輕型卡車(chē)主減速器(驅(qū)動(dòng)橋)設(shè)計(jì)

前言主減速器是車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)重要部分,基本功能是改變傳動(dòng)軸傳遞來(lái)的動(dòng)力方向，增大傳動(dòng)比，增大傳遞扭矩。主減速器外的殼體與半軸套管連接在一起，組成驅(qū)動(dòng)橋橋殼。驅(qū)動(dòng)橋殼基本作用是保護(hù)主減速器等結(jié)構(gòu),起主要承載作用,承受由驅(qū)動(dòng)輪傳來(lái)的路面的各種反力和力矩,經(jīng)過(guò)懸架將其傳給車(chē)架[1]。車(chē)輛的主減速器傳動(dòng)比與車(chē)輛的最小傳動(dòng)比密切相關(guān)，進(jìn)而影響車(chē)輛的燃油消耗率、車(chē)輛動(dòng)力性和最高車(chē)速等整車(chē)參數(shù)。對(duì)于無(wú)分動(dòng)器及副變速器，變速器最高擋傳動(dòng)比為1的車(chē)輛而言，主減速器傳動(dòng)比i0即為車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)的最小傳動(dòng)比。如果主減速比i0選擇偏小，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率高，車(chē)輛最高行駛車(chē)速高，燃油經(jīng)濟(jì)性好，但此時(shí)車(chē)輛動(dòng)力性較差，后備功率較小。如果主減速比i0選取偏大，車(chē)輛動(dòng)力性好，此時(shí)車(chē)輛驅(qū)動(dòng)橋殼除了具有保護(hù)主減速器等結(jié)構(gòu)作用外，與其他車(chē)橋一起，承載車(chē)架及車(chē)架上的總質(zhì)量。車(chē)輛行駛時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋殼需要承受由路面沖擊產(chǎn)生的各種力和力矩。此外車(chē)輛在大牽引力、最大制動(dòng)力和最大側(cè)向力工況下，承受各種力和力矩。因此橋殼設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)其強(qiáng)度的校核是其設(shè)計(jì)內(nèi)容的重要部分。有限元分析（FEM）是以力學(xué)理論為基礎(chǔ)，是力學(xué)、數(shù)學(xué)及計(jì)算機(jī)結(jié)合的產(chǎn)物是計(jì)算機(jī)輔助工程（CAE）的重要組成部分[3]。計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)（CAD）目前已經(jīng)發(fā)展相當(dāng)成熟。近年來(lái)很多國(guó)外的CAD/CAE軟件都先后進(jìn)入國(guó)內(nèi)，在車(chē)輛工程等汽車(chē)設(shè)計(jì)領(lǐng)域已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用。利用Solidworks、Pro/E、UG、CATIA、AutoDESK等CAD三維設(shè)計(jì)軟件可以方便的建立零件、裝配模型，利用參數(shù)化建模等方法使車(chē)輛設(shè)計(jì)過(guò)程更加直觀高效。目前如ANSYS、ABAQUS、Hypermesh、MSC.Nastran等主流的有限元分析軟件實(shí)現(xiàn)了銜接，支持有限元分析軟件中導(dǎo)入CAD模型，避免了同一零部件的重復(fù)建模，大大簡(jiǎn)化了工程分析的工作量。并且某些有限元分析軟件還可以嵌入CAD軟件，實(shí)現(xiàn)CAD模型與有限分析的同步更改[4]。本文在橋殼設(shè)計(jì)時(shí),采用了Pro/E三維建模與ANSYSWorkbench有限元分析相結(jié)合，利用CAD軟件Pro/E的參數(shù)化建模的方法，定義橋殼厚度等相關(guān)的設(shè)計(jì)參數(shù)，建立了橋殼的三維模型。并對(duì)設(shè)計(jì)的模型進(jìn)行了力學(xué)的校核，滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。將Pro/E建立的文件轉(zhuǎn)換格式后，導(dǎo)入到ANSYSWorkbench有限元分析模塊，得到了所設(shè)計(jì)的橋殼的應(yīng)力與應(yīng)變?cè)茍D。得到了橋殼在五個(gè)工況下的應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D，通過(guò)分析，檢驗(yàn)了所設(shè)計(jì)橋殼強(qiáng)度的可靠性。

1減速器結(jié)構(gòu)型式的選擇1.1主減速器齒輪形式選擇車(chē)輛主減速器齒輪類(lèi)型主要有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪等幾種形式。目前廣泛采用的是弧齒錐齒輪和雙曲面齒輪兩種形式作為汽車(chē)主減速器的傳動(dòng)方式。兩種齒輪形式如圖1.1所示。圖1.1弧齒錐齒輪與雙曲面齒輪Fig.1.1Spiralbevelgearandhypoidgears弧齒錐齒輪傳動(dòng)在傳遞的載荷較高時(shí),由于沿齒的縱向沒(méi)有滑動(dòng),而只有小量的齒廊表面的滑動(dòng),所以滑動(dòng)速度低，載荷通常是分配在兩對(duì)以上同時(shí)嚙合的輪齒上,作用在弧齒錐齒輪齒面上的接觸載荷較低。雙曲線(xiàn)齒輪傳動(dòng)更顯著地具有上述優(yōu)點(diǎn)。與上述形式相比，二者結(jié)構(gòu)尺寸等同時(shí)，雙曲面齒輪傳動(dòng)擁有更大的傳動(dòng)比。由于偏移距的存在，不但有沿著齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)，還存在著沿齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)，使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)更加平穩(wěn)，且同時(shí)嚙合齒數(shù)更多，有效降低了輪齒的接觸應(yīng)力。但其對(duì)潤(rùn)滑油有特殊要求,需采用雙曲線(xiàn)齒輪油潤(rùn)滑，雙曲線(xiàn)齒輪要求的加工、裝配精度也較高[5]。齒輪形式選擇時(shí)，對(duì)于傳動(dòng)比高于4.5，且齒廓尺寸受限時(shí)，一般采用雙曲面齒輪傳動(dòng)方式更為合理。在傳動(dòng)比低于2.0時(shí)，雙曲面齒輪傳動(dòng)時(shí)主動(dòng)齒輪相對(duì)于弧齒錐齒輪的更大，此時(shí)一般選擇弧齒錐齒輪。對(duì)于中等大小的傳動(dòng)比，上述兩種選擇均可[6]。根據(jù)整車(chē)參數(shù)，所設(shè)計(jì)車(chē)輛變速器最高擋位的傳動(dòng)比為0.784，最高車(chē)速為95km/h，輪胎型號(hào)為7.00-168PR，發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速3600r/min.根據(jù)公式1.1[2]： ua=0.377·r·ni根據(jù)整車(chē)設(shè)計(jì)參數(shù)，ua為行駛車(chē)速，uig為變速器擋位，ir為車(chē)輪滾動(dòng)半徑，對(duì)于7.00-168PR輪胎，取r=0.385m[16]；n為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速，n=3600r/min；主減速器傳動(dòng)比，i0根據(jù)上述公式計(jì)算出的車(chē)輛主減速器傳動(dòng)比i0=7.02，此主減速器傳動(dòng)比稍大，為了不致從動(dòng)齒輪尺寸影響整車(chē)離地高度，降低車(chē)輛通過(guò)性，綜合考慮車(chē)輪直徑，車(chē)輛離地高度等因素，所設(shè)計(jì)的該輕型卡車(chē)主減速器采用雙曲面齒輪傳動(dòng)較為合理1.2主減速器減速選擇一般商用車(chē)的主減速器減速形式分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、單級(jí)（雙級(jí)）貫通式主減速器等幾種形式。減速器選擇的形式與車(chē)輛的類(lèi)型及使用條件有關(guān)。車(chē)輛采用單級(jí)主減速器結(jié)構(gòu)時(shí)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，質(zhì)量輕，一般用在傳動(dòng)比≤7.6的各種中、小型車(chē)輛上。對(duì)于總質(zhì)量較小的商用車(chē)一般會(huì)采用單級(jí)主減速器結(jié)構(gòu)。多數(shù)采用主減速器的貨車(chē)的主減速比為5~7。雙級(jí)主減速器由兩級(jí)減速器組成，一般用在主減速比在7~12，而且要求車(chē)輛一定的離地間隙的重型車(chē)輛。單級(jí)（雙級(jí)）貫通式主減速器多用在雙橋，或者多橋車(chē)輛上[7]。所設(shè)計(jì)車(chē)型為一輕型卡車(chē)，計(jì)算出主減速比為7.02，為單橋驅(qū)動(dòng)，主減速比稍大。若采用雙級(jí)主減速器可以大大地降低主減速器齒輪的尺寸。但是使主減速器的結(jié)構(gòu)、質(zhì)量大大地增大，大幅度的增大了簧下質(zhì)量，也增大了主減速器的制造成本，一般在輕型卡車(chē)上很少使用。采用單級(jí)主減速器，雖然由于主減速比的稍大會(huì)犧牲一部分離地高度，但是仍然能滿(mǎn)足離地高度的要求，也能滿(mǎn)足輕型卡車(chē)使用的各個(gè)工況的求。綜上所述，主減速器的減速形式選擇單級(jí)主減速器。1.3主減速器支承方式選擇主減速器設(shè)計(jì)時(shí)，涉及的支承有三處。一處為主動(dòng)錐齒輪的支承，另一處為從動(dòng)錐齒輪外，支承差速器殼的支承，此處與差速器參數(shù)有關(guān)，在此不做討論。此外還有一處支承為從動(dòng)錐齒輪的輔助支承。本文設(shè)計(jì)了一輕型卡車(chē)主減速器，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩并不是十分大，一般輕型汽車(chē)均選擇結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單地懸臂式支承方式。該支承方式完全能滿(mǎn)足車(chē)輛的設(shè)計(jì)要求。2主減速器齒輪參數(shù)計(jì)算主減速器齒輪參數(shù)計(jì)算包括兩個(gè)方面。一是齒輪的承載能力計(jì)算，通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩、變速器傳動(dòng)比等參數(shù)，確定傳遞到主減速器的轉(zhuǎn)矩。二是根據(jù)主減速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，依據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)[15]，計(jì)算車(chē)輛主減速器雙曲面齒輪的幾何參數(shù)。2.1主減速器錐齒輪的計(jì)算載荷的確定2.1.1按最大轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩根據(jù)計(jì)算公式2.1[5],Tce=Kd其中，Kd為動(dòng)載系數(shù)，根據(jù)性能系數(shù)f fj=1100ma為整車(chē)質(zhì)量，mTemax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Ti1為變速器一擋傳動(dòng)比，iif為分動(dòng)器傳動(dòng)比，該車(chē)未涉及分動(dòng)器，故ifi0為主減速器傳動(dòng)比，iη為發(fā)動(dòng)機(jī)至傳動(dòng)軸的傳動(dòng)效率，取η=0.85；n為驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，單橋車(chē)輛取n=1；由： 0.195m有：fj根據(jù)性能系數(shù)fjfj離合器的突然結(jié)合動(dòng)載系數(shù)Kd=2k為液力變矩器的變矩系數(shù)，無(wú)此結(jié)構(gòu)時(shí)取k=1；帶入?yún)?shù)后計(jì)算從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TceT2.1.2按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩根據(jù)公式2.3[5]， Tcs=G2G2為滿(mǎn)載狀態(tài)下單個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的靜載荷，G2m2'為車(chē)輛最大加速度下后橋的載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于商用車(chē)mφ為輪胎與路面的附著系數(shù)，取φ=0.85；rr為車(chē)輪的滾動(dòng)半徑，取rim為主減速器從動(dòng)齒輪至驅(qū)動(dòng)輪間的傳動(dòng)比，對(duì)于不設(shè)輪邊減速器車(chē)輛iηm為主減速器主動(dòng)齒輪至驅(qū)動(dòng)輪間的效率，取η按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs有Tcs=2.1.3按汽車(chē)日常平均行駛轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩根據(jù)公式2.4[7]， Tcf=GaGa為汽車(chē)總質(zhì)量，GT為汽車(chē)所牽引掛車(chē)的滿(mǎn)載質(zhì)量，僅用于牽引車(chē)，此處fR為道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，計(jì)算時(shí)載貨汽車(chē)取fH為車(chē)輛正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，載貨汽車(chē)取fP為汽車(chē)或汽車(chē)列車(chē)的性能系數(shù)，根據(jù)公式2.5 fP=1100當(dāng)0.195×G取fP=0，T2.2主減速器錐齒輪參數(shù)的選擇2.2.1齒數(shù)選擇商用車(chē)主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1一般不小于6,由表2.1雙曲面齒輪齒數(shù)選取表，根據(jù)計(jì)算出的主減速器比，選擇小齒輪齒數(shù)[8]表2.1準(zhǔn)雙曲面齒輪齒數(shù)表Tab.2.1Hypoidgeartoothnumber傳動(dòng)比i小齒輪齒數(shù)z允許范圍4.5~5.087~95.0~6.076~86.0~7.575~77.5~1255~6根據(jù)前面計(jì)算，該輕型卡車(chē)主減速比為7.02，主減速比稍大，為不造成從動(dòng)錐齒輪直徑過(guò)大，造成車(chē)輛離地間隙過(guò)低，選取主動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1=6,從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z22.2.2從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑計(jì)算d2根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，由公式2.6[5] d2=Kd其中，Tc=min?[Tce，Kd2為直徑系數(shù)，一般為d=13×313902.5圓整后，取d22.2.3端面模數(shù)的選擇根據(jù)公式2.7[5],端面模數(shù)ms ms有：ms同時(shí)ms還應(yīng)滿(mǎn)足 msKm為模數(shù)系數(shù)，一般在0.3~0.4Km=7.2724.052.2.4雙曲面齒輪副偏移距及偏移方向車(chē)輛主減速器雙曲面齒輪傳動(dòng)副的偏移距E不能選擇的過(guò)大，也不能太小。偏移距過(guò)大會(huì)造成其縱向滑動(dòng)過(guò)大，造成齒面早期磨損失效；偏移距E值選擇太小，無(wú)法發(fā)揮其傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)[5]。根據(jù)偏移距經(jīng)驗(yàn)公式2.9[9]， E=0.1~0.15取E=0.12d2=偏移方向，有上偏移和下偏移兩種，如圖2.1所示。圖2.1圖2.1雙曲面齒輪偏移方向Fig.2.1Offsetdirectionofhypoidgears為了能夠減小傳動(dòng)軸與主減速器主動(dòng)齒輪的夾角，采用上偏移的方式。則主動(dòng)齒輪選擇左旋，從動(dòng)齒輪確定為右旋。安裝方式上，從車(chē)輛前部看去，從動(dòng)齒輪安裝在主動(dòng)齒輪左側(cè)，車(chē)輛前進(jìn)時(shí)，主動(dòng)齒輪逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)（從主動(dòng)齒輪背錐方向看去）。2.2.5螺旋方向車(chē)輛主減速器齒輪的螺旋方向與旋轉(zhuǎn)方向會(huì)影響齒輪軸向力的方向。車(chē)輛前進(jìn)方向行駛下，應(yīng)使主動(dòng)齒輪產(chǎn)生的軸向力為離開(kāi)錐頂方向，具有主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)。主動(dòng)、從動(dòng)齒輪的螺旋角相反。通常商用車(chē)選擇主動(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪確定為右旋，也滿(mǎn)足偏移方向要求。2.3大齒輪齒形幾何參數(shù)計(jì)算車(chē)輛主減速器用雙曲面齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程十分繁雜，根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)[15]，計(jì)算結(jié)果如表2.2所示，詳細(xì)的計(jì)算過(guò)程見(jiàn)附錄。表2.2大齒輪幾何參數(shù)Tab.2.1Geometricparametersoflargegear名稱(chēng)計(jì)算結(jié)果軸交角Σ90°齒數(shù)比初值u7.02從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑d314.00mm雙曲面齒輪副偏移距E37.50mm大輪大端端面模數(shù)m7.30齒數(shù)比u7.17傳動(dòng)比差值Δ0.71%小輪參考點(diǎn)螺旋角初值β45.00°大輪分度錐角初值δ80.50大輪齒寬b45.00mm法向壓力角取α20°大輪齒頂高系數(shù)k0.110大輪工作齒高系數(shù)k3.50大輪參考點(diǎn)分度圓半徑r134.80mm兩輪參考點(diǎn)螺旋角差值β13.60°大輪參考點(diǎn)螺旋角β31.40°大輪分度錐角大端錐距初值R159.18mm大輪參考點(diǎn)分錐距R136.67mm大輪小端分度錐距R114.20mm大輪參考點(diǎn)工作齒高h(yuǎn)9.36mm大輪參考點(diǎn)工作齒頂高h(yuǎn)1.03mm大輪參考點(diǎn)工作齒根高h(yuǎn)9.78mm大輪齒頂角θ0.59°大輪齒根角θ4.76°大輪大端齒頂高h(yuǎn)1.26大輪大端齒根高h(yuǎn)7.92大輪大端全齒高h(yuǎn)9.18齒頂間隙c1.45大輪頂錐角δ81.09°大輪根錐角δ75.74°大輪大端頂圓直徑d314.422.4小齒輪幾何參數(shù)通過(guò)大齒輪的幾何參數(shù)，計(jì)算出與之嚙合的小齒輪的幾何參數(shù)。計(jì)算出的結(jié)果如表2.4所示，具體計(jì)算過(guò)程見(jiàn)附錄。表2.3小齒輪幾何參數(shù)Tab.2.3Geometricparametersofpinion名稱(chēng)計(jì)算結(jié)果小輪分度錐角δ9.22°小輪參考點(diǎn)分度圓半徑r22.70小輪軸向齒寬b50.3小輪頂錐齒寬b51.72小輪齒寬b50.00小輪大端頂圓直徑d74.32小輪分度錐角大端錐距初值R151.60小輪參考點(diǎn)工作齒高h(yuǎn)10.81mm小輪參考點(diǎn)工作齒頂高h(yuǎn)8.33mm小輪參考點(diǎn)工作齒根高h(yuǎn)2.48mm小輪大端齒頂高h(yuǎn)10.27小輪大端齒根高h(yuǎn)2.90小輪大端全齒高h(yuǎn)13.17小輪頂錐角δ14.00°小輪根錐角δ8.57°小輪大端頂圓直徑d50.943齒輪強(qiáng)度校核3.1單位齒長(zhǎng)圓周力計(jì)算齒輪單位齒長(zhǎng)圓周力p，可以按照發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和驅(qū)動(dòng)輪打滑兩種工況來(lái)計(jì)算。（1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，根據(jù)公式3.1[7], p=21擋傳動(dòng)時(shí)，p=直接傳動(dòng)擋時(shí)，p（2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑計(jì)算，根據(jù)公式3.3[7], p=2帶入?yún)?shù)后計(jì)算得，p=根據(jù)表3.1，許用圓周力[p]的取值，由于工藝水平、材料性能提高，目前[p]有時(shí)高于該表表達(dá)數(shù)據(jù)的20%~表3.1許用單位齒長(zhǎng)圓周力[p]值Tab.3.1Unitlongteethforceofperiphery[p]汽車(chē)類(lèi)別P=p=輪胎與地面附著系數(shù)φⅠ擋Ⅱ擋直接擋轎車(chē)8935363128930.85載貨汽車(chē)142925014290.85公共汽車(chē)9822140.85牽引汽車(chē)5362500.85根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果，按照發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算出的單位齒長(zhǎng)圓周力p?[p]，滿(mǎn)足圓周力許用要求。按照驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩，計(jì)算出的圓周力雖稍稍高于單位齒長(zhǎng)圓周力值[p]，但二者十分接近，在齒輪材料選用時(shí)，選擇高強(qiáng)度的合金材料，提高p值，圓周力仍在許用范圍之內(nèi)。3.2齒輪材料選擇主減速器齒輪工作受力復(fù)雜，有載荷沖擊大、載荷多變等特點(diǎn)。主要失效形式為輪齒根部彎曲折斷、輪齒齒面疲勞點(diǎn)蝕等形式。選擇20CrMnTi、22CrMnMo等滲碳合金鋼。3.3輪齒彎曲強(qiáng)度校核根據(jù)錐齒輪輪齒彎曲應(yīng)力計(jì)算公式， σw其中，Tc=mink0為過(guò)載系數(shù)，取kks為尺寸系數(shù)， ks取kskm齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)取kkv為質(zhì)量系數(shù)，安裝精度良好時(shí)取kJw為輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，圖3.1齒輪輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)Fig.3.1Comprehensivecoefficientofbendingstressofgearteeth取主動(dòng)齒輪Jw1=0.17，從動(dòng)齒輪3.3.1主動(dòng)齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）按最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，取Tc轉(zhuǎn)換為主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)矩，根據(jù)公式3.6， TzTσ=552.07MPa按照最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)，上述選擇的滲碳合金材料的彎曲許用應(yīng)力在700Mpa左右，根據(jù)計(jì)算結(jié)果，所設(shè)計(jì)的輪齒強(qiáng)度滿(mǎn)足要求[5]。（2）按平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算，取Tc轉(zhuǎn)換為主動(dòng)齒輪Tzσ=按照平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)，上述選擇的滲碳合金材料的彎曲許用應(yīng)力在210Mpa左右，根據(jù)計(jì)算結(jié)果，設(shè)計(jì)的輪齒強(qiáng)度滿(mǎn)足要求[5]。3.3.2從動(dòng)齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）按最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算。取Tcσ=693.68（2）按平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算，Tcσ=依據(jù)上述計(jì)算，所設(shè)計(jì)的從動(dòng)齒輪強(qiáng)度滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度要求[5]。3.4輪齒接觸強(qiáng)度校核計(jì)算錐齒輪輪齒的接觸應(yīng)力根據(jù)如下公式計(jì)算， σJcp為材料彈性系數(shù)，鋼取cJJ為齒面接觸強(qiáng)度綜合系數(shù)，據(jù)圖4.2，取Jb為兩個(gè)齒輪齒寬較小值，取b=45mm。按照上述材料選取，按照最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)，輪齒接觸應(yīng)力σJ=2800MPa；按照平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)輪齒接觸應(yīng)力圖3.2接觸強(qiáng)度計(jì)算用綜合系數(shù)Fig.3.2Comprehensivecoefficientofcontactstrengthcalculation（1）按最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，取Tzσ=736.55MPa<（2）按平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算，Tzσ=811.68MPa<根據(jù)計(jì)算結(jié)果，輪齒接觸強(qiáng)度滿(mǎn)足要求[5]。

4主減速器軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算主減速器軸承設(shè)計(jì)時(shí)，一般先由主主動(dòng)錐齒輪軸的參數(shù)初步選定軸承型號(hào)，然后驗(yàn)算所選的軸承壽命。驗(yàn)算所選軸承壽命時(shí)，先計(jì)算作用在齒輪上各種力，再根據(jù)受力分析確定所選軸承反力,明確軸承載荷，進(jìn)而計(jì)算出軸承壽命。4.1主減速器軸承型號(hào)選擇根據(jù)主動(dòng)齒輪的尺寸、及齒輪軸的設(shè)計(jì)，主減速器軸承軸頸確定為40.00mm，主減速器減軸承內(nèi)圈為40.00mm.根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)，查找圓錐滾子軸承型號(hào)，選擇軸承型號(hào)為30308圓錐滾子軸承[10]。詳細(xì)參數(shù)如表4.1所示。表4.130308圓錐滾子軸承參數(shù)Tab.4.130308Taperedrollerbearingparameters基本尺寸（mm）額定載荷（KN）極限轉(zhuǎn)速（r/min）重量(kg)計(jì)算系數(shù)軸承代號(hào)dDTBCCC脂油WeYY30000409025.25232090.8108450056000.7470.351.71303084.2錐齒輪齒面上的作用力計(jì)算(1)齒寬中點(diǎn)圓周力計(jì)算[7]。根據(jù)公式4.1， F=2TD其中，T為當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，根據(jù)公式4.2計(jì)算，T= fg5(fg1,fg2,fg3……fg1ig1，ig2，ig3ig1fT1，fT2，fT3……fT1T=280×+64×(=333.20N·mD圓周力F=表5.2變速器各擋使用率Tab.5.2Transmissioneachblockuserate車(chē)型擋位數(shù)最高傳動(dòng)比f(wàn)gi擋位ⅠⅡⅢⅣⅤ載貨汽車(chē)5<113126420(2)齒輪的軸向力、徑向力計(jì)算。根據(jù)之前設(shè)計(jì)，小齒輪為左旋，逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。主動(dòng)錐齒輪軸向力，根據(jù)如下計(jì)算公式[7]， A=p其中，γ為主動(dòng)齒輪節(jié)錐角，即γ=δ1β為主動(dòng)齒輪螺旋角，即β=β1A==2607.56N（3）主動(dòng)錐齒輪徑向力計(jì)算，根據(jù)公式4.4， R=p主動(dòng)軸承徑向力為：R=負(fù)號(hào)代表徑向力的方向。4.2錐齒輪軸承載荷計(jì)算根據(jù)公式4.5,公式4.6，懸置式主動(dòng)齒輪軸的軸承A、B載荷計(jì)算 RA=1aPb RB=1a其中，a根據(jù)主動(dòng)錐齒輪參數(shù)，按照a>0.7d1，取a=40.00mmb的取值范圍為b>2.5a,取b=3.0×40.00=120.00mm；c取值為根據(jù)之前設(shè)計(jì)，dR=10070.07NR=9753.01N所選用軸承為30308圓錐滾子軸承，靜載荷為90.8KN，軸承滿(mǎn)足載荷要求。4.3主動(dòng)錐齒輪軸承壽命計(jì)算求出軸承的徑向系數(shù)R和軸向系數(shù)A后，即可算出該軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P，這里由于R和A是根據(jù)當(dāng)量轉(zhuǎn)矩計(jì)算出來(lái)的，故根據(jù)R及A計(jì)算出的P為軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷Pd根據(jù)計(jì)算公式4.7，公式4.8; Pd L=(為了計(jì)算Pdx，根據(jù)文獻(xiàn)[11]，對(duì)于AR帶入?yún)?shù)后，計(jì)算得出PdC為軸承額定動(dòng)載荷，30308軸承動(dòng)載荷為90.80KN；ε為軸承壽命指數(shù)，取ε=10L=計(jì)算中常以工作小時(shí)數(shù)表征軸承額定壽命，由公式4.9可以計(jì)算出軸承工作壽命。 Lhn為軸承轉(zhuǎn)速（r/min），可根據(jù)汽車(chē)平均行駛速度vm計(jì)算,對(duì)于無(wú)輪邊減速器車(chē)輛來(lái)說(shuō)，從動(dòng)齒輪軸承轉(zhuǎn)速n2可以計(jì)算出n，根據(jù)公式4.10計(jì)算出 n2=2.66v其中，vm平均行駛速度，對(duì)于載貨汽車(chē)取30~40km/hrr為車(chē)輪滾動(dòng)半徑，該車(chē)型輪胎取0.385mn=Lh通過(guò)計(jì)算結(jié)果，軸承壽命滿(mǎn)足要求。

5橋殼的設(shè)計(jì)與建模5.1橋殼的形式選擇橋殼的中央部分是主減速器等總成的殼體，起這些總成的保護(hù)作用。起承載作用是，受力是比較復(fù)雜的,不平路面上承受沖擊載荷,還承受驅(qū)動(dòng)輪的牽引力、制動(dòng)力、側(cè)向力。設(shè)計(jì)時(shí)必須保證橋殼在不僅在靜載荷下有較高的強(qiáng)度、剛度，也應(yīng)保證動(dòng)載荷下的剛度及強(qiáng)度。橋殼結(jié)構(gòu)可分為可分式、整體式和組合式三種?？煞质綐驓ず徒M合式橋殼如圖所示?？煞质綐驓H適用于輕型汽車(chē),已很少采用。組合式橋殼常用于轎車(chē)、微型汽車(chē)及輕型商用車(chē)。圖5.2組合式橋殼圖5.2組合式橋殼Fig.5.2Combinedbridgeshellcontact圖5.1分段式橋殼Fig.5.1Sectionalaxlehousingcoefficientofcontact整體式橋殼拆裝、調(diào)整主減速器十分方便有鑄造式、鋼板沖壓對(duì)焊接式和鋼管擴(kuò)張式三種工藝形式。重型汽車(chē)一般上采用的鑄造整體式橋殼結(jié)構(gòu)。由于中央部分長(zhǎng)度較長(zhǎng),所以鋼板座處的鑄造斷面可以選用最合理的形狀。如圖5.3為鑄造成型橋殼。圖5.3鑄造式整體式橋殼Fig.5.3Castingintegralbridgeshell鋼板沖壓焊整體式橋殼由多個(gè)組件焊接而成。焊接時(shí)需要四塊三角形鋼板焊接到橋殼前后兩側(cè)的缺口中。也可以不用三角形鋼板，直接在上、下或者左、右橋殼上沖壓處三角形區(qū)域，焊接時(shí)還可以省去主件倒角的的問(wèn)題。但是降低了主件下料時(shí)的工藝性。如圖為無(wú)需三角形鋼板由鋼板沖壓焊接形成的整體式橋殼。圖5.5圖5.5整體式擴(kuò)張橋殼成型Fig.5.5Integralexpandedbridgeshellforming圖5.4鋼板沖壓焊整體式橋殼Fig.5.4Integralbridgeshellofsteelplatestampingwelding鋼管擴(kuò)張工藝的整體式橋殼，是由無(wú)縫鋼管或鋼板卷焊鋼管擴(kuò)張成型，擴(kuò)張成型過(guò)程如圖5.5所示。鋼管擴(kuò)張或鋼板沖壓焊接焊接式的整體式橋殼在輕、中噸位載重汽車(chē)上已被廣泛采用。由于設(shè)計(jì)車(chē)型為一輛輕型卡車(chē)，總質(zhì)量不大，因此用鋼管擴(kuò)張或鋼板沖壓焊接焊接式的整體式橋殼。5.2橋殼的建模根據(jù)設(shè)計(jì)的主減速器錐齒輪、軸承等的結(jié)構(gòu)參數(shù)，利用三維CAD繪圖軟件Pro/E對(duì)橋殼的參數(shù)化設(shè)計(jì)，進(jìn)行橋殼的設(shè)計(jì)。5.2.1Pro/E參數(shù)定義在建模過(guò)程中，對(duì)于某些關(guān)鍵的尺寸進(jìn)行參數(shù)定義，有利于控制關(guān)鍵尺寸，以及后期的有限元分析、優(yōu)化等。定義參數(shù)如圖5.6所示。圖5.6橋殼參數(shù)定義Fig.5.6Bridgeshellparameterdefinition其中，QN為橋殼中間圓內(nèi)徑，QW為橋殼中間圓外徑，兩個(gè)參數(shù)用于控制橋殼中間圓內(nèi)壁與主減速器從動(dòng)齒輪的距離與橋殼中間圓壁厚。QGN為半軸套管內(nèi)徑，控制半軸套管的尺寸。5.2.2橋殼的Pro/E建模利用Pro/E建模，通過(guò)拉伸、旋轉(zhuǎn)、掃描等命令，獲得了橋殼的三維模型，如圖5.7所示。圖5.7橋殼的Pro/E模型Fig.5.7Pro/Emodelofbridgeshell5.3橋殼強(qiáng)度校核5.3.1橋殼的滿(mǎn)載靜彎曲應(yīng)力計(jì)算根據(jù)計(jì)算公式5.1，計(jì)算出車(chē)輛在滿(mǎn)載靜止工況下，橋殼鋼板彈簧座上的彎矩。 M=(G22-G2為汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，Ggw為車(chē)輪（包括輪轂、制動(dòng)器等）的重力B為輪距，B=1.475m；s為驅(qū)動(dòng)橋殼兩鋼板彈簧座之間的距離，s=0.84m。由彎矩圖[12]可知，橋殼的危險(xiǎn)截面位于鋼板彈簧座附近，由于gw遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于G22，且校核計(jì)算時(shí)不易估計(jì)準(zhǔn)確，無(wú)數(shù)據(jù)時(shí)可忽略，則彎曲應(yīng)力可由公式 σwj=103Wv根據(jù)表6.1橋殼彈簧座附近斷面形狀及Wv、Wh表6.1橋殼彈簧座附近斷面形狀及Wv、WhTab.6.1SectionshapenearthebridgeshellspringandWv、Wh截面形狀垂直及水平彎曲截面系數(shù)Wv、扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)Wππ垂直及水平彎曲截面系數(shù)WvWM=σ對(duì)于鋼板沖壓焊接橋殼，取彎曲許用應(yīng)力[σ]=500MPa,滿(mǎn)載工況下滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。5.3.2路面沖擊載荷下的橋殼強(qiáng)度計(jì)算汽車(chē)高速行駛在不平路面上時(shí)，橋殼除受靜載荷狀態(tài)下的那部分載荷外，還承受路面不平引起的沖擊載荷，此時(shí)橋殼在動(dòng)載荷下的彎曲應(yīng)力根據(jù)公式5.3計(jì)算。 σwd=kdσkd為動(dòng)載系數(shù)，對(duì)于貨車(chē)取2.5σwj為橋殼在靜狀態(tài)下彎曲應(yīng)力σwd不平路面沖擊載荷下，橋殼應(yīng)力依然小于橋殼許用用力，橋殼強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。5.3.3最大牽引力時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算此時(shí)，不考慮車(chē)輛側(cè)向力作用，車(chē)輛最大牽引力時(shí)，作用在左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪上除了有垂向反力，還有切向反力。通過(guò)對(duì)橋殼受力分析，車(chē)輛最大牽引力時(shí)，橋殼鋼板彈簧座處在垂直方向上承受車(chē)架對(duì)橋殼的垂向作用力，水平方向由于驅(qū)動(dòng)輪與地面的切向作用力，形成水平方向的彎矩。最大牽引力下，地面對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的最大切向反力為： Pmax=TemaxiTemax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，TiTL為車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)最大傳動(dòng)比時(shí)效率，iηT為傳動(dòng)系效率，取ηrr為車(chē)輪滾動(dòng)半徑，r發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，地面對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的最大切向反力Pmax為P此時(shí)，后橋橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩為： Mv=(G2其中，m2為汽車(chē)加速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車(chē)后驅(qū)動(dòng)取1.1~1.3G2，M車(chē)輛最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪承受最大切向反力，根據(jù)受力平衡，橋殼的鋼板彈簧座處也承受等大相反的作用力Pmax。橋殼也承受水平方向彎矩，對(duì)于裝有錐齒輪差速器驅(qū)動(dòng)橋車(chē)輛而言，兩個(gè)鋼板彈簧座之間水平方向彎矩MM當(dāng)差速器使左右車(chē)輪分配的轉(zhuǎn)矩不相等時(shí)，應(yīng)取較大驅(qū)動(dòng)輪所引起的轉(zhuǎn)矩代替Pmax此外，橋殼還承受驅(qū)動(dòng)橋傳遞驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩引起的反作用力矩，此時(shí)在鋼板彈簧之間的轉(zhuǎn)矩T(N·m)為，T=式中，Temax當(dāng)鋼板彈簧座附近危險(xiǎn)截面為圓管斷面時(shí)，在斷面處彎矩為MΣ MΣ=Mv帶入?yún)?shù)，M鋼板彈簧座附近危險(xiǎn)截面合成應(yīng)力σΣσ最大牽引力時(shí)橋殼強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。5.3.4最大制動(dòng)力時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算車(chē)輛制動(dòng)力達(dá)到最大時(shí)，不考慮側(cè)向力下，經(jīng)受力分析，作用在驅(qū)動(dòng)輪上除了有垂向反力G2m2'2車(chē)輛緊急制動(dòng)時(shí)，兩個(gè)鋼板彈簧座之間垂向彎矩Mv和水平彎矩M Mv=(G22 Mh=G22G2，B，sm'為車(chē)輛制動(dòng)時(shí)質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于后橋驅(qū)動(dòng)貨車(chē)，m'可以估算取φ為驅(qū)動(dòng)輪與路面附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)，取φ=MM橋殼在在鋼板彈簧黃座外側(cè)部分還同時(shí)承受制動(dòng)力引起的彎矩，T=此時(shí)合成應(yīng)力σΣσ最大制動(dòng)力工況下，橋殼強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。5.3.5最大側(cè)向力時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算當(dāng)車(chē)輛高速滿(mǎn)載轉(zhuǎn)向時(shí)，會(huì)產(chǎn)生一個(gè)相當(dāng)大的并作用于車(chē)輛質(zhì)心的離心力，另外由于路面不平等原因，也會(huì)造成車(chē)輛承受側(cè)向力。當(dāng)汽車(chē)承受的側(cè)向力達(dá)到地面與輪胎的側(cè)向反作用力時(shí)，車(chē)輛將處于側(cè)滑臨界狀態(tài)。側(cè)向力一旦超過(guò)側(cè)向附著力時(shí)，車(chē)輛開(kāi)始側(cè)滑。車(chē)輛在側(cè)向力作用下時(shí)，車(chē)架通過(guò)鋼板彈簧座對(duì)橋殼施加側(cè)向力，使得輪轂軸承處也會(huì)產(chǎn)生側(cè)向作用力。車(chē)輛驅(qū)動(dòng)橋側(cè)滑的條件是， P2≥Y2L+P2為驅(qū)動(dòng)橋受到的側(cè)向力Y2L，φ1為輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)φ計(jì)算時(shí)，忽略驅(qū)動(dòng)輪的制動(dòng)力，牽引力等切向反作用力。以車(chē)輛向右側(cè)滑為例，根據(jù)受力簡(jiǎn)圖，可求出驅(qū)動(dòng)橋側(cè)滑時(shí)左、右驅(qū)動(dòng)輪的支承反力，受力分析如圖5.8所示[7]。圖5.8最大側(cè)向力時(shí)受力分析Fig.5.8Maximumlateralforceanalysis根據(jù)公式5.9，計(jì)算出左右驅(qū)動(dòng)輪支承反力Z2L Z2L=G2（hg為車(chē)輛滿(mǎn)載時(shí)的質(zhì)心高度，取hG2當(dāng)hgφ1B=如圖為驅(qū)動(dòng)橋上車(chē)廂受力圖，可以據(jù)此求出鋼板彈簧對(duì)橋殼的垂向作用力T2L，T2K鋼板彈簧對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼鋼板彈簧座垂向作用力N為， T2L=0.5G2G2rr'為鋼板彈簧座上表面到地面的距離，m,根據(jù)設(shè)計(jì)車(chē)輛質(zhì)心高h(yuǎn)g=0.95mG2’根據(jù)車(chē)輛滿(mǎn)載載質(zhì)量，及前后軸載荷分配比例，估算18000T其余參數(shù)意義，同上述公式。對(duì)于全浮式半軸的驅(qū)動(dòng)橋車(chē)輛，在橋殼兩端的半軸套管上，各裝著一對(duì)輪轂軸承，布置在車(chē)輪垂向反作用力Z2兩側(cè)，一般內(nèi)軸承距離車(chē)輪中心線(xiàn)更近。發(fā)生側(cè)滑時(shí)，內(nèi)、外輪轂軸承的徑向支撐力S1、S2,圖5.9車(chē)輛向右側(cè)滑時(shí)輪轂軸承徑向支承力Fig.5.9Vehiclesidesliprightwheelhubbearingradialbearingforce發(fā)生側(cè)滑時(shí)左、右車(chē)輪輪轂內(nèi)外軸承支撐力分別為， S1L=rra+b S2L=rra+b S1R=rra+b S2R=rra+b左右驅(qū)動(dòng)輪的側(cè)向力為， Y2L=Z2Lφ Y2R=Z2Rφ1根據(jù)橋殼設(shè)計(jì)，a=44.30mm代入?yún)?shù)后，計(jì)算結(jié)果如下：ZS1LS1LS1RS2R根據(jù)軸承對(duì)輪轂的徑向支撐力，可以得出輪轂軸承對(duì)半軸套管的反力。再根據(jù)鋼板彈簧座處的垂向力T2L，T危險(xiǎn)截面出現(xiàn)在右側(cè)鋼板彈簧座附近A-A處，該處彎矩為，M彎曲應(yīng)力，σ剪切應(yīng)力，τ半軸套管處的應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)490MPa，最大側(cè)向力工況下滿(mǎn)足強(qiáng)度要求[7]。

6ANSYSWorkbench有限元分析Workbench是ANSYS公司的新一代協(xié)同仿真環(huán)境，具有客戶(hù)化、集成化和參數(shù)化的特點(diǎn)。除了具備ANSYS具備的分析功能外，與各大CAD軟件實(shí)現(xiàn)了很好地銜接。并且支持嵌入CAD軟件，實(shí)現(xiàn)同步處理。6.1分析前處理經(jīng)過(guò)Pro/E建模，得到橋殼三維模型。由于Pro/E5.0不能將文件直接裝換為x_t格式，通過(guò)Soliworks軟件將其格式裝換為x_t格式后，導(dǎo)入到ANSYSWorkbench軟件中，進(jìn)行有限元分析。如圖6.1，文件導(dǎo)入到Workbench后，在DesignModeler平臺(tái)上生成橋殼實(shí)體。減少了不必要的重復(fù)建模，使有限元分析與CAD軟件實(shí)現(xiàn)了無(wú)縫銜接。圖6.1DesignModeler平臺(tái)上生成橋殼實(shí)體Fig.6.1DesignModelerterracebridgeshellsolid選擇StaticStructural(ANSYS)項(xiàng)目，進(jìn)行靜力學(xué)分析。根據(jù)前述設(shè)計(jì)，半軸套管材料選擇40Cr，根據(jù)材料參數(shù)，在將材料密度修改為7850kg/m3，工作溫度改為20℃，楊氏模量改為2.11×1011圖6.2EngineerData中修改材料屬性Fig.6.2ModifymaterialpropertiesinEngineerData然后Mechanical中進(jìn)行劃分網(wǎng)格。采用四面體自動(dòng)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分控制。對(duì)于滿(mǎn)載工況與沖擊載荷工況，由于載荷只有鋼板彈簧座附近的壓力，計(jì)算量相對(duì)較小，因此網(wǎng)格單元尺寸選擇2mm.對(duì)于最大牽引力工況、最大制動(dòng)力工況及最大側(cè)向力工況，載荷復(fù)雜，計(jì)算量較大，選擇網(wǎng)格單元尺寸為5mm，以減小網(wǎng)格數(shù)目，降低計(jì)算機(jī)計(jì)算量，避免內(nèi)存不足。在Smoothing欄選擇High，設(shè)置為網(wǎng)格平滑度為高度，SpanAngleCenter欄選擇Fine，設(shè)置跨度中心角為36°~12°，使網(wǎng)格劃分能夠平滑過(guò)渡。圖6.3Mechanica中劃分網(wǎng)格Fig.6.3Mechanicalhavinggoodgrid采用自動(dòng)的四面體網(wǎng)格劃分時(shí)，在過(guò)渡部分會(huì)采用六面體網(wǎng)格過(guò)渡[14]。6.2施加約束和載荷根據(jù)上述受力分析，在橋殼左右軸頭處兩個(gè)輪轂軸承處施加約束。如圖6.4所示。載荷根據(jù)工況，施加力與轉(zhuǎn)矩。圖6.4Mechanica中施加約束Fig.6.4RestrictingrestraininMechanica6.3五個(gè)工況分析前處理完成后，對(duì)滿(mǎn)載工況、路面沖擊載荷工況、最大牽引力工況、最大制動(dòng)力工況五個(gè)工況分別施加不同的載荷，進(jìn)行五個(gè)工況分析。6.3.1車(chē)輛滿(mǎn)載靜止工況下橋殼分析車(chē)輛滿(mǎn)載靜止工況下，橋殼兩端軸頭通過(guò)輪轂軸承支承在輪轂上，鋼板彈簧座承受后軸載荷。根據(jù)后軸載荷分配G2=對(duì)左右鋼板彈簧座施加垂向作用力，F(xiàn)v求解后，橋殼應(yīng)力與應(yīng)變圖如圖6.5，圖6.6所示。圖6.5滿(mǎn)載工況橋殼應(yīng)力圖Fig.6.5Fullloadconditionaxlehousingstressmap圖6.6滿(mǎn)載工況橋殼應(yīng)變圖Fig.6.6Fullloadconditionaxlehousingstrainfigure從圖6.5可以看出，車(chē)輛滿(mǎn)載靜止時(shí)，橋殼的最大應(yīng)力為74.459Mpa，出現(xiàn)在鋼板彈簧座外側(cè)至輪轂軸承座根部區(qū)域。材料的許用應(yīng)力為500Mpa，，該工況下的應(yīng)力強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。與理論計(jì)算結(jié)果109.85MPa從圖6.6看出，橋殼最大變形在橋殼中間圓左側(cè)三角形區(qū)域附近。最大變形量為0.116mm.根據(jù)中華人民共和國(guó)《汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋臺(tái)架試驗(yàn)評(píng)價(jià)指標(biāo)》中規(guī)定：載貨汽車(chē)滿(mǎn)載時(shí)，每米輪距所允許的最大變形量不得超過(guò)1.5mm/m[13].橋殼每米輪距變形量為0.116/1.70≈0.068mm/m，滿(mǎn)載工況下，最大變形量符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，橋殼在該工況下滿(mǎn)足剛度要求。6.3.2路面沖擊載荷工況下橋殼分析在路面沖擊載荷工況下，根據(jù)校核時(shí)的簡(jiǎn)化計(jì)算，取施加載荷為2.5倍的滿(mǎn)載工況下的在載荷。施加載荷后進(jìn)行求解。應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D如圖6.7，圖6.8所示。圖6.7路面沖擊載荷下橋殼應(yīng)力圖Fig.6.7Roadimpactloadaxlehousingstressmap圖6.8路面沖擊載荷下橋殼應(yīng)力圖Fig.6.8Roadimpactloadaxlehousingstrainfigure圖6.7中，橋殼的最大應(yīng)力發(fā)生在右側(cè)鋼板彈簧座外側(cè)至及輪轂軸承座根部區(qū)域。最大應(yīng)力為184.96Mpa，小于其許用應(yīng)力值，左右兩個(gè)軸管處應(yīng)力較大，但仍然滿(mǎn)足要求。應(yīng)力分析結(jié)果比理論校核結(jié)果274.63MPa小，這是由于約束施加方式不同造成的。圖6.8中，橋殼的最大變形發(fā)生處與，滿(mǎn)載工況時(shí)類(lèi)似，最大變形量為0.289mm，則每米輪距變形量為0.17mm/m，滿(mǎn)足剛度要求。6.3.3最大牽引力工況下橋殼分析根據(jù)橋殼校核時(shí)的受力分析，最大牽引力工況下，鋼板彈簧座承受水平、垂直方向的作用力產(chǎn)生的彎矩以及承受驅(qū)動(dòng)橋傳遞驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩引起的反作用力矩。根據(jù)校核計(jì)算時(shí)的計(jì)算結(jié)果，施加載荷如下：鋼板彈簧座處施加垂直方向最用力Fv鋼板彈簧座處施加水平方向最用力Fh鋼板彈簧座處施加力矩T=4024.58通過(guò)求解器求解，獲得橋殼的應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D如圖所示。圖6.9最大牽引力工況下橋殼應(yīng)力圖Fig.6.9Maximumtractionaxlehousingstressmap圖6.10最大牽引力工況下橋殼應(yīng)變圖Fig.6.10Maximumtractionaxlehousingstrainfigure在車(chē)輛最大牽引力工況下，橋殼各應(yīng)力云圖如圖6.9所示。橋殼的最大應(yīng)力出現(xiàn)在橋殼右側(cè)鋼板彈簧座處，最大應(yīng)力為107.68Mpa，左側(cè)鋼板彈簧座處應(yīng)力也較大，在中間圓與半軸套管連接處應(yīng)力值也稍大較大。橋殼所有的應(yīng)力值均小于其許用應(yīng)力值500Mpa。與理論計(jì)算結(jié)果σΣ=174.90MPa在圖6.10中，橋殼的最大變出現(xiàn)在橋殼中間圓與三角形區(qū)域連接處的上側(cè)，最大變形量為1.75mm。據(jù)此計(jì)算出每米輪距變形量為1.15mm/m.根據(jù)標(biāo)準(zhǔn),符合國(guó)家《汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋臺(tái)架試驗(yàn)評(píng)價(jià)指標(biāo)》標(biāo)準(zhǔn)，滿(mǎn)足橋殼滿(mǎn)足剛度要求[13]。6.3.4最大制動(dòng)力工況下橋殼分析最大制動(dòng)力時(shí)，與最大牽引力工況類(lèi)似，橋殼板彈簧黃座處需要承受水平及垂直方向的彎矩，以及承受制動(dòng)力引起的轉(zhuǎn)矩。車(chē)輛最大制動(dòng)力時(shí)，垂直方向作用力在考慮載荷轉(zhuǎn)移后，F(xiàn)v車(chē)輛最大制動(dòng)力時(shí)，水平方向作用力等于地面附著力，F(xiàn)h根據(jù)校核計(jì)算，施加轉(zhuǎn)矩，T=3868.48施加載荷后求解，應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D如圖所示。圖6.11最大制動(dòng)力工況下橋殼應(yīng)力圖Fig.6.11Maximumbrakeaxlehousingstressmap圖6.12最大制動(dòng)力工況下橋殼應(yīng)變圖Fig.6.12Maximumbrakeaxlehousingaxlehousingstrainfigure車(chē)輛最大制動(dòng)力工況下，橋殼應(yīng)力云圖如圖6.11所示。橋殼的最大應(yīng)力出現(xiàn)在左側(cè)鋼板彈簧座處，為104.74Mpa，與之對(duì)應(yīng)的右側(cè)鋼板彈簧座處應(yīng)力值也較大，所有的應(yīng)力值均小于橋殼的許用應(yīng)力，該工況下的橋殼強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。由于約束施加的方式不同，與橋殼用力學(xué)理論校核下的應(yīng)力值141.61Mpa相比，仍然是偏低的。圖6.12中，整個(gè)橋殼前面中間圓的變形量均較大，最大變形發(fā)生在中間圓中點(diǎn)下側(cè)，最大變形量為0.153mm，計(jì)算出每米輪距變形量為0.09mm/m，滿(mǎn)足剛度要求。6.3.5最大側(cè)向力工況由理論校核時(shí)的受力分析，車(chē)輛在最大側(cè)向力時(shí)，鋼板彈簧座承受垂向作用力，以及由于側(cè)向力而使驅(qū)動(dòng)輪對(duì)鋼板彈簧座產(chǎn)生側(cè)向力。且由于側(cè)向力發(fā)生時(shí)，左右鋼板彈簧座的垂向力及側(cè)向力時(shí)是不等的。根據(jù)計(jì)算，鋼板彈簧座承受垂向作用力為，F(xiàn)vLFvR鋼板彈簧座承受側(cè)向作用力為，qLqR施加載荷后求解,獲得得應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D如圖所示。圖6.13最大側(cè)向力力工況下橋殼應(yīng)力圖Fig.6.13Maximumlateralforceforcehousingstressmap圖6.14最大側(cè)向力力工況下橋殼應(yīng)變圖Fig.6.14Maximumlateralforceforcehousingstrainfigure由圖6.13，在最大側(cè)向力工況下，橋殼最大應(yīng)力出現(xiàn)在右側(cè)鋼板彈簧座至輪轂軸承軸頸處，最大應(yīng)力為140.84Mpa小于其許用應(yīng)力.左側(cè)應(yīng)力較大處出現(xiàn)在輪轂軸承軸頸處。側(cè)向力最大時(shí)理論計(jì)算出的應(yīng)力值為269.71MPa，其分析結(jié)果與理論計(jì)算的差值比前幾個(gè)工況稍大，這是由于最大側(cè)向力工況下，受力復(fù)雜，理論計(jì)算時(shí)多次采用了簡(jiǎn)化約束、受力的方法，致使二者結(jié)果差值稍大，但是分析結(jié)果是更精確的。圖6.14中，橋殼的最大變形發(fā)生橋殼中間圓右側(cè)的三角形區(qū)域，最大變形量為0.161mm，則每米輪距變形量為0.095mm/m，滿(mǎn)足剛度要求。

結(jié)論本文通過(guò)理論計(jì)算與有限元工程軟件的方法，根據(jù)給定車(chē)型設(shè)計(jì)參數(shù)，完成了一輛輕型卡車(chē)主減速器、橋殼的設(shè)計(jì)任務(wù),獲得了主減速器及橋殼的結(jié)構(gòu)參數(shù)，并按照力學(xué)理論進(jìn)行了關(guān)鍵零部件的校核。建立了橋殼的Pro/E三維模型，利用ANSYSWorkbench軟件進(jìn)行了橋殼的有限元分析。主要內(nèi)容如下：（1）根據(jù)所給輕型卡車(chē)的車(chē)輛設(shè)計(jì)參數(shù)，計(jì)算出了主減速器的主減速比，并按照設(shè)計(jì)手冊(cè)，計(jì)算設(shè)計(jì)出了所設(shè)計(jì)的輕型卡車(chē)主減速器傳動(dòng)的雙曲面?zhèn)鲃?dòng)齒輪幾何參數(shù)。進(jìn)行了雙曲面齒輪的輪齒彎曲強(qiáng)度、接觸強(qiáng)度校核。并據(jù)此繪制了齒輪的零件圖。（2）根據(jù)主減速器雙曲面齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù)，確定了主動(dòng)齒輪軸的參數(shù)，并據(jù)此選定了主動(dòng)錐齒輪軸的支承軸承，完成了支承軸承的載荷校核和壽命計(jì)算。（3）根據(jù)主、從動(dòng)錐齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)，完成了橋殼的設(shè)計(jì)，并利用力學(xué)方法，對(duì)橋殼進(jìn)行了五個(gè)工況下強(qiáng)度校核。并且利用CAD軟件Pro/E5.0，用參數(shù)化建模的方法，實(shí)現(xiàn)了對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼三維建模。（4）利用有限元分析軟件ANSYSWorkbench，對(duì)橋殼進(jìn)行了有限元分析，得到了橋殼在五個(gè)典型工況下應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D，實(shí)現(xiàn)了對(duì)橋殼的有限元分析。將力學(xué)校核的理論結(jié)果與有限元分析的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，二者基本一致。有限元分析的應(yīng)力結(jié)果均比理論計(jì)算得結(jié)果稍小，分析了二者不同原因。

致謝畢業(yè)論文的順利完成，并不是我一人之勞，是所有指導(dǎo)過(guò)我的老師，幫助過(guò)我的同學(xué)等各方共同努力的結(jié)果。首先非常感謝我的導(dǎo)師賈老師。老師為人隨和熱情，治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)細(xì)心。在論文的寫(xiě)作工程中，給予了我極大地幫助，耐心細(xì)致為我解答過(guò)程中遇到的問(wèn)題，為我尋找工程資料，提供設(shè)計(jì)思路，。其次，感謝在論文的寫(xiě)作過(guò)程中給予我?guī)椭耐瑢W(xué)們。四年同窗，使我與他們結(jié)下了珍貴的友誼。論文設(shè)計(jì)期間，對(duì)我的論文提出了諸多寶貴的意見(jiàn)和建議。在大學(xué)學(xué)習(xí)即將結(jié)束之際，也向多年來(lái)默默在學(xué)業(yè)上無(wú)私關(guān)愛(ài)我的父母、姐姐表示感謝，是他們的支持才使我得以順利完成學(xué)業(yè)。最后向在百忙之中抽出時(shí)間參加本論文評(píng)審和答辯的各位老師表示衷心的感謝!參考文獻(xiàn)[1]馮晉祥.汽車(chē)構(gòu)造（下冊(cè)）.北京.人民交通出版社，2007.[2]余志生.汽車(chē)?yán)碚摚ǖ?版）.北京:清華大學(xué)出版社,2009.[3]譚繼錦.汽車(chē)有限元法(第2版).北京.人民交通出版社.[4]鄧震.重型牽引車(chē)驅(qū)動(dòng)橋殼結(jié)構(gòu)分析及優(yōu)化設(shè)計(jì):(碩士論文).安徽合肥:合肥工業(yè)大學(xué),2014.[5]王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)（第4版）.北京.機(jī)械工業(yè)出版社，2004.[