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某型号拖拉机后桥的设计 型号 拖拉机 后桥 设计

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编号： 毕业设计(论文)外文翻译（译文）院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 伍荣展 学 号： 1000110131 指导教师单位： 桂林电子科技大学 姓 名： 高成 职 称： 助理研究员 2014 年 05 月 26 日桂林电子科技大学后桥壳疲劳失效的有限元分析预测M.M. Topac, H. Gunal, N.S. Kuralay. Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysisJ. Engineering Failure Analysis，摘 要对与在试验中，当施加循环垂直应力在后桥壳上，产生了过早的疲劳变形的现象 进行了研究。发现在这些试验中，裂缝主要出现在样品的同一区域。为了确定破坏的原因，建立了完整的后桥壳CAD模型。同时，桥壳的机械性能取决于其材料的拉伸性能。利用这些数据，运用有限元原理进行了应力及疲劳分析。确定了疲劳应变的发生位置以及不发生疲劳应变的最小循环垂直应力。将有限元分析的结果与实验的结果进行对比。设计提出了增强桥壳疲劳寿命的解决方案。关键字：后桥壳；应力集中；失效；有限元分析1 概述由于具有较高的承载能力，固体车桥通常用于重型商用车辆上1。固体车桥的结构见图1。在车辆的使用中，车桥是主要承载部件，由路面不平产生的动态应力进而产生的动态压力导致了车桥产生疲劳破坏。因此，最重要的是进行桥壳抵抗疲劳破坏的寿命预测。在大规模生产前，有必要对桥壳模型在动态垂直应力作用下进行如图2所示的装载能力及疲劳寿命的有限元分析。在这些测试中，由液压机构提供的循环垂直载荷施加在样品上，直到样品出现疲劳破坏。根据承载标 准，桥壳必须能承载N=5X105循环应力而不出现疲劳破坏。在对如图3所示不对称的桥壳模型进行垂直疲劳测试时，在应力达到极限前就有疲劳破坏出现在模型上。因此发现，不出现疲劳破坏的最小循环应力大约为3.7X105。在这些测试中， 裂纹出现在班卓过渡区E1和E2。图4所示为一早期破坏的例子。为了找出早期失效的原因，运用CATIA V5R15商业软件建立了一个详细的桥壳三维模型。利用该模型，建立有限元模型。运用ANSYS V11.0商业有限元分析软件工作平台进行应力和疲劳分析。通过拉伸测试的有限元分析获得了桥壳的材料性能，运用RecurDyn商业CAE软件进行车辆动力学模拟，获得了桥壳最大载荷。通过这些分析，找到应力集中部位。为了实现疲劳分析，引入疲劳强度修正系数建立了桥壳材料的估计S-N曲线。将分析获得的结果与垂直疲劳测试实验的结果进行比较。为了阻止早期破坏并获得增大的疲劳寿命，提出了一些解决方案。 图1 商用车后桥壳总成 图2 桥壳模型乘直疲劳测试图3 桥壳几何形状图4 测试样品底部的疲劳开裂图5 桥壳的完整CAD模型2 有限元模型2.1 CAD和有限元模型分析用全尺寸车桥CAD模型如上图5所示。桥壳本质上由两个相同的薄壁壳组成，薄壁壳的厚度为9.5mm并沿着后桥壳的中性轴焊接。在前端面，一个用螺栓固定了差动齿轮装载器的曾环被焊接在桥壳上用来增强刚度。出于密封性的考虑，将一个圆盖焊接在后端面上。这里，元素A和B为下垂壁卡钳联接。支撑C和D代表轮与地面的接触。车桥支撑联接点之间的距离与后轴轮轨之间的距离相等。运用 CATIA V5R15建立桥壳三维模型。将桥壳的完整CAD模型导入ANSYS V11.0工作平台前置处理界面，建立分析所需的有限元模型。有限元模型用于图6所示的压力及疲劳分析。为了建立有限元模型，桥壳按照SOLID187进行网格划分。S0LID187具有二次位移的三维实体单元并且适用于进行不规则网格划分。桥壳被定义为拥有10个节点，且每个节点拥有3个自由度。运用CONTA174和TARGE170元素建立桥壳各部件之间的联系。焊接表面的联接关系选择为完整的可靠联接。有限元模型由779,305个元素和1,287,354个节点组成。 图6桥壳有限元模型表1 S450N的化学特性（Wt%）表2 抗拉测试结果2. 2 桥壳材料车桥壳是由9.5mm厚的微金属合金管壁经冲压焊接制成的，该管壁的材料为热成型标准钢铁S460N （材料编号1.8901，等同于ISO标准3中E460）。该材料的化学成分是从供应商获得的，具体见表1 4。未加工的S460N的机械性能见参考文献5。然而，桥壳材料在制造过程中需经过若干道工序，包括退火至800C和750C热冲压。为了将工序对机械性能的影响引入有限元分析并确定加工后材料的精确机械性能，从后桥壳模型中抽取5个样本并进行拉伸试验。所有的试验均在室温下进行。从后桥壳模型中抽取的5个样本均在热影响区之外。表2给出的结果均为5个样本的最低值，并将这些结果引入有限元模型。将材料定义为显性各向同向性材料。2. 3 负荷条件有限元分析中的负荷条件是根据垂直疲劳测试中出现早期失效处的支撑区域确定的。测试是在如图7所示的可提供80吨载荷的装置上进行的。该装置是由两个具有承载单元的电动液压执行机构和伺服阀组成的，伺服阀安装在连接A，B的卡钳处。TS表示两个卡钳间的距离，T因表示支撑C，D间的距离即真实后桥壳的轮距。车桥的模型是根据如图8所示的由两个空气弹簧支撑的真实桥壳设计的。因 为载荷施加在牵引臂的偏心轮上，所以弹簧的弹力也产生了弯曲应力，该应力在桥壳上产生了一个额外的弯曲AM。测试样品中的额外弯曲影响由图7所示的液压驱动装置的偏距c提供。每个弹簧的最大设计载荷为F = 2850kg。应力垂直的施加在弹簧底座的点。这导致了在卡钳A, B处产生了静态反应力P=4550kg。因为路面不平使车身的集中质量产生的垂直加速度导致在每个卡钳处的最大动态载荷大约为P的两倍。由ReoirDyn商业CAE软件进行的计算机路面模拟所得的载 荷变化范围为182-9I00kg。垂直疲劳测试所得的载荷特性曲线如图9所示。有限元分析也考虑到了最大动载荷9100kg沿额外弯曲变形M所产生的影响。如图10所示的车桥垂直应力模型是根据参考文献6设计的。图7垂直疲劳测试原理图图8 纵臂的偏心载荷 3 有限元分析及结果有限元分析用于预测应力集中及疲劳寿命较低区域的准确位置。P和M施加在图10所示的卡钳连接处。运用装配1.86GHz因特尔至强四核处理器的HPx因8400工作站借助ANSYS V11.0工作平台进行压力分析。图11所示为有限元分析所得的等应力分布图。分析结果显示应力集中区域F1、F2分布在桥壳承载区域底部的过渡区。从图12中可以看出疲劳失效区域与临界区域在同一位置。计算得出的最大分布应力为 max=388.7Mpa；是材料屈服应力点的78. 1%。这说明桥壳在承受最大静载荷时符合安全条件。图9疲劳测试中的执行机构负荷特性曲线图10桥壳的外加负荷及弯矩图图11 下壳体上的工作应力分布图12测试与分析结果比较4.疲劳寿命预测由于在使用中后桥壳承受动应力，也需要进行疲劳分析。压力寿命的疲劳极限估计值se为se=0.504Sut （1）钢材的强度极限小于1400MPa7，8。这意味着疲劳强度的周期为106或更多。为了预测在105 - 106周期范围内的疲劳寿命，使用参考文献9中使用简单抗拉测试获得所需数据的方法作出桥壳材料的S-N曲线。se代表理想实验样品的压力疲劳寿命。为了预测机械零件的真实疲劳强度se， 需要乘上代表各种设计，制造和环境对疲劳强度影响的修正因子10。Se为 Se=kakbkckdkese （2）式中ka为根据下式得出的表面抛亮度得到的表面因数ka=aSutb （3）由于桥壳表面的粗糙度与经过热冲压工艺的热轧钢板相似，所以推荐的标准为 a=57.7和b=-0.7187.经计算得出ka=0. 564, Sut=629.9MPa。另外，喷丸工艺作为一种常见的爪于减少零件材料表面残留应力的方法，也用于增加热冲压后的桥壳表面的疲劳寿命。文献9中给出这种方法可增加70%的疲劳寿命。因此，在有限元分析中ka的取值为0.959。因为桥壳为非圆形截面，根据横截面深度h远大于50mm假定尺寸因数kb为0.75。由于环境温度T=0-250C，所以弯曲和环境因数 kd=1，进而确定负荷系数kc=1。通过静态有限元分析，可得出应力集中区分布在班卓及横臂过渡区域。所以，除了上述修正因数外，疲劳强度修正因数ke必须引入分析，ke可通过与应力集中系数kf有关的应力集中系数kt得到。因此ke的计算式为ke=1/kf （4）出于安全考虑，kf假设与kt相等7。由于桥壳的大小及形状的复杂性，kt无法从标准文献中查出。另一方面，kt被定义为Kt=peak/nominal （ 5 ）式中peak为凹口处得峰值应力，nominal不出现应力集中时的常应力p9, 12，peak的使用数值可从max=388. 7MPa时的静有限元分析中得出。为了计算nominal将后桥壳简化为一简支梁，其沿纵轴Y的危险横截面X1X1都为矩形并适用于纯弯曲理论6。 nominal按图10所给出的模型的计算公式为nominal=M/Z （6）式中M为弯曲力矩，Z为危险横截面的断面系数。M的取值为41.9xl06Nmm。断面系数Z取值为127507mm3。因此计算得出nominal为329MPa。发现ktkf=1.181，ke=0.846。运用ANSYS V11.0工作平台定义S-N曲线中标绘的修正因数。通过压力寿命决定桥壳材料的疲劳寿命。全部的疲劳分析都是以无限寿命进行的（N=106）。用有限元分析得到的压力分布图进行疲劳寿命计算。由于载荷具有正弦波动特性（平均应力m0），修正方法如下9aSe+mut=1n （7）式中，n表示安全系数。振幅a为a=maxmin2 （8）（8）平均应力am可表示为m=max+min2 （9）式中，通过有限元分析得到max为最大值9100kg，min匹配的最小值为182kg。壳体底部的分配系数n如图13所示。根据疲劳分析结果，估计在周期为ca3.6X105时，桥壳表面F1区域会发生裂纹开裂，该数值低于预测值为5x105周期的最小疲劳寿命。此处n的最小值为0. 93。在桥壳的内表面，最大应力集中发生处F2区域的n值最小，计算结果为0.767。这意味着，在垂直应力测试中区域F1和F2会在载荷周期5X105 前发生疲劳幵裂。5.结构及讨论有限元分析显示在垂直疲劳测试中出现疲劳破坏的区域存在应力集中，该应力集中会导致在最小预测周期5X105前出现过早破坏。此结果与垂直疲劳试验中的结构相同。增大桥壳的疲劳寿命需减小应力集中。减小应力集中，增大疲劳寿命的最简单的方法是金属壁的厚度。然而，在F1F2区域外桥壳符合无限寿命周期条件。增加金属笔厚度导致了不必要的重量增加。例如，增加厚度0.5mm，使得桥壳材料在临界区域的疲劳极限提高到了超过5. 85X105周期，此极限超过了设计的疲劳极限。另一方面，这也意味着提高了汽车非簧载质量5%的重量。所以这并不是实用的解决方法。作为另一种解决方法，可从新设计过渡区域的几何形状。平整的过渡区几何形状可提高疲劳痔命而不增加重量。此外，加固环的形状也对应力集中产生影响。在所研究的该桥壳设计中，加固环的厚度为20mm。为了预测加固环的影响，在没有加固环的情况下又进行了一次有限元分析。在临界区域F2处的最大分布应力为428MPa。这意味着，实用加固环大约减少了10%的应力集中。通过增加此部分的厚度，可能会增加硬度。在此设计中，由于动力系统外形的限制，增加的厚度为5mm。根据此加固环的外形变化 进行静态疲劳分析。然而，分析显示疲劳强度的增加均为其自身的，因此桥壳的疲劳寿命不会增加到超过设计最小载荷周期5X105倍的程度。因此，増加加固环的厚度可与从新设计过渡区几何形状同时使用。 图13下壳体安全系数分布6.总结运用有限元分析方法对卡车后桥壳模型的早期疲劳失效进行分析。在分析中，通过模拟垂直疲劳试验过程，预测应力集中区在班卓过渡区域。发生疲劳开裂的区域与分析所得结果相吻合。通过有限元分析可预测破坏发生的位置。通过稳态和循环张应力确定临界区域。裂缝导致破坏发生在桥壳的应力集中区域。尽管桥壳模型负荷最大垂直载荷静态忍耐条件，分析显示，如果为循环载荷，疲劳破坏可能在预测的最小周期5X105前发生。有限元分析同样可用于估计疲劳失效开始前的周期数。为了解决该问题，増加金属管壁的厚度因为会增加桥壳的重量，所以并不是实用的方法。重新设计班卓过渡区和增加加固环的厚度，这种符合最小设计准则的途径，也许是增强疲劳寿命的好方法。 感谢这篇论文在土耳其伊兹密尔市的Ege Endustri ve Ticaret A.S.的帮助下完成。作者同时也对来自Dokuz Eylul大学的E. Cmar Yeni博士和Pamukkale大学的Cemal Meran博士的批评与建议表示感谢。译文原文出处：M.M. Topac, H. Gunal, N.S. Kuralay. Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysisJ. Engineering Failure Analysis，(16)2009,:1474-1482.第10页 共10页某型号拖拉机后桥设计,江西农业大学毕业设计,姓名：曹金海班级：农机051学号：20050650指导老师：黎静,后桥概述：,拖拉机的后桥是指变速器与驱动轮之间除联轴器及传动轴以外的所有传动部件和壳体的总称。后桥的主要功用：一是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮，并实现减速增矩；二是通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩传递方向，使其与车辆进行方向相符；三是通过差速器保证内外车轮以不同转速实现车辆的转向。拖拉机后桥设计主要包括以下几方面。,江西农业大学毕业设计,拖拉机：现代农业的产物,大幅提高农业生产效率减轻人工劳动强度促进经济发展,江西农业大学毕业设计,本设计的四个核心部分,1中央传动设计2差速器设计3驱动桥半轴设计4最终传动设计,江西农业大学毕业设计,中央传动设计,江西农业大学毕业设计,结构简图：,差速器设计,差速器的功用是根据拖拉机的行驶需要，在传递力的同时，使内、外侧驱动轮能以不同的转速旋转，以便车辆转弯或适应由于轮胎及路面差异而造成的内外侧驱动轮转速差结构：由一个行星齿轮和一对半轴齿轮组成外加锁紧装置组成,1、2半轴齿轮3行星齿轮4行星齿轮轴5差速器壳体6主减速器从动齿轮0、1、2差速器壳慢速半轴和快速半轴的角速度x行星自转角速度Zx、Zb行星轮和半轴齿轮齿数。,江西农业大学毕业设计,差速锁,为提高车辆工作能力本设计中采用开式差速器。开式差速器没有壳体，结构比较简,半轴齿轮和最终传动小齿轮制成一体，需用较多合金钢材料本设计中的拖拉机差速锁的布置方式是通过附加轴将两驱动轴相连，这样的安置差速效果最好,江西农业大学毕业设计,驱动桥半轴设计和最终传动设计,江西农业大学毕业设计,最终传动,轮式拖拉机行驶时，在车轮上作用着各种不同的力。这些力的大小随着拖拉机的工作条件的不同而不同，设计时主要考虑了它的工作情况进行分析,江西农业大学毕业设计,驱动桥半轴,江西农业大学毕业设计,本设计中拖拉机采用不浮式半轴。由于半轴及承受弯矩作用又承受扭矩作用，所以在选择材料时用45钢，并且经过调质处理。,讲解结束，谢谢大家！,期盼请各位老师指教！,再次感谢！,江西农业大学毕业设计(论文)任务书设计（论文）课题名称某型号拖拉机后桥的设计学生姓名院（系）工学院专 业农业机械化及其自动化指导教师职 称学 历毕业设计（论文）要求：毕业设计（论文）内容与技术参数：毕业设计（论文）工作计划：接受任务日期 年 月 日 要求完成日期 年 月 日学 生 签 名 年 月 日指导教师签名 年 月 日院长（主任）签名 年 月 日毕业论文题目学校代码： 序 号：本 科 毕 业 设 计题目： 某型号拖拉机后桥设计 学 院： 姓 名： 学 号： 专 业： 农业机械化及其自动化 年 级： 指导教师： 二OO九年 五 月- 15 -拖拉机后桥设计摘 要拖拉机后桥的设计，后桥也可称为驱动桥，在本设计中主要包括中央传动设计、差速器设计、动力输出半轴设计及最终传动设计，而设计的重点在中央传动和差速器的设计上。中央传动主要设计主要是在一定传动比的条件下一对啮合的弧齿锥齿轮的设计；差速器在后桥设计中很重要，包括了一个行星齿轮和一对差速器半轴齿轮的设计。谈到拖拉机，其在我国农业生产中可大幅提高生产效率，是壮大我国农业产业的重要机械设备，所以从这个意义上讲我的这个拖拉机后桥的设计有着重大意义，这个方面的研究与应用应该得到大家科研工作者的足够重视。本设计的关键点是解决当动力从发动机输出后经过减速器、变速箱后，到最终将动力传给驱动轮的这个中间环节的效率问题，也就是设计出可以将动力最大限度而且准确的传递的后桥，解决效率问题是拖拉机整机设计的关键也是本设计制作出发点。关键词：拖拉机，后桥，驱动桥 The design of tractors rear axleAbstract: The rear axle aslo can be called driving axle.My design exactly includes four parts,thay are the design of Main Drive、the design of rear axle differential、the design of half shaft and the design of final drive.The key is at the design of Main Drive and rear axle differential.The design of Main Drive is just to design a couple of gleason spiral bevel gear which is used to transport power at the condition of a firm drive ratio,and the the design of rear axle differential is very important which contains a planet gear and a couple of half axle gear which belongs to different.On talking of tractor,it can raise our countrys agricultural productivity sharply.So,the design of tractors rear axle have an large influnce in a way.And it must be get enough attention from our countrys scientist. starting point of my design to solve the problem of how we can improve efficiency after the power has been tranport from reducer and gear-box to the driving-wheel.It also can be said how we can tranport the power maximall.To solve the problem of improving efficiency is the key of designing a whole tracor and the key of my design.Key words: Tractor ,rear axle,driving axle 目录1 绪 论- 1 -1.1 引言- 1 -2中央传动设计- 1 -2.1中央传动弧齿锥齿轮几何参数的计算- 1 -2.1.1弧齿锥齿轮基本参数的选择- 2 -2.2中央传动圆锥齿轮的强度计算- 3 -2.2.1中央传动圆锥齿轮的计算扭矩- 3 -2.2.2弧齿锥齿轮的强度计算- 4 -3 差速器设计- 5 -3.1差速器的功用及其对拖拉机性能的影响- 5 -3.2差速器和差速锁的结构- 7 -3.3差速器主要参数的确定- 7 -3.4差速器主要零件计算- 7 -4 驱动桥半轴设计- 8 -4.1作用在半轴上的力及力矩- 8 -4.2半轴的计算- 11 -5最终传动的设计- 14 -6总结- 14 -参 考 文 献- 14 -致 谢- 15 -1 绪 论1.1 引言拖拉机的后桥是指变速器与驱动轮之间除联轴器及传动轴以外的所有传动部件和壳体的总称。驱动桥的主要功用：一是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮，并实现减速增矩；二是通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩传递方向，使其与车辆进行方向相符；三是通过差速器保证内外车轮以不同转速实现车辆的转向。拖拉机后桥设计主要包括以下几方面。1中央传动设计2差速器设计3驱动桥半轴设计4最终传动2中央传动设计中央传动是用来增加传动系的传动比，已达到减速增扭的目的，通常还用来改变扭矩的传递方向，使扭矩从纵向布置的变速箱传向横向布置的半轴。 对中央传动的设计要求：1中央传动应选择合适的传动比以满足总传动比的要求，保证拖拉机具有良好的牵引性和经济性。2中央传动的结构尺寸应尽量紧凑，使后桥尺寸与重量均可减小，并保证有必要的离间隙。3中央传动齿轮受载较大，要求有较高的承载能力，在结构上应保证齿轮装置有较大的支撑刚度，以保证齿轮的正确啮合，齿轮与锥轴承的调整应可靠与方便。2.1中央传动弧齿锥齿轮几何参数的计算2.1.1弧齿锥齿轮基本参数的选择1大齿轮分度圆直径d2、锥距L与端面模数ms的初步选择 d2、L与ms均可根据从动大锥齿轮上计算扭矩M2,参考现有机型的统计数据，按下列经验公式选择： d2=kd=51.6=344.66mm L=kL=26.6=177.67mm ms=km=0.97=6.48mm式中 d2、L、ms分别为大齿轮分度圆直径（mm）、锥距（mm）、与端面模数（mm）； kd、kL、km分别为直径系数、锥距系数与模具系数，可查表得到数值； M2从动大齿轮的计算扭矩（kgfm），其值即为中央传动圆锥齿轮的扭矩； 中央传动主、从动锥齿轮上的计算扭矩M，应根据下列两个条件来确定，并取两者中的较小值：2齿数Z的选择 大小齿轮的齿数，根据中央传动比iZ，由下面公式计算得出： iZ=3.8 Z2=53 Z1=143齿宽b的选择 由于齿宽b不应超过L或10ms二者之中的较小值，故b59.1，由b=（0.250.30）L，可取b=50mm。4法向压力角an的选择 根据经验取an=20。5螺旋角m的选择 齿轮齿线上某点的切线与该切点节锥母线之间的夹角，称为螺旋角。螺旋角越大，则轮齿的纵向重合系数b也越大，因此可以提高运转平稳性与强度，但齿轮传动中的轴向推力也越大，需要加强支撑。 由埃尼姆斯制弧齿锥齿轮的特性可知，当Z18时，采用m=35。 纵向重合系数b的验算 b=式中 K=联合以上两式，代入数值得 b=2 大端螺旋角e的计算 在计算弧齿锥齿轮大端齿厚参数时，需先求出大端螺旋角e，由公式可得 e=sinL+(Ddsinm-Lm)式中 Lm中点锥距，Lm=L-0.5b； Dd铣刀盘名义直径，可根据被切齿轮的锥距L与螺旋角m查表得出，Dd=457.2mm所以由以上数据得出e=36。 螺旋锥齿轮中小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。6齿高参数 弧齿锥齿轮均采用高度变位制，小齿轮用正变位，大齿轮用负变位。应用埃尼姆斯制弧齿锥齿轮的几何参数查表可得： 基本齿顶高系数f0=0.82；齿顶隙系数C0=0.20；工作齿高hg=1.64ms=10.62；全齿高h=1.84ms=11.92；高度变位系数=0.30。7齿厚参数 弧齿锥齿轮除高度变位外，还采用切向变位，一般小齿轮用正变位，大齿轮用负变位。小齿轮与大齿轮的理论分度圆断面齿厚S1与S2，可由以下式子计算： S1=ms（+21+1）=ms-S2（mm） S2= ms（+22+2）（mm）式中切向变位系数。 应用埃尼姆斯制弧齿锥齿轮的几何参数查表可得：切向变为系数=0.17，齿侧隙Cn查表得Cn=0.24。 由以上两式代入数据的S1=13mm S2=7mm2.2中央传动圆锥齿轮的强度计算中央传动主、从动锥齿轮上的计算扭矩M，应根据下面两个条件来确定，并取两者中的较小值：2.2.1中央传动圆锥齿轮的计算扭矩1 根据发动机标定扭矩MeN的条件 M1=MeNibLbL M2= MeNibLiZbLz式中 M1主动小锥齿轮上的计算扭矩（kgfcm）； M2主动大锥齿轮上的计算扭矩（kgfcm）； MeN拖拉机发动机的标定扭矩（kgfcm）； ibL变速箱最低犁耕工作档时的传动比； iZ中央传动传动比； bL变速箱最低犁耕工作档时的传动效率，可取bL=0.98（n为最低犁耕工作档时，变速箱中外啮合圆柱齿轮啮合对数）。 z中央传动的传动效率对于弧齿锥齿轮可取z=0.96。2 根据土壤附着力矩M的条件 M1= M2=而 M=Grdq式中 M行走部分与土壤的附着力矩（kgfcm）； G附着重量（kg）； 轮式拖拉机：取G=mQm为驱动轮数目；Q为每个驱动轮轮胎的最大载荷（kg）。 行走部分与土壤的附着系数，轮式拖拉机取=0.65 rdq驱动轮的动力半径（cm）； im最终传动的传动比； m最终传动的传动效率，取m=0.97（n为最终传动中外啮合圆柱齿轮啮合对数）；2.2.2弧齿锥齿轮的强度计算弧齿锥齿轮的强度计算包括弯曲强度计算与表面接触强度计算两方面。1.弧齿锥齿轮的弯曲强度计算 w=w式中 w吃根部的弯曲应力（kgf/cm）； Pe齿轮大端圆周力，Pe=； M1主动小锥齿轮上的计算扭矩（kgfcm）； d1小锥齿轮上的分度圆直径（cm）； b齿宽（cm）； ms断面模数（cm）； K1过载系数，与主从动部分的运转平稳性有关，拖拉机齿轮可取K1=1.201.35，故取K1=1.30； K2动载系数，与齿轮精度和节圆线速度有关，可取K2=1.0； K3尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与轮齿尺寸有关，K3=0.711。 K4载荷分布系数，反映在齿宽上载荷分布的不均匀性，它与齿轮轴上支承的刚度有关，查表得K4=1.2。 w 许用弯曲应力（kgf/cm2），它与材料、热处理与表面处理、齿轮所需寿命、工作温度和可靠性要求等因素有关。对于拖拉机中央传动齿轮用渗碳合金钢，取w=3000（kgf/cm2）。 Jw弯曲强度几何系数，综合考虑下列因素的影响：齿形系数、载荷作用点位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽应力集中系数及惯性系数等。对于埃尼姆斯制弧齿锥齿轮，其弯曲强度几何系数Jw有以下计算公式： Jw=2弧齿锥齿轮的表面接触强度计算 j=C0j式中 j齿轮表面的接触应力（kgf/cm）； C0有关材料弹性性质的系数，对于钢制齿轮副取C0=743kgf/cm； C1过载系数，可取C1= K1=1.201.35=1.3； C2动载系数，可取C2= K2=1.0； C3尺寸系数，材料选择适宜且渗碳层深度与硬度符合要求时可取C3=1.0； C4载荷分布系数，可取C4= K4=1.2 C5表面质量系数，与表面光洁度和表面处理有关，对于制造精度高的齿轮可取C5=1.0； j许用接触应力（kgf/cm），它与材料、热处理与表面处理、齿轮所需寿命、工作温度和可靠性要求等因素有关。对于拖拉机中央传动齿轮用渗碳合金钢，可取j=23000 kgf/cm； Jj表面接触强度几何系数3 差速器设计3.1差速器的功用及其对拖拉机性能的影响 差速器的功用是根据拖拉机的行驶需要，在传递力的同时，使内、外侧驱动轮能以不同的转速旋转，以便车辆转弯或适应由于轮胎及路面差异而造成的内外侧驱动轮转速差。 两侧轮之间的差速器称为轮间差速器，在前后驱动桥之间或各驱动桥之间叫轴间差速器用以消除功率循环现象。 现在广泛采用对称式圆锥齿轮差速器，如图所示，其左右半轴的齿数和模数都相等。 这种差速器的运动学特性是： 1=0-x 2=0+x 1+2=20 1、2半轴齿轮 3行星齿轮 4行星齿轮轴 5差速器壳体 6主减速器从动齿轮 0、1、2差速器壳慢速半轴和快速半轴的角速度 x行星自转角速度 Zx、Zb行星轮和半轴齿轮齿数。 这种差速器的运动特性是： 不差速时 M1=M2=0.5M0 差速时 M1=0.5(M0+Mm) M2=0.5(M0-Mm)式中 M0、M1、M2差速器壳、慢速半轴和快速半轴上的扭矩； Mm差速器内摩擦力矩。 Mm的大小直接影响差速时扭矩在两个半轴上的分配，通常用扭矩分配系数（=）或锁紧系数（K=）表示两侧扭矩相差的程度。在普通差速器中约为0.55，在强度计算中则可近似认为扭矩等分给左、右两轴。 普通差速器平分扭矩这个特点对拖拉机的牵引附着性能是不利的。当左右驱动轮的附着条件不同时，即使一侧车轮的附着条件很好，其所传扭矩的最大值也只能等于附着条件不好的那一侧的扭矩而不能更大，因此在拖拉机上普遍装有差速锁，当一侧车轮打滑时，是差速锁接合就能两轮各按本身的附着条件发挥驱动力，这样就能充分利用附着好的一侧的附着力。3.2差速器和差速锁的结构简单差速器可以分为开式和闭式两种。本设计中采用开式差速器。开式差速器没有壳体，结构比较简单，半轴齿轮和最终传动小齿轮制成一体，但需用较多合金钢，而当最终传动小齿轮损坏时，半轴齿轮也要更换。开式差速器只能用在内置式最终传动中。由于半轴齿轮的内孔中装有粗大的中央传动从动轴，因此差速器齿轮尺寸一般比闭式的大。本设计中的拖拉机差速锁的布置方式是通过附加轴将两驱动轴相连。如图所示 3.3差速器主要参数的确定 差速器的承载能力主要取决于齿轮强度和行星齿轮与轴之间的挤压应力。（1） 行星齿轮个数n 由于所设计拖拉机为开式差速器且为小马力，故n取2。（2） 半轴齿轮大端分度圆直径Dfb Dfb=KD(mm)式中 Mj差速器壳上的计算扭矩(kgfm), 铁牛55上Mj=298； KD直径系数，查表可得KD=29.5由以上数据可计算得 Dfb=156（mm） （3） 齿数选择 行星齿轮齿数Zx一般为1012，取Zx=13；半轴齿轮齿数Zb一般为1622但在开式差速器中Zb取24。 （4） 大端模数 m= Dfb/Zb=156/24=6.5。 （5） 齿宽b=（0.250.30）L，L=0.5m。因而半轴齿轮齿宽b=0.3L=27；行星齿轮齿宽30.2。 （6） 齿形 由于国产拖拉机差速器齿轮的刀具角为20和22.5两种，因而齿形角a0=20，啮合角a=20。 （8） 差速器齿轮的材料是20GrMnTi3.4差速器主要零件计算 （1） 齿轮强度 由于差速器齿轮极少出现点蚀破坏，因此一般只计算齿的弯曲强度而不计算接触强度。可把行星齿轮作为一个直径等于其平均直径的当量圆柱齿轮计算，由于差速器齿轮重合度系数小，且制造精度较低，因此按齿顶啮合时承受全部力计算，w=，齿形系数Y=0.4，故w =3657kgf/cm 因为弯曲应力一般在25004000 kgf/cm间， 所以所选数据满足要求。 （2） 行星轮和轴之间的挤压应力c c=（）式中 Dmb半轴齿轮平均直径； d、b行星轮内孔的直径和宽度。由以上各式计算得c=227 kgf/cm350 kgf/cm所以满足实际要求的需要，合乎要求。 行星轮轴的材料是40Gr，差速器壳的材料是ZG40。4 驱动桥半轴设计4.1作用在半轴上的力及力矩轮式拖拉机行驶时，在车轮上作用着各种不同的力。这些力的大小随着拖拉机的工作条件的不同而不同。根据分析可得行驶时作用在车轮及后桥上的力，如上图即为车轮上的受力分布图。1.产生于拖拉机前进和后退是的切线牵引力Pk，Pk的最大值可按下面这个式子进行计算： Pk=式中 i0主传动器传动比（包括中央传动和最终传动）；m传动系机械效率； rk车轮滚动半径； ik变速箱传动比； ik1变速箱一档传动比，ik1=3.92； Mmax发动机额定扭矩，其值查资料得75.74kgfm。 计算时传动效率m可取1。此时作用在每一个车轮上的力为： P=181N 由于差速器中有摩擦存在，作用于半轴的扭矩可能大于传给差速器外壳扭矩的一半，因此计算半轴的力取为： P=126N 由于在差速器上有锁紧装置差速锁，所以半轴应按总扭矩Mk计算： Mk= Mmaxik1i0=75.74 P=90N 2.在制动时产生在车轮和路面之间的制动力Tk, Tk=m2式中 Tk制动力； G2在水平路上停着不动时，作用在后轴上的重量，G2=360； m2制动时，后轮上的重量转移系数； 附着系数，大小查资料得0.65。所以 Tk=1462.5N3.作用在每只后轮半轴上的重量反作用力Gk为： Gk=m2=18004.在不同行驶条件下，后轮重量转移系数m2可取下列数值： m2=1.1-1.2 m2=0.9-0.95 作用在各半轴的扭矩Mkp为： Mkp=75.74计算扭矩可取为： Mkp= 0.7=216.45.垂直作用在车轮平面的反作用力。 当拖拉机在横坡上行驶时或由于转弯时离心力Pc作用，在车轮上由重量产生的反作用力Gk将会发生变化，因此左右轮的Gk将不相等。一边大于，而另一边将小于，但两者之和仍等于，即 GKBH+GKBT=式中 GKBH外轮（对转向中心而言）上的重量反作用力； GKBT内轮（对转向中心而言）上的重量反作用力。 力R的变化和车轮上反作用力的变化成正比，左右轮的R之和等于车重分力（横坡上行驶）或离心力（转弯时），即 R=RBH+RBT=Pc式中 RBH外轮上的横向反作用力； RBT内轮上的横向反作用力。由此可确定反作用力Gk及R的变化： GKBH=+=1921 GKBT=-=1679式中 hg拖拉机重心离地面的距离，查资料的其值为939mm； B轮间距离，查文献得其值为1400mm 当拖拉机横滑时，令m2=1，作用在后轮上离心力最大值为G21，这时内轮和外轮上所受车重的反作用力可写成下式： RBH=1（1+）=244 RBT=1（1-）=8 在计算半轴时，轮胎与地面之间的附着系数，轮胎与地面之间的附着系数可取0.7，横向附着系数可取1.0。 横向产生的弯矩为： MNBH=RBHrK MNBT=RBTrK 根据上面受力情况可知道，半轴要承受弯曲、扭转、压缩、拉伸及剪切的作用。但在半轴中压缩应力、拉伸应力及剪切应力都很小，所以只要按弯曲和扭转来计算。计算半轴时可按下列四种载荷情况进行计算：(1)车轮传出最大牵引力时，在这种情况下力P，GK及R的值由下式计算确定： P=230 GKBH= GKBT=1800 R=0(2)拖拉机制动时，在这种情况下力P，GK及R的值由下式计算确定： P=0 Tk=1260 Gk=1800 R=0(3)拖拉机横滑时，在这种情况下力P，GK及R的值由下式计算确定： P=0 GKBH=（1+）=349 GKBT=（1-）=11 RBH=1（1+）=244 RBT=1（1-）=8(4)拖拉机后轮通过不平道路时，在这种情况下力P，GK及R的值由下式计算确定： GK=360 P=0 R=0式中 拖拉机通过不平道路时，车轮上垂直反作用力增加系数，的值一般为2。4.2半轴的计算本设计中拖拉机采用不浮式半轴。由于半轴及承受弯矩作用又承受扭矩作用，所以在选择材料时用45钢，并且经过调质处理。不浮式半轴的内端及外端轴承都装在半轴上，如下图所示：此时，半轴的内端要承受最终传动被动齿轮（或中央传动的大圆锥齿轮）圆周力引起的弯曲。半轴的外端要承受车重反作用力GK，牵引力P或制动力Tk及横向力R引起的半轴弯曲。此外半轴要传递扭矩Mkp。 从下面的图中可以知道，危险断面在轴承A或B处。 轴承A处的弯矩是由沿最终传动齿轮啮合线方向作用的力P1产生的。 MA=P1b=式中 r1最终传动主动齿轮半径，其值为237； a齿轮压力角，其值定位20； i0中央传动的传动比，由上文中中央传动的设计可知其值为3.8； b=227mm所以 MA=5100轴承A处的扭矩Mkp为： Mkp=Mmik1i0=1128弯曲与扭转的合成应力： pe3=900半轴A处的直径，可由下式求得 dA=180轴承B处的应力要按四种载荷情况分别计算，然后取其最大的应力为危险应力。(1)按最大牵引力P计算。车重反作用力Gk产生的在垂直于地面平面上的弯矩MB； MB=GKb=b=408.6由力P产生的水平弯矩 Me=Pb=20.4；合成弯矩 Mu=b=1800扭矩 Mkp=Mmik1i0=151.48弯曲及扭转的合成应力 pe=1500半轴B处的直径可由下式求得 dB=180(2)按制动计算。制动时半轴上的弯曲应力可按下式计算： u=2000代入Gk及T的值，得 u=400制动时，系数m2一般小于1，但在计算时可取m2=1。(3)按侧滑计算，侧滑时，外半轴的弯曲力矩为： MNBH=RBHrK-Gbhb=(1+)rk-(1+)b =(1+)(1rK-b)内半轴的弯曲力矩 MNBT=RBTrK+GKBTb=(1-)(1rk+b)上式中，符号注脚BH表示