50型拖拉机驱动桥

第1章引言1.1国内外研究现状及发展趋势国内的拖拉机工业起步于新中国成立之后，从单一的模仿到现在的自主设计，我们经历了从无到有，从小到大，从单一品种到系列品种的一步一个脚印形式的发展，在拖拉机工业方面我国已取得了长足的进步。随着市场上拖拉机功率的增大，四轮驱动拖拉机有了很快的发展和提高。四轮驱动拖拉机的性能好处表现在：有较好的牵引附着性能，较好的操纵性和机动性，较好的坡地作业稳定性和通过性，可减轻土壤的压实，较高的经济性。这导致了果茶大功率前驱动桥的大量需求，为了提高在水田中的牵引附着性能和通过能力，中小功率轮式拖拉机的变型在日本得到了较好的发展。伴随着我国在农机领域的增强，四轮驱动拖拉机在农机市场上得到了迅速的发展，尤其是大功率四轮驱动拖拉机大有代替两轮驱动拖拉机的趋势。[1]拖拉机驱动桥作为拖拉机的重要的零部件，也同样得到了较大较好的发展趋势和发展前景，在近几年作为农业机械化的重要组成部分可以获得长足的进步。目前来看，国内的主要驱动桥厂商有：上海汇金汽车拖拉机零部件有限公司（主要生产的是51.5KW的前驱动桥）以及洛阳开创装备科技有限公司（主要生产大中功率技术的驱动桥）。国内的小功率驱动桥厂商则比较多，因为这些驱动桥技术要求和技术含量不高，发展较为稳定，更容易获得市场，门槛也较低。主要有江苏东风，山东烟台的捷林达桥厂，而在常发、宁波都有自己的驱动桥厂。在欧美地区，前轮小，后轮大的前轮转向轮式拖拉机的应用最广泛。在美国，主要应用的是后轮式驱动的拖拉机，大型拖拉机采用双排驱动轮胎，但是四轮驱动也逐渐增多，便于在后悬挂机具作业。还有的四轮驱动拖拉机应用驾驶室偏向前方布置的方式，这种方式通常会在后部安装一个平台，用以安装其他机具；还有的四轮驱动应用了自走底盘，发动机在驾驶室下方采用卧置，这样的安装方式可以在驾驶室的前部和后部同时安装机具。在美国，前后轮相同的折腰转向四轮驱动拖拉机在特大型拖拉机上得到了广泛的应用和传播。[2]日本生产的MK系列的橡胶履带拖拉机采用的是静液压传动，而西方的欧美国家主要使用的是橡胶履带拖拉机和折腰转向履带拖拉机。国外拖拉机普遍应用自动化的模式，比如(1)性能监测、显示及数据处理系统。如纽荷兰Winner系列的Check-Panel电子系统、迪尔Intellitrak电子仪表系统、纽荷兰8030系列的电子信息系统、道依兹Agrotronic-I电子驾驶操纵系统、福格森Autotronic系统和Datatronic系统等。这些装置主要控制拖拉机的常规参数，如发动机转速、机油压力和温度、燃油量、电压等的电子传感；液晶图形显示及超声光警示；也控制随机工作性能参数，如实际行驶速度、发动机转速、滑转率、动力输出轴(PTO)转速、作业面积、作业效率及工作时间等。另外这种装置还有优化驾驶操纵方案，故障诊断和报警，前驱动、差速锁和动力输出轴(PTO)自动控制等功能(2)液压悬挂调节控制系统。如迪尔的Prohytronic电-液式悬挂控制系统、纽荷兰的电液提升器、道依兹的Agrotronic-h电子液压调节系统等，主要具有反应灵敏度，提升下降速率，实现力、位、混合或浮动等方式的自动精确控制的功能。(3)变速箱及传动系控制系统。如纽荷兰8030拖拉机系列的Ultra-Command型变速箱等，可实现增扭器、正倒挡机构，前驱动、差速锁、PTO等的电-液操纵和自动控制。(4)机载计算机系统。如纽荷兰“Agrtronic”机载计算机系统，功能是采集和处理拖拉机作业过程中的各项性能参数，从而随时调整各项参数以使拖拉机和机具的综合效率最佳化。这些数据包括发动机转速、PTO转速、作业行驶速度、打滑率、作业面积和油耗等。随着国家“十二五”规划以及节能减排的要求和规定，以后的拖拉机一定会向绿色环保以及简化的形式发展。为了可以以少量的产品去满足大部分拖拉机市场的需求，欧美各大拖拉机厂商都开始生产一个或者几个系列的产品，根据功率等来分级，构成系列产品，加大了拖拉机驱动桥的通用性。从未来发展趋势上看，拖拉机驱动桥会向功率两极化的方式拓展。从一方面看，经济的发展和个人承包责任制使得土地管理的模式偏向集中化，个体化。那么为了节约能耗和降低成本，大功率拖拉机是未来主要发展方向。大中型拖拉机机械效率高，可以加快农业建设速度，改善农业生产条件，完成机械代替人力畜力的伟大农业机械化。从另一方面看，菜园，果园等小型精度高的农田则需要以小功率四轮拖拉机为代表的小型拖拉机为主要农用机。因为拖拉机的功率会向两级化发展，作为拖拉机的驱动桥，也会向承载的功率不同的两极化发展。目前我国的驱动桥结构力求三化的发展模式，即零件标准化，部件通用化，产品系列化。[3]我们正在朝着三化方向和目标去努力，力求做到某种基本的驱动桥用更换或者加减少量的零件就可以满足不同的性能和功率要求。例如用主减速齿轮以几种不同的主减速比形成系列就可以根据用户的不同动力性要求为目的为拖拉机实现变型。同样可以改变的还有类似制动器，多片式差速锁等。1.2课题的目的及意义自古以来，有很多很多人试图以机械来代替人力或者畜力进行耕作以及从事农业劳动。但是在19世纪欧洲进入蒸汽时代之前，所有的努力都是半成品，无论是水力还是风力都具有极大的局限性，因为各个地区的地貌气候环境都不一样，无法推广，但是法国的阿拉巴尔特在1856年和美国的R.C.帕尔文在1873年发明了早期的蒸汽拖拉机将这一难题得到了初步的解决。作为农业应用最为广泛的机械，拖拉机在农业生产活动中有着不可代替的作用和意义。随着我国的综合国力的提升和国际地位的提高，如何将这种国家的强盛富强让国民们切实的体会到就是一个很有目的性的课题。在国家农业机购置补贴政策的推动下，拖拉机得到了巨大的发展空间和发展前景。而驱动桥作为拖拉机上重要的零部件之一同样也有着重要的使用意义，作为不可或缺的一部分，拖拉机的发展就是驱动桥的发展，如何更加安全稳定的工作，如何将来自发动机的转矩更加完美的传递到车轮上，尽管现有的技术已经可以实现日常应用，但是如何更进一步则是每一位机械人，每一位工科人孜孜不倦的追求的目标和努力的方向。1.3课题的研究内容与方法伴随着农业机械化的大浪潮，以及我国在“十二五”期间提出的各种总扶持农业机械的政策，农用拖拉机有了极为良好的发展前景。而作为经典的50型拖拉机也有着很高的研究意义和研究价值，驱动桥是拖拉机极为重要的组成部分，同样有着很高的研究价值。所以本次课题名为50型拖拉机驱动桥设计，其主要的研究内容和预期达到的目标是：（1）提出总体设计方案，传动系统的布置，为整体的传动机构中的驱动桥结构提出设计。（2）进行参数分析，计算差速器，减速器的参数并确定相关设计方案，完成设计要求（3）绘制差速器与减速器的设计图纸与驱动桥结构设计图纸（4）进行典型传动件的强度校核以确保各个部件可以满足运动要求。通过查找资料以及各种书籍，文献论文等方式，查询有关50型拖拉机的各种参数和设计方案，并参考这些方案进行自己对于50型拖拉机的驱动桥设计，包括差速器，减速器以及传动方案的设计形式，并利用参数计算作为辅助使其达到预期实现的性能和目标。1.4课题研究计划安排熟悉题目，收集相关资料，查阅中外文文献，初步了解毕业设计内容。1-2周撰写开题报告。3-4周提交开题报告和外文文献翻译。开始总体设计方案并论证。5-6周进行差速器和减速器的参数计算。7-8周进行驱动桥的结构分析与设计并绘制图纸。9-10周进行典型传动件的强度校核。11-12周完成装配图并总结设计过程。13-15周总结并修改论文。15-17周答辩。18周1.550型拖拉机的基本参数:发动机转速np=2000(r/min)发动机功率P=37KW拖拉机总质量m=2100kg最大扭矩T=200N·m最大车速vmax=28.2km/h轮胎规格为11-32取扁平比为70%直径D=11×2×25.4×70%+32×25.4=1204mm所以轮胎半径rd=602mm最高档传动比igh=17.1最低档传动比igi=227.7

第2章减速器2.1主减速比的确定首先确定最终传动比，发动机的转速np=2000(r/min)而车轮的转速，最高车速为28.2KM/h车轮转速为[3]nx=28.2×603.6×2π×0.602=124(r/min)(2主减速比可以根据传动原理图得出，主减速器的传动比为nx=398=4.875(22.2主减速器齿轮计算载荷的确定按照发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TceTmax=9550Pn(2-3Tce=kdTmaxki式中，Tce为计算转矩N·m；i0为主减速器传动比：16.13；i1为变速器一档传动比：227.7；if为分动器的传动比：1；η为发动机到万向轴之间的传动效率取0.92；k是变矩系数：k=1；Tmax是发动机的最大转矩N·m；Kd是猛接离合器所产生的动载系数，取Kd=1.1Tmax=176.675N·mTce=40711.64N·m按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs=G2m式中，Tcs为计算转矩；G2是满载状态下一个驱动桥上的静载荷，查拖拉机设计手册表得后轮载荷约为67700N；m2是汽车最大加速度时后轴的负荷转移系数，在这里取1.2；φ是轮胎与路面间的附着系数，因为是拖拉机所以取1；im是主减速器从动锥齿轮到车轮间的传动比。这里取4.5；ηm是主减速器主动齿轮到车轮间的传动效率，这里取0.95综上可以得出有关Tcs=11440N·m(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcfTcf=Gardim式中，Tcf是计算转矩；Ga是汽车满载重质量，得20580N；fR是道路滚动阻力系数，取0.02；fH是平均爬坡能力系数，取0.1；fr是拖拉机性能系数，取0Tcf=347.766N·m(4)主动锥齿轮计算转矩为：Tz=Tci0ηG式中，在计算锥齿轮最大应力是Tc取Tce和Tcs之间的小者，在计算锥齿疲劳寿命时Tc取Tcf；Tz是主动锥齿轮的计算转矩；i0是主传动比16.13；ηG是主、从动锥齿轮的传动效率这里取85%计算最大应力时，计算转矩为Tz=1050.29N·m计算锥齿轮疲劳寿命时，计算转矩为Tz=25.36N·m2.3主减速器齿轮基本参数主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动轮的齿数z1和z2,从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角β、法向压力角α等。2.3.1主、从动锥齿轮的齿数z1和z2在选择主、从动锥齿轮齿数时主要需要考虑一下的方面：①为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮数和应该不小于40②为了磨合更加均匀，主、从动齿数之间应该避免具有公约数。③主传动比i0较大时，z1应该尽量取得小一些，以便得到足够的离地间隙。对于不同的主传动比，z1和z2应该有合适的搭配。综上所述，z1=8和z2=392.3.2齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms对于单级主减速器，在增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支撑座的安装空间和差速器的安装。D2可以根据经验公式得出D2=KD23Te式中，KD2是直径系数，一般取13.0~15.3，Tc是从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小的。结合上文Tc=14400N·m，所以D2=(13.0~15.0)314400=(316.27~372.23试选择D2=296.4mm，所以得出ms=D2Z2=7.6mm，根据ms=用来校核ms=7.6是否合适[5]上式中Km=(0.3~0.4)得出ms=(0.3~0.4)314400=(7.29~9.73所以满足校核2.3.3主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮面太宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因为锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄以及刀尖圆角过小，会产生减小齿根圆角半径，加大了集中应力，会降低刀具的使用寿命。除此之外，在安装时如果有位置偏差后者制造工艺的偏差使轮齿小端在工作时产生集中载荷，则会引起轮齿小端过早的损坏。齿面太宽也会导致装配空间减少。但是也不能过窄，齿面过窄会使轮齿表面的耐磨性和强度降低。[6]对于从动锥齿轮齿面宽b2，应该不大于节锥A2的0.3倍，所以b2≤0.3A2而且b2应该满足b2≤10ms，那么对于拖拉机主减速器的圆弧齿轮推荐采用：b2=0.155D2=0.155一般习惯小齿轮齿面宽要略大于大齿轮，一般大10%。所以取b1=110×b2=50.6mm在这里取51mm2.3.4中点螺旋角β螺旋角沿着齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选β的时候也要考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大则ε越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且齿轮的强度越高，所以综上，ε应该不小于1.25，在1.5~2.0时的效果最好，但是β过大会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°~40°，而商用车选用较小的β值以防止轴向力过大，通常选择35°。在这里我们取β=37°2.3.5螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应该使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮油分离的趋势，防止轮齿因为卡死而损坏。所以主动锥齿轮旋转左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶方向看为顺时针，驱动汽车前进。2.3.6法向压力角α法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但是对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可以使得齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30'或者16°，商用车的α为20°或者22°30'。对于双曲面齿轮，乘用车为19°或者20°，商用车为20°或者22°30'。在这里我们选择与重型货车同样大小的α=22.5°表2-1齿轮参数序号类型小齿轮大齿轮1齿数8392模数7.67.63齿形角20°20°4分度圆直径60.8296.45齿高系数0.820.826径向移距系数0.43-0.437切向移距系数0.22-0.228齿顶高9.52.9649齿全高13.89413.89410螺旋角37°37°11螺旋方向左旋右旋12分度圆弧齿厚16.5757.30113齿侧间隙0.15~0.300.15~0.3014齿宽5146第3章差速器的选择及其参数设计3.1差速器的选择目前拖拉机上广泛应用的差速器为对称锥齿轮差速器，这种差速器的优势在于结构简单，质量轻便。因为普通的锥齿轮差速器具有结构简单，工作稳定性好，所以在大多数普通的拖拉机上得到了极为广泛的应用。图3-1对称式差速器图中n0是差速器壳的角速读；n1和n2则代表了左右两个半轴的角速度；T0是差速器壳受到的转矩；Tr是差速器的内部摩擦力矩；T1和T2是左右两个半轴对差速器的反转矩。根据运动原理可以分析出n1+n2=2n0那么根据上面的公式不慢得出，当存在一侧的半轴不转时，另一侧的半轴会用两倍于转速器壳体的角速度旋转。而当差速器的壳体不转时，左右的两个半轴会实现以大小相等，方向相反的速度旋转。[8]根据力矩平衡的角度可以得出T1+T2=T0差速器的内摩擦力矩与能接受的力矩之比称为锁紧系数k，通常用锁紧系数k来表示差速器的差速性能用公式来表述则得出k=TrT0联立式3-2和3-3可以得出T1=0.5T0设左右半轴的比值为kx=T2T1kx=1+k1−kk=查询资料可以得出普通的锥齿轮差速器的锁紧系数k一般在0.05至0.15之间，两个半轴的转矩之比kx在1.11至1.35之间，这说明左右两个半轴之间的转矩差距并不是很大，所以在今后的计算中默认分配给左右两个半轴之间的转矩大致相等。这样的轴荷分布对于在良好路面的行驶的拖拉机来说是十分合理的。因为对于良好的路面上来说左右车轮所受到的力基本是相同的。但是在拖拉机越野行驶时，或者是在泥泞，冰雪路面上行驶时，当一侧的驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面之间有着良好的接触和附着，但是他的驱动转矩也会因为另一侧减小的附着系数同样的减小，无法完全发挥出发动机的牵引力，导致越野能力变差，严重时还会致使拖拉机停止行驶。这次差速器的设计我选择采用简单锥齿轮差速器，这种差速器的锁紧系数较小，在1.1至1.35之间。选用圆锥齿轮差速器的原因是其结构简单，使用安全可靠，稳定性强。由于以上的优点，圆锥齿轮差速器在拖拉机上得到了广泛的应用。而为了加强拖拉机的行驶通过性，通常会在差速器中额外装差速锁。[9]图3-2圆锥齿轮差速器3.2差速锁的选择差速器作为2K-H行星机构的一种，如果要使其差速性能消失，可以将差速器的三个机构中的任意两个件连接，可以减少一个自由度，即可达到差速器闭锁的作用。而这种用来闭锁差速器的机构称为差速锁。在50型拖拉机中，根据拖拉机设计手册可知，采用手操纵齿套式差速锁。[10]3.3直尺圆锥齿轮差速器零部件结构设计3.3.1结构设计(1)星齿轮数np参考拖拉机参数，根据估算，30KW以下的拖拉机选择np=2，30KW以上的选择np=4而本次课题任务要求为30KW以上所以选择np=4(2)差速器行星齿轮背面的形状选用大多数行星齿轮背面采用的球面形式，理由是平面不能保证行星齿轮的动调心定位，所以采用球面。(3)差速器壳结构因为本次设计与大多数的轮式拖拉机一样采用了圆锥齿轮差速器，它会和中央传动的锥齿轮组成一个装配总成，所以在确定中央传动的大锥齿轮时也要去考虑有关差速器能否安装的可行性。而作为差速器的外壳，也要考虑有关大锥齿轮的需要。所以大锥齿轮、行星轮架、差速器壳体之间应该具有良好的对中。并用铆钉或者螺栓连接起来，并且连接孔的孔位误差不能大于0.5mm。[11]圆锥齿轮差速器又可以分成有壳式和无壳式。无壳式因为结构简单，但是刚度较差，他的中场传动齿轮固定在长轴的行星架上，半轴和传动的主动齿轮做成一体，一旦损坏，半轴齿轮与传动齿轮一起损毁，所以目前大多数都采用有壳式锥齿轮差速器。并且上文提到过，行星齿轮数为4。所以采用4个行星轮的差速器。图3-34个行星齿轮的圆锥差速器行星齿轮与差速壳体的接触断面通常做成球面，可以使端面有良好的贴合性。在行星齿轮、差速器壳、半轴齿轮之间都有防磨垫片。行星齿轮齿间会开钻油孔，行星齿轮轴铣出储油槽，是为了保证行星齿轮内孔与行星齿轮轴间的润滑。行星齿轮与行星齿轮轴的间隙约为0.1mm，一旦间隙过小，二者会胶合。所以在某些行星齿轮与行星齿轮轴间装有衬套，或者在表面涂一些防胶合的涂料。[12]3.3.2齿形设计 因为半轴和行星齿轮之间的相对转速很低，行星齿轮会与半轴平分作用力。所以对于传动的平稳性来说并不会有什么大问题，所以二者间啮合精度和重合度可以适当的降低，因此，差速器齿轮可以采用短齿，大齿形角或者大啮合角锥齿轮用来提高强度。3.3.3差速器锥齿轮的材料差速器锥齿轮目前常用的材料是渗碳合金，主要的类型有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo、16SiMn2WMoV。选择渗碳合金钢的理由是在渗碳钢的表面可以得到含碳量较高的硬化层，可以具有相当高的耐磨性和抗压性。而且在内部较软又具有良好的韧性。所以这类材料的承受冲击能力，表面接触强度和弯曲强度都很好。所以为了改善新齿轮在早起容易出现的胶合、擦伤、磨损、后者咬死。锥齿轮在经过热处理和精加工后，在齿面进行应力喷丸处理，可以提高使用寿命。因为差速器的齿轮对于轮齿的精度要求比较低，所以采用精锻差速器齿轮工艺。3.3.4差速器齿轮主要参数选择(1)行星齿轮数上文以提到选择np=4(2)行星齿轮球面半径RbRb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可以根据经验公式来确定Rb=Kb3式中，Kb为行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5~3.0对于四个行星齿轮的乘用车和商务车取最小值，对于两个行星齿轮的乘用车和商务车以及四个行星齿轮的越野车和矿用车去最大值。这里取Kb=3.0；Td为差速器计算转矩(N·m)，Td=min[Tce，Tcs]；Rb为球面半径(mm)行星齿轮节锥距A0A0=(0.98~0.99)Rb(3-7)(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2为了使齿轮有着较高的强度，希望选择较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数z1应该取少些，但z1一般不少于10。半轴齿轮数z2在14~25之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数之比z2/z1的比值在1.5~2.0的范围内。[13]为了保证四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两个半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。所以这里选择z1=10z2=16(4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ行星齿轮和半轴节锥角γ1γ1=tan−1z1得出γ1=32°锥齿轮大端的端面模数m为m=2A0Z1得出m=6.4(5)分度圆直径DD=mz(3-10)D1=64D2=102.4(6)压力角α拖拉机差速器的处理大多数都采用压力角为22°30′、吃高系数为0.8的齿形。最小齿数可以减少到10.并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下，还可以由切向休整加大半轴齿轮的齿厚，可以达到行星齿轮与半轴齿轮趋近于同等的强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，所以可以用较大的模数来提高轮齿的强度，而这里选择大多数拖拉机选择的22.5°角。[14](7)法向侧系jn查拖拉机设计手册可得，法向侧系在0.1~0.13，本次选择jn=0.13。[15]表3-1直尺圆锥齿轮参数行星齿轮半轴齿轮齿数1016模数6.46.4齿高系数11压力角22.5°22.5°节圆直径64102.4节锥角32°58°齿侧间隙0.130.13齿宽25.3223.4差速器齿轮强度计算因为差速器的结构精密，所以有限于自身的构造，差速器的尺寸不可能做的太大，然而差速器承受的载荷又很大，所以应该对差速器的齿轮进行弯曲强度的校核计算。轮齿的弯曲应力σω为σω=2T式中，n为行星齿轮数，n=4；J为综合系数，经过查表得J=0.226；b2轴齿轮齿宽，b2=22mm；T为半轴齿轮计算转矩，N·m，T=0.6T0；Kvkskm按照主减速器齿轮强度计算的有关数值选取kv当T0=minσ当T0=σ所以齿轮强度的校核合格。

第4章半轴的相关参数与计算半轴的设计驱动车轮的传动装置位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于整体式驱动桥而言，驱动车轮传动装置的主要零件为半轴。

半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴。其内端与差速器的半轴齿轮（bevel

side

gear）连接，外端则与驱动轮的轮毂相连。半轴与驱动轮的轮毂在驱动桥壳上的支称形式，决定了半轴的受力情况。4.1半轴的型式半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。由于全浮式半轴的结构特点和可靠性，广泛应用于重型载货汽车，客车和拖拉机上，所以此设计选用全浮式。全浮式半轴简图如下，半轴外端和轮毂互相连接，其中轮毂被两个圆锥滚子轴承支撑在半轴套管上。由于车路所承受的力和弯矩都会经过轮毂和轮毂轴承，然后在传递给驱动桥壳。所以全浮式半轴不承受传动系统的弯矩而只承受转矩。但是在实际加工中，由于零件的加工精度或者是零件装配精度的影响，仍然可能产生全浮式半轴承受一定的弯矩的可能性，但是在实际的设计计算当中，因为弯矩太小，这里就忽略不计了。图4-1全浮式半轴简图4.2半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同型式的半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度计算。首先先计算半轴的载荷T=X2Lr式中，X2L、X2R为左右车轮锁承受的纵向力；X2L=X2R为半轴所承受的纵向力；而半轴所承受的纵向力可以按照汽车的两种工作状态计算得到，即为下述的首先是汽车受到最大附着力时，有下述的公式X2L=X2R=m式中，G2为汽车满载静止在水平地面上时，驱动桥给地面的载荷，同公式2-5中的数值一样，这里取G2=67700N；m'为汽车加速和减速时的质量转移系数，因为本次设计是后驱动桥，所以取值范围是m'=X2L=XT=21192N其次是当按照最大附着力所计算出的纵向力的结果大于发动机最大转矩及传动系最低档传动比所计算出的纵向力时，应按照下式进行计算，即为X2L=X2R=ε式中，ε为差速器的转矩分配系数，对于一般的行星齿轮差速器取εTemax为发动机最大转矩；ηΓ为传动系统的效率；计算时可取ηΓ=0.9或1.0X2L=XT=24134N4.3全浮式半轴直径的初选及强度校核在设计的过程中，全浮式半轴的直径可按下列式子进行初步的选取：d=3T×1030.196式中，d为半轴的杆部直径,初选为40mm；T半轴的计算载荷，N·m；τ——全浮式半轴的许用扭转应力，MPa当初选半轴的杆部直径后，应该按照结构设计对直径进行调整，然后按下式计算其扭转应力τ：τ=Tτ式中，τ为全浮式半轴的许用扭转应力，可取(490-588)MPa；τ为半轴的扭转应力，MPa所以校验合格。在强度计算中，应该让所计算的扭转应力小于许用扭转应力，通常驱动桥传动系统中的其他零部件的强度会大于半轴的强度，使得半轴之与驱动桥可以起到类似于“保险丝”的作用一般。

结论本次设计名为50型拖拉机的驱动桥设计，通过查阅资料，与老师探讨之后，确定了本次设计需要明确的几个目标，