毕业设计（论文）-一定马力四轮驱动拖拉机传动系方案及分动箱设计

第一章引言1.1选题的目的及意义1.1.1选题的目的众所周知，我国是第一人口大国拥有十几亿人口。而人口的粮食问题事关着整个社会的和谐与安定。所以农业发展对我国的发展至关重要。以往的农业发展主要通过人畜进行，效率低而辛苦。而随着科学技术的进步与发展，各种农业器械被发明，拖拉机便是其中解放劳动力的重要器械。而拖拉机的性能也在通过各种途径提高。拖拉机传动系方案的设计选择便是提高拖拉机工作性能的一个重要途径。而且，现在的拖拉机大多为四轮驱动，分动箱便是其中实现四轮驱动的主要部件。本选题旨在对拖拉机传动系方案进行设计选择，提高自己对传动系各部件的了解，增强自身对拖拉机传动系的认知。进一步提高拖拉机工作运行性能。另外，集中对拖拉机分动箱的研究，设计本选题适用的分动箱。以提高四轮驱动拖拉机动力传递及分动能力。1.2.2选题的意义一个优秀拖拉机传动系方案的设计选择能够使拖拉机在复杂的农业作业中适应各种农机具的使用，使拖拉机的动力性与燃油经济性得到相对平衡的条件。此外，就拖拉机自身而言，一个优秀拖拉机传动系方案要能确保其能正常实现向前行驶，倒退以及前后轮、左右轮之间的差速配比，以及实现正常的动力切断或传输。而分动箱的设计优化更有利于拖拉机四轮之间的动力配合，保证拖拉机能在各种路面地形间正常通过。1.2国内外现状及发展趋势1.2.1国内现状及发展趋势就国内换挡技术而言，我国的拖拉机换挡技术还停留在机械换挡技术层面。其中较小功率拖拉机换挡技术正在从滑移齿轮换挡技术向啮合头换挡技术发展，而较大功率拖拉机的换挡技术较为先进，正在由啮合套换挡技术发展向同步器换挡技术,当然国内也有部分机型的拖拉机开始采用更为先进的多锥面同步器，使得拖拉机的换挡能力和性能得到有效提高。另外在国内的部分企业已经开始发展更为先进换挡技术，开始发展动力高低挡或动力倒挡、半动力换挡技术，并在拖拉机上进行了应用与生产。其中代表企业包括中国一拖集团开发的58.8kW~80.9kW(即为80~110马力)的具备动力高低挡/动力倒挡换挡技术的拖拉机和较大拖拉机即110.3kW~161.8kW(即为150~220马力)的半动力换挡技术的拖拉机;还有雷沃重工自行研发的66.2kW~95.6kW(90~130马力)的动力高低挡/动力倒挡机型、半动力换挡技术的拖拉机;此外还有一些国内企业开发的半动力换挡技术的拖拉机等等[1]。2000年以后开始成熟应用自动换挡技术,可根.据负载情况自动调整挡位使作业速度和负载能够自动匹配保证高效、节能不需人工操作操纵更舒适、快捷。无级变速技术的应用可在全程速度范围内无级调节实现与配套机具最高效的动力匹配。中小功率机型普遍采用HST换挡技术动力全部通过液压传递传动效率相对较低。大功率机型普遍采用液压机械合流式技术动力通过液压、机械结构联合传递通过控制结构优化实现较高的传动效率。双离合换挡技术是在车用AMT变速箱基础上发展起来的采用两个离合器通过机械换挡和电控换挡技术的联合控制实现全动力换挡进一步提高传动效率同时降低传动系成本。1.2.2国外现状及发展趋势就国外拖拉机换挡技术技术而言、其变速系统已经脱离换挡这一层面,开始采用功率分流式无级变速系统，并且已经应用于多种类型的拖拉机。而且根据各种权威检测机构检测实验发现，采用功率分流式无级变速传动系的拖拉机相对于普通的采用机械换挡技术的拖拉机能够获得更加优良燃油经济性，从而达到更低的能源损耗和节省支出成本的目的。在提高拖拉机传动系性能方面，之前的研究主要集中在对四轮驱动拖拉机传动系的结构优化这一途径上。即便是当今社会，拖拉机传动系性能任然是通过改变四轮驱动拖拉机前桥的行驶速度与转向角的配比来进行。在通常情况下，当拖拉机后轴的左右轮转速发生较大不同时正常增大时，就需要拖拉机能够实现两轮的自动锁死，即使其转速相同。但是，两轮间的速差却很难测得，因而无法准确地在适当时机使其锁死以适应路面。转言而论，若拖拉机就不产生两轮抱死去适应路面，只能换来更多的负面影响。拖拉机如果遭遇不平整的路面，拖拉机左右轮、前后轮之间转速度有可能出现不同，从而导致车轮发生滑移。为了防止车轮因发生滑移导致拖拉机传动系统的性能变差,从而增大能源损耗和支出成本。另外还有可能对拖拉机传动系造成不可逆的损害。所以当拖拉机快速行进时，需要采用静液压结构的前轮驱动机构从而实现其自动进行断开的功能。例如：安装在新的1000vari拖拉机上的静液压结构的前轮驱动机构，就十分有效地克服了这一问题[2]。1.3设计要求及设计内容1.3.1设计要求1.80马力四轮驱动拖拉机传动系布局设计符合专业要求。2.设计80马力四轮驱动拖拉机分动箱总成及主要零部件。3.画出80马力轮式拖拉机传动系传动简图、总装配图、分动箱体图、轴、齿轮零件图。1.3.2设计内容（1）轮式拖拉机传动系的结构特点；（2）80马力四轮驱动轮式拖拉机传动系布局设计；（3）80马力四轮驱动轮式拖拉机传动系参数设计；（4）80马力四轮驱动轮式拖拉机分动箱总成及主要零部件的设计与计算；（5）80马力四轮驱动轮式拖拉机分动箱装配图及主要零部件图纸设计。第二章传动系统方案四轮驱动控制拖拉机进行传动系一般由离合器、变速器、万向传动系统装置、分动箱、差速器、半轴等组成。其基本作用具有减速,变速,倒车,中断动力,轮间差速和轴间差速等功能,与发动机配合工作,能保证汽车在各种工况条件下的正常行驶,并具有良好的动力性和经济性1.减速增扭。2.变扭变速。3．改变旋转方向。4．改变旋转平面的方向。5．离合传动。确保其能正常实现向前行驶，倒退以及前后轮、左右轮之间的差速配比，以及实现正常的动力切断或传输。传动系方案的设计主要参照TY1825型拖拉机传动系方案，传动方案简图如下：图2.1传动方案简图2.1离合器2.1.1离合器的功用（1）中断或传递发动机的输出动力（2）保证拖拉机平稳起步（3）保证换挡时防止出现打手现象（4）保证传动系在适当载荷内工作2.1.2离合器的类型根据离合器传递动力的方式不同，可分为，摩擦式和液力式两种。2.1.3离合器的基本构造和工作原理图2.2摩擦式离合器构造1.离合器轴；2.飞轮；3.从动盘；4.压盘；5.分离拉杆；6.分离杠杆；7.分离轴承；8.轴承座；9.分离叉；10.拉杆；11.压紧弹簧；12.离合器盖；13.传力销；离合器由主动部分、从动部分、压紧装置和操纵机构等四部分组成[18]。工作原理：当需要分离动力传递时，驾驶员只需踩下踏板，拉杆10向后拉动，通过分离叉9的转角压动薄板，再通过分离拉杆5和分离杠杆6的杠杆作用拉动压盘4与从动盘3分离进而中断飞轮2的动力传输。2.1.4离合器主要参数的计算摩擦离合器的主要参数有:离合器储备系数β、摩擦面外径d2和内径d1（1）储备系数β的计算储备系数β是离合器的最大摩擦转矩Tlmax与发动机标定转矩TeN之比，即为β=Tlmax/TeN（2-1)由图2.2摩擦式离合器该离合器分为主，副离合器，再依据相关拖拉机工作情况，可取β主=2.61，β副=1.42。参数由表2.1LR4105T51发动机参数可知：由公式：9550×P=T×n（2-2)P=功率单位KW，T=转矩单位N·m，n=每分钟转速单位r/min求出发动机额定转矩：TeN=244.978Nm。从而得到主离合器的最大摩擦转矩Tlmax=β·TeN=639.393Nm，副离合器的最大摩擦转矩MLmax=β·MeN=347.869Nm。（2）摩擦压盘外径d2和内径d1摩擦衬面外径d2(mm)可参考相关文献经验公式：d2=KD3（2-3)KD直径系数。查手册可得到取拖拉机的直径系数值为50。所以有:d2=KD3≈312.857当摩擦片外径d2确定后，摩擦片内径d1可根据d1/d2在0.53~0.70之间来确定，若此时d1/d2=0.5，求得d1=156.4mm,取副离合器外径d2=312.8mm。取副离合器的d1/d2=0.68，则副离合器内径d1=212.7mm。2.2变速器2.2.1变速器档位与传动比的初定由设计任务书可得取用的发动机参数表2.1LR4105T51发动机参数发动机额定功率（单位：kW）59kW发动机额定功率（单位：r/min）2300r/min发动机额定扭矩（单位：Nm）245Nm（1）变速器最小传动比的选择拖拉机变速器传动比最小时档位最高，而最档位决定着拖拉机的最高行驶速度。所以拖拉机变速器的最小传动比影响着拖拉机的最高车速能否达到。通过相关文献拖拉机传动系的总传动比it为it=igi0icig--变速箱的传动比;i0--主减速器的传动比;ic--副变速箱的传动比:而变速箱的最小传动比通常为1，所以传动系的最小传动比就是i0。因此确定最高档传动比其实就是选择主减速器的传动比i0[17]。主减速器传动比io=0.377nr/vigr--车轮滚动半径，m；n--发动机转速，r/min；ig--变速器传动比；v--车速，km/h根据设计任务书的要求，及轮胎技术参数，可得后轮滚动半径为0.741m；ig变速器最小减速比一般取1；发动机的额定转速为n0=2300r/min；最高行驶车速35km/h。所以主减速器传动比io=0.377nr/v（2-4)=0.37723000.741/35=18.358变速器最小减速比imin前=18.358/18.358=1.00（2-5)变速器最小传动比的选择变速器最小传动比的选择要考虑到拖拉机最大爬坡度，驱动轮与路面附着力，拖拉机最低稳定车速及主传动比等。由上文可知主减速传动比为18.358，又由设计任务书可知拖拉机速度范围为5km/h~35km/h.因为最低稳定车速通常为一挡，所以理论的传动比:i前=0.377nr/v=0.37723000.741/5=128.5imax前=128.5/18.358=7.00因为发动机的标定转速多在1500r/min以上，且以2000~2500r/min居多,所以变速器的多数挡位为减速挡，传动比大于1，根据参考资料的要求个别升速挡的传动比不宜小于0.8[4]。（3）各档位传动比的分配前进档:q前（2-6)可得各前进档传动比：i1=7.00i2=5.29i3=4.01i4=3.04i5=2.30i6=1.74i7=1.32i8=1.00下图为变速器传动路线简图：图2.3变速器传动简图其中: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变速器内部件参数的确定（1）变速器轴中心距的确定中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。根据统计和一般经验,拖拉机及载重汽车齿轮中心距A与最大输出扭矩Temax的关系是:（2-7)其中Temax=955059/n。=245为变速器处于一档时的输出扭矩。把数据代入得出初始中心距A≈120。减小中心距可减轻变速箱的重量并缩小尺寸，但是受到传动零件的强度和寿命的限制。中心距A选定后，齿轮的弯曲强度随模数的减小而降低，但是接触强度并不会降低，反而会有所改善[6]。（2）变速器的轴参数确定根据发动机的技术参数选择轴的尺寸:根据经验公式:D=k（2-8)式中k-中心距系数，对与拖拉机，k=8.6~9.6；取k为9。第一轴花键部分的直径D为:D=k=4.56.25=28.16,取动力输入轴的直径为30。根据经验公式:D=0.45A得出输出轴的直径均取D=54输入轴       T1=Temax=245Nm 输出轴        Tj=245×0.96×0.99=232.85Nm直齿圆柱齿轮的模数m(单位为mm)可按下式选取（2-9)式中Km——系数，Km＝0.4～0.6，国产拖拉机多为0.45～0.55。选Km＝0.45。＝2.77（2-10)圆整后取m=3mm。2.2.3变速器齿轮参数的确定（1）齿轮齿数的确定主、从动齿轮的齿数与对应的传动比有以下关系:i=Z2/Z1中心距A和齿数和Zh间有以下关系:Zh=2A/m综合以上两个公式可以有:Z1=Zh/(1+i)Z2=Zh-Z1则Zh=2A/m=240/3=80（2）各齿轮齿轮齿数确定齿数和传动比:表2.2齿轮齿数及传动比齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z11Z12齿数z24562951344610701961传动比i=Z2/Z12.031.741.327.003.04当确定模数和齿轮的齿数时，还确定齿轮的其他参数，并且齿轮的渐进齿形取决于受压力角影响的基本圆的大小。当压力角变小时，基座圆的直径变大，齿形的卷积变直，随着压力角的减少，齿轮的一致度变大，能够降低齿轮的刚性。另外，可以减少进入网格时的动态负荷。这些都有助于减少噪音。因此，在低速齿轮中，为了满足其强度要求，通常使用较大的压力角，但是对于高速齿轮，为了满足其噪声降低要求，使用较小的压力角[12]（3）齿轮其他参数的确定根据机械设计手册，齿轮z1、z2各参数：分度圆：d1=mz1=324=72mmd2=mz2=356=168mm齿顶圆：da1=m（z1+2）=3（24+2）=78mmda2=m（z2+2）=3（56+2）=174mm齿根圆：df1=m（z1-2.5）=3（24-2.5）=64.5mmdf2=m（z2-2.5）=3（56-2.5）=160.5mm齿顶高：ha=m齿根高：hf=1.25m由上可得各齿轮参数表2.2：齿轮模数分度圆直径（mm）齿顶高（mm）齿根高（mm）齿顶圆直径（mm）压力角（度）Z137233.757820Z2316833.7517420Z338733.759320Z4315333.7515920Z5310233.7510820Z6313833.7514420Z7312033.7512620Z8312033.7512620Z11318333.7517420Z1235733.756320表2.3齿轮参数（4）齿轮齿宽的确定齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b越大，齿的承载能力增高。如果齿宽增加到某个值，则负荷分布不均匀，齿轮的支承能力下降。因此，在确保齿轮强度的条件下，尽量选择较小的齿宽，以减小变速的重量，缩小其轴尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽:直齿b=(4.5~8.0)m斜齿b=(6.0~8.5)m第一轴常结合齿轮对的齿宽的系数可以取较大值，接触线的长度也可以变长，可以降低接触应力，从而提高变速器的稳定性和寿命。在这个设计中取齿宽b=30mm.2.3驱动桥2.3.1概述驱动桥，在这特指后桥，位于变速箱之后、驱动轮之前。所有轮式拖拉机的后桥由中央传动、差速器、最终传动等组成。为满足不同的使用要求，轮式拖拉机后桥布置有如下图两种基本形式。A.外置式B.内置式图2.4轮式拖拉机后桥的布置中央传动2.差速器3.最终传动2.3.2中央传动中央传动主要参数的确定已知条件:中央传动传动比4.33,轮胎滚动半径为0.741,最小稳定车速5km/h,发动机功率/转速:59kw/2300rpm。车轮最低转速:rmp主减速器主动锥齿轮转速:rmp最低档传动比:i=2300/487=4.72主减速器从动锥齿轮计算转矩:T=Temax·iTL·η（2-16）=245×4.72×4.33×0.9=4506N.m.式中:iTL为由发动机所计算的从动锥齿轮之间的传动系最低传动比η为该传动部分的传动效率，取η=0.9齿数的选择中央传动传动比4.33，取z1=9,z2=iZ·z1=39.设计拖拉机＝2300r/min,=0.741m,取，.所以取2.3.3差速器普通拖拉机差速器由行星进行齿轮、行星轮架（差速器壳）、半轴齿轮等零件重要组成。差速器原理：发动机的动力通过传动轴进入差速器，直接通向行星轮的托架，然后左转。机组的设计状态为：（左轴转速）+（右轴转速）=2（行星转速），当拖拉机向右行驶时转弯。图2.5差速器1.半轴齿轮；2.行星齿轮轴；3.行星齿轮；4.半轴齿轮；5.半轴；6半轴；7.壳体；8.大螺旋锥齿轮；2.3.4最终传动参数确定最终传动的功用是可以进一步增扭减速，以满足拖拉机的使用技术要求。对于横置式集成式变速箱来说，最终传动大多采用直齿圆柱齿轮，常用差速器大齿轮与一个小齿轮啮合，实现最终传动的功用[11]。（1）最终传动主要参数的确定由相关文献，实际中心距a′（单位为mm）可按下式初选（2-16）式中Tj——变速箱输出轴的计算转矩，单位为Nm；Ka——系数，一般Ka取14～17，国产发动机多为15～16。本次设计选Ka＝15。如果选择中心距离a′，则随着弹性模量的降低，齿轮的弯曲强度降低，但接触强度不下降，提反而高。直齿圆柱齿轮的模数m(单位为mm)可按下式选取（2-17）式中K——系数，K＝0.4～0.6，国产拖拉机多为0.45～0.55。选K＝0.45。由相关文献求得相啮合齿轮的齿轮数Z∑。根据相关文献知（2-18）＝245×1×18.358×0.962＝4145.1Nm所以（2-19）＝241mm；（2-20）＝0.45＝7.23mm；圆整后取m=8mm。则齿数和60.25；所以取＝61。设计拖拉机＝2300r/min,=0.741m,取，，所以取5.78。第三章分动箱设计3.1分动箱的组成分动箱基本由输入轴、输入齿轮、中间轴、传动齿轮、输出轴、输出齿轮分动箱体等部件组成，基本形式如下图：图3.1分动箱实体图3.2分动箱的功能为了将输出的动力分配给各驱动桥，在多轴驱动的拖拉机上设有分动箱。一般来说分动箱会增大传动比及排挡数目，传动比及排挡数目，以适应在困难地区的行驶，通常具有高

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低两档。分动箱的功用就是分配给各驱动桥合适变速器输出动力，并且进一步增大扭矩。分动箱其输入轴与变速器的输出轴用万向传动装置连接也是一个齿轮传动系统，单独固定在车架上[10]。3.2分动箱的分类在四轮驱动的车里有一个很重要的组成部件，它就是分动箱，分动箱的作用把变速箱传递过来的动力分配给前后驱动系统。按分动箱结构来分，可分六种分动器:1.直接连接式分动器；2.变速装置的分动器；3.液压多片离合器式分动器；4.驱动力前后分配式分动器；5.中间差速器差动限制式分动器[2]。在本次设计中我选用的是中间差速器差动限制式分动器。3.3分动箱参数计算

前驱动桥采用大同菲亚特前驱动桥可得一些参数：i中央1=39/9=4.333

i末端1=1+62/16=4.875

由前文计算可得出拖拉机后驱动桥i中央2=39/9=4.333

i末端2=1+69/15=5.6

且已知前轮动力半径rd前=0.518，后轮动力半径rd后=0.741

可假设分动箱传动比为i分

n为小锥齿轮转速

因为拖拉机为四轮驱动，所以，前后轮线速度应该相等即：（3-1）可求得：i分=1.227可取分动箱各处轮齿数z1=22（主动齿轮）；z2=37（中间齿轮）；z3=27（从动齿轮）可得齿轮参数表4.2分动箱齿轮参数齿轮Z3Z2Z1齿数273722模数3.5理论中心距112.5103.5实际中心距112103.25压力角20°啮合角20.6683°20.3768°齿顶高系数1齿宽283.4齿轮强度计算根据相关文献知分动箱中输出齿轮承受的载荷最大，只需对输出齿轮强度进行校核。计算载荷：按驱动轮附着转矩计算：小锥齿轮的转矩：Tj=nQφrd/i·n（3-2）=2×16971×0.65×0.741/i·n=673.69N·mQ驱动轮在胎内气压为100kpa是的承载能力（轮胎为16.9-34）Q=16791N齿轮应计算齿面的接触强度和齿根抗弯强度。根据相关文献知齿轮的计算载荷（单位N）（3-3）=10400式中——输出齿轮的计算转矩，单位为Nm;——输出齿轮的节圆半径，单位为。根据相关文献知接触强度可按计算节点处的接触应力（单位MPa）[4]（3-4）=1578.08MPa式中b——工作齿宽，单位为mm；E——弹性模量，取值为：E=2.06×105Mpa——齿形角，取20；——啮合角，＝20.3768；Kj——工作条件系数，取Kj＝1.2（1.0～1.2）。根据相关文献知齿根弯曲应力（单位为MPa）（3-5）=848.98MPa式中YF——齿形系数，根据相关文献图查取；——工作条件系数，取＝1.6（1.5～1.7）。所以中央传动齿轮的计算载荷、接触应力、齿根弯曲应力入相关文献表所示根据文献齿轮材料选用20CrMnTi，其[]＝1100Mpa；[]=848.98Mpa＜[]所以分动箱各齿轮均满足要求[3]。3.5轴的校核轴作为承载齿轮的重要部件，必须要有足够的强度和刚度。如果轴的刚度不足，会导致齿轮啮合质量变差和轴承寿命降低，而分动箱轴的尺寸往往受限于轴的刚度[8]。3.5.1轴的强度计算分动箱各轴只受扭力影响，所以对其的校核只需校核扭转应力。对于个分动箱各轴来说，输出轴受力最大。又因为轴上装配有齿轮，所以轴同时受转矩和弯矩影响。需求出当量合成弯矩(单位为Nm)由根据文献知可求出（3-6）式中——轴所受弯矩，,其中和分别为水平面和垂直面的弯矩，单位为Nm；——根据转矩变化性质而定的校正系数，取＝0.5=1625.97Nm根据弯矩图知齿轮所在位置为危险断面，其合成弯曲应力（单位为MPa）式中——抗弯断面系数，,单位为；——应力集中系数，参见相关文献，选＝1.6。（3-7）＝307.37MPa由相关文献知40Cr的Mpa，所以强度足够[3]。图3.2输出轴弯矩图3.5.2轴的刚度计算为了保证齿轮的正确啮合，要求工作时齿面不能偏斜过大，这通常用齿面中点处轴的挠度y和偏转角来衡量，y和的计算参见文献表。则:；（3-8）；（3-9）合成挠度；（3-12）成偏转角；（3-13）所以＝0.06036；＝-0.000929（与标示方向相反）；根据相关文献表查得mm；。所以轴的刚度足够。3.6轴承校核根据设计可知输出轴的支撑轴承载荷最大，因为本设计中采用了深沟球轴承，且齿轮为直齿圆柱齿轮，其轴向载荷可以忽略不计。即趋近于0，则X=1,Y=0,在第i挡时，轴承所受的当量载荷Fi[6]。Fi=XFr+YFα=Fr（3-14）由相关文献公式可求出平均当量动载荷Fm（单位为N）（3-15）式中nm——平均转速，单位为r/min，＝；ni——该轴承在第i挡时的转速，单位为r/min；Fi——该轴承在第i挡时的当量动载荷，单位为N；——寿命指数，球轴承＝3；——该挡工作时间占总工作时间的比例，参见文献表。Fm=2985.8N；nm=1018.5r/min。由相关文献知轴承寿命（单位h）Lh＝（3-16）查相关文献表知6306轴承的额定动载荷C=20.8KN所以Lh==5531.9h5532h参考相关文献可知，拖拉机传动系轴承的寿命Lh≥5000h，且Fm＜C。所以轴承合适。第四章结论本毕业设计分为两个部分，第一部分为传动系方案设计，在这一部分中主要是通过各种文献了解四轮驱动拖拉机传动系的各种布置方案，了解其各个部件的种类和作用。在这个阶段中我查询了大量文献以确定离合器的类型及其学要计算的参数并熟悉其结构和工作原理。而变速器相对要更加复杂，最先是中心距的初定。在这个方面我就曾经与导师多次讨论最终才选定中心距为120mm。之后各种参数的选定也太不复杂，只要依据相基本就能接解决。在这变速器一块主要内容包括：变速器档位与传动比的选定、变速箱外形尺寸的确定、变速器齿轮参数的最终