的優(yōu)點：軸受熱后，可以向一端自由伸長，不會產生熱應力，宜用于長軸。 3.變速組中齒輪的軸向

51、排列 （1）窄式排列 將滑移齒輪緊靠一起，大齒輪居中，固定齒輪分離安裝，其相隔 距離為 2b+△，相鄰變速位置的滑 移行程也是2b+△，不考慮刀具的 越程槽寬度等尺寸。 （2）寬式排列 將固定齒輪緊靠一起， 大齒輪居中，滑移齒輪分離 安裝。 （3）亞寬式排列 將三聯(lián)滑移齒輪中的兩齒輪緊靠一起，另一齒輪分離，分隔距 離為 2b+△，軸向總長度為 B >9b+3△，此排列的特點： ① 能實現(xiàn)轉速從高到低（或由低到高）的順序變速； ② 能使滑移的小齒輪越過固定的小齒輪，改變順利嚙合條件。 ③ 可用于大齒輪與次大齒輪的齒數差<4的場合。 （4）滑移齒輪的分組排列 用于四個傳動副的變速組，滑

52、 移齒輪可分為兩組，并聯(lián)合控制， 但要保證只有一組齒輪處于嚙合狀 態(tài)。 優(yōu)點：縮短傳動件軸向長度。 缺點：操作機構復雜。 4.相鄰兩個變速組齒輪的軸向排列 （1）并行排列在相鄰兩個變速組的公共傳動軸上，從動齒輪和主動齒輪分別 各安裝一端，三條傳動軸軸上的齒輪排列呈階梯形，軸向總長度為 兩變速組軸向長度之和。 特點：結構簡單，應用范圍廣。缺點：軸向長度較大。 （2）交錯排列 相鄰兩個變速組的公共傳動軸上的主、從動齒輪交錯安裝，使 兩變速組的滑移行程部分重疊，縮短軸向長度。 主動輪 注意：為確保齒輪順利滑移嚙合， 公共傳動軸上相鄰齒輪的齒數差應≥4，且大齒輪位于外側。 特點：交錯排列的軸向

53、長度就是軸 Ⅱ的軸向長度 B>9b+2△，比并行排列 的軸向長度短。 各軸之間的空間分布如下： 4-2 變速箱箱體設計 1、 軸承底孔位置精度 齒輪嚙合中心距極限偏差 齒輪嚙合側隙是保證齒輪正常工作的條件。影響嚙合側隙的因素較多，有齒形、支承系統(tǒng)元件、孔中心距等。合理確定齒輪嚙合側隙的大小比較困難。本文從保證齒輪正確嚙合的角度，采用概率分析方法，得到主要影響因素的數量關系。 .1.概述 由齒輪傳動特點可知:影響齒輪側隙的主要因素為齒厚、齒輪嚙合中心距。由齒輪嚙合公差理論:齒厚公差Ts為:

54、 式中，—切齒時徑向進刀公差， —齒圓徑向跳動， —齒輪壓力角，本設計中為20。 而齒厚公差位置由下式決定； 式中，—齒厚上偏差； —齒輪中心距偏差； —齒輪副傳動最小法向側隙，影響因素與運轉速度和潤滑方式等有關。 由上述可知，齒輪副側隙由兩部分決定：齒輪中心距偏差，齒厚偏差 。其中齒厚偏差由制造齒輪時保證；而齒輪嚙合中心距偏差，按組成各種誤差隨機發(fā)生，用均方根方法計算如下：

55、 式中，—齒輪嚙合中心距偏差，可由齒輪第Ⅱ公差精度等級確定。 —齒輪嚙合兩孔中心距偏差，與孔距有關， 、—由于軸、軸承孔、軸承等偏心引起的誤差有關， —齒輪分度圓心與齒輪運動嚙合圓心不同產生的偏心，主要為齒圈徑向跳動。 2.單因素偏心且的組成及數量分析 一對齒輪傳動系統(tǒng)，由軸1,2，支承孔1,2,3,4，軸承1,2,3,4，齒輪1,2組成，如圖1。支承跨距為L，齒輪嚙合距支孔1的距離為1，齒輪兩孔中心距為a，偏差為△a。 顯然，為了保證齒輪嚙合中心極限偏差，必須對支承孔徑、軸徑、軸承、齒輪與軸的同軸度給

56、以適當的形位公差。 先考慮最簡單的情況，軸1支承處只存在孔偏心誤差，設支承孔1、2偏心量分別為、。其空間狀態(tài)如圖所示。 孔1,2偏心量、在X,Y軸的抽影分別為： ， ， 式中、—偏心量、與軸正向間的夾角，規(guī)定逆時針方向為正。 設齒輪嚙合處由、引起的齒輪嚙合中心距變化量為。為求分兩步考慮只有孔1偏心量時，造成的齒輪嚙合中心距變化量在x方向的分量為。 顯然,同理在y方向的分量為。同理只有孔2偏心量時，造成嚙合中心距變化量為： 當、同時存在時造成的齒輪嚙合中心距變化量為，其值為單獨存在、兩種情

57、況下的疊加。即： 參考文獻《齒輪嚙合中心距極限偏差的概率計算》可知，兩孔中心距極限偏差計算公式： 計算結果如下圖中所標注： 二、箱體結構 主軸箱的結構及要求 主軸箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。若主軸 與變速機構分離，則除主軸箱外還設有變速箱。 主軸箱應保證運動參數、較高的傳動效率；傳動件具有足夠的 強度或剛度；運動噪聲低、振動?。徊倏v方便，具有良好的工藝性， 便于檢修，成本低；防塵、防漏、外形美觀等。 3、 箱體定位基準 （1）箱體類零件

58、盡管形狀各異、大小不一，但都有一下特點：形狀復雜、體積較大、壁薄易變形、需要加工的部位較多、有精度較高的孔 與平面、加工難度較大、加工工序多、周期長，因此合理選擇各道工序的定位基準是保證零件加工精度的關鍵，而且影響加工工序的數量及 排序，對提高勞動生產率、降低生產成本都有重要影響。 （2）選好第一道工序或創(chuàng)建或轉換精基準是保證零件加工精度的關鍵，最初因毛坯的表面沒有經過加工，只有以粗基準定位加工出精基準。 在以后的工序中，則應采用精基準定位貫穿加工的全過程。 （3）選擇定位基準時，一般先根據零件主要表面的加工精度，特別是有位置精度要求的表面作精基準。同時，要確保共建裝夾穩(wěn)定可靠、 控制

59、好工件裝夾變形、操作要方便，夾具要通用、簡單。 （4）精基準選擇應遵循：基準重合原則、統(tǒng)一原則、自為與互為基準原則。 （5）粗基準選擇應遵循：便于加工轉化為精基準；面積較大；平整光面，無澆口、盲口、飛邊等缺陷的表面；有位置精度要求的表面；能 保證個加工面有足夠的加工余量。 （6）在具有選擇基準時，應根據具體情況進行分析，既要保證主要表面，又要兼顧次要表面的加工精度。 變速箱殼體如下：經分析，應以變速箱底座為粗基準。 選擇精基準 （1）分析零件圖可知，箱體中軸承孔軸線的平面精度要求較高，因此必須先加工出箱體各軸的外表面，并以外表面作為 精基準，翻轉調頭加工出其他表面，才可

60、以保證箱體的孔與面基本位置精度。 (2)、由于定位基準與設計基準重合，不需要對它的工序尺寸和定位誤差進行分析和計算 二、選擇粗基礎 箱體類零件的第一道工序往往都是選擇面積較大、平整光潔平面作為粗基準開始的。本零件的加工符合這一規(guī)律。 因此應以輸出軸軸承孔作為精基準，逐個加工剩下的孔，以提高各孔之間的位置精度。 第五章 設計總結 5-1、結論綜述 這次的畢業(yè)設計對于我來說有著深刻的意義。這種意義不光是自己能夠獨立完成了設計任務，更重要的是在這段時間內使

61、自己深刻感受到設計工作的那份艱難。而這份體現(xiàn)在設計內容與過程中為了精益求精所付出的艱辛。 畢業(yè)設計對我們這些極少實踐的畢業(yè)生來說就是按照條條款款依葫蘆畫瓢的過程，有的時候感覺挺沒有勁的。反正按照步驟一定可以完成設計任務，其實不然。設計過程中有許多內容必須靠我們自己去理解，去分析，去取舍。 通過這次的設計，感慨頗多，收獲頗多。更多的是從中學到很多東西，包括書本知識以及個人素質與品格方面。感謝老師的辛勤指導，也希望老師對于我的設計提出意見。 畢業(yè)設計是檢驗一個本科生是否合格最好的形式。通過本次畢業(yè)設計設計，從中得到的收獲還是非常多的。 我的畢業(yè)設計題目是設

62、計機耕船變速箱的總成設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的教導下，使我找到了信心。 在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在此期間我我們同學之間互相幫助，共同面對畢業(yè)設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。 5.2 存在不足 （1） 此型

63、號變速箱所設計的檔位少，不能靈活改變傳動比，耕作和運輸不能通過變速箱來實現(xiàn)，需要更換皮帶輪。 （2） 考慮到制造成本，變速的過程是通過滑移齒輪的移動，無同步器，將要嚙合的兩個齒輪并沒有相等的線速度，因此，齒輪容易損壞。 （3） 由于機耕船工作環(huán)境的特殊性，泥沙容易進入箱體內，加速磨損。 5.3 船式拖拉機變速箱發(fā)展趨勢 我國是拖拉機生產和使用大國，拖拉機保有量居世界前列，但與歐美等發(fā)達國家相比，我國拖拉機在設計、制造、技術裝備、新產品研發(fā)、試驗研究及生產組織管理等方面都存在一定的差距。為了振興我國拖拉機工業(yè)，改善我國拖拉機

64、的使用性能，參與國際市場競爭，建議我國拖拉機變速箱及傳動系應做以下改進： （1）我國拖拉機上目前廣泛采用滑動齒輪或和嚙合套兩種換擋方式，是國際市場上被淘汰的產品。應改為同步器換擋，或者主變速箱為同步器換擋、副變速箱為嚙合套換擋。 （2）為滿足多種田間作業(yè)的需要和便于充分利用拖拉機的動力，應增加變速箱的擋位數。 （3）為提高運輸作業(yè)生產率和燃油經濟性，增設運輸擋，提高運輸速度。近幾年，我國拖拉機運輸速度有了一定的提高，但幅度不大，僅局限在30km/h左右。而西歐拖拉機的最高運輸速度為40km/h，個別機型為50km/h。 （4）增設爬行擋，以滿足類似于旋轉開溝等低速作業(yè)項目的需要。 （

65、5）配套增扭器供用戶選擇。 （6）充分吸收國外先進技術，積極研制和應用負載換擋變速箱，縮短與國際拖拉機水平的差距。 （7）加裝前懸掛裝置和前動力輸出軸，發(fā)展復合式作業(yè)拖拉機。配套多標準轉速的動力輸出軸，以適應多種作業(yè)機械的需要，更好地利用發(fā)動機的功率。 變速箱是拖拉機傳動系重要的組成部分，對其的發(fā)展歷史、現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢進行了解，對推動我國拖拉機新產品開發(fā)研制，提高我國拖拉機產品的質量和性能具有重要的意義。 參考文獻 （1） 李文哲

66、.汽車拖拉機學.第二冊，地盤構造與車輛理論，北京：中國農業(yè)出版社，2006 （2） 陳于萍，周兆元.互換性與測量技術基礎.第二版，北京：機械工業(yè)出版社，2005 （3） 朱龍根.機械系統(tǒng)設計，第二版，北京：機械工業(yè)出版社，2011 （4） 李寶筏.農業(yè)機械學，北京：中國農業(yè)出版社，2003 （5） 鐘毅芳.機械設計，第二版，武漢：華中科技大學出版社，2001 致謝 首先，我要感謝我的導師曾一凡教授，他嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣，給了起到了指明燈的作用；導師不僅在學業(yè)上給我以精心指導，同時還在思想、生活上給我以無微不至的關懷，除了敬佩曾老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。在此謹向我尊敬的曾老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 其次要感謝廣昌機械廠為我們提供12-型機耕船變速箱，讓我們