东风风光330汽车驱动桥设计
摘
驱动桥功加转矩减速时驱动桥够分担路面传递车身作力整车属性息息相关载重汽车说驱动桥性优劣更关键现代载重汽车驱动桥研究方偏单级减速驱动桥原该设计传动效率较高[1]
次毕业设计务目标完成设计风光330汽车驱动桥文首先简单驱动桥组成特点进行介绍然通网查阅资料获设计车型参数查阅机械设计手册完成驱动桥部件设计计算进行强度校核计算完成助CATIA软件构造三维模型然导出二维图
通分析类结构驱动桥特点文决定采取中央单级减速结构类型驱动桥构造简单制造工艺难度较低性价极高优点齿轮选择方面文选择传动效率较高弧齿锥齿轮
关键词：驱动桥弧齿锥齿轮CADCATIA
Drive axle design of Dongfeng Fengshui 330 automobile
Abstract
The basic function of The driving axle is to increase the torque transmitted from the transmission shaft or directly from the transmission distribute the torque to the left and right driving wheels and make the left and right driving wheels have the differential function required by the vehicle driving kinematics at the same time the driving axle also bears the vertical force longitudinal force and transverse force and momentThrough consulting relevant data the research direction of the modern truck drive axle is mainly inclined to the singlestage deceleration drive axle because the design has higher transmission efficiency
The task goal of this graduation project is to complete the design of the scenic 330 automobile drive axle Firstly this paper introduces the composition and characteristics of the drive axle Then the parameters of the designed vehicle type are obtained by consulting the data on the Internet Consult the mechanical design manual to complete the design and calculation of the main parts of the drive axle and carry out the strength checkAfter the calculation the CATIA software is used to construct the 3d model and then the 2d graph is derived
By analyzing the characteristics of driving axle of various structures this paper decides to adopt the central singlestage deceleration structure This type of driving axle has the advantages of simple structure and low manufacturing process difficulty so it is high costperformance In terms of gear selection thepaper chooses the bevel gear with higher transmission efficiency
Key Words：Drive axle Spiral bevel gear CAD CATIA
目 录
第 1 章 前言 1
11 课题研究目意义 1
12 国外研究现状 2
13 文研究容 2
第 2 章 减速器设计 4
21 驱动桥概述 4
22 减速计算 4
23 减速器结构形式 6
24 确定减速齿轮计算载荷 9
25 选择减速器齿轮参数 10
26 减速器螺旋锥齿轮尺寸计算 13
27 减速器螺旋锥齿轮强度计算 14
28 减速器轴承计算 18
29 章结 22
第 3 章 差速器设计 23
31 差速器作 23
32 称式圆锥行星齿轮差速器结构 23
33 差速器齿轮基参数选择 24
34 差速器齿轮计算 26
35 差速器齿轮强度计算 28
36 章结 29
第 4 章 驱动半轴设计 30
41 驱动半轴介绍 30
42 全浮式半轴计算载荷 31
43 全浮式半轴结构设计 32
44 全浮式半轴强度计算 32
45 半轴结构设计材料热处理 33
46 半轴花键强度计算 34
47 章结 35
第 5 章 驱动桥壳设计 36
51 驱动桥壳概述 36
52 驱动桥壳结构方案分析 36
53 桥壳静弯曲应力计算` 36
54 路面击载荷作桥壳强度计算 38
55 汽车牵引力行驶时桥壳强度计算 38
56 汽车紧急制动时桥壳强度计算 40
57 章结 42
结 43
致谢 44
参考文献 45
1 前言
11 课题研究目意义
车辆发动机转矩通驱动桥放分配两端驱动轮保证车辆运动程中两轮需差速作时驱动桥起承载作分担路面传递车身作力力矩
车辆驱动桥设计程中需机械零件种类繁技术样着现代机械制造技术断发展结构更加简单制造成更低廉零部件出现驱动桥设计提供相助力次设计完成风光330汽车汽车驱动桥回顾科期间学汽车构造机械设计等课程容丰富实践验驱动桥传统设计方式更建立生产验通力学分析数学计算许验公式进行设计通查阅设计手册完成着科学技术发展计算机出现设计提供帮助设计计算快速化精密化前进
12 国外研究现状
汽车工业国工业济中占相成分尤表现东北区重工业方面着国济断发展家家户户汽车已遥梦汽车民生活中发挥着重作济建设角度说国家早期工业扶持汽车行业发展直居领先位国机械工业领域中汽车行业发展始终优方面国口众车辆需求影响素分开外国发达国家工业水然差距较年汽车零部件进口量较尤例驱动桥等重部件顶尖科研水差距较现国国产驱动桥较笨重仅成高性相较差性价高国采类设计方法设计程中验居该设计方式较保守利改进设计提高性成降低研究程度深驱动桥研究领域中轻量化研究方仅利降低耗材成车辆负载分配动载减少汽车稳定性提升帮助
载重汽车说驱动桥设计汽车性安全性核心确保车辆安全味轻量化发展绝取中兼顾两者实现衡研究关键次轻型载重汽车驱动桥设计研究希够国驱动桥设计提供帮助
13 文研究容
文通网查阅资料获风光330汽车轻型载重货车参数完成驱动桥桥设计计算校核助CATIA软件根计算数进行建模
建立相科学完善设计方案方收集资料分析终出相符合实际情况设计方案次驱动桥设计流程：
a 解国外驱动桥研究现状重点学设计思路未研究方市场占等信息鉴前成果确定次设计方案
b 通实询问老师网络查询收集资料阅读知网文献等手段调查获取关驱动桥设计信息新研究成果
c 完成数计算：设计方案选定车型参数完成计算减速器差速器传动机构桥壳结构形式参数
d 构造CATIA三维模型：部分计算结果助计算机构造驱动桥零件完成装配模型导出二维图纸
2 减速器设计
21 驱动桥概述
汽车驱动桥动桥统称车桥车辆驱动桥保证车辆运动程中两轮需差速作时驱动桥起承载作分担路面传递车身作力力矩部件减速器差速器传动机构驱动桥壳等
设计时应遵循原：
a 首先选定减速确保车辆运行常工况动力性济性达 佳状态
b 整体尺寸量确保车辆面距离足够符合通性
c 包括齿轮部分传动件运转稳
d 传动效率高
e 制造工艺难度量低量采简单结构时兼顾期维护
f 保证路面传导车身力力矩破坏衡驱动桥需符合刚度条件强度条件轻量化方发展设计时考虑质量较轻结构抵抗坑洼段击应着重减轻簧质量保证车辆行驶稳定性
g 驱动桥属传动系设计时需考虑工作时否悬架导机构匹配
22 减速计算
减速器设计中减速选择十分重
表21 基参数表
名称
数值
满载质量t
16
驱动形式
4×2
轮胎规格
18565R14
滚动半径m
0289
发动机转矩转速rmin
1805000
发动机功率kw转速rmin
856000
高车速kmh
165
变速器传动
48
1
高车速高功率足选择时般值110~125计算式21：
(21)
式中：
——分动器传动 1
——车轮滚动半径0289
——高档传动1
——发动机功率转速6000
计算文选取354~496取5113392
23 减速器结构形式
减速器设计中选取齿轮种类动轮支承结构设计致减速方式选取等划分出种分类
231 减速器齿轮类型
减速器常见齿轮类型蜗轮蜗杆弧齿锥齿轮圆柱齿轮双曲面齿轮等
表22 弧齿锥齿轮准双曲面齿轮
弧齿锥齿轮
双曲面齿轮
特点
较底
提高30
抗弯强度
良
优
运转稳性
较底
高
接触强度
滑动速度
强
较弱
抗胶合力
约99
约96
效率
齿轮轴力
齿轮轴力
轴承负荷
取决支撑刚度刀盘直径
左
安装误差敏感性
普通润滑油
种添加剂特种润滑油
润滑油
次设计选定弧齿锥齿轮作传动齿轮
232 减速器减速形式
车辆类型运行工况驱动桥面距离等素设计减速器减速形式时需考虑素传动驱动桥布置形式数量样影响[8]
a中央单级减速器
该类型减速器构造相复杂进获低质量体积特点制造工艺难度低制造成较廉价性价高现常见车辆双曲面齿轮单弧齿锥齿轮该类型减速器常选齿轮
b双级减速器
顾名思义相单级该类型两级齿轮构造减速器般适更传动驱动桥通常缺点体积部组成复杂质量更重成高昂见重型车
c双级贯通式减速器
重型车辆驱动桥设计中时会采桥结构时应选择较传动相应选取双级贯通式减速器
d双速减速器
该类型减速器特点搭配两种传动减速器部齿轮组合变化带发动机运转功率车辆行驶工况档传动减速器高低档选择影响素路况复杂车辆满载时阻力较通常选定传动利降低换挡次数车辆载荷较轻路况良时适传动
设计采中央单级减速器进行设计
233 减速器动锥齿轮支承方案
图21 动锥齿轮跨置式 图22 动锥齿轮悬臂式支承形式
图23 动锥齿轮支撑形式
支承方案选择图212223
中跨置式组成轴承安装锥齿轮两端该结构设计特点提升支承刚度分担载荷轴承受力减利啮合方面优悬臂式该结构形式布置相紧凑外廓尺寸相安装端轴颈轴承间隔减少齿轮轴长度该结构缺点必须安装轴承座结构相复杂尺寸较造价成较高尺寸问题导致动轮余隙导轴拆装难度较
相较跨置式悬臂式适转矩减速器优点结构组成复杂缺点刚度足
次设计较分析选择悬臂式支撑方案[9]
24 确定减速齿轮计算载荷
241 动锥齿轮计算转矩
低挡传动发动机转矩计算式
(22)
式中：
—计算转矩
—发动机转矩 180
—猛接离合器产生动载系数1
—变速器传动 48
—计算驱动桥数1
—减速器传动392
—液力变矩器变矩系数1
—变速器传动效率取09
242 动锥齿轮计算转矩
驱动轮滑转矩计算式
·m2 (23)
式中：
——驱动桥满载条件路面负荷桥载荷1600×98×06N
——车轮滚动半径0289m
——轴负荷加速度达高值条件转移系数取12
——轮胎附着系数普通轮胎 085越野轮胎10防滑轮胎125
——传动效率传动取096轮边减速器取10
均计算转矩计算：
476754（）
式中：——汽车满载总重N
——牵引挂车满载总重N仅牵引车取0
——道路滚动阻力系数通常取0015～0020取 0016
——汽车正常时均爬坡力系数通常取005～009取0085
——汽车性系数取0
25 减速器齿轮参数选择
251 动齿轮齿数
齿数选择时应遵循列原：
a 商应理数确保磨合
b 动轮齿数等40保证满足弯曲强度条件合适齿面重合度
c 时齿轮啮合稳定采商车通常
d 确保驱动桥面距离足够较时通常取
取13 51 符合
252 动锥齿轮端分度圆直径端面模数
取值应保持适中会导致桥壳外廓尺寸影响面距离加差速器拆装难度减安装空间查阅机械设计手册式计算：
4272~5696mm (24)
——模数系数取值区间03～04
——计算转矩
初选55mm
(25)
2805mm
253 动锥齿轮齿面宽
取值应等节锥距03倍验公式0155时须符合次设计选择弧齿锥齿轮通常取11倍
015544mm
1148mm
254 中点螺旋角
螺旋角齿宽改变端逐渐增加
中点螺旋角相齿轮传动稳性强度时啮合数增增中点螺旋角取值区间35°～40°减轴力次设计取35°
255 螺旋方
通常选择锥齿轮左旋锥齿轮右旋
256 法压力角
次设计选择弧齿锥齿轮常见取值20°225°次设计选择20°
26 减速器螺旋锥齿轮尺寸计算
表23 减速器齿轮尺寸计算表
序号
项 目
计 算 结 果
计 算 公 式
1
动齿轮齿数
13
2
动齿轮齿数
51
3
模数
55
4
工作齿高
5
全齿高
h10384
6
齿面宽
48
44
b
7
法压力角
20°
8
轴交角
∑90°
∑
9
节锥角
982°
8018°
arctan
90°
10
节圆直径
715
2805
11
齿顶高
6756mm
1034mm
12
齿根高
3628mm
7790mm
13
径间隙
c1034
c
14
周节
t1728
15
齿根角
1432°
3073°
16
根锥角
8388°
71107°
17
面锥角
12893°
81612°
18
齿侧间隙
04mm
B0305～0406
19
螺旋角
35°
27 减速器螺旋锥齿轮强度计算
初步设计减速器齿轮完成计算保证强度符合条件检验耐磨性减速器否工作进行校核
271 单位齿长圆周力
式计算：
Nmm (26)
式中：
P——单位齿长受圆周力(1)(2)两种情况计算
——齿面宽
F ——齿轮受圆周力N
a 驱动轮滑转矩计算：
(27)
式中：
——满载工况桥静载荷
——轮胎附着系数： 085
——轴负荷加速度工况转移系数12
——车轮滚动半径：0289m
——传动效率：09
——传动：1
——齿宽：44mm
——动齿轮分度圆直径：2805mm
计算P 449407Mpa<[p]1429MPa
b 发动机转矩计算：
(28)
式中：
——变速器档传动48
——动齿轮分度圆直径：715mm
——发动机转矩次设计取180
计算式：
503497MPa<[P]满足校核
齿轮表面耐磨性合格
272 锥齿轮轮齿齿根弯曲应力：
(29)
式中：
——齿轮计算转矩动齿轮(5113)动齿轮
——载系数
——尺寸系数
——质量系数
——齿面载荷分配系数悬臂式结构k11
——弯曲应力综合系数齿轮＝033齿轮＝038
——端分度圆直径 715mm 2805mm
——齿轮齿面宽 48mm 44mm
计算齿轮弯曲强度计算
动齿轮：<700MPa
动齿轮：<700MPa
计算齿轮弯曲强度计算
动齿轮：<2109MPa
动齿轮：<2109MPa
273 锥齿轮轮齿齿面接触应力：
(210)
式中：
——锥齿轮齿面接触应力
——动轮端分度圆直径
——齿轮齿面宽较值b44mm
——弹性综合系数取2326
——齿面品质系数取10
——动轮计算转矩
——齿面接触强度系数查表知0195
——尺寸系数
见式(29)
代入计算：
动齿轮：1016587MPa≤[]2800MPa校核轮齿接触强度满足
动齿轮：412980MPa≤[]1750MPa校核轮齿接触强度满足
28 减速器轴承计算
首先选定轴承型号选择时应考虑减速器尺寸根工作条件承受载荷校核轴承寿命否达标确定载荷时需考虑齿轮受力情况进行分析轴力圆周力径力计算轴承反力
281 锥齿轮齿面作力
齿面宽中点圆周力P计算
(211)
式中：
——该齿齿面宽中点分度圆直径
动齿轮齿面宽中点分度圆直径
动齿轮齿面宽中点分度圆直径
——齿轮受转矩动齿轮量转矩表示
注：车辆运行时变速器处断变化状态齿轮工作转矩恒定查阅资料实验疲劳损伤轴承破坏形式通常采量转矩代入计算计算式：
(212)
式中：
——变速器传动483242191481——变速器ⅠⅡ…Ⅴ档率1％3％5％16％75％
——变速器处ⅠⅡⅤ档时发动机转矩利率50％60％70％70％60％
代入P7130N
282 锥齿轮轴力径力
动齿轮左螺旋方时针：
41596（N） （213）
42024（N） （214）
动齿轮右螺旋：
42024（N） （215）
41596（N） （216）
式中：——动齿轮面锥角12893°动齿轮根锥角77107°
——法压力角20°
283 减速器锥齿轮轴承载荷计算
选择悬臂式作动齿轮支承方式动齿轮骑马式
轴承AB径载荷计算
（217）
（218）
41596N 42024Na67mm b42mmc109mmd1m715mmP7130N计算
A径力448876N
B径力1248474N
a 轴承A
选择HR32206J结构圆锥滚子查表知额定动载荷518KN e038 Y16
图24圆锥滚子轴承动载荷计算表
图参数代入计算：
量动载荷P04×448876+16×415968450864N轴承额定寿命
（219）
式中：
——载荷系数取12
——温度系数取10
——寿命指数103
计算23×108
次驱动桥设计轮边减速器动齿轮轴承计算转速计算(均速取35kmh)：
动齿轮计算转速
代入计算轴承额定寿命：
设10W公里进行次车辆修预期寿命时长：
(220)
轴承达标
b 轴承B
选择HR32207J结构圆锥滚子查表知额定动载荷705KN e038Y16
代入计算量动载荷P108895N
理计算：
轴承达标
动齿轮轴承C D
选择HR32911JR结构圆锥滚子查表知额定动载荷446KN方式校核达标
29 章结
章网查阅资料选定车型参数完成减速器设计计算校核等
3 差速器设计
31 差速器作
实际行驶程中轮胎差路况差行驶轨迹等素左右车轮通常相时间总路程致汽车运动学求采单根整体车轮驱动轴结构传递动力左右轮转速相总路程条件符合运动学原理容易导致车轮滑移甚滑转降低转时安全系数例：车辆直行时路面非完全整垂直度相会导致车轮路程致车辆转时外侧车轮转弯半径侧外车辆左右侧负荷轮胎气压磨损制造误差等素长时间行驶会导致该情况发生会产生许负面影响轮胎磨损燃料功率额外消耗车轮轴负载重等等减缓该情况带弊端设计时通常加装差速器车辆两驱动轮确保路况行驶条件车轮够速度旋转符合汽车运动学称锥齿轮式差速器[12]次设计选择结构
32 称式圆锥行星齿轮差速器结构
图31该结构优点结构组成相复杂制造难度较低工作稳定性具高性价市场应广阔
通常情况减速器动齿轮处安装差速器壳设计尺寸时时拆装差速器影响素相应差速器外廓尺寸宜需减速器动齿轮相配
图31 称式圆锥行星齿轮差速器
33 差速器齿轮基参数选择
331 行星齿轮数n
车型负载行星齿轮数n取值通常24次设计选定车型轻型载重汽车负载程度中等取
332 行星齿轮球面半径
差速器负载力结构尺寸决定时锥齿轮节锥距相关查机械设计手册式：
(31)
式中：
T——计算转矩
——行星齿轮球面半径系数取值区间次设计n4
代入计算35890~42584mm取RB39mm设节锥距38mm
333 选择行星齿轮半轴齿轮
模数较时齿轮强度更高齿数会相应增加导致齿轮尺寸偏需选择合适齿数验知半轴齿轮行星齿轮齿数关系常见差速器中Z1≥1025>Z2>14确保差速器安装准确差速器设计时需半轴齿轮轴线受行星齿轮均匀环绕两侧半轴齿轮齿数应行星齿轮齿数整数倍
(32)
式中：
m——正整数
——左右半轴齿轮齿数次设计采称式相等
n——行星齿轮数目
10 18 满足求
334 计算圆锥齿轮模数半轴齿轮节圆直径
行星齿轮半轴齿轮节锥角计算：
(33)
圆锥齿轮端端面模数m计算：
(34)
查表m35mm
335 压力角
少部分总质量较重型车辆保证齿轮满足负载情况压力角25°数车型选择设计
336 行星齿轮安装孔直径深度L
确保装配利值齿轮轴外尺寸相等样深度L齿轮轴支承长度二者关系验公式：
(35)
(36)
(37)
式中：
——差速器传递转矩
——行星齿轮支承面中点锥顶距离mm半轴齿轮齿面宽中点处直径
n——行星齿轮数
——支承面许挤压应力取98 MPa
计算
34 差速器齿轮计算
表31汽车差速器直齿锥齿轮尺寸计算表
项目
计算结果
计算公式
行星齿轮齿数
Z1>10应量取值
半轴齿轮齿数
模数
m35
m
齿面宽
11mm
b(025～030)
全齿高
6309
工作齿高
56 mm
轴交角
90°
压力角
225°
节圆直径
d135mm d263mm
d1mz1 d2mz2
周节
t109956mm
t31416mm
节锥角
节锥距
3603mm
A
径间隙
c0709mm
齿顶高
ha13695mm
ha21905mm
齿根高
hf12563mm
hf24353mm
hf11788mha1 hf21788mha2
齿根角
4069° 6889°
根锥角
24986°
54056°
面锥角
35944°
65014°
节圆顶点齿轮外缘距离
mm
mm
外圆直径
4146mm
6485mm
齿侧间隙
B0250mm
B0102~0152 mm
理弧齿厚
906 mm
351 mm
35 差速器齿轮强度计算
车辆行驶程中左右轮时出现行驶路程情况转弯出现滑时差速器始终处工作状态啮合运动较少差速器齿轮破坏形式弯曲破坏弯曲强度计算完成校核轮齿弯曲强度计算式：
(38)
式中：
T——单半轴齿轮受单行星齿轮转矩
n——行星齿轮数n4
——半轴齿轮齿数18
——载荷分配系数取10
——尺寸系数0609
——质量系数10
——超载系数10
m——模数35
F——齿面宽11mm
J——齿轮弯曲应力总系数0225
弯曲强度代入计算： 967542 MPa<[]980 Mpa符合强度求
疲劳强度代入计算： 159676 MPa<[]2109 Mpa符合强度求
差速器齿轮制造工艺求精度等级低通常选择精锻材料选择方面目前市面常：20CrMnTi22CrMnMo20CrMo20CrMoTi
36 章结
章容差速器设计计算第说明差速器工作原理重点介绍称式圆锥行星齿轮差速器第二计算差速器参数齿轮尺寸第三机械设计手册确定标准差速器进行强度校核
4 驱动半轴设计
41 驱动半轴介绍
差速器转矩通传动机构传递车轮驱动桥传动部件断开式非断开式分该传动机构属车辆传动系组成末端中断开式万传动装置非断开式常部件驱动半轴
驱动半轴全浮式半浮式34浮式3类区3类半轴支承形式
全浮式半轴目前市面常见半轴结构承受弯矩反力作负载仅转矩种结构形式半轴外端两轴承支承桥壳半轴套轮毂相联优点拆装容易期维修便利拆卸方法松开半轴凸缘螺栓取出半轴时车辆支承力桥壳车轮承担[14]该类型半轴常见中型载重汽车
34浮式半轴驱动桥壳半轴套端部仅安装轴承车轮相连连接方式螺钉轮彀处半轴端部凸缘处全浮式相车轮受路面作力力矩传递半轴完全车外适轻型载重汽车
半浮式半轴结构简单负载情况34浮式类似载荷传递完全负载较结构形式套外端半轴支撑轴承插孔该形式半轴常见车
较分析次设计选择全浮式半轴
42 全浮式半轴计算载荷
文知该结构半轴仅转矩作载荷计算：
式中转矩附着力计算
a 附着力计算
(41)
式中：
——车辆变速时质量转移系数取值区间取12
——轮胎附着系数取085
计算
b 发动机转矩计算
(42)
式中：
——轮胎滚动半径0289m
——差速器转矩分配系数普通圆锥行星齿轮差速器取06
——传动系低挡传动
——汽车传动效率计算时取1取09
——发动机转矩180N·m
根式
43 全浮式半轴结构设计
a 全浮式半轴杆部直径初选式初步选取
(43)
计算
满足强度条件取24mm
b 半轴段满足强度相等设计时花键底径应稍杆部直径
c 应力集中导致扭转疲劳半轴破坏形式应注意半轴结构中渡部分杆部花键连接处凸缘杆部连接处等圆角处理加半径减应力集中
d 计算杆部直径较时结构设计程中考虑花键连接两端
e 驱动半轴驱动桥核心部件设计时应考虑熔丝作余零部件先损坏易发生危险驱动桥余零件强度等级必须半轴杆部
44 全浮式半轴强度计算
441 半轴扭转切应力
(44)
式中：——半轴扭转应力MPa
d——半轴杆部直径24mm
T——半轴计算转矩
计算511119MPa符合强度条件
442 半轴扭转角
半轴扭转角
(45)
式中：
——半轴长度700mm
——弹性剪切模量209000Nmm4
——作半轴转矩
——横截面极惯性矩44862191mm单位转角范围验证符合
45 半轴结构设计材料热处理
半轴段满足强度相等设计时花键底径应稍杆部直径花键齿数增加汽车负载情况取值区间10~18齿键槽深度应相应减应力集中导致扭转疲劳半轴破坏形式应注意半轴结构中渡部分圆角处理加半径减应力集中[15]
调查市面常见驱动半轴制造材料含铬中碳合金钢40Cr40CrMoA35CrMnTi40CrMnSi40CrMnMo35CrMnSi等
次半轴设计材料选择40强化半轴疲劳强度静强度选择中频高频感应淬火技术材料进行热处理够效幅提高疲劳强度该热处理半轴表面硬化层深占半径13淬硬达心部硬度淬火区（凸缘等）硬度热处理残余半轴表面压应力较进行喷丸处理滚压渡圆角等技术助提高半轴强度
46 半轴花键强度计算
半轴花键处承受载荷较属危险点计算转矩作外剪切挤压应力花键作需进行校核
半轴花键剪切应力
(46)
挤压应力
(47)
式中：
——半轴作转矩
——载荷分布均匀系数计算时取075
——半轴花键外径mm取36mm
——齿数取23
——花键孔径mm取3225mm
——齿宽mm取235mm
——工作长度mm取50mm
代入计算
6791MPa
8511 MPa
作半轴转矩时查阅机械设计手册知半轴花键许切应力许挤压应力
花键符合强度求
47 章结
章容半轴设计计算第说明半轴结构形式选择全浮式半轴第二分析三类载荷工况选择侧力力作工况完成计算第三机械设计手册确定标准驱动半轴进行强度校核
5 驱动桥壳设计
51 驱动桥壳概述
驱动桥壳减速器差速器半轴装配载体[16]整车说支承件传力件
52 驱动桥壳结构方案分析
驱动桥壳结构形式组合式整体式分式
减速器壳桥壳作两体空心梁桥壳整体该结构整体式桥壳该类型桥壳刚度强度高结构简单便减速器调整拆装
整体式桥壳制造工艺选择分铸造式钢板压焊接式钢扩张成形式轿车型载重车中较钢板压焊接式扩张成形式该类型桥壳材料利率高相铸造式轻质量达错刚度强度满足轻量化生产
文选择钢板压焊接式桥壳
53 桥壳静弯曲应力计算
桥壳静载荷计算时两钢板弹簧座间弯矩远2忽略计：
（51）
式中：
——满载工况桥静载荷
——驱动轮轮距B1445m
——板簧座间距s1005m
计算：
图51知钢板弹簧座附出现弯矩值
静弯曲应力：
（52）
式中：
——扭转截面系数
——弯矩处桥壳垂弯曲截面系数
计算
图51 桥壳静弯曲应力计算简图
54 路面击载荷作桥壳强度计算
车辆行驶程中遇坑洼段桥壳受静载荷外时额外产生击载荷动载荷桥壳总弯曲应力计算：
（53）
式中：——静载荷桥壳弯曲应力8845MPa
——动载荷系数载货汽车取25
计算
55 汽车牵引力行驶时桥壳强度计算
受力分析图52示驱动轮受垂反力切反力作时
切反力计算式：
（54）
式中：——发动机转矩180
——车轮滚动半径0289m
——传动系传动效率09
——驱动桥减速
——变速器Ⅰ档传动
计算：
图52 汽车牵引力行驶时桥壳受力分析简图
驱动桥壳钢板弹簧座间垂弯矩计算
1693352 （55）
式中：——车辆变速行驶时质量转移系数12
驱动桥壳水弯矩计算
（56）
桥壳板簧座间受转矩计算：
（57）
式中： ——见式（54）说明
危险截面圆型合成弯矩计算：
（58）
危险截面处合成应力：
（59）
式中：——危险断面处弯曲截面系数
56 汽车紧急制动时桥壳强度计算
受力分析图53示驱动轮受垂反力切反力作时切反力计算式：
图53 汽车紧急制动时桥壳受力分析简图
面驱动车轮制动力
紧急制动时桥壳两钢板弹簧座间垂弯矩水方弯矩分
（510）
（511）
式中：——见式（51）说明
——车辆制动时质量转移系数载重车辆桥取085
——轮胎附着系数取08
桥壳两钢板弹簧外侧部分时承受制动力引起转矩
（512）
紧急制动时桥壳两板簧座附危险断面处合成应力：
（513）
扭转应力：
（514）
满足强度条件
57 章结
章容驱动桥壳强度计算受力分析第简述驱动桥壳结构形式分析较选择整体式第二静弯曲应力作时针情况分进行桥壳强度计算
6结
次毕业设计务容选定风光330汽车作参考车型完成相匹配驱动桥设计计算设计程中参前设计思路机械设计手册完成计算助计算机辅助CATIA软件完成三维建模次设计总结：
a 驱动桥设计减速器差速器驱动半轴驱动桥壳等部件符合型载重汽车条件途设计原：结构简单体积安全质量性价高等选择中央单级式减速器称式圆锥行星齿轮差速器全浮式驱动半桥整体式桥壳
b 次驱动桥设计参数均机械设计手册求仔细计算出完成校核计算符合强度条件计算数计算机利CATIA软件完成零件图装配图绘制根三维模型导出二维图保持形状尺寸致
c 次毕业设计学实践方面提升综合力回顾科期间学汽车构造机械设计等课程容中驱动桥工作原理构造更深理解体会毕业设计期间断修理厂实查阅关资料拓宽知识面提升学力外三维建模程中提升CATIA软件熟练度时毕设期间深刻体会科学期间存缺陷次设计期间发生卡壳现象老师学帮助突破
参考文献
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[24] Accelerated Fatigue Bench Test of Driving Axle Housing Based on FEAInternational Conference on Measuring Technology and Mechatronics Automation200912
谢辞
通两月忙碌学次毕业文设计已接尾声作学生仅次毕业设计验匮乏难免许考虑周全方里衷心感谢指导老师督促指导起学学支持时完成次毕业设计里首先感谢断建议帮助导师您样博学您丰富知识量敏锐思路文极建议文利完成您样蔼亲易您样珍贵学机会您未生道路永远榜样
外感谢学老师四年里风趣讲课方式博学知识深邃思想深刻领悟知识博精深感谢学四年学指导生活帮助
感谢学室友路关心鼓励果没帮助次文完成变异常困难学四年感青春活力关怀鼓励断成长感温暖深爱校园恋恋舍学严谨友善会生学
感谢养育父母私爱求学付出巨牺牲努力未更努力回报
祝家未道路切利长风破浪会时直挂云帆济沧海
附 录
附录1 英文文献
Accelerated Fatigue Bench Test of Driving Axle Housing Based on FEA
Abstract—By conducting static strength analysis fatigue life prediction strain history acquisition and time correlated damage analysis under the FE simulation circumstance the deducted load spectrum for accelerated fatigue bench test of a special construction vehicle driving axle housing was acquired The result of bench test shows that the deducted load spectrum can significantly reduce the test period when accurately preserve damage that the part suffering
Keywordsdriving axle housing FEA fatigue life load spectrum
I PREFACE
Driving axle housing (DAH) is one of the parts mainly bearing loadings in a riding vehicle Considering its complicated geometry and manufacture procedure it’s necessary to be sampled from the product line to conduct a series of strength and fatigue tests to verify its quality
At present there are kinds of special test benches to conduct the fatigue bench test for DAHs[1] In order to simulate the driving loadings accurately the load spectra gauged from real road tests are usually taken as reference (simulation object) during the bench test Taking account the long service life (always longer than 5000h or the corresponding equivalent driving distance) of DAH the bench test would take a very long time if there’s no proper treatment on the gauged spectra possessing the same time period with the part fatigue undergoing which means the test would cost too much to afford
In this paper using the finite element (FE) fatigue analysis and fatigue spectra editing technique MSC FEA software are chosen for providing guidance on the bench test of a construction vehicle (CV) DAH FE modeling fatigue life and key location prediction strain history acquisition as well as time correlated damage (TCD) analysis were conducted The bench test result shows that the analytical methods raised in this paper will significantly shorten the trial period while complying with the principle of damage equivalence
II BASIC PRINCIPLES OF FE FATIGUE ANALYSIS AND TCD
There’s a big diversity in the DAH anticipated life with the different types of vehicle When analyzing the part fatigue life it needs to judge whether highcycle fatigue or lowcyclefatigue is occurring by actual operation situation Different types of fatigue life prediction method should be used to analyze the corresponding types of fatigue[2] The stresslife (SN) method is always used on highcyclefatigue life prediction meanwhile the strainlife (EN or İN) method is generally chosen for lowcyclefatigue life prediction Both the methods usually use the Miner Linear Cumulative Damage theory to estimate fatigue life but the ways they calculate damage are different
The SN method hypothesizes that there’s some kind of correspondence between the fatigue life and the stress otherwise the EN method assumes that the correspondence is between the strain amplitude and fatigue life Material property known as the SN or EN curve is needed when the corresponding method is calculating the damage based on the equation below
l
i
Where l is the amount of load level ni is the amount of load cycles under the level i Ni is the fatigue life under the load level i (check out by the SN or EN curve)and the Dsingle is the damage in one single load sector Assume that the failure occurs when Dsingle accumulates to the value of Df (usually 1) then the prediction life S will be
For FE model the calculations above are based on nodes The predicted lives are different because of the load histories acting on each node are diverse which is convenient for finding the part’s dangerous location whose load history will be taken as subject for the accelerated test oriented load spectra editing
TCD is a widelyused spectra editing method to accelerate the bench test[3] The basic idea of the method is
(1) Take a tiny constant time period as unit then divide the whole load (stress or strain on the subject location already chosen) history into several sects by the unit
(2) Calculate the damage values of each sect plot TCD chart by stringing the values
(3) Set up a threshold damage value remove the sects whose damage values are lower than the threshold Make sure the threshold value is low enough to retain most of the damage that the original spectrum possesses after removing
When the reduced spectrum is used for the bench test the trail period can be shortened because of the reduced length of load history
III DAH FE MODELING AND STATIC STRENGTH ANALYSIS
A DAH of CV is taken as specimen in this paper The FE model was created using MSCPatran with solid tetra elements The model is partially simplified ignoring some small local structures (such as screw holes) Set up the physical properties according to the part’s material (cast steel ZG230450) as listed in table 1
In order to verify the accuracy of the FE model for following fatigue analysis bench test on the real part and analysis on the model had been done for comparison In the light of QCT 5331999 Vehicle Driving Bridge Test Method[4] determined by the design load and its acting position of the rear bridge that the DAH belongs to 52T and 104T bilateral symmetric loadings were imposed on the suspension mountings of the DAH Boundary and loading conditions of the FE model as well as bracing and loading scheme of the bench test are shown in Fig 1
As shown in Fig 1(a) when bench testing spline shafts were assembled at each lateral end of the DAH for bracing and loading transmission path simulating The left spline shaft welded with the bracket whereas the right one didn’t When conducting the FEA boundary condition was set up in line with the bench test as Fig 1(b) shows
Four strain gauges were installed at the locations as shown in Fig 2 to measure the strain (stress) during the bench test The strain of the FE model can be conveniently acquired after FE static strength analysis
The stress contour plot of FE static strength analysis is shown in Fig 3 The stresses (here only take horizontal stresses as account) acquired from bench test and FE analysis are listed in Table 2
The data from Tab 2 indicate that there’s good consistency between the two tests especially at the higher stress point 1 and 4 The accuracy of the finite element model has been verified
TABLE I PHYSICAL PROPERTIES OF ZG230450
Density˄
Kgm3˅
Elastic
Modulus˄
GPa˅
Shear
Modulus˄
GPa˅
Poisson＇s ratio
7830
211
804
0311
TABLE II RESULTS OF STATIC STRENGTH TEST
Unit MPa
Measure point
1#
2#
3#
4#
52T
FEA
3828
689
846
3804
Bench Test
34
6
6
36
104T
FEA
7581
1361
167
7533
Bench Test
70
12
13
75
(a) Bracing and loading scheme of bench test
(b) Boundary and loading condition of FEA
Figure 1 Scheme of vertical static strength test
Figure 2 Locations of measure points
Figure 3 Contour plot of FE static strength analysis
IV FATIGUE LIFE PREDICTION AND STRAIN HISTORY ACQUISITION
Due to the anticipated life of the DAH analyzed is shorter than common ones (600h or less) the EN method was chosen to predict its fatigue life The fatigue properties of ZG230450 are shown in Fig 4 and Fig 5[5] which had already been taken the machining and heat treatment methods into account
Load spectra shown in Fig 6 and Fig 7 were imposed on the left side of the suspension mounting and end respectively which simulate the loadings the part suffering when the vehicle is riding on the road in extremely poor condition at the speed of 40Kmh
Figure 4 Cyclic and monotonic stressstrain curve of ZG230450 Figure 5 StrainLife Curve of ZG230450
Figure 6 Load spectra on suspension mounting Figure 7 Load spectra on lateral end
Figure 8 Distribution plot of the prediction life Figure 9 Installation of SSG
After fatigue analysis the contour plot of the fatigue life distribution shows in Fig 8
As shown in Fig 8 excluding some singular nodes the fatigue dangerous location is on the arm next to the suspension mounting with approximately 1500Km prediction lifespan The strain history at that dangerous location was acquired by using the 45° plane right angle soft strain gauge (SSG) provided by MSCFatigue[6] The installation location and coordinate definition of the SSG are shown in Fig 9 The strain histories in the three ortho directions defined in Fig 9 are shown in Fig 10 which can be used to calculate most equivalent strain (stress) for the consequent TCD process
V ACCELERATED FATIGUE BENCH TEST
The max principle strain history educed from the spectra shown in Fig 10 is chosen for the TCD process The result of TCD is shown in Fig 11 where the upper spectrum is the max principle strain history and the lower one is the damage in the same time period
According to the method presented in the reference paper [7] a program was made to edit the original load spectrum as shown in Fig 6 and Fig 7 On the basis of 99 damage conservation the result of editing is shown in Fig 11 (taking the spectrum shown in Fig 6 as example)
Fig 11 shows the cycle amount is significantly reduced after editing at the ratio of 994 This accelerated ratio is higher than usual (35 in common[8]) due to the particularity of the CV operating environment There’re less load cycles in the original spectrum that can cause significant damage on this CV DAH than on some general civil vehicles
Bench test was done to testify the availability of the methods mentioned in this paper According to QCT 5331999 Vehicle Driving Bridge Test Method and the CV test scheme the reduced spectra as shown in Fig 11 were loaded in the form of 8levels program loading spectra The test environment is shown in Fig 12 Loading spectra were imposed on the suspension mountings bilateral symmetrically
When repeating the loading program to the equivalent distance of 750Km the max vertical displacement reached the value of 21mm far larger than the acceptable value defined by the QCT 5341999 Guideline for Vehicle Driving Bridge Bench Test (15mm m tread) It can be considered the fatigue failure was occurring on the specimen so the test terminated This result of the bench test coincides well with the one of previous FEA as well as the one of real road test (not mentioned in this paper conducted separately)
VI CONCLUSIONS
Generally speaking the FE circumstance in MSC software can be used to do accurate simulation in kinds of strength and fatigue tests of DAH The SSG can be conveniently used just like a real strain gauge to acquire strain history of the fatigue dangerous locations on the part which is critical for fatigue editing After fatigue editing process the loading period of bench tests can be significantly reduced especially for CV The practical value of FEA for conducting fatigue tests of DAH is unveiled by this paper
ACKNOWLEDGMENT
Our thanks are due to the 2nd engineering institution of the General Armaments Department for financial and technical supports
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附录2 英文文献翻译
基 FEA 驱动轴壳体累疲劳台测试
摘：通限元仿真环境静强度分析疲劳寿命预测应变历程采集时间相关损伤分析某工程车辆驱动桥壳加速疲劳台架试验扣载荷谱台架试验结果表明扣载荷谱准确保留零件受损伤前提显著缩短试验周期
关键字驱动轴外壳FEA疲劳寿命载荷谱
Ⅰ前言
驱动桥壳(DAH)车辆承重部件复杂形状制造工艺需生产线取样进行系列强度疲劳试验验证质量
目前种专试验台DAHs[1]进行疲劳台架试验准确模拟行车荷载台架试验通常实测路面试验测荷载谱作参考(模拟象)考虑寿命长(总超5000 h相应等效行驶距离)驱动桥 果没适测试方法具时期测量光谱疲劳接受部分台架试验需长时间 意味着测试花费太负担
文采限元疲劳分析疲劳谱编辑技术选MSCFEA软件某工程车辆台架试验进行指导进行限元建模疲劳寿命关键部位预测应变历史获取时间相关损伤(TCD)分析台架试验结果表明文提出分析方法满足损伤等效原前提显著缩短试验周期
Ⅱ FE疲劳分析TCD基原理
类型交通工具DAH预期寿命样性分析零件疲劳寿命时需根实际运行情况判断高循环疲劳低循环疲劳类型疲劳寿命预测方法分析相应疲劳类型[2]协(s (n)方法总highcyclefatigue寿命预测时strainlife (ENİN)通常选择低循环疲劳寿命预测方法两种方法通常采矿机线性累积损伤理估计疲劳寿命计算损伤方法SN方法假设疲劳寿命应力间存某种应关系否EN方法假定应变振幅疲劳寿命间应关系应方法基方程计算损坏时需称 SN EN 曲线材料属性两种方法通常采矿机线性累积损伤理估计疲劳寿命计算损伤方法
SN方法假设疲劳寿命应力间存某种应关系EN方法假设应变幅值疲劳寿命间存应关系相应方法根式计算损伤时需SNEN曲线材质
中荷载水量第i级荷载循环次数第i级荷载水疲劳寿命(SNEN曲线检验)单荷载扇区损伤假设累积(通常1)时失效预测寿命S
FE模型面计算基节点作节点载荷历史种样预测寿命方便节点载荷历史象进行加速测试型载荷谱编辑时找零件危险部位
TCD种广泛光谱编辑方法加速台架实验[3]该方法基思想(1)微恒定时间周期单位整荷载历史(已选择体位置应力应变)单位划分干段(2)计算组份损伤值绘制TCD图值串起(3)设置阈值损伤值移伤害值低阈值部分确保阈值足够低保留原始频谱具部分损伤简化谱台架试验时缩短载荷历史长度缩短试验周期
Ⅲ DAH限元建模静态强度分析
文CVDAH标限元模型利MSC建立Patran固体利乐元素模型部分简化忽略局部结构(螺孔)根零件材料(铸钢ZG230450)设置物理性表1示
验证限元模型续疲劳分析准确性进行实部台架试验模型分析参QCT 5331999汽车驾驶桥试验方法[4]根DAH属设计荷载桥作位置DAH悬架架体施加52T104T左右称荷载限元模型边界加载条件台架试验支撑加载方案图1示
图1(a)示台架试验时DAH侧端装配花键轴进行支撑加载传递路径模拟左边花键轴托架焊接右边没进行限元分析时根台架试验建立边界条件图1(b)示
图2示安装四应变仪测量台架试验程中应变(应力)通限元静强度分析方便限元模型应变FE静强度分析应力等值线图图3示
台架试验限元分析应力(处仅考虑水应力)表2示表2数出两种测试间致性特高应力点14验证限元模型准确性
Tab2 数表明两测试间具良致性尤高应力点 1 4 处验证限元模型准确性
TABLE I PHYSICAL PROPERTIES OF ZG230450
密度˄
公斤米3
弹性
模组˄
GPa˅
剪切
模组˄
GPa˅
泊森率
7830
211
804
0311
TABLE II RESULTS OF STATIC STRENGTH TEST
单位： MPa
测量点
1#
2#
3#
4#
52T
丑
3828
689
846
3804
工作台测试
34
6
6
36
104T
丑
7581
1361
167
7533
工作台测试
70
12
13
75
(a) 台式测试支撑装载方案
(b) FEA 边界装载条件
图 1垂直静态强度测试方案
图 2测量点位置
图 3FE静态强度分析轮廓图
Ⅳ 疲劳寿命预测应变历史获取
分析DAH预期寿命普通寿命短（600h更少）选择EN方法预测疲劳寿命ZG230450疲劳特性图4图5[5]示已考虑机械宁热处理方法
图6图7示载荷光谱分施加悬架安装末端左侧模拟车辆40Kmh速度行驶时路面行驶时承受载荷
图 4ZG230450 循环单调应力应变曲线图 图5 ZG230450 应变寿命曲线
图 6悬架安装负载光谱图 图 8预测寿命分布图
图7侧端负载光谱 图 9安装 SSG
疲劳分析图8显示疲劳寿命分布轮廓图
图8示排奇异节点疲劳危险位置位悬架安装旁边手臂预测寿命约1500Km该危险位置应变历史记录MSC提供45°面直角软应变片（SSG）获疲劳[6]SSG安装位置协调定义图9示图10中示图10中定义图9中定义三正交方应变历史计算TCD程数等价出应变（应力）
V加速疲劳台架试验
图10示波谱中应变历史TCD程选择TCD结果图11示面谱应变历史面谱时间损伤根参考文献[7]中出方法编制程序原始载荷谱进行编辑图6图7示99损伤守恒基础编辑结果图11示(图6频谱例)5331999车辆Driving桥测试方法CV测试方案图11示减光谱8级程序加载光谱形式加载测试环境图 12 示装载光谱称施加悬架安装
装载程序重复 750Km 等效距离时垂直排量达 21mm 值远高QCT 5341999 车辆驾驶桥台台 T标准（15mmm 胎面）定义接受值认试样发生疲劳障图11出编辑循环量明显减少率994CV工作环境特殊性加速通常(般[8]35)高普通民车辆相原始频谱中够造成严重损害载荷循环更少通台架试验验证该方法效性根QCT 5331999车辆驾驶台试验方法CV试验方案图11示简化谱8级程序加载谱形式加载测试环境图12示加载谱称施加悬架重复加载程序等效距离750Km时垂直位移达21mm远QCT 543 1999车辆驾驶台试验导(15mm m胎面)规定接受值认试件发生疲劳破坏试验终止该台架试验结果前限元分析结果实际道路试验结果(文未提单独进行)吻合较
VI 结
般说MSC软件中限元环境DAH进行种强度疲劳试验精确模拟SSG真实应变仪样方便获取零件疲劳危险部位应变历史疲劳编辑关键疲劳编辑台架试验加载周期明显缩短尤CV文揭示限元分析DAH疲劳试验中实价值
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摘
驱动桥功加转矩减速时驱动桥够分担路面传递车身作力整车属性息息相关载重汽车说驱动桥性优劣更关键现代载重汽车驱动桥研究方偏单级减速驱动桥原该设计传动效率较高[1]
次毕业设计务目标完成设计风光330汽车驱动桥文首先简单驱动桥组成特点进行介绍然通网查阅资料获设计车型参数查阅机械设计手册完成驱动桥部件设计计算进行强度校核计算完成助CATIA软件构造三维模型然导出二维图
通分析类结构驱动桥特点文决定采取中央单级减速结构类型驱动桥构造简单制造工艺难度较低性价极高优点齿轮选择方面文选择传动效率较高弧齿锥齿轮
关键词：驱动桥弧齿锥齿轮CADCATIA
Drive axle design of Dongfeng Fengshui 330 automobile
Abstract
The basic function of The driving axle is to increase the torque transmitted from the transmission shaft or directly from the transmission distribute the torque to the left and right driving wheels and make the left and right driving wheels have the differential function required by the vehicle driving kinematics at the same time the driving axle also bears the vertical force longitudinal force and transverse force and momentThrough consulting relevant data the research direction of the modern truck drive axle is mainly inclined to the singlestage deceleration drive axle because the design has higher transmission efficiency
The task goal of this graduation project is to complete the design of the scenic 330 automobile drive axle Firstly this paper introduces the composition and characteristics of the drive axle Then the parameters of the designed vehicle type are obtained by consulting the data on the Internet Consult the mechanical design manual to complete the design and calculation of the main parts of the drive axle and carry out the strength checkAfter the calculation the CATIA software is used to construct the 3d model and then the 2d graph is derived
By analyzing the characteristics of driving axle of various structures this paper decides to adopt the central singlestage deceleration structure This type of driving axle has the advantages of simple structure and low manufacturing process difficulty so it is high costperformance In terms of gear selection thepaper chooses the bevel gear with higher transmission efficiency
Key Words：Drive axle Spiral bevel gear CAD CATIA
目 录
第 1 章 前言 1
11 课题研究目意义 1
12 国外研究现状 2
13 文研究容 2
第 2 章 减速器设计 4
21 驱动桥概述 4
22 减速计算 4
23 减速器结构形式 6
24 确定减速齿轮计算载荷 9
25 选择减速器齿轮参数 10
26 减速器螺旋锥齿轮尺寸计算 13
27 减速器螺旋锥齿轮强度计算 14
28 减速器轴承计算 18
29 章结 22
第 3 章 差速器设计 23
31 差速器作 23
32 称式圆锥行星齿轮差速器结构 23
33 差速器齿轮基参数选择 24
34 差速器齿轮计算 26
35 差速器齿轮强度计算 28
36 章结 29
第 4 章 驱动半轴设计 30
41 驱动半轴介绍 30
42 全浮式半轴计算载荷 31
43 全浮式半轴结构设计 32
44 全浮式半轴强度计算 32
45 半轴结构设计材料热处理 33
46 半轴花键强度计算 34
47 章结 35
第 5 章 驱动桥壳设计 36
51 驱动桥壳概述 36
52 驱动桥壳结构方案分析 36
53 桥壳静弯曲应力计算` 36
54 路面击载荷作桥壳强度计算 38
55 汽车牵引力行驶时桥壳强度计算 38
56 汽车紧急制动时桥壳强度计算 40
57 章结 42
结 43
致谢 44
参考文献 45
1 前言
11 课题研究目意义
车辆发动机转矩通驱动桥放分配两端驱动轮保证车辆运动程中两轮需差速作时驱动桥起承载作分担路面传递车身作力力矩
车辆驱动桥设计程中需机械零件种类繁技术样着现代机械制造技术断发展结构更加简单制造成更低廉零部件出现驱动桥设计提供相助力次设计完成风光330汽车汽车驱动桥回顾科期间学汽车构造机械设计等课程容丰富实践验驱动桥传统设计方式更建立生产验通力学分析数学计算许验公式进行设计通查阅设计手册完成着科学技术发展计算机出现设计提供帮助设计计算快速化精密化前进
12 国外研究现状
汽车工业国工业济中占相成分尤表现东北区重工业方面着国济断发展家家户户汽车已遥梦汽车民生活中发挥着重作济建设角度说国家早期工业扶持汽车行业发展直居领先位国机械工业领域中汽车行业发展始终优方面国口众车辆需求影响素分开外国发达国家工业水然差距较年汽车零部件进口量较尤例驱动桥等重部件顶尖科研水差距较现国国产驱动桥较笨重仅成高性相较差性价高国采类设计方法设计程中验居该设计方式较保守利改进设计提高性成降低研究程度深驱动桥研究领域中轻量化研究方仅利降低耗材成车辆负载分配动载减少汽车稳定性提升帮助
载重汽车说驱动桥设计汽车性安全性核心确保车辆安全味轻量化发展绝取中兼顾两者实现衡研究关键次轻型载重汽车驱动桥设计研究希够国驱动桥设计提供帮助
13 文研究容
文通网查阅资料获风光330汽车轻型载重货车参数完成驱动桥桥设计计算校核助CATIA软件根计算数进行建模
建立相科学完善设计方案方收集资料分析终出相符合实际情况设计方案次驱动桥设计流程：
a 解国外驱动桥研究现状重点学设计思路未研究方市场占等信息鉴前成果确定次设计方案
b 通实询问老师网络查询收集资料阅读知网文献等手段调查获取关驱动桥设计信息新研究成果
c 完成数计算：设计方案选定车型参数完成计算减速器差速器传动机构桥壳结构形式参数
d 构造CATIA三维模型：部分计算结果助计算机构造驱动桥零件完成装配模型导出二维图纸
2 减速器设计
21 驱动桥概述
汽车驱动桥动桥统称车桥车辆驱动桥保证车辆运动程中两轮需差速作时驱动桥起承载作分担路面传递车身作力力矩部件减速器差速器传动机构驱动桥壳等
设计时应遵循原：
a 首先选定减速确保车辆运行常工况动力性济性达 佳状态
b 整体尺寸量确保车辆面距离足够符合通性
c 包括齿轮部分传动件运转稳
d 传动效率高
e 制造工艺难度量低量采简单结构时兼顾期维护
f 保证路面传导车身力力矩破坏衡驱动桥需符合刚度条件强度条件轻量化方发展设计时考虑质量较轻结构抵抗坑洼段击应着重减轻簧质量保证车辆行驶稳定性
g 驱动桥属传动系设计时需考虑工作时否悬架导机构匹配
22 减速计算
减速器设计中减速选择十分重
表21 基参数表
名称
数值
满载质量t
16
驱动形式
4×2
轮胎规格
18565R14
滚动半径m
0289
发动机转矩转速rmin
1805000
发动机功率kw转速rmin
856000
高车速kmh
165
变速器传动
48
1
高车速高功率足选择时般值110~125计算式21：
(21)
式中：
——分动器传动 1
——车轮滚动半径0289
——高档传动1
——发动机功率转速6000
计算文选取354~496取5113392
23 减速器结构形式
减速器设计中选取齿轮种类动轮支承结构设计致减速方式选取等划分出种分类
231 减速器齿轮类型
减速器常见齿轮类型蜗轮蜗杆弧齿锥齿轮圆柱齿轮双曲面齿轮等
表22 弧齿锥齿轮准双曲面齿轮
弧齿锥齿轮
双曲面齿轮
特点
较底
提高30
抗弯强度
良
优
运转稳性
较底
高
接触强度
滑动速度
强
较弱
抗胶合力
约99
约96
效率
齿轮轴力
齿轮轴力
轴承负荷
取决支撑刚度刀盘直径
左
安装误差敏感性
普通润滑油
种添加剂特种润滑油
润滑油
次设计选定弧齿锥齿轮作传动齿轮
232 减速器减速形式
车辆类型运行工况驱动桥面距离等素设计减速器减速形式时需考虑素传动驱动桥布置形式数量样影响[8]
a中央单级减速器
该类型减速器构造相复杂进获低质量体积特点制造工艺难度低制造成较廉价性价高现常见车辆双曲面齿轮单弧齿锥齿轮该类型减速器常选齿轮
b双级减速器
顾名思义相单级该类型两级齿轮构造减速器般适更传动驱动桥通常缺点体积部组成复杂质量更重成高昂见重型车
c双级贯通式减速器
重型车辆驱动桥设计中时会采桥结构时应选择较传动相应选取双级贯通式减速器
d双速减速器
该类型减速器特点搭配两种传动减速器部齿轮组合变化带发动机运转功率车辆行驶工况档传动减速器高低档选择影响素路况复杂车辆满载时阻力较通常选定传动利降低换挡次数车辆载荷较轻路况良时适传动
设计采中央单级减速器进行设计
233 减速器动锥齿轮支承方案
图21 动锥齿轮跨置式 图22 动锥齿轮悬臂式支承形式
图23 动锥齿轮支撑形式
支承方案选择图212223
中跨置式组成轴承安装锥齿轮两端该结构设计特点提升支承刚度分担载荷轴承受力减利啮合方面优悬臂式该结构形式布置相紧凑外廓尺寸相安装端轴颈轴承间隔减少齿轮轴长度该结构缺点必须安装轴承座结构相复杂尺寸较造价成较高尺寸问题导致动轮余隙导轴拆装难度较
相较跨置式悬臂式适转矩减速器优点结构组成复杂缺点刚度足
次设计较分析选择悬臂式支撑方案[9]
24 确定减速齿轮计算载荷
241 动锥齿轮计算转矩
低挡传动发动机转矩计算式
(22)
式中：
—计算转矩
—发动机转矩 180
—猛接离合器产生动载系数1
—变速器传动 48
—计算驱动桥数1
—减速器传动392
—液力变矩器变矩系数1
—变速器传动效率取09
242 动锥齿轮计算转矩
驱动轮滑转矩计算式
·m2 (23)
式中：
——驱动桥满载条件路面负荷桥载荷1600×98×06N
——车轮滚动半径0289m
——轴负荷加速度达高值条件转移系数取12
——轮胎附着系数普通轮胎 085越野轮胎10防滑轮胎125
——传动效率传动取096轮边减速器取10
均计算转矩计算：
476754（）
式中：——汽车满载总重N
——牵引挂车满载总重N仅牵引车取0
——道路滚动阻力系数通常取0015～0020取 0016
——汽车正常时均爬坡力系数通常取005～009取0085
——汽车性系数取0
25 减速器齿轮参数选择
251 动齿轮齿数
齿数选择时应遵循列原：
a 商应理数确保磨合
b 动轮齿数等40保证满足弯曲强度条件合适齿面重合度
c 时齿轮啮合稳定采商车通常
d 确保驱动桥面距离足够较时通常取
取13 51 符合
252 动锥齿轮端分度圆直径端面模数
取值应保持适中会导致桥壳外廓尺寸影响面距离加差速器拆装难度减安装空间查阅机械设计手册式计算：
4272~5696mm (24)
——模数系数取值区间03～04
——计算转矩
初选55mm
(25)
2805mm
253 动锥齿轮齿面宽
取值应等节锥距03倍验公式0155时须符合次设计选择弧齿锥齿轮通常取11倍
015544mm
1148mm
254 中点螺旋角
螺旋角齿宽改变端逐渐增加
中点螺旋角相齿轮传动稳性强度时啮合数增增中点螺旋角取值区间35°～40°减轴力次设计取35°
255 螺旋方
通常选择锥齿轮左旋锥齿轮右旋
256 法压力角
次设计选择弧齿锥齿轮常见取值20°225°次设计选择20°
26 减速器螺旋锥齿轮尺寸计算
表23 减速器齿轮尺寸计算表
序号
项 目
计 算 结 果
计 算 公 式
1
动齿轮齿数
13
2
动齿轮齿数
51
3
模数
55
4
工作齿高
5
全齿高
h10384
6
齿面宽
48
44
b
7
法压力角
20°
8
轴交角
∑90°
∑
9
节锥角
982°
8018°
arctan
90°
10
节圆直径
715
2805
11
齿顶高
6756mm
1034mm
12
齿根高
3628mm
7790mm
13
径间隙
c1034
c
14
周节
t1728
15
齿根角
1432°
3073°
16
根锥角
8388°
71107°
17
面锥角
12893°
81612°
18
齿侧间隙
04mm
B0305～0406
19
螺旋角
35°
27 减速器螺旋锥齿轮强度计算
初步设计减速器齿轮完成计算保证强度符合条件检验耐磨性减速器否工作进行校核
271 单位齿长圆周力
式计算：
Nmm (26)
式中：
P——单位齿长受圆周力(1)(2)两种情况计算
——齿面宽
F ——齿轮受圆周力N
a 驱动轮滑转矩计算：
(27)
式中：
——满载工况桥静载荷
——轮胎附着系数： 085
——轴负荷加速度工况转移系数12
——车轮滚动半径：0289m
——传动效率：09
——传动：1
——齿宽：44mm
——动齿轮分度圆直径：2805mm
计算P 449407Mpa<[p]1429MPa
b 发动机转矩计算：
(28)
式中：
——变速器档传动48
——动齿轮分度圆直径：715mm
——发动机转矩次设计取180
计算式：
503497MPa<[P]满足校核
齿轮表面耐磨性合格
272 锥齿轮轮齿齿根弯曲应力：
(29)
式中：
——齿轮计算转矩动齿轮(5113)动齿轮
——载系数
——尺寸系数
——质量系数
——齿面载荷分配系数悬臂式结构k11
——弯曲应力综合系数齿轮＝033齿轮＝038
——端分度圆直径 715mm 2805mm
——齿轮齿面宽 48mm 44mm
计算齿轮弯曲强度计算
动齿轮：<700MPa
动齿轮：<700MPa
计算齿轮弯曲强度计算
动齿轮：<2109MPa
动齿轮：<2109MPa
273 锥齿轮轮齿齿面接触应力：
(210)
式中：
——锥齿轮齿面接触应力
——动轮端分度圆直径
——齿轮齿面宽较值b44mm
——弹性综合系数取2326
——齿面品质系数取10
——动轮计算转矩
——齿面接触强度系数查表知0195
——尺寸系数
见式(29)
代入计算：
动齿轮：1016587MPa≤[]2800MPa校核轮齿接触强度满足
动齿轮：412980MPa≤[]1750MPa校核轮齿接触强度满足
28 减速器轴承计算
首先选定轴承型号选择时应考虑减速器尺寸根工作条件承受载荷校核轴承寿命否达标确定载荷时需考虑齿轮受力情况进行分析轴力圆周力径力计算轴承反力
281 锥齿轮齿面作力
齿面宽中点圆周力P计算
(211)
式中：
——该齿齿面宽中点分度圆直径
动齿轮齿面宽中点分度圆直径
动齿轮齿面宽中点分度圆直径
——齿轮受转矩动齿轮量转矩表示
注：车辆运行时变速器处断变化状态齿轮工作转矩恒定查阅资料实验疲劳损伤轴承破坏形式通常采量转矩代入计算计算式：
(212)
式中：
——变速器传动483242191481——变速器ⅠⅡ…Ⅴ档率1％3％5％16％75％
——变速器处ⅠⅡⅤ档时发动机转矩利率50％60％70％70％60％
代入P7130N
282 锥齿轮轴力径力
动齿轮左螺旋方时针：
41596（N） （213）
42024（N） （214）
动齿轮右螺旋：
42024（N） （215）
41596（N） （216）
式中：——动齿轮面锥角12893°动齿轮根锥角77107°
——法压力角20°
283 减速器锥齿轮轴承载荷计算
选择悬臂式作动齿轮支承方式动齿轮骑马式
轴承AB径载荷计算
（217）
（218）
41596N 42024Na67mm b42mmc109mmd1m715mmP7130N计算
A径力448876N
B径力1248474N
a 轴承A
选择HR32206J结构圆锥滚子查表知额定动载荷518KN e038 Y16
图24圆锥滚子轴承动载荷计算表
图参数代入计算：
量动载荷P04×448876+16×415968450864N轴承额定寿命
（219）
式中：
——载荷系数取12
——温度系数取10
——寿命指数103
计算23×108
次驱动桥设计轮边减速器动齿轮轴承计算转速计算(均速取35kmh)：
动齿轮计算转速
代入计算轴承额定寿命：
设10W公里进行次车辆修预期寿命时长：
(220)
轴承达标
b 轴承B
选择HR32207J结构圆锥滚子查表知额定动载荷705KN e038Y16
代入计算量动载荷P108895N
理计算：
轴承达标
动齿轮轴承C D
选择HR32911JR结构圆锥滚子查表知额定动载荷446KN方式校核达标
29 章结
章网查阅资料选定车型参数完成减速器设计计算校核等
3 差速器设计
31 差速器作
实际行驶程中轮胎差路况差行驶轨迹等素左右车轮通常相时间总路程致汽车运动学求采单根整体车轮驱动轴结构传递动力左右轮转速相总路程条件符合运动学原理容易导致车轮滑移甚滑转降低转时安全系数例：车辆直行时路面非完全整垂直度相会导致车轮路程致车辆转时外侧车轮转弯半径侧外车辆左右侧负荷轮胎气压磨损制造误差等素长时间行驶会导致该情况发生会产生许负面影响轮胎磨损燃料功率额外消耗车轮轴负载重等等减缓该情况带弊端设计时通常加装差速器车辆两驱动轮确保路况行驶条件车轮够速度旋转符合汽车运动学称锥齿轮式差速器[12]次设计选择结构
32 称式圆锥行星齿轮差速器结构
图31该结构优点结构组成相复杂制造难度较低工作稳定性具高性价市场应广阔
通常情况减速器动齿轮处安装差速器壳设计尺寸时时拆装差速器影响素相应差速器外廓尺寸宜需减速器动齿轮相配
图31 称式圆锥行星齿轮差速器
33 差速器齿轮基参数选择
331 行星齿轮数n
车型负载行星齿轮数n取值通常24次设计选定车型轻型载重汽车负载程度中等取
332 行星齿轮球面半径
差速器负载力结构尺寸决定时锥齿轮节锥距相关查机械设计手册式：
(31)
式中：
T——计算转矩
——行星齿轮球面半径系数取值区间次设计n4
代入计算35890~42584mm取RB39mm设节锥距38mm
333 选择行星齿轮半轴齿轮
模数较时齿轮强度更高齿数会相应增加导致齿轮尺寸偏需选择合适齿数验知半轴齿轮行星齿轮齿数关系常见差速器中Z1≥1025>Z2>14确保差速器安装准确差速器设计时需半轴齿轮轴线受行星齿轮均匀环绕两侧半轴齿轮齿数应行星齿轮齿数整数倍
(32)
式中：
m——正整数
——左右半轴齿轮齿数次设计采称式相等
n——行星齿轮数目
10 18 满足求
334 计算圆锥齿轮模数半轴齿轮节圆直径
行星齿轮半轴齿轮节锥角计算：
(33)
圆锥齿轮端端面模数m计算：
(34)
查表m35mm
335 压力角
少部分总质量较重型车辆保证齿轮满足负载情况压力角25°数车型选择设计
336 行星齿轮安装孔直径深度L
确保装配利值齿轮轴外尺寸相等样深度L齿轮轴支承长度二者关系验公式：
(35)
(36)
(37)
式中：
——差速器传递转矩
——行星齿轮支承面中点锥顶距离mm半轴齿轮齿面宽中点处直径
n——行星齿轮数
——支承面许挤压应力取98 MPa
计算
34 差速器齿轮计算
表31汽车差速器直齿锥齿轮尺寸计算表
项目
计算结果
计算公式
行星齿轮齿数
Z1>10应量取值
半轴齿轮齿数
模数
m35
m
齿面宽
11mm
b(025～030)
全齿高
6309
工作齿高
56 mm
轴交角
90°
压力角
225°
节圆直径
d135mm d263mm
d1mz1 d2mz2
周节
t109956mm
t31416mm
节锥角
节锥距
3603mm
A
径间隙
c0709mm
齿顶高
ha13695mm
ha21905mm
齿根高
hf12563mm
hf24353mm
hf11788mha1 hf21788mha2
齿根角
4069° 6889°
根锥角
24986°
54056°
面锥角
35944°
65014°
节圆顶点齿轮外缘距离
mm
mm
外圆直径
4146mm
6485mm
齿侧间隙
B0250mm
B0102~0152 mm
理弧齿厚
906 mm
351 mm
35 差速器齿轮强度计算
车辆行驶程中左右轮时出现行驶路程情况转弯出现滑时差速器始终处工作状态啮合运动较少差速器齿轮破坏形式弯曲破坏弯曲强度计算完成校核轮齿弯曲强度计算式：
(38)
式中：
T——单半轴齿轮受单行星齿轮转矩
n——行星齿轮数n4
——半轴齿轮齿数18
——载荷分配系数取10
——尺寸系数0609
——质量系数10
——超载系数10
m——模数35
F——齿面宽11mm
J——齿轮弯曲应力总系数0225
弯曲强度代入计算： 967542 MPa<[]980 Mpa符合强度求
疲劳强度代入计算： 159676 MPa<[]2109 Mpa符合强度求
差速器齿轮制造工艺求精度等级低通常选择精锻材料选择方面目前市面常：20CrMnTi22CrMnMo20CrMo20CrMoTi
36 章结
章容差速器设计计算第说明差速器工作原理重点介绍称式圆锥行星齿轮差速器第二计算差速器参数齿轮尺寸第三机械设计手册确定标准差速器进行强度校核
4 驱动半轴设计
41 驱动半轴介绍
差速器转矩通传动机构传递车轮驱动桥传动部件断开式非断开式分该传动机构属车辆传动系组成末端中断开式万传动装置非断开式常部件驱动半轴
驱动半轴全浮式半浮式34浮式3类区3类半轴支承形式
全浮式半轴目前市面常见半轴结构承受弯矩反力作负载仅转矩种结构形式半轴外端两轴承支承桥壳半轴套轮毂相联优点拆装容易期维修便利拆卸方法松开半轴凸缘螺栓取出半轴时车辆支承力桥壳车轮承担[14]该类型半轴常见中型载重汽车
34浮式半轴驱动桥壳半轴套端部仅安装轴承车轮相连连接方式螺钉轮彀处半轴端部凸缘处全浮式相车轮受路面作力力矩传递半轴完全车外适轻型载重汽车
半浮式半轴结构简单负载情况34浮式类似载荷传递完全负载较结构形式套外端半轴支撑轴承插孔该形式半轴常见车
较分析次设计选择全浮式半轴
42 全浮式半轴计算载荷
文知该结构半轴仅转矩作载荷计算：
式中转矩附着力计算
a 附着力计算
(41)
式中：
——车辆变速时质量转移系数取值区间取12
——轮胎附着系数取085
计算
b 发动机转矩计算
(42)
式中：
——轮胎滚动半径0289m
——差速器转矩分配系数普通圆锥行星齿轮差速器取06
——传动系低挡传动
——汽车传动效率计算时取1取09
——发动机转矩180N·m
根式
43 全浮式半轴结构设计
a 全浮式半轴杆部直径初选式初步选取
(43)
计算
满足强度条件取24mm
b 半轴段满足强度相等设计时花键底径应稍杆部直径
c 应力集中导致扭转疲劳半轴破坏形式应注意半轴结构中渡部分杆部花键连接处凸缘杆部连接处等圆角处理加半径减应力集中
d 计算杆部直径较时结构设计程中考虑花键连接两端
e 驱动半轴驱动桥核心部件设计时应考虑熔丝作余零部件先损坏易发生危险驱动桥余零件强度等级必须半轴杆部
44 全浮式半轴强度计算
441 半轴扭转切应力
(44)
式中：——半轴扭转应力MPa
d——半轴杆部直径24mm
T——半轴计算转矩
计算511119MPa符合强度条件
442 半轴扭转角
半轴扭转角
(45)
式中：
——半轴长度700mm
——弹性剪切模量209000Nmm4
——作半轴转矩
——横截面极惯性矩44862191mm单位转角范围验证符合
45 半轴结构设计材料热处理
半轴段满足强度相等设计时花键底径应稍杆部直径花键齿数增加汽车负载情况取值区间10~18齿键槽深度应相应减应力集中导致扭转疲劳半轴破坏形式应注意半轴结构中渡部分圆角处理加半径减应力集中[15]
调查市面常见驱动半轴制造材料含铬中碳合金钢40Cr40CrMoA35CrMnTi40CrMnSi40CrMnMo35CrMnSi等
次半轴设计材料选择40强化半轴疲劳强度静强度选择中频高频感应淬火技术材料进行热处理够效幅提高疲劳强度该热处理半轴表面硬化层深占半径13淬硬达心部硬度淬火区（凸缘等）硬度热处理残余半轴表面压应力较进行喷丸处理滚压渡圆角等技术助提高半轴强度
46 半轴花键强度计算
半轴花键处承受载荷较属危险点计算转矩作外剪切挤压应力花键作需进行校核
半轴花键剪切应力
(46)
挤压应力
(47)
式中：
——半轴作转矩
——载荷分布均匀系数计算时取075
——半轴花键外径mm取36mm
——齿数取23
——花键孔径mm取3225mm
——齿宽mm取235mm
——工作长度mm取50mm
代入计算
6791MPa
8511 MPa
作半轴转矩时查阅机械设计手册知半轴花键许切应力许挤压应力
花键符合强度求
47 章结
章容半轴设计计算第说明半轴结构形式选择全浮式半轴第二分析三类载荷工况选择侧力力作工况完成计算第三机械设计手册确定标准驱动半轴进行强度校核
5 驱动桥壳设计
51 驱动桥壳概述
驱动桥壳减速器差速器半轴装配载体[16]整车说支承件传力件
52 驱动桥壳结构方案分析
驱动桥壳结构形式组合式整体式分式
减速器壳桥壳作两体空心梁桥壳整体该结构整体式桥壳该类型桥壳刚度强度高结构简单便减速器调整拆装
整体式桥壳制造工艺选择分铸造式钢板压焊接式钢扩张成形式轿车型载重车中较钢板压焊接式扩张成形式该类型桥壳材料利率高相铸造式轻质量达错刚度强度满足轻量化生产
文选择钢板压焊接式桥壳
53 桥壳静弯曲应力计算
桥壳静载荷计算时两钢板弹簧座间弯矩远2忽略计：
（51）
式中：
——满载工况桥静载荷
——驱动轮轮距B1445m
——板簧座间距s1005m
计算：
图51知钢板弹簧座附出现弯矩值
静弯曲应力：
（52）
式中：
——扭转截面系数
——弯矩处桥壳垂弯曲截面系数
计算
图51 桥壳静弯曲应力计算简图
54 路面击载荷作桥壳强度计算
车辆行驶程中遇坑洼段桥壳受静载荷外时额外产生击载荷动载荷桥壳总弯曲应力计算：
（53）
式中：——静载荷桥壳弯曲应力8845MPa
——动载荷系数载货汽车取25
计算
55 汽车牵引力行驶时桥壳强度计算
受力分析图52示驱动轮受垂反力切反力作时
切反力计算式：
（54）
式中：——发动机转矩180
——车轮滚动半径0289m
——传动系传动效率09
——驱动桥减速
——变速器Ⅰ档传动
计算：
图52 汽车牵引力行驶时桥壳受力分析简图
驱动桥壳钢板弹簧座间垂弯矩计算
1693352 （55）
式中：——车辆变速行驶时质量转移系数12
驱动桥壳水弯矩计算
（56）
桥壳板簧座间受转矩计算：
（57）
式中： ——见式（54）说明
危险截面圆型合成弯矩计算：
（58）
危险截面处合成应力：
（59）
式中：——危险断面处弯曲截面系数
56 汽车紧急制动时桥壳强度计算
受力分析图53示驱动轮受垂反力切反力作时切反力计算式：
图53 汽车紧急制动时桥壳受力分析简图
面驱动车轮制动力
紧急制动时桥壳两钢板弹簧座间垂弯矩水方弯矩分
（510）
（511）
式中：——见式（51）说明
——车辆制动时质量转移系数载重车辆桥取085
——轮胎附着系数取08
桥壳两钢板弹簧外侧部分时承受制动力引起转矩
（512）
紧急制动时桥壳两板簧座附危险断面处合成应力：
（513）
扭转应力：
（514）
满足强度条件
57 章结
章容驱动桥壳强度计算受力分析第简述驱动桥壳结构形式分析较选择整体式第二静弯曲应力作时针情况分进行桥壳强度计算
6结
次毕业设计务容选定风光330汽车作参考车型完成相匹配驱动桥设计计算设计程中参前设计思路机械设计手册完成计算助计算机辅助CATIA软件完成三维建模次设计总结：
a 驱动桥设计减速器差速器驱动半轴驱动桥壳等部件符合型载重汽车条件途设计原：结构简单体积安全质量性价高等选择中央单级式减速器称式圆锥行星齿轮差速器全浮式驱动半桥整体式桥壳
b 次驱动桥设计参数均机械设计手册求仔细计算出完成校核计算符合强度条件计算数计算机利CATIA软件完成零件图装配图绘制根三维模型导出二维图保持形状尺寸致
c 次毕业设计学实践方面提升综合力回顾科期间学汽车构造机械设计等课程容中驱动桥工作原理构造更深理解体会毕业设计期间断修理厂实查阅关资料拓宽知识面提升学力外三维建模程中提升CATIA软件熟练度时毕设期间深刻体会科学期间存缺陷次设计期间发生卡壳现象老师学帮助突破
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[24] Accelerated Fatigue Bench Test of Driving Axle Housing Based on FEAInternational Conference on Measuring Technology and Mechatronics Automation200912
谢辞
通两月忙碌学次毕业文设计已接尾声作学生仅次毕业设计验匮乏难免许考虑周全方里衷心感谢指导老师督促指导起学学支持时完成次毕业设计里首先感谢断建议帮助导师您样博学您丰富知识量敏锐思路文极建议文利完成您样蔼亲易您样珍贵学机会您未生道路永远榜样
外感谢学老师四年里风趣讲课方式博学知识深邃思想深刻领悟知识博精深感谢学四年学指导生活帮助
感谢学室友路关心鼓励果没帮助次文完成变异常困难学四年感青春活力关怀鼓励断成长感温暖深爱校园恋恋舍学严谨友善会生学
感谢养育父母私爱求学付出巨牺牲努力未更努力回报
祝家未道路切利长风破浪会时直挂云帆济沧海
附 录
附录1 英文文献
Accelerated Fatigue Bench Test of Driving Axle Housing Based on FEA
Abstract—By conducting static strength analysis fatigue life prediction strain history acquisition and time correlated damage analysis under the FE simulation circumstance the deducted load spectrum for accelerated fatigue bench test of a special construction vehicle driving axle housing was acquired The result of bench test shows that the deducted load spectrum can significantly reduce the test period when accurately preserve damage that the part suffering
Keywordsdriving axle housing FEA fatigue life load spectrum
I PREFACE
Driving axle housing (DAH) is one of the parts mainly bearing loadings in a riding vehicle Considering its complicated geometry and manufacture procedure it’s necessary to be sampled from the product line to conduct a series of strength and fatigue tests to verify its quality
At present there are kinds of special test benches to conduct the fatigue bench test for DAHs[1] In order to simulate the driving loadings accurately the load spectra gauged from real road tests are usually taken as reference (simulation object) during the bench test Taking account the long service life (always longer than 5000h or the corresponding equivalent driving distance) of DAH the bench test would take a very long time if there’s no proper treatment on the gauged spectra possessing the same time period with the part fatigue undergoing which means the test would cost too much to afford
In this paper using the finite element (FE) fatigue analysis and fatigue spectra editing technique MSC FEA software are chosen for providing guidance on the bench test of a construction vehicle (CV) DAH FE modeling fatigue life and key location prediction strain history acquisition as well as time correlated damage (TCD) analysis were conducted The bench test result shows that the analytical methods raised in this paper will significantly shorten the trial period while complying with the principle of damage equivalence
II BASIC PRINCIPLES OF FE FATIGUE ANALYSIS AND TCD
There’s a big diversity in the DAH anticipated life with the different types of vehicle When analyzing the part fatigue life it needs to judge whether highcycle fatigue or lowcyclefatigue is occurring by actual operation situation Different types of fatigue life prediction method should be used to analyze the corresponding types of fatigue[2] The stresslife (SN) method is always used on highcyclefatigue life prediction meanwhile the strainlife (EN or İN) method is generally chosen for lowcyclefatigue life prediction Both the methods usually use the Miner Linear Cumulative Damage theory to estimate fatigue life but the ways they calculate damage are different
The SN method hypothesizes that there’s some kind of correspondence between the fatigue life and the stress otherwise the EN method assumes that the correspondence is between the strain amplitude and fatigue life Material property known as the SN or EN curve is needed when the corresponding method is calculating the damage based on the equation below
l
i
Where l is the amount of load level ni is the amount of load cycles under the level i Ni is the fatigue life under the load level i (check out by the SN or EN curve)and the Dsingle is the damage in one single load sector Assume that the failure occurs when Dsingle accumulates to the value of Df (usually 1) then the prediction life S will be
For FE model the calculations above are based on nodes The predicted lives are different because of the load histories acting on each node are diverse which is convenient for finding the part’s dangerous location whose load history will be taken as subject for the accelerated test oriented load spectra editing
TCD is a widelyused spectra editing method to accelerate the bench test[3] The basic idea of the method is
(1) Take a tiny constant time period as unit then divide the whole load (stress or strain on the subject location already chosen) history into several sects by the unit
(2) Calculate the damage values of each sect plot TCD chart by stringing the values
(3) Set up a threshold damage value remove the sects whose damage values are lower than the threshold Make sure the threshold value is low enough to retain most of the damage that the original spectrum possesses after removing
When the reduced spectrum is used for the bench test the trail period can be shortened because of the reduced length of load history
III DAH FE MODELING AND STATIC STRENGTH ANALYSIS
A DAH of CV is taken as specimen in this paper The FE model was created using MSCPatran with solid tetra elements The model is partially simplified ignoring some small local structures (such as screw holes) Set up the physical properties according to the part’s material (cast steel ZG230450) as listed in table 1
In order to verify the accuracy of the FE model for following fatigue analysis bench test on the real part and analysis on the model had been done for comparison In the light of QCT 5331999 Vehicle Driving Bridge Test Method[4] determined by the design load and its acting position of the rear bridge that the DAH belongs to 52T and 104T bilateral symmetric loadings were imposed on the suspension mountings of the DAH Boundary and loading conditions of the FE model as well as bracing and loading scheme of the bench test are shown in Fig 1
As shown in Fig 1(a) when bench testing spline shafts were assembled at each lateral end of the DAH for bracing and loading transmission path simulating The left spline shaft welded with the bracket whereas the right one didn’t When conducting the FEA boundary condition was set up in line with the bench test as Fig 1(b) shows
Four strain gauges were installed at the locations as shown in Fig 2 to measure the strain (stress) during the bench test The strain of the FE model can be conveniently acquired after FE static strength analysis
The stress contour plot of FE static strength analysis is shown in Fig 3 The stresses (here only take horizontal stresses as account) acquired from bench test and FE analysis are listed in Table 2
The data from Tab 2 indicate that there’s good consistency between the two tests especially at the higher stress point 1 and 4 The accuracy of the finite element model has been verified
TABLE I PHYSICAL PROPERTIES OF ZG230450
Density˄
Kgm3˅
Elastic
Modulus˄
GPa˅
Shear
Modulus˄
GPa˅
Poisson＇s ratio
7830
211
804
0311
TABLE II RESULTS OF STATIC STRENGTH TEST
Unit MPa
Measure point
1#
2#
3#
4#
52T
FEA
3828
689
846
3804
Bench Test
34
6
6
36
104T
FEA
7581
1361
167
7533
Bench Test
70
12
13
75
(a) Bracing and loading scheme of bench test
(b) Boundary and loading condition of FEA
Figure 1 Scheme of vertical static strength test
Figure 2 Locations of measure points
Figure 3 Contour plot of FE static strength analysis
IV FATIGUE LIFE PREDICTION AND STRAIN HISTORY ACQUISITION
Due to the anticipated life of the DAH analyzed is shorter than common ones (600h or less) the EN method was chosen to predict its fatigue life The fatigue properties of ZG230450 are shown in Fig 4 and Fig 5[5] which had already been taken the machining and heat treatment methods into account
Load spectra shown in Fig 6 and Fig 7 were imposed on the left side of the suspension mounting and end respectively which simulate the loadings the part suffering when the vehicle is riding on the road in extremely poor condition at the speed of 40Kmh
Figure 4 Cyclic and monotonic stressstrain curve of ZG230450 Figure 5 StrainLife Curve of ZG230450
Figure 6 Load spectra on suspension mounting Figure 7 Load spectra on lateral end
Figure 8 Distribution plot of the prediction life Figure 9 Installation of SSG
After fatigue analysis the contour plot of the fatigue life distribution shows in Fig 8
As shown in Fig 8 excluding some singular nodes the fatigue dangerous location is on the arm next to the suspension mounting with approximately 1500Km prediction lifespan The strain history at that dangerous location was acquired by using the 45° plane right angle soft strain gauge (SSG) provided by MSCFatigue[6] The installation location and coordinate definition of the SSG are shown in Fig 9 The strain histories in the three ortho directions defined in Fig 9 are shown in Fig 10 which can be used to calculate most equivalent strain (stress) for the consequent TCD process
V ACCELERATED FATIGUE BENCH TEST
The max principle strain history educed from the spectra shown in Fig 10 is chosen for the TCD process The result of TCD is shown in Fig 11 where the upper spectrum is the max principle strain history and the lower one is the damage in the same time period
According to the method presented in the reference paper [7] a program was made to edit the original load spectrum as shown in Fig 6 and Fig 7 On the basis of 99 damage conservation the result of editing is shown in Fig 11 (taking the spectrum shown in Fig 6 as example)
Fig 11 shows the cycle amount is significantly reduced after editing at the ratio of 994 This accelerated ratio is higher than usual (35 in common[8]) due to the particularity of the CV operating environment There’re less load cycles in the original spectrum that can cause significant damage on this CV DAH than on some general civil vehicles
Bench test was done to testify the availability of the methods mentioned in this paper According to QCT 5331999 Vehicle Driving Bridge Test Method and the CV test scheme the reduced spectra as shown in Fig 11 were loaded in the form of 8levels program loading spectra The test environment is shown in Fig 12 Loading spectra were imposed on the suspension mountings bilateral symmetrically
When repeating the loading program to the equivalent distance of 750Km the max vertical displacement reached the value of 21mm far larger than the acceptable value defined by the QCT 5341999 Guideline for Vehicle Driving Bridge Bench Test (15mm m tread) It can be considered the fatigue failure was occurring on the specimen so the test terminated This result of the bench test coincides well with the one of previous FEA as well as the one of real road test (not mentioned in this paper conducted separately)
VI CONCLUSIONS
Generally speaking the FE circumstance in MSC software can be used to do accurate simulation in kinds of strength and fatigue tests of DAH The SSG can be conveniently used just like a real strain gauge to acquire strain history of the fatigue dangerous locations on the part which is critical for fatigue editing After fatigue editing process the loading period of bench tests can be significantly reduced especially for CV The practical value of FEA for conducting fatigue tests of DAH is unveiled by this paper
ACKNOWLEDGMENT
Our thanks are due to the 2nd engineering institution of the General Armaments Department for financial and technical supports
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附录2 英文文献翻译
基 FEA 驱动轴壳体累疲劳台测试
摘：通限元仿真环境静强度分析疲劳寿命预测应变历程采集时间相关损伤分析某工程车辆驱动桥壳加速疲劳台架试验扣载荷谱台架试验结果表明扣载荷谱准确保留零件受损伤前提显著缩短试验周期
关键字驱动轴外壳FEA疲劳寿命载荷谱
Ⅰ前言
驱动桥壳(DAH)车辆承重部件复杂形状制造工艺需生产线取样进行系列强度疲劳试验验证质量
目前种专试验台DAHs[1]进行疲劳台架试验准确模拟行车荷载台架试验通常实测路面试验测荷载谱作参考(模拟象)考虑寿命长(总超5000 h相应等效行驶距离)驱动桥 果没适测试方法具时期测量光谱疲劳接受部分台架试验需长时间 意味着测试花费太负担
文采限元疲劳分析疲劳谱编辑技术选MSCFEA软件某工程车辆台架试验进行指导进行限元建模疲劳寿命关键部位预测应变历史获取时间相关损伤(TCD)分析台架试验结果表明文提出分析方法满足损伤等效原前提显著缩短试验周期
Ⅱ FE疲劳分析TCD基原理
类型交通工具DAH预期寿命样性分析零件疲劳寿命时需根实际运行情况判断高循环疲劳低循环疲劳类型疲劳寿命预测方法分析相应疲劳类型[2]协(s (n)方法总highcyclefatigue寿命预测时strainlife (ENİN)通常选择低循环疲劳寿命预测方法两种方法通常采矿机线性累积损伤理估计疲劳寿命计算损伤方法SN方法假设疲劳寿命应力间存某种应关系否EN方法假定应变振幅疲劳寿命间应关系应方法基方程计算损坏时需称 SN EN 曲线材料属性两种方法通常采矿机线性累积损伤理估计疲劳寿命计算损伤方法
SN方法假设疲劳寿命应力间存某种应关系EN方法假设应变幅值疲劳寿命间存应关系相应方法根式计算损伤时需SNEN曲线材质
中荷载水量第i级荷载循环次数第i级荷载水疲劳寿命(SNEN曲线检验)单荷载扇区损伤假设累积(通常1)时失效预测寿命S
FE模型面计算基节点作节点载荷历史种样预测寿命方便节点载荷历史象进行加速测试型载荷谱编辑时找零件危险部位
TCD种广泛光谱编辑方法加速台架实验[3]该方法基思想(1)微恒定时间周期单位整荷载历史(已选择体位置应力应变)单位划分干段(2)计算组份损伤值绘制TCD图值串起(3)设置阈值损伤值移伤害值低阈值部分确保阈值足够低保留原始频谱具部分损伤简化谱台架试验时缩短载荷历史长度缩短试验周期
Ⅲ DAH限元建模静态强度分析
文CVDAH标限元模型利MSC建立Patran固体利乐元素模型部分简化忽略局部结构(螺孔)根零件材料(铸钢ZG230450)设置物理性表1示
验证限元模型续疲劳分析准确性进行实部台架试验模型分析参QCT 5331999汽车驾驶桥试验方法[4]根DAH属设计荷载桥作位置DAH悬架架体施加52T104T左右称荷载限元模型边界加载条件台架试验支撑加载方案图1示
图1(a)示台架试验时DAH侧端装配花键轴进行支撑加载传递路径模拟左边花键轴托架焊接右边没进行限元分析时根台架试验建立边界条件图1(b)示
图2示安装四应变仪测量台架试验程中应变(应力)通限元静强度分析方便限元模型应变FE静强度分析应力等值线图图3示
台架试验限元分析应力(处仅考虑水应力)表2示表2数出两种测试间致性特高应力点14验证限元模型准确性
Tab2 数表明两测试间具良致性尤高应力点 1 4 处验证限元模型准确性
TABLE I PHYSICAL PROPERTIES OF ZG230450
密度˄
公斤米3
弹性
模组˄
GPa˅
剪切
模组˄
GPa˅
泊森率
7830
211
804
0311
TABLE II RESULTS OF STATIC STRENGTH TEST
单位： MPa
测量点
1#
2#
3#
4#
52T
丑
3828
689
846
3804
工作台测试
34
6
6
36
104T
丑
7581
1361
167
7533
工作台测试
70
12
13
75
(a) 台式测试支撑装载方案
(b) FEA 边界装载条件
图 1垂直静态强度测试方案
图 2测量点位置
图 3FE静态强度分析轮廓图
Ⅳ 疲劳寿命预测应变历史获取
分析DAH预期寿命普通寿命短（600h更少）选择EN方法预测疲劳寿命ZG230450疲劳特性图4图5[5]示已考虑机械宁热处理方法
图6图7示载荷光谱分施加悬架安装末端左侧模拟车辆40Kmh速度行驶时路面行驶时承受载荷
图 4ZG230450 循环单调应力应变曲线图 图5 ZG230450 应变寿命曲线
图 6悬架安装负载光谱图 图 8预测寿命分布图
图7侧端负载光谱 图 9安装 SSG
疲劳分析图8显示疲劳寿命分布轮廓图
图8示排奇异节点疲劳危险位置位悬架安装旁边手臂预测寿命约1500Km该危险位置应变历史记录MSC提供45°面直角软应变片（SSG）获疲劳[6]SSG安装位置协调定义图9示图10中示图10中定义图9中定义三正交方应变历史计算TCD程数等价出应变（应力）
V加速疲劳台架试验
图10示波谱中应变历史TCD程选择TCD结果图11示面谱应变历史面谱时间损伤根参考文献[7]中出方法编制程序原始载荷谱进行编辑图6图7示99损伤守恒基础编辑结果图11示(图6频谱例)5331999车辆Driving桥测试方法CV测试方案图11示减光谱8级程序加载光谱形式加载测试环境图 12 示装载光谱称施加悬架安装
装载程序重复 750Km 等效距离时垂直排量达 21mm 值远高QCT 5341999 车辆驾驶桥台台 T标准（15mmm 胎面）定义接受值认试样发生疲劳障图11出编辑循环量明显减少率994CV工作环境特殊性加速通常(般[8]35)高普通民车辆相原始频谱中够造成严重损害载荷循环更少通台架试验验证该方法效性根QCT 5331999车辆驾驶台试验方法CV试验方案图11示简化谱8级程序加载谱形式加载测试环境图12示加载谱称施加悬架重复加载程序等效距离750Km时垂直位移达21mm远QCT 543 1999车辆驾驶台试验导(15mm m胎面)规定接受值认试件发生疲劳破坏试验终止该台架试验结果前限元分析结果实际道路试验结果(文未提单独进行)吻合较
VI 结
般说MSC软件中限元环境DAH进行种强度疲劳试验精确模拟SSG真实应变仪样方便获取零件疲劳危险部位应变历史疲劳编辑关键疲劳编辑台架试验加载周期明显缩短尤CV文揭示限元分析DAH疲劳试验中实价值
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