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拖拉机的组成拖拉机的组成包括以下部分：1. 发动机：拖拉机使用柴油发动机作为动力源。
发动机通常位于拖拉机前部，提供驱动力。
2. 底盘：底盘是拖拉机的骨架，它支撑着车身和连接各种部件。
底盘通常包括前轴、后桥、车架和悬挂系统。
3. 转向系统：转向系统用于控制拖拉机的转向，通常包括方向盘、转向柱、转向装置和转向轴。
4. 变速器：变速器用于改变拖拉机的行驶速度和扭矩输出。
它通常与发动机直接相连。
5. 传动系统：传动系统将发动机的扭矩传递到车轮上。
它通常包括离合器、传动轴、差速器和轮辐。
6. 轮胎：拖拉机通常配备大型的带纹轮胎，以提供足够的牵引力，并适应各种地形。
7. 驾驶室：驾驶室是拖拉机的操作区域，通常位于车身最前面。
它提供驾驶员舒适的工作环境，并配有操作控制器和仪表板。
8. 操纵系统：操纵系统用于控制拖拉机的各种功能，包括油门、刹车、离合器和各种操纵杆。
9. 动力输出设备：拖拉机通常配备动力输出设备，如三点悬挂装置和拖挂钩，用于连接和驱动各种农业机械和设备。
总体来说，拖拉机的组成可以根据不同型号和用途而有所差异，但以上列出的部件是拖拉机常见的组成部分。
10. 液压系统：拖拉机通常配备液压系统，用于控制和驱动各种液压设备，如前装载器、挖掘机臂等。
11. 电气系统：拖拉机的电气系统包括电线、电池、发电机和各种开关和灯光设备，用于提供电力供应和车辆照明。
12. 冷却系统：冷却系统用于保持发动机的正常工作温度，通常包括散热器、水泵和冷却液。
13. 供油系统：供油系统负责将柴油供应到发动机，通常包括油箱、燃油管线和燃油过滤器。
14. 防护罩和护板：防护罩和护板用于保护拖拉机的关键部件免受外部损坏和环境影响。
15. 操作和安全设备：拖拉机通常配备各种操作和安全设备，如安全座椅、安全带、前后灯具、警示灯等。
16. 辅助设备：拖拉机上可能还配备其他辅助设备，如空调系统、音响设备、工具箱等，以提高操作员的舒适性和工作效率。
拖拉机的爬行档工作原理
拖拉机的爬行档（也称为低速挡）是一种特殊的传动装置，用于提供更大的扭矩和较低的移动速度。
它的工作原理主要涉及以下几个方面：
1. 齿轮装置：爬行档通常采用齿轮装置，由多个齿轮组成。
这些齿轮之间通过齿轮的啮合传递动力，并控制输出转速和扭矩。
2. 正反转换：齿轮装置通常具有正反转换功能，通过改变齿轮之间的啮合方式，可以改变输出轴的旋转方向，使拖拉机可以前进或后退。
3. 副变速箱：爬行档往往与主变速箱并联使用，以提供更多的传动选择。
副变速箱可以通过切换不同的齿轮组合来实现不同的档位选择，以满足不同工况下的需求。
4. 强力液压传动系统：在一些大型拖拉机上，爬行档可能采用强力液压传动系统。
该系统利用液压油在高压下的流动来传递动力，具有更高的效率和可靠性。
5. 控制机构：拖拉机的爬行档通常由驾驶员通过操纵杆、按钮或脚踏板等控制机构进行操作。
驾驶员可以简单地选择所需的爬行档位，以实现所需要的移动速度和扭矩。
通过上述工作原理，拖拉机的爬行档可以在需要低速、高扭矩的情况下提供更好的动力输出，适用于搬运重物、耕作田地等工作。
拖拉机术语第2部分：传动系1范围本文件规定了拖拉机传动系的术语和定义，并列出对应的英文名称。
本文件适用于拖拉机。
2规范性引用文件下列文件中的内容通过文中的规范性引用而构成本文件必不可少的条款。
其中，注日期的引用文件，仅该日期对应的版本适用于本文件；不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。
GB/T 6960.1 拖拉机术语第1部分：整机3术语和定义GB/T 6960.1界定的以及下列术语和定义适用于本文件。
3.1传动系 transmission system将发动机的转速、转矩经转换与控制传至驱动轮和动力输出轴（带轮）的全套装置。
3.1.1机械传动系 mechanical transmission system含有干式离合器、变速箱、驱动桥等机械装置组成的传动系。
3.1.2液压传动系 hydrostatic transmission system含有液压泵、液压马达、阀和管路等液压装置的传动系，且向驱动轮传递动力时，必须经过液压装置。
3.1.3动力换档传动系 power shift transmission system含有液压换档离合器的传动系，采用液压换档离合器或/和制动器变换工作齿轮副实现换档/换向或起步。
3.1.4无级变速传动系 continuously variable transimission含有液压、电力、机械等无级调速元件，能够实现速比连续可变且可精确控制的传动系。
3.1.5电驱动传动系 electric transmission system含有电机，且向驱动轮传递动力时，只经过电机的传动系。
3.1.5.1纯电动传动系 battery electric transmission驱动能量完全由电能提供的传动系，电机的驱动电能来源于车载可充电储能系统或其他能量储存装置。
3.1.5.2混合动力传动系 hybrid electric transmission驱动能量可以从可消耗的燃料和/或可再充电能/能量储存装置的传动系。
小四轮拖拉机传动系统漏油的原因及排除方法作者：倪世俊来源：《科学种养》2009年第07期漏油是小四轮拖拉机传动系统的常见故障。
传动系统漏油，轻者浪费油料、污染地面以及使传动系统的润滑状态不稳定，重则损坏机件以至操纵失灵，造成人机事故。
一、传动系统漏油的主要表现除了可看见渗油或滴油外，还表现在以下几个方面：一是润滑油耗增加，可见油面不正常降低，加油周期短；二是变速箱体发热，比正常时温度高；三是齿轮声加大，常发出异常的“嘎嘎”声；四是制动操纵失灵。
二、造成传动系统漏油的原因1. 变速箱与端盖的接合面上存在问题。
①存在气孔或其他制造上的缺陷。
②接合面处损坏，使表面粗糙度或平面度超差以及有裂纹等。
2. 变速箱与端盖之间有问题。
①夹入异物。
②衬垫规格或数量不符。
③衬垫打褶、变质及损坏。
④衬垫装配方向、位置不对。
3. 变速箱与端盖的固定螺栓旋紧扭矩不符要求。
①过松。
可使润滑油直接外溢。
②过紧。
可使衬垫或机件损坏造成漏油。
③各螺栓松紧不一，形成肉眼不易观察到的翘曲而漏油。
4. 油封部位存在问题。
①油封规格、数量不符。
②油封装反、没下正或没下到合适的位置等。
③油封损坏。
④油封座孔损坏。
5. 润滑油的选用存在问题。
①所用润滑油的牌号不对，过稀。
②变速箱内油面过高，造成润滑油飞溅的压力比正常时要高而渗漏，这种情况常见于上盖渗油。
6. 其他方面。
比如烤车时，衬垫或油封遇高温而损坏，以及润滑油变得过稀等。
三、传动系统漏油的排除方法1. 检查变速箱与端盖的接合面，超差时给予修复，使平面度与表面粗糙度达到标准要求。
2. 更换不能修复的构件，并在装配时严格注意规格、数量、位置、方向以及接合程度是否正确。
3. 可以在衬垫两面均匀涂上油漆并防止异物夹入。
4. 在同一端盖上采用多个螺栓的旋紧方法。
①大交叉式旋紧法。
②分多次旋紧，每一次都应按上述旋紧方法的顺序进行。
5. 往变速箱内加注规格相符、数量准确的季节性润滑油。
6. 若按上述办法处理仍然漏油，可采用密封胶代替密封衬垫。
拖拉机的工作原理拖拉机是一种广泛使用的农机具，其基本的工作原理是利用发动机的动力通过传动装置传输到轮胎上，从而推动拖拉机前进和驱动机具实现作业。
下面详细介绍拖拉机的工作原理。
一、发动机工作原理拖拉机的发动机是其动力来源，它主要通过燃料和氧气的燃烧产生动力。
拖拉机发动机一般采用内燃机，国内常用柴油机，而一些较小的拖拉机还采用汽油机。
它们的基本工作原理都是类似的。
在运转时，发动机需要提供燃料、氧气和火花或是压缩空气使混合气爆炸，从而驱动活塞运动，带动曲轴旋转。
曲轴通过连杆带动曲轴箱中的活塞，完成输入与输出的转化。
发动机的输出轴通过离合器与变速器连接，实现动力传递。
二、传动装置工作原理传动装置是拖拉机的动力输出装置。
它由离合器、变速器、传动轴、前、后轮之间的差速器等组成。
离合器是拖拉机发动机与变速箱之间的连接器，它通过离合器来控制发动机的输出与输入，使得发动机可以与变速器分离或连接。
离合器的运转原理是通过离合器上的离合片，在离合器按下后与飞轮接触，传递发动机的动力进入到变速器，并将发动机的动力传递到后轮上。
当离合器松开后，离合片与飞轮分离，断开与发动机的联系，离合器不再输出动力。
变速器按照转速进行调节，控制车速和牵引力的大小。
当变速器输出转速低时，拖拉机的速度就较慢，但会有较大的牵引力；当变速器输出转速高时，拖拉机的速度就快，但会有较小的牵引力。
拖拉机的变速器可以采用机械式或液压式，机械式变速器通常采用齿轮传动，液压式变速器采用液压控制。
传动轴连接着变速器和拖拉机后轮，实现了后轮的驱动。
传动轴的工作原理是利用传动轴上两端的万向节，使传动轴可以承受弯曲和旋转运动，从而把传动轴上的扭矩和动力传递到后轮上。
前、后轮之间的差速器能够使拖拉机左、右两侧的轮子不断自由地旋转，保证了拖拉机的稳定性和运动平稳性。
差速器的工作原理是通过差速齿轮的多面设计，使得左右轮子在车辆转弯时产生自由旋转，从而保证左右轮轮速差一致。
目录摘要 (3)第一章绪论 (5)第二章设计要求及总体方案的确定 (8)2.1设计要求 (8)2.2方案选择 (8)2.3传动比分配及动力参数的计算 (9)第三章传动系的设计 (13)3.1齿轮的设计 (13)3.1.1 齿轮1和2的设计 (13)3.1.2 Ⅱ档齿轮4和8的设计 (17)3.1.3 倒档齿轮6和10的设计 (22)3.1.4 齿轮13和14的设计 (26)3.1.5 齿轮15和16的设计 (31)3.2轴的设计 (36)3.2.1 Ⅰ轴的设计 (36)3.2.2 Ⅴ轴的设计 (44)3.2.3 Ⅵ轴的设计 (50)3.3键的设计 (57)3.3.1 Ⅴ轴键的设计 (57)3.3.2 Ⅵ轴键的设计 (58)3.4轴承的设计 (61)3.4.1Ⅰ轴轴承的设计 (61)3.4.2 Ⅴ轴轴承的设计 (61)3.4.3 Ⅵ轴轴承的设计 (62)第四章齿轮精度的设计 (64)4.1齿轮1、2的设计 (64)4.2齿轮6和10精度设计 (67)4.3齿轮13和14精度的设计 (70)4.4齿轮15和16精度的设计 (74)第五章变速器、减速器的润滑和密封 (79)5.1润滑剂的选择 (79)5.2齿轮的润滑 (79)5.3轴承的润滑 (79)5.4变速器、减速器的密封 (79)第六章结论 (81)参考文献 (82)附录 (83)致谢 (91)小型耕耘机部件Ⅰ的设计摘要：关键词：小型耕耘机；变速器；减速器；设计Design of part Ⅰ of minitype cultivator Keyword s:第一章绪论1.1国际手扶拖拉机的发展手扶拖拉机是一种小型拖拉机，它结构简单，功率较小，适于小块耕地的作业。
它需由驾驶员扶着扶手架控制操纵机构，牵引或驱动配套农机具进行作业。
世界上第一台手扶拖拉机是由美，1904年制造的。
到 1920年前后，在欧美一些国家已开始用手扶拖拉机从事菜园、果园、苗圃及小块农田的作业，所以当时称它为“园圃拖拉机”。
由于欧美主要是发展大、中型拖拉机，手扶拖拉机应用不很广，发展也较慢。
而在日本，由于其独特的地理特点和生产习惯，使手扶拖拉机得到了较大的发展。
日本早期的手扶拖拉机引自欧美，后来根据日本农业特点研究设计了适于山地水田耕作的新机型。
通过较长时间的试用，又因第二次世界大战的影响，直到战后经济恢复期的 1946年才开始逐步推广。
80年代，日本手扶拖拉机向小型、微型方向发展。
1986年，3.7kW以下的微型手扶拖拉机和微耕机的产量已占日本手扶拖拉机总产量的三分之二以上，传动方式仍是皮带传动，但配备动力以小汽油机为主。
法国、意大利也逐步将手扶拖拉机小型化，并把皮带传动改为齿轮直接联结。
意大利还将手扶拖拉机变成折腰转向的微型四轮拖拉机。
韩国也在80年代从日本引进技术，90年代大力发展微型手扶拖拉机和微耕机，以适应家庭菜园、果园、苗圃的需要[16]。
1.2我国手扶拖拉机的发展及问题到了20世纪90年代手扶拖拉机才流行于中国乡镇的一种运输工具，以柴油作为燃料。
我国在20世纪80年代中期之前，手扶拖拉机多为8.8kW的大型手扶拖拉机，是牵引—驱动兼运输型，80年代农村实行联产承包责任制后，出现了4.4kW的小型手扶拖拉机，90年代中期出现了6～7kW的中型手扶拖拉机。
随着农村市场经济的蓬勃发展和农业产业结构的调整变化，蔬菜大棚、果园、苗圃发展很快，现有拖拉机及其农机具已不能适应大棚、苗圃、果园及山区窄小地块的耕作要求。
为适应我国农村市场经济的迅猛发展，特别是随“菜篮子工程”和大力种植果树、花卉、茶树、桑树等经济作物而出现的特殊弄艺要求，90年代中期，在我国农机行业出现了微型手扶拖拉机，其功率<4kW 拖拉机.由于国内开发小型手扶拖拉机近年来才起步，还谈不上满足市场需求的问题。
在适合该类机型使用的领域，目前几乎没有完全对路的产品，广大用户迫切希望科研生产部门予以重视[16]。
1.3手扶拖拉机用途手扶拖拉机可配带不同农具，形成不同的机器，其用途也很多，具体有：1．犁耕作业手扶拖拉机牵引单向双铧犁作业时．一侧驱动轮在未耕地上．另一侧驱动轮在犁沟内．两轮与地面间的附着系数不同，打滑率各异，致使机组常向一个方向偏驶。
对于东风一12型手扶拖拉机可进行以下的调整加以解决：调整牵引架上左右两个调整螺钉与中间连接架之间的间隙值(摆动间隙)，681型单向双铧犁调到1．5mm左右，1LS一220型和701型单向双铧犁则调到5 mm左右。
在犁耕过程中，如发现拖拉机仍向右偏驶，可将两个紧固螺钉松开，旋短左调整螺钉的伸出部分，旋长右螺钉的伸出部分。
直到放开扶手架机组能沿沟壁正常行驶为止。
2．旋耕作业旋耕作业中产生偏驶的可能原因：尾轮又变形、尾轮轴在叉内装配不到位等使尾轮偏斜：尾轮轴上的轴承损坏或严重磨损：犁刀装错或断裂、掉落。
当旋耕作业发生跑偏现象时，应针对具体情况对相关零件进行矫正、修复、重装或更换。
在问题解决前，应尽量不使用转向离合器纠偏，而是用推拉扶手架的方法纠偏。
3．播种作业手扶拖拉机进行播种作业时,多为2种配套情况：一是牵引式播种机．如ABQ一8型谷物播种机；二是同步传动的ZBG一6A型稻麦条播机。
播种作业中发生机组偏驶的主要原因是，在播幅方向上播种头(或开沟器)安装高度不一致或左右不对称，旋切犁刀配置和安装时发生错误或断裂脱落，牵引架碰撞变形歪偏等。
由于上述原因．播种作业时在播幅方向上承受阻力不等，产生扭转力矩，致使机组偏驶。
为此，在播种作业前应仔细检查播种机技术状态，按规定配置和安装旋切犁刀，播种头(或开沟器)应对称配置．保证安装高度一致且符合农艺要求。
4．收割作业手扶拖拉机主要配置4GL一130型收割机，机组跑偏的主要原因：收割机割幅方向割刀间隙调整不一．切割阻力发生差异：割刀一边高一边低，收割时割茬高度不一，作业阻力不等；割幅选择不当；地面不平。
应针对具体原因采取相应措施。
5．开沟作业一般手扶拖拉机配置的主要是1KSQ一35A型(前置式)或1KSH一35A型(后置式)小圆盘式开沟机，主要用来开挖田间排水沟。
开沟作业直线性差的主要原因：刀盘平面对称中心线与手扶拖拉机驱动轮轴中心平面偏差超过规定(1KSQ一35A允许偏差8mm，1KSH一35A允许偏差5 mm)：刀盘扭曲变形，机架变形歪斜．犁刀安装错误，犁刀断裂、脱落等。
应注意检查、矫正刀盘和机架。
正确安装旋切犁刀，认真调整好刀盘位置，发现犁刀断裂、脱落，应立即停机熄火．更换部件。
手扶拖拉机农田作业时很容易跑偏，这时不仅操作困难，而且会加速相关机件的磨损，严重影响作业质量。
因此应该引起重视，注意预防[17]。
1.4手扶拖拉机的结构图1如图1可见，手扶拖拉机一般有以下几部分组成:动力机（一般选柴油机）、带传动、离合器、变速机构、减速机构、车轮等组成[16]。
第二章总体方案的确定及传动系的传动比分配2.1设计要求进行小型耕耘机的设计，要求结构简单、轻便，操作容易，工作速度为2～9km/h，在田间工作时要求有三个前进档和一个倒档。
2.2方案选择动力输出轴1.动力传递路线：柴油机V带传动最终传动（减速器）驱动轮2.方案的选择：1)单轮驱动和双轮驱动的选择：(1)单轮驱动：采用单轮驱动可以省去转向机构和差速器，使整机结构简单，转向操作灵活；但需要的操作力大，工作不稳定[7]。
(2)双轮驱动：工作稳定，操作力小，但需要设计转向机构和差速器，设计复杂[7]。
2)初步确定的传动方案有两个如图2所示：方案1 方案2图2通过比较以上两个方案，可知各自的优缺点：(1)方案1：他的优点是所用到的齿轮、轴少，结构简单；减速器为二级减速，既可减小齿轮尺寸，又可使车轮逆时针转动。
但发动机的输出轴的转速经带轮一次减速(传动比i 1=2)后，转速n Ⅰ=1300r/min 仍然很大，一般动力输出轴的转速在500～1000r/min,故方案1不满足条件。
(2)方案2：为了解决方案1的不足，在动力输出轴之前再加一级减速，如方案2中1、2齿轮减速；同时考虑到拖拉机行进时，车轮逆时针转动，故采用三级减速。
虽然方案2经过多级减速，结构比较复杂；但每级减速的传动比减小，整体结构的尺寸相对小。
综上所述，确定的方案是方案2，且单轮驱动，为了减小拨叉的尺寸，双滑移齿轮都安装在Ⅰ轴上。
3. 动力机的选择初选柴油机型号：R175A 主要参数如下[3]类型：单缸、卧式水冷四行程汽缸直径：75mm活塞行程：80mm标定功率：1h 功率/12h 功率 4.4KW标定转速：2600r/min冷却方式：蒸发水冷润滑方式：综合式启动方式：手摇式外形尺寸（mm ）：589×341.5×463净质量：60（63）kg4.车轮的选择型号：4.00-8 截面尺寸：B=H=110mm 内径：d=203.2mm 外径：D=435mm5.V 带和带轮的选择选带型号：由[1]P.189 图11.16 选SPZ 窄V 带，双带传动 [3] .窄V 带有以下优点:1.当高度相同时，窄V 带宽度比普通V 带小约30%；2.窄V 带传递功率的能力大，允许速度和曲挠次数高；3.传动中心距小，适用于大功率且结构紧凑的传动选带轮：参考[12]P.78 带轮的基准直径D ≥（2.5～3）d 且D ≤300mm,采用腹板式带轮；轮毂长度l=K 1·d=2×18=36mm 其中d 为轴的直径，K 1为长度系数.6.箱体材料及壁厚的确定为了减少手扶拖拉机的重量，我们选择铝合金铸件[3]。
查[3]P.1001 表13.1-21尺寸系数：N=2L+B+H 3=2×0.27+0.185+0.6303=0.45式中：L—铸件的长度（L=270mm=0.27m） B—铸件的宽度(B=185mm=0.185m) H—铸件的高度（H=630mm=0.63m）得铝合金铸件的壁厚b=5mm第三章传动系设计3.1齿轮的设计d f1=m×[Z1−2×(h a∗+C∗)]=2.5×[20−2×(1+0.25)]=43.75mm 齿宽：b1=17mm 如图4图4②大齿轮2：分度圆直径：d2=m×Z2=2.5×26=65mm齿顶圆直径：d a2=m×(Z2+2×h a∗)=2.5×(26+2×1)=70mm齿顶根直径：d f2=m×[Z2−2×(h a∗+C∗)]=2.5×[26−2×(1+ 0.25)]=58.75mm齿宽：b2=15mm 如图5图53.1.2Ⅱ档齿轮4和8的设计1.输入功率：从发动机开始计算：图63.1.5齿轮15和16的校核按最大工作要求算1.输入功率：1)从发动机开始计算： P V=3.75KW.2) 从车轮附着力开始计算： P Vˊ=1.03KW可知PⅤ在1.03～3.75kW, 取PⅤ=1.2kW2.主动齿轮15转速：nⅤ=66.7r min⁄3.齿轮15的转矩：T15=9.55×106×PⅤnⅤ=9.55×106×1.2/66.7=1.718×105N·mm4.选齿轮材料及热处理方法：大小齿轮均选用20C r，调质后表面淬火处理，硬度为56-60HRC(参照[1]P.211表12.7)n=0.5m=0.5×1=1mmC=0.3b14=0.3×28=8.4mm取C=8mm 轮毂长L=28mm (见图7)图73.2轴的设计齿轮1的分度圆直径：d1=50mm齿轮1上的圆周力：F t1=2T1d1=3.07×104×250=1228N齿轮1上的径向力：F r1=F t2×tanα=1228×tan20º=446.96N 带轮的线速度V≤30m/s 故带轮的材料选为HT200. 带轮轮毂的长度L=K l d=2×18=36mm(K l为长度系数)安装时，单根带张紧力F0=134.5N (双带传动)假设紧边带的伸长量与松边带的缩短量相等，带是弹性体受力会伸长，则有如下关系式：F1-2F0=2F0-F2即F1+F2=4F0（a）有效拉力：F=F1−F2=1000P d/V (b) 得F=340N 式中:带传动的功率P d=3.4KW,带速V=10m/s,F1、F2分别为作用在带紧边和松边的拉力由（a）、（b）可得：F1=439N ,F2=99N作用在轴上的力:F r=2F0Z sin(α1/2)=2×134.5×2×sin(180º/2)=538N (此力的作用方向与垂直方向的夹角为60º)式中：α1=180º为张紧轮的包角， Z=2为V带根数各力的方向如图8所示：图82.对轴进行结构设计1）按扭转强度估算轴的直径：轴受转矩的作用，该轴的最小直径应满足： d ≥C √ P Ⅰn Ⅰ3=112×√2.8113003=14.5mm查[1]P.314 表16.2 选许用扭转剪切应力[τT ] =35N/mm 2 C 为与轴材料有关的系数，查[1]P.314 表16.2 得C=112,[τ]=35MPa选45钢经调质处理作轴，σb =600MPa, σs =355MPa (查[9]P.27表2-7)取d=18mm (与皮带轮连接处的直径) 轴肩高度a=0.05×d +3=3.9mm 2）选取各段直径：轴与齿轮1通过花键连接，根据[9]P.55表4-3选矩形花键的尺寸为:N ×d ×D ×B=6×28×3×7 (轻系列)轴与大带轮通过花键连接，根据[9]P.55表4-3选矩形花键的尺寸为:N ×d ×D ×B=6×18×22×5 (中系列)轴与轴承连接处的直径d=25mm, 根据[9]P.65表6-1 选深沟球轴承6005,基本尺寸为d=25mm,D=47mm,B=12mm图9 3) 选各段长度：如图9所示3.轴的受力简图把两滚动轴承简化为铰支，把作用在齿轮和大带轮上的力简化成集中力，受力简图见图10 a) 4.轴在垂直面的受力图及弯矩图 受力图见图10 b) 轴承反力：图103.2.2Ⅴ轴的设计：图11轴受转矩的作用,该轴的最小直径应满足 d ≥C √ P Ⅴn Ⅴ3=(106～102)×√2.3966.73=34.9～33.6mmC 为与轴材料有关的系数，查[1]P.314 表16.2 得C=106～102,[τ]=40～45MPa选40Cr 经调质处理作轴，σb =980MPa, σs =785MPa (查[9]P.27表2-7)取d=35mm (与深沟球轴承连接处的直径) 轴肩高度a ≈0.05×d +3=4.75mm2）选取各段直径：轴与齿轮通过双键连接，根据[9]P.53表4-1选普通圆头平键的尺寸为:b ×h =12×8轴与轴承连接处的直径d=35mm,根据[9]P.65表6-1 选深沟球轴承（2尺寸系列），轴承代号6207,基本尺寸为d=35mm,D=72mm,B=17mm 3) 选各段长度：如图12所示 3.轴的受力简图把两滚动轴承简化为铰支，把作用在齿轮上的力简化成集中力，受力简图见图13a) 4.轴在垂直面的受力图及弯矩图 受力图见图13b)图12轴承反力：M VB=F r15×89−F r14×41−F AZ×113=0得F AZ=2238N F BZ=-149N弯矩图见图13c)C、D点弯矩：M VC=F AZ×24=5.37×104N·mmM VD=F BZ×41=−6109N·mm5.轴水平面的受力图及弯矩图受力图见图13d)轴承反力：M HB=F t15×89+F t14×41−F AY×113=0得F AY=8929N F BY=F t14+F t15−F AY=4475N 弯矩图见图13e)C、D点弯矩：M HC=F AY×24=2.14×105N·mmM HD=F BY×41=1.83×105N·mm6.初步合成弯矩图合成弯矩图见图13f)C、D点弯矩：M Cˊ=√M VC2+M HC2=√(5.37×104)2+(2.14×105)2 =2.20×105N·mmM Dˊ=√M VD2+M HD2=√(−6109)2+(1.83×105)2 =1.83×105N·mm图14选40C r作轴，σb=980MPa, σs=785MPa (查[9]P.29 表2-9)取d=30mm (与车轮连接处的直径)2）选取各段直径轴肩高度a=0.05×d+3=4.75mm轴与齿轮通过花键配合，根据[9]P.55表4-3矩形花键的尺寸选为:N×d×D×B=8×46×50×9 (轻系列)轴与车轮通过双键成180º连接，且每个键为普通圆头平键, 尺寸为b×h=10×8,参照轮毂宽和查[1]P.126键长有一定限度l max≤(1.6～1.8)d, 取键长L=60mm,t=5.0mm,t1=3.3mm,r=0.25～0.40mm根据[9]P.65表6-1 选用角接触球轴承（0尺寸系列），轴承代号7009C,基本尺寸为:d=45mm,D=75mm,B=16mm, Y s=1, Y ls= 0.3, α=15º3) 选各段长度：如图15所示3.轴的受力简图把两滚动轴承简化为铰支，把作用在齿轮和车轮上的力简化成集中力，受力简图见图16a)4.轴在垂直面的受力图及弯矩图受力图见图16b)轴承反力：M VB=F N×87+F r16×22−F DZ×86=0得F DZ=1693.43N F BZ=F DZ+F N−F r16=1207.38N 弯矩图见图19c)。
