东风风光330汽车驱动桥设计

2023年12月11日发(作者：北京小客车摇号结果查询官网)

东风风光330汽车驱动桥设计

摘

要

驱动桥的主要功能是加大转矩、减速时驱动桥，并能够分担路面传递给车身的作用力，与整车属性息息相关。对于载重汽车来说，驱动桥的性能优劣更是关键。现代载重汽车的驱动桥研究方向主要偏向于单级减速驱动桥，原因是该设计传动效率较高[1]。

本次毕业设计的任务目标是完成设计风光330汽车驱动桥。本文首先简单对驱动桥的组成以及特点进行介绍。然后通过上网查阅资料获得设计车型参数。查阅机械设计手册完成驱动桥各主要部件的设计计算，并进行强度校核。计算完成后，借助CATIA软件构造三维模型，然后导出二维图。

通过分析各类结构的驱动桥特点，本文决定采取中央单级减速结构，此类型的驱动桥有构造简单，制造工艺难度较低，性价比极高的优点。齿轮选择方面，本文选择了传动效率较高的弧齿锥齿轮。

关键词：驱动桥；弧齿锥齿轮；CAD；CATIA

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

- 1 - same time, the driving axle also bears the vertical force, longitudinal force and

transverse force and h consulting relevant data, the research

direction of the modern truck drive axle is mainly inclined to the single-stage

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 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 single-stage deceleration structure. This type of

driving axle has the advantages of simple structure and low manufacturing

process difficulty, so it is high cost-performance. In terms of gear selection,

thepaper chooses the bevel gear with higher transmission efficiency.

Key Words：Drive axle; Spiral bevel gear; CAD; CATIA

第 1 章前言 ................................ 错误!未定义书签。

1.1 课题研究的目的和意义 ................................... 2

1.2 国内外研究现状 ......................................... 2

1.3 本文主要研究内容 ....................................... 2

第 2 章主减速器设计 ......................................... 4

2.1 驱动桥概述 ............................................. 4

- 2 - 2.2 主减速比计算 ........................................... 4

2.3 主减速器的结构形式 ..................................... 5

2.4 确定主减速齿轮计算载荷 ................................. 7

2.5 选择主减速器齿轮参数 ................................... 8

2.6 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 ...................... 10

2.7 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 .......................... 11

2.8 主减速器轴承计算 ...................................... 13

2.9 本章小结 .............................................. 16

第 3 章差速器设计 .......................................... 17

3.1 差速器的作用 .......................................... 17

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 ........................ 17

3.3 差速器齿轮的基本参数的选择 ............................ 18

3.4 差速器齿轮的几何计算 .................................. 19

3.5 差速器齿轮的强度计算 .................................. 21

3.6 本章小结 .............................................. 22

第 4 章驱动半轴的设计 ...................................... 23

4.1 驱动半轴的介绍 ........................................ 23

4.2 全浮式半轴计算载荷 .................................... 23

4.3 全浮式半轴的结构设计 .................................. 24

4.4 全浮式半轴的强度计算 .................................. 24

4.5 半轴的结构设计及材料与热处理 .......................... 25

4.6 半轴花键的强度计算 .................................... 25

4.7 本章小结 .............................................. 26

第 5 章驱动桥壳设计 ........................................ 27

- 3 - 5.1 驱动桥壳概述 .......................................... 27

5.2 驱动桥壳结构方案分析 .................................. 27

5.3 桥壳的静弯曲应力计算` ................................. 27

5.4 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 ................ 28

5.5 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 ................ 28

5.6 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .......................... 30

5.7 本章小结 .............................................. 31

结论 ........................................................ 31

致谢 ........................................................ 33

参考文献 .................................................... 32

- 4 - 1. 前言

1.1. 课题研究的目的和意义

车辆的发动机转矩通过驱动桥放大，并分配给两端驱动轮，保证车辆运动过程中两轮所需差速作用；同时驱动桥起承载作用，分担路面传递给车身的作用力及其力矩。

在车辆驱动桥设计过程中，所需要的机械零件种类繁多，技术多样，随着现代机械制造技术的不断发展，结构更加简单，制造成本更低廉的零部件出现，为驱动桥的设计提供了相当大的助力。本次设计完成风光330汽车汽车的驱动桥，回顾了本科期间所学《汽车构造》、《机械设计》等课程内容，丰富了我的实践经验。驱动桥传统设计方式更多的是建立在生产经验之上，通过力学分析、数学计算以及许多经验公式进行设计，大多通过查阅设计手册完成。随着科学技术的发展，计算机的出现为设计提供了帮助，设计计算向快速化、精密化前进。

1.2. 国内外研究现状

汽车工业在我国的工业经济中占有相当大的成分，尤其表现在东北地区的重工业方面。随着我国经济的不断发展，家家户户都有小汽车已经不是一个遥不可及的梦。汽车在人民生活中发挥着重要作用。从经济建设角度来说，由于国家早期对工业的扶持，汽车行业的发展一直居于领先地位。在我国机械工业领域中，汽车行业的发展始终优于其它方面。这与我国人口众多，车辆需求大这一影响因素是分不开的。此外，我国与发达国家的工业水平仍然差距较大，每年汽车及零部件进口量都比较大，尤其在例如驱动桥等重要部件与顶尖科研水平差距较大。现在，我国国产的驱动桥大多比较笨重，不仅成本高，性能也相对较差，性价比不高。这是由于我国大多采用类比设计的方法，设计过程中，经验为主居多，该设计方式比较保守，不利于改进设计从而提高性能，对于成本降低的研究程度不深。驱动桥如今的研究领域中，以轻量化是最主要的研究方向。不仅有利于降低耗材、成本，对于车辆负载分配，动载减少以及汽车稳定性的提升也都有帮助。

但对于载重汽车来说，驱动桥设计是汽车可靠性与安全性的核心所在，故为确保车辆安全，一味的向轻量化发展绝不可取，而在之中兼顾两者，实现平衡乃是研究的关键所在。本次对于轻型载重汽车驱动桥设计的研究希望能够为我国驱动桥设计提供帮助。

1.3. 本文主要研究内容

本文通过在网上查阅资料，获得风光330汽车轻型载重货车的主要参数，以此为据，完成驱动桥后桥的设计计算并校核，借助CATIA软件根据计算数据进行建模。

为建立相对科学、完善的设计方案，经过多方收集资料，分析，最终得出一个相对符合实际情况的设计方案，本次驱动桥设计流程如下：

a. 了解国内外驱动桥研究现状，重点学习设计思路、未来研究方向、市场占比等信息，借鉴前人成果，确定本次设计方案；

b. 通过实习、询问老师、网络查询收集资料以及阅读知网文献等手段，调查获取有关驱动桥设计的信息和最新研究成果；

c. 完成数据计算：依照设计方案，以选定车型参数为据，完成计算主减速器、差速器、传动机构以及桥壳的结构形式和主要参数；

d. 构造CATIA三维模型：由上一部分计算结果，借助计算机构造驱动桥各零件并完成装配模型，最后导出二维图纸。

2. 主减速器设计

2.1. 驱动桥概述

汽车的驱动桥与从动桥统称为车桥。车辆的驱动桥保证车辆运动过程中两轮所需差速作用；同时驱动桥起承载作用，分担路面传递给车身的作用力及其力矩。其主要部件有主减速器、差速器、传动机构以及驱动桥壳等。

以下是设计时应遵循的原则：

a. 首先选定主减速比，确保车辆运行在常用工况下动力性与经济性都达到最佳状态。

b. 整体尺寸尽量小，确保车辆与地面的距离足够，符合通过性。

c. 包括齿轮在内的各部分传动件运转平稳。

d. 传动效率高。

e. 制造工艺难度尽量低，因此尽量采用简单结构，同时兼顾后期维护。

f. 为保证路面传导至车身的力与力矩不破坏平衡，驱动桥需符合刚度条件及强度条件；向轻量化方向发展，设计时多考虑质量较轻的结构，为抵抗坑洼地段的冲击，应当着重减轻簧下质量，保证车辆行驶的稳定性。

g. 驱动桥属于传动系，因此设计时需考虑工作时是否与悬架导向机构匹配。

2.2. 主减速比计算

主减速器设计中，主减速比i0的选择十分重要。

表2-1 基本参数表

名称

满载质量/t

驱动形式

轮胎规格

滚动半径/m

发动机最大转矩/及转速/r/min

发动机最大功率/kw及转速/r/min

最高车速/km/h

变速器传动比

数值

1.6

4×2

185/65R14

0.289

180/5000

85/6000

165

ig1=4.8

igh=1

由于若最高车速过高，则功率不足，故选择时一般按最小值的110%~125%，计算如式2-1：

(2-1)

i0?(0.377~0.472)式中：

rrnpvamaxighiFHiFh——分动器传动比，

iFh=1；

rr——车轮滚动半径，rr=0.289；

igh——最高档传动比，igh=1；

np——发动机最大功率转速，np=6000；

经计算，本文选取i0=3.54~4.96取i0=51/13=3.92。

2.3. 主减速器的结构形式

主减速器设计中，有由于选取的齿轮种类不同，主、从动轮支承结构设计不一致，还有减速方式选取不同等可划分出各种分类。

2.3.1. 主减速器的齿轮类型

表2-2 弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮

弧齿锥齿轮

较底

良

较底

小

强

约99%

小齿轮的轴向力小

取决于支撑刚度和刀盘直径

双曲面齿轮

提高30%

优

高

大

较弱

约96%

小齿轮的轴向力大

同左

特点

抗弯强度

运转平稳性

接触强度

滑动速度

抗胶合能力

效率

轴承负荷

对安装误差的敏感性

主减速器常见的齿轮类型有蜗轮蜗杆、弧齿锥齿轮、圆柱齿轮、双曲面齿轮等。

普通润滑油有多种添加剂的特种润滑油

润滑油

本次设计选定弧齿锥齿轮作为传动齿轮。

2.3.2. 主减速器的减速形式

车辆类型、运行工况、驱动桥与地面的距离等因素，都是设计主减速器减速形式时需考虑的因素。主传动比、驱动桥的布置形式和数量同样也有影响[8]。

a.中央单级减速器

由于该类型的减速器构造相对不复杂，进而获得低质量、体积小的特点，由于制造工艺难度低，所以制造成本较为廉价，性价比高。现常见于i0?7的车辆。双曲面齿轮或单对弧齿锥齿轮是该类型主减速器常选齿轮。

b.双级主减速器

顾名思义，相对于单级，该类型即两级齿轮构造的主减速器，一般适用于更大传动比的驱动桥，通常i0?7~12；缺点是体积大，内部组成复杂，质量更重，成本高昂，故多见于重型车。

c.双级贯通式主减速器

在重型车辆的驱动桥设计中，有时会采用多桥结构，此时应选择较大的主传动比，则我们相应地多选取双级贯通式主减速器。

d.双速主减速器

该类型减速器的特点在于可搭配两种传动比，这是由于减速器内部齿轮组合变化所带来的。发动机运转功率、车辆行驶工况、各档传动比的不同，都是减速器高低档选择的影响因素。路况复杂或车辆满载时，由于阻力较大，通常选定大传动比，有利于降低换挡次数；车辆载荷较轻或路况良好时，则适用小传动比。

本设计采用中央单级主减速器进行设计。

2.3.3. 主减速器主，从动锥齿轮的支承方案

图2-1 主动锥齿轮跨置式图2-2 主动锥齿轮悬臂式支承形式

图2-3 从动锥齿轮支撑形式

支承方案选择，如图2-1、2-2、2-3。

其中跨置式的组成为将轴承安装至锥齿轮两端，该结构设计的特点是能提升支承刚度，又因分担载荷，故轴承受力减小，有利于啮合，在这方面优于悬臂式。该结构形式布置相对紧凑，外廓尺寸小。这是因为相对安装在大端轴颈的一对轴承间隔小，减少了齿轮轴长度。该结构的缺点是必须安装轴承座，因此结构相对复杂，尺寸较大，造价成本较高。由于尺寸问题，导致主从动轮余隙小，导向轴拆装难度较大。

相较于跨置式，悬臂式则适用于小转矩主减速器，优点在于结构组成不复杂，但缺点是刚度不足。

本次设计经比较分析后选择悬臂式支撑方案[9]。

2.4. 确定主减速齿轮计算载荷

2.4.1. 从动锥齿轮的计算转矩Tce

kdTemaxki1i0i0? (2-2)

n按最低挡传动比、发动机最大转矩计算如下式

Tce? 式中：

m；

Tce—计算转矩，N·m；

Temax—发动机最大转矩；

Temax=180N· kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，kd=1；

i1—变速器传动比，i1 =4.8；

n—计算驱动桥数，n=1；

i0—主减速器传动比，i0=3.92；

k—液力变矩器变矩系数，k=1；

?—变速器传动效率，取?=0.9；

故，Tce?1?180?1?4.8?3.92?0.9?3048.192N?m

12.4.2. 从动锥齿轮的计算转矩Tcs

G2???rr·m2

(2-3)

?LB?iLB按驱动轮打滑转矩计算如下式

Tcs?式中：

9.8×0.6N；

G2——驱动桥在满载条件下给路面的最大负荷，后桥载荷G2=1600×rr——车轮滚动半径rr=0.289m；

m2——后轴负荷在加速度达到最高值条件下转移系数，取1.2；

?——轮胎附着系数，普通轮胎

?=0.85；越野轮胎?=1.0；防滑轮胎?=1.25；

nLB，iLB——传动效率和传动比，nLB取0.96，无轮边减速器，iLB取1.0；

故，Tcs?G2???rr?2888.844N?m

?LB?iLB按平均计算转矩计算：

Tjm=(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)=476.754（N?m）

iLB??LB?n式中：Ga——汽车满载总重，N；

GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，通常取0.015～0.020，可取fR =0.016；

fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常取0.05～0.09，可取fH=0.085；

fP——汽车性能系数，取fP=0

2.5. 主减速器齿轮参数选择

2.5.1. 主、从动齿轮齿数

齿数选择时，应遵循下列原则：

z1和z2的商应为无理数，确保磨合；

b. 主、从动轮齿数和大于等于40，保证满足弯曲强度条件以及合适的齿面重合度；

z1?9时，齿轮啮合不稳定，故不采用；商用车通常z1?6即可；

d. 为确保驱动桥与地面距离足够，i0较大时，通常取小z1；

取z1=13

z2=51

z1?z2?64?40，符合。

2.5.2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

D2取值应保持适中，过大会导致桥壳外廓尺寸大，影响与地面的距离；过小则加大差速器拆装难度，减小安装空间。查阅机械设计手册，D2如下式计算可得：

mt?Km?Tj= 4.272~5.696mm (2-4)

Km——模数系数，取值区间0.3～0.4；

m，Tc?min?Tce,Tcs??2888

Tc——计算转矩，N·.844N?mm；

3初选mt=5.5mm，则

mt?则D2=280.5mm。

D2 (2-5)

z22.5.3. 主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2

同时须符合b2?10m，b1取值应小于等于节锥距A0的0.3倍，b2由经验公式b2=0.155D2，由于本次设计选择弧齿锥齿轮，b1通常取b2的1.1倍。

b2=0.155D2=44mm

b1=1.1b2=48mm

2.5.4. 中点螺旋角?

螺旋角随齿宽改变，靠近大端逐渐增加。

由于中点螺旋角相同，故齿轮传动平稳性及强度随同时啮合数增大而增大。中点螺旋角的取值区间为35°～40°，为尽可能减小轴向力，本次设计取35°

2.5.5.

2.5.6.

螺旋方向

法向压力角

通常选择小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋。

本次设计选择弧齿锥齿轮，常见取值为20°或22.5°，本次设计选择20°。

2.6. 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算

表2-3 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表

序号

项目

主动齿轮齿数

从动齿轮齿数

模数

工作齿高

全齿高

齿面宽

法向压力角

轴交角

节锥角

计算结果

5.5

h=10.384

计算公式

hg?9.35hg?H1m

h?H2m

b1=48

b2=44

?=20°

∑=90°

∑

z2?1=9.82°

?1?arctan?2=80.18°

d1=71.5

d2=280.5

ha1=6.756mm

ha2=1.034mm

hf1=3.628mm

?2=90°-?1

d?mz

节圆直径

齿顶高

ha1?hg?ha2

ha2?kam

hf=h?ha

齿根高

径向间隙

周节

hf2=7.790mm

c=1.034

t=17.28

c=h?hg

t???m

序号

项目

齿根角

计算结果计算公式

?f1=1.432°

=3.073°

=8.388°

?f2?f1?f?arctanhfA0

根锥角

?f1??1??f1?f1=71.107°

?f2??2??f217

面锥角

齿侧间隙

螺旋角

??1=12.893°

??2=81.612°

0.4mm

????1??f21????2??f12B=0.305～0.406

?=35°

2.7. 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算

初步设计主减速器齿轮，完成计算，为保证强度符合条件，检验耐磨性，减速器是否可靠工作，对其进行校核。

2.7.1. 单位齿长圆周力

F N/mm (2-6)

b2如下式计算：

式中：

P——单位齿长所受圆周力，有如下(1)(2)两种情况计算；

——齿面宽；

F ——齿轮所受圆周力，N；

a. 按驱动轮打滑转矩计算：

P?2G2m2?rr (2-7)

D2b2im?m式中：

G2——满载工况下，后桥静载荷；

?——轮胎附着系数： =0.85；

m2——后轴负荷在加速度最大工况下转移系数，

=1.2； rr——车轮滚动半径：rr=0.289m；

?m——传动效率：?m=0.9；

im——传动比：im=1；

b2——齿宽：b2=44mm

D2——从动齿轮分度圆直径：D2=280.5mm；

故计算得，P= 449.407Mpa<[p]=1429MPa

b. 按发动机最大转矩计算：

P?Temax?ig?103D (2-8)

1?F

式中：

ig——变速器一档传动比，4.8；

D1——主动齿轮分度圆直径：D1?mz1=71.5mm；

Temax——发动机最大转矩，本次设计取180N·m；

计算如下式：

P?2Temax?ig?103D1?b=503.497MPa<[P]，满足校核

1故，齿轮表面耐磨性合格。

2.7.2. 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：

??K0?KS?Kmw?2?TcK?103

v?ms?b?D?Jw式中：

Tc——齿轮计算转矩，主动齿轮=min?Tce,Tcs?/(51/13)，从动齿轮，k0——过载系数，k0?1；

ks——尺寸系数，ks?0.682；

kv——质量系数，kv?1；

km——齿面载荷分配系数，悬臂式结构，k=1.1；

Jw——弯曲应力综合系数，小齿轮J1＝0.33，大齿轮J2＝0.38；

D——大端分度圆直径；D1 =71.5mm

D2=280.5mm；

b——齿轮齿面宽；b1 =48mm

b2=44mm；

(2-9)

Tc?min?Tce,Tcs?

按Tce计算齿轮的弯曲强度计算

主动齿轮：?1?177.455MPa<700MPa

从动齿轮：?1?167.984MPa<700MPa

按Tjm计算齿轮的弯曲强度计算

主动齿轮：?1?25.464MPa<210.9MPa

从动齿轮：?1?27.892MPa<210.9MPa

2.7.3. 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：

?j?CpD12?Tz?K0?Ks?Km?KfKv?b?J1?103 (2-10)

式中：

?J——锥齿轮齿面接触应力；

D1——主动轮大端分度圆直径；

b——主、从齿轮齿面宽较小值；b=44mm；

cp——弹性综合系数，取232.6；

kf——齿面品质系数，取1.0；

Tz——主动轮计算转矩；

J1——齿面接触强度系数，查表知0.195；

ks——尺寸系数，ks?1.0；

kv、k0、km见式(2.9)

代入计算如下：

主动齿轮：?J=1016.587MPa≤[?J]=2800MPa，校核轮齿接触强度满足。

从动齿轮：?J=412.980MPa≤[?J]=1750MPa，校核轮齿接触强度满足。

2.8. 主减速器轴承计算

首先选定轴承型号，选择时，我们应考虑主减速器尺寸大小，后根据工作条件及承受载荷校核轴承寿命是否达标。确定载荷时，需要考虑齿轮受力情况进行分析，主要有轴向力、圆周力、径向力，并以此计算轴承反力。

2.8.1. 锥齿轮齿面上的作用力

齿面宽中点圆周力P计算如下

P?2T (2-11)

dm式中：dmT

dm——该齿齿面宽中点分度圆直径，

从动齿轮齿面宽中点分度圆直径

d?d?Fsin?；

2m22主动齿轮齿面宽中点分度圆直径d1m?d2mz1；

z21dT——齿轮所受转矩。主动齿轮当量转矩用T表示。

注：由于车辆运行时，变速器处于不断变化状态，故齿轮工作转矩并不恒定。查阅资料，经实验可得，疲劳损伤为轴承主要破坏形式，故通常我们采用当量转矩代入计算。下式：

3计算如

T1d?TemaxfT531ff[fg1(ig??T1)3?fg2(igⅡ?T2)3???fg（i?) (2-12)

4gⅣ1式中：

igⅠ,igⅡ，?，igⅤ——变速器的传动比为4.8，3.24，2.19，1.48，1；fg1,fg2,?,fg4——变速器Ⅰ，Ⅱ，….，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％，75％；

fT1,fT2,?,fT4——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，?，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。

代入，得P=7130N。

2.8.2. 锥齿轮的轴向力和径向力

Pcos?Pcos?主动齿轮左螺旋，方向为顺时针：

A1?R1?(tan??sin?1?sin??cos?1)=4159.6（N）（2-13）

(tan??cos?1?sin??sin?1)=4202.4（N）（2-14）

从动齿轮右螺旋：

A2?Pcos?(tan??sin?2?sin??cos?2)=4202.4（N）（2-15）

R2?

Pcos?(tan??cos?2?sin??sin?2)=4159.6（N）（2-16）

式中：?1，?2——主动齿轮面锥角12.893°，从动齿轮根锥角77.107°；

?——法向压力角20°。

2.8.3. 主减速器锥齿轮轴承载荷的计算

选择悬臂式作为主动齿轮支承方式，从动齿轮为骑马式。

轴承A，B径向载荷计算如下

RA?1(P?b)2?(FRZ?b?0.5FAZ?d1m)2 （2-17）

aRB?1(P?c)2?(FRZ?c?0.5FAZ?d1m)2 （2-18）

a由FAZ=4159.6N，FRZ =4202.4N，a=67mm ，b=42mm，c=109mm,d1m=71.5mm,P=7130N，计算得

A径向力RA=4488.76N

B径向力RB=12484.74N

a. 轴承A

选择HR32206J，结构为圆锥滚子，查表知，其额定动载荷Cr=51.8KN e=0.38 Y=1.6

图2-4圆锥滚子轴承动载荷计算表

由上图参数代入计算可得：

当量动载荷P=0.4×4488.76+1.6×4159.6=8450.864N。轴承额定寿命L:

?ftCr???106s （2-19）

L???fP??p?式中：fpft

ε fp——载荷系数，取1.2；

ft——温度系数，取1.0；

?——寿命指数，?=10/3。

计算，得LA=2.3×108

本次驱动桥设计为无轮边减速器，从动齿轮轴承计算转速n2计算如下(均速取35km/h)：

n2?2.66?35?322.1r/min

0.28951?322.1?1264r/min

13故，主动齿轮计算转速n2?代入计算，轴承额定寿命：

2.3?108LhA??3019.5h

60?1264设10W公里进行一次车辆大修，则预期寿命时长：

?sLh??2857h (2-20)

v均LhA?Lh\'，轴承达标。

b. 轴承B

选择HR32207J，结构为圆锥滚子，查表知，其额定动载荷Cr=70.5KN， e=0.38，Y=1.6

代入计算，得当量动载荷P=10889.5N

?1?70500?68同理，计算得：LA????10?2.76?10

.5??1.2?108892.76?108?3639.2

LhB?60?1264103LhB?Lh\'，轴承达标

对于从动齿轮的轴承C ，D

选择HR32911JR，结构为圆锥滚子，查表知，其额定动载荷Cr=44.6KN，按如上方式校核，达标。

2.9. 本章小结

本章由网上查阅资料所得选定车型的主要参数，完成主减速器的设计计算、校核等。

3. 差速器设计

3.1. 差速器的作用

在实际行驶过程中，由于轮胎差别、路况差别以及行驶轨迹等因素，左右车轮通常在相同时间内总路程不一致，由汽车运动学要求，若采用单根整体车轮驱动轴结构传递动力，在左右轮转速相同总路程不同的条件下，不符合运动学原理，容易导致车轮滑移甚至滑转，降低了转向时的安全系数。例如：车辆直行时，由于路面并非完全平整，垂直度不相同，会导致车轮路程不一致；车辆转向时，外侧车轮转弯半径大于内侧；此外，车辆左右侧负荷、轮胎气压以及磨损乃至制造误差等因素在长时间行驶下也会导致该情况发生。这会产生许多负面影响，轮胎磨损、燃料、功率额外消耗，车轮轴负载过重等等。为减缓该情况带来的弊端，在设计时我们通常加装差速器在车辆两驱动轮上，确保在不同路况，不同行驶条件下，车轮能够以不同速度旋转，以符合汽车运动学。对称锥齿轮式差速器[12]为本次设计选择结构。

3.2. 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构

如图3-1，该结构的优点在于结构组成相对不复杂，制造难度较低，且工作稳定性好，具有很高的性价比，所以市场应用广阔。

通常情况下，我们在主减速器从动齿轮处安装差速器壳，所以，在设计尺寸时时，拆装差速器是一个影响因素。相应地，差速器外廓尺寸也不宜过大，需与主减速器主、从动齿轮相配。

图3-1 对称式圆锥行星齿轮差速器

3.3. 差速器齿轮的基本参数的选择

3.3.1.

行星齿轮数n

由于各车型负载的不同，行星齿轮数n的取值通常有2，4，本次设计选定车型为轻型载重汽车，负载程度中等，取n?4

3.3.2.

行星齿轮球面半径RB

差速器的负载能力、结构尺寸都主要由RB所决定，同时锥齿轮节锥距与RB相关。查《机械设计手册》可得下式：

(3-1)

RB?KB3Tc式中：

T——计算转矩，T?min?T,T??2888.844N?mm

ccecsKB——行星齿轮球面半径系数，取值区间2.52~2.99，本次设计n=4，

代入计算，得R?35.890~42.584mm，取RB=39mm，故设节锥距A0=38mm。

B3.3.3.

选择行星齿轮与半轴齿轮

模数较大时，齿轮强度更高，但齿数会相应增加，导致齿轮尺寸偏大，故需选择合适的Z1≥10，齿数。由经验可知，半轴齿轮与行星齿轮齿数关系为Z/Z?1.5~2.0，常见差速器中，2125>Z2>14。为确保差速器安装准确，在差速器设计时，需使半轴齿轮轴线受行星齿轮均匀环绕，两侧半轴齿轮齿数和应为行星齿轮齿数的整数倍，即

z2L?z2R?m (3-2)

n式中：

m——正整数；

z2L、z2R——左右半轴齿轮齿数，由于本次设计采用对称式，故相等；

n——行星齿轮数目。

在此z1=10，z2 =18

满足以上要求。

3.3.4.

计算圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径

行星齿轮、半轴齿轮节锥角，计算如下：

z1?29.055?;?2?90???1?60.945?; (3-3)

z2?1?arctan

圆锥齿轮大端端面模数m计算如下： m?2A02Asin?1?0sin?2?3.69mm (3-4)

z1z2查表，m=3.5mm；

得d1?mz1?3.5?10?35mm

d2?mz2?3.5?18?63mm

3.3.5.

压力角?

除少部分总质量较大的重型车辆为保证齿轮满足负载情况，压力角为25°，大多数车型选择??22.5?，本设计??22.5?。

3.3.6.

行星齿轮安装孔直径?及深度L

为确保装配顺利，故?值与齿轮轴外尺寸相等，同样，深度L即齿轮轴支承长度，二者关系由经验公式可得：

L?1.1? (3-5)

T0?103L??1.1?? (3-6)

[?c]?nl2T0?103?? (3-7)

1.1[?C]nl式中：

；

T0——差速器传递转矩，??l——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，l?0.5d2，d2为半轴齿轮齿面宽中点?处的直径，而d2?0.8d2；

n——行星齿轮数，n?4；

??c?——支承面许用挤压应力，取98 MPa；

?计算可得，d2?0.8?63?50.4mm

l?0.5?50.4?25.2mm

??15mm

L?1.1?15?16.5mm

3.4. 差速器齿轮的几何计算

表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表

项目

行星齿轮齿数

计算结果

z1?10

计算公式

Z1>10，应尽量取最小值

半轴齿轮齿数

模数

齿面宽

全齿高

工作齿高

轴交角

压力角

节圆直径

周节

节锥角

z2?18

z2?14~25

b=(0.25～0.30)A0

h?1.788m?0.051

m=3.5

11mm

6.309

5.6 mm

90°

22.5°

d1=35mm d2=63mm

t=10.9956mm

hg?1.6m

d1=mz1； d2=mz2

t=3.1416mm

?1?29.055?

?1?arctan?2?60.945?

A0=36.03mm

c=0.709mm

z1z2?1?90???1

d1d2A0=2sin?1=2sin?2

节锥距

径向间隙

c?h?hg?0.188m?0.051

ha1?hg?ha2

????0.37?mha2??0.43?2??z2???????z1??

?齿顶高

ha1=3.695mm

ha2=1.905mm

齿根高

hf1=2.563mm;

hf2=4.353mm

hf1=1.788m-ha1; hf2=1.788m-ha2

齿根角

?1=4.069°;

?2=6.889°

h1\"?1?arctanA0

\"h2?2?arctan

A0根锥角

?R1=24.986°

?R2=54.056°

?R1??1??1；?R2??2??2

面锥角

?O1=35.944°

?O2=65.014°

?o1??1??2;?o1??1??2

节圆顶点至齿轮外缘距离

?O1?29.71mm;

?O2?15.83mm

dO1=41.46mm

dO2=64.85mm

B=0.250mm

?01??02?d2?h1\'sin?1;

2d1\'?h2sin?2

2外圆直径

齿侧间隙

理论弧齿厚

do1?d1?2ha1cos?1;

d02?d2?2ha2cos?2

B=0.102~0.152 mm

s1=9.06 mm

s2=3.51 mm

s2?s1?t?s2;t\'?h1\'?h2tan???m2

??3.5. 差速器齿轮的强度计算

由于车辆行驶过程中，左右轮只是有时出现行驶不同路程情况，如转弯或出现打滑时，所以差速器并不是始终处于工作状态，啮合运动较少，故差速器齿轮的主要破坏形式为弯曲破坏，所以以下为弯曲强度计算，完成校核。轮齿弯曲强度?w计算如下式：

2?103TK0KsKm (3-8)

?w?2KvFz2mJ式中：

T——单个半轴齿轮受单个行星齿轮转矩，N?m；T? n——行星齿轮数n=4；

TJ?0.6N?m

nz2——半轴齿轮齿数18；

Km——载荷分配系数取1.0；

Ks——尺寸系数0.609；

Kv——质量系数1.0；

K0——超载系数1.0；

m——模数3.5；

F——齿面宽11mm;

J——齿轮弯曲应力总和系数0.225；

按照弯曲强度代入计算得：?w =967.542 MPa<[?w]980 Mpa，符合强度要求。

按照疲劳强度代入计算得：?w =159.676 MPa<[?w]210.9 Mpa，符合强度要求。

差速器齿轮对于制造工艺要求的精度

等级低，故通常选择精锻。材料选择方面，目前市面上常使用的如下：20CrMnTi、22CrMnMo、20CrMo和20CrMoTi。

3.6. 本章小结

本章主要内容为差速器的设计计算。第一，说明差速器工作原理，重点介绍对称式圆锥行星齿轮差速器。第二，计算差速器主要参数和齿轮主要几何尺寸。第三，按照机械设计手册确定标准对差速器进行强度校核。

4. 驱动半轴的设计

4.1. 驱动半轴的介绍

差速器将转矩通过传动机构传递给车轮，即驱动桥上的传动部件，有断开式和非断开式之分，该传动机构属于车辆传动系组成末端。其中，断开式主要是万向传动装置，而非断开式的常用部件是驱动半轴。

驱动半轴又有全浮式、半浮式、3/4浮式3类，主要区别在于3类半轴的支承形式。

全浮式半轴是目前市面上最常见的半轴结构，不承受弯矩及反力作用，负载仅为转矩一种。结构形式是半轴的外端和以两个轴承支承在桥壳半轴套管上的轮毂相联。优点使拆装容易，后期维修便利。拆卸方法为松开半轴凸缘螺栓，取出半轴。此时车辆支承力由桥壳与车轮共同承担[14]该类型半轴常见于中大型载重汽车。

3/4浮式半轴，驱动桥壳半轴套管端部上仅安装一个轴承，并与车轮相连，连接方式为使用螺钉在轮彀处与半轴端部凸缘处。与全浮式相比，车轮受路面作用的力与力矩也将传递给半轴，但并不完全。除乘用车外，也适用于轻型载重汽车。

半浮式半轴结构简单，负载情况与3/4浮式类似，但载荷传递完全，故负载较大。其结构形式为在套管外端，将半轴支撑轴承插在内孔上。该形式半轴常见于乘用车。

经过比较分析，本次设计选择全浮式半轴。

4.2. 全浮式半轴计算载荷

由上文可知，该结构半轴仅转矩作用，故载荷计算为：

T?X2L?rr?X2R?rr，式中，X2L，X2R可由最大转矩或最大附着力计算。

a. 按最大附着力计算

X2L?X2Rm\'G2?? (4-1)

2式中：

m\'——车辆变速时质量转移系数，取值区间1.2~1.4，以下取1.2。

?——轮胎附着系数，取0.85；

计算可得，X2L?X2R?4798.08N ；

b. 按发动机最大转矩计算

X2L?X2R??TemaxiTL?T/rr (4-2)

式中：

rr——轮胎滚动半径，0.289m；

?——差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6；

i——传动系最低挡传动比；

?——汽车传动效率，计算时可取1或取0.9；

Temax——发动机最大转矩，180N·m；

根据上式X2L?X2R?6328.426N；

在此T?4798.08?0.289?1386.65N?m。

4.3. 全浮式半轴的结构设计

全浮式半轴杆部直径的初选可按下式初步选取

d?30.196???T??103??2.05~2.18?3T? (4-3)

T?1386.65N?m，计算可得，d?22.85~24.31mm

为满足强度条件，d取24mm。

为使半轴各段满足强度相等，设计时，花键底径应稍大于杆部直径。

由应力集中导致的扭转疲劳是半轴的主要破坏形式，故应注意半轴结构中过渡部分如杆部与花键连接处、凸缘与杆部连接处等圆角处理，并加大半径，减小应力集中。

当计算杆部直径较大时，在结构设计过程中，可考虑花键连接两端。

驱动半轴是驱动桥的一个核心部件，设计时应考虑其“熔丝”作用，若其余零部件先损坏，则易发生危险，故驱动桥其余零件强度等级必须大于半轴杆部。

4.4. 全浮式半轴的强度计算

4.4.1. 半轴扭转切应力

??T?16?103?????(490~588)MPa (4-4)

d3式中：?——半轴扭转应力，MPa；

d——半轴杆部直径24mm；

T——半轴计算转矩T?1386.65N?m。

计算得?=511.119MPa，符合强度条

件。 4.4.2.

半轴扭转角

半轴最大扭转角

(4-5)

Tl1803?????10?6.978GJ?式中：

l——半轴长度700mm；

G——弹性剪切模量209000N/mm4；

T——作用于半轴的最大转矩；

J——横截面极惯性矩，J??32?104=44862.191mm，单位转角范围6?~15?/m，经验证，符合。

4.5. 半轴的结构设计及材料与热处理

为使半轴各段满足强度相等，设计时，花键底径应稍大于杆部直径，故花键齿数随之增加，因汽车负载情况的不同由小到大取值区间为10~18齿，键槽深度也应当相应减小。由应力集中导致的扭转疲劳是半轴的主要破坏形式，故应注意半轴结构中过渡部分圆角处理，并加大半径，减小应力集中[15]。

据调查，市面上常见的驱动半轴制造材料以含铬中碳合金钢为主，如40Cr，40CrMoA，35CrMnTi，40CrMnSi，40CrMnMo，35CrMnSi等。

本次半轴设计材料选择40Cr，为强化半轴疲劳强度及静强度，选择中频、高频感应淬火技术对材料进行热处理，能够有效大幅提高疲劳强度，经过该热处理后，半轴表面硬化层深占半径的1/3，淬硬达HRC52~63，心部硬度HRC30~35；不淬火区（凸缘等）硬度HRC248~277。经过热处理后，残余在半轴表面压应力较大，再进行喷丸处理、滚压过渡圆角等技术，都有助于提高半轴强度。

4.6. 半轴花键的强度计算

半轴花键处承受载荷较大，属于危险点，故除计算最大转矩的作用外，剪切、挤压应力对花键的作用也需进行校核。

半轴花键的剪切应力?s

T?103?s??DB?dA???zLpb?4?? (4-6)

挤压应力?

cT?103?c?

(4-7)

?DB?dA??DB?dA?zL?????p42????式中：

T——对半轴最大作用转矩；

?——载荷分布不均匀系数，计算时取0.75；

DB——半轴花键外径，mm，取36mm；

z——齿数,取23；

dA——花键孔内径，mm，取32.25mm；

b——齿宽，mm，取2.35mm；

Lp——工作长度，mm，取50mm。

代入计算可得，

?s=67.91MPa

?c=85.11 MPa

作用在半轴上转矩最大时，查阅《机械设计手册》可知，半轴花键许用切应力??s??71.05MPa，许用挤压应力??c??196MPa

由于?????，?????，故花键符合强度要求。

sscc4.7. 本章小结

本章主要内容为半轴的设计计算。第一，说明半轴及结构形式，对比后选择全浮式半轴。第二，分析三类载荷工况，选择无侧向力，但最大纵向力作用的工况完成计算。第三，按照机械设计手册确定标准对驱动半轴进行强度校核。

5. 驱动桥壳设计

5.1. 驱动桥壳概述

驱动桥壳是主减速器、差速器、半轴的装配载体[16]。对整车来说既是支承件，又是传力件。

5.2. 驱动桥壳结构方案分析

驱动桥壳的结构形式主要有组合式、整体式和可分式。

主减速器壳与桥壳作为两体，空心梁为桥壳整体，该结构即整体式桥壳。该类型桥壳刚度大、强度高。且由于结构简单，故便于主减速器调整、拆装。

整体式桥壳又可在制造工艺选择上分为，铸造式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式。轿车及小型载重车中，使用较多的为钢板冲压焊接式和扩张成形式，该类型桥壳材料利用率高，并且在相对铸造式很轻的质量下就能达到不错的刚度与强度，可满足轻量化生产。

本文选择钢板冲压焊接式桥壳。

5.3. 桥壳的静弯曲应力计算

桥壳按静载荷计算时，两钢板弹簧座间弯矩，因gw远小于G2/2，故忽略不计：

?G?B?s （5-1）

M??2?gw???2?2式中：

G2——满载工况下，后桥静载荷；

B——驱动轮轮距，B=1.445m；

s——板簧座间距,s=1.005m;

计算得：M?14054.04N?m

由图5-1可知，钢板弹簧座附近出现弯矩最大值，

静弯曲应力：

?wj?103M （5-2）

Wv式中：

d4?3??Wt——扭转截面系数Wt?；

1??317793.4mm4?16?D??

?D3? WV——弯矩最大处桥壳垂向弯曲截面系数；

d4?3??。

Wv?Wh?1??158896.7mm4??32?D?计算得?wj?88.45MPa

图5-1 桥壳静弯曲应力的计算简图

?D3?

5.4. 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算

车辆行驶过程中，若遇坑洼地段，桥壳所受除静载荷外，此时额外产生冲击载荷，动载荷下，桥壳总弯曲应力计算：

?wd?kd?wj （5-3）

式中：?wj——静载荷下桥壳弯曲应力，88.45MPa；

kd——动载荷系数，载货汽车取2.5。

计算得?wd?221.12MPa

5.5. 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算

受力分析如图5-2所示，驱动轮受垂向反力，切向反力作用。此时，

最大切向反力计算如下式：

Pmax?Temaxig1i0?T/rr （5-4）

式中：Temax——发动机最大转矩180N?m；

rr——车轮滚动半径0.289m ；

?T——传动系传动效率0.9；

i0——驱动桥的主减速比；

ig1——变速器Ⅰ档传动比。

计算得：Pmax?10692.49N。

图5-2 汽车以最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图

后驱动桥壳钢板弹簧座间垂向弯矩计算如下

Mv?G22?m?B?s22=16933.52N?m

式中：m2——车辆变速行驶时质量转移系数1.2；

驱动桥壳水平弯矩计算如下

MPmax2?B?sh?2?9756.89N?m

桥壳在板簧座间所受转矩计算如下：

T?TemaxiTL?T2?8673N?m

式中：

Temax,iTL,?T——见式（5-4）下的说明。

5-5）5-6）5-7）

（

若危险截面为圆管型，则合成弯矩计算如下：

M危险截面处合成应力：

?2?Mh?Mv2?T2?21381.34N?m （5-8）

???M??134.56?????500MPa （5-9）

Wd4(1?4)?158896.7mm3。式中：W——危险断面处的弯曲截面系数32D?D35.6. 汽车紧急制动时的桥壳强度计算

受力分析如图5-3所示，驱动轮受垂向反力，切向反力作用。此时，最大切向反力计算如下式：

图5-3 汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图

地面对驱动车轮的制动力G2m2?/2。

紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv及水平方向弯矩Mh分别为

?G?B?sMv??2m\'?gw??11994.58N?m （5-10）

?2?2Mh?G2\'B?sm??9595.66N?m （5-11）

22式中：G2,B,s——见式（5-1）说明；

m\'——车辆制动时质量转移系数，载重车辆后桥，取m\'?0.85；

?——轮胎附着系数，取0.8。

桥壳在两钢板弹簧的外侧部分同时还承受制动力所引起的转矩

T?G2\'m??rr?1693.04N?m （5-12）

2紧急制动时桥壳在两板簧座附近的危险断面处的合成应力：

2Mv2?Mh?T2?

????93.28?[?]?500MPa （5-13）

?WWM 扭转应力：

??故满足强度条件。

T?61.48?[?]?400MPa （5-14）

Wt5.7. 本章小结

本章主要内容为驱动桥壳的强度计算与受力分析。第一，简述驱动桥壳及结构形式，分析比较后选择整体式。第二，静弯曲应力作用时，针对不同情况分别进行桥壳强度计算。

6.结论

本次毕业设计的主要任务内容为，选定风光330汽车作为参考车型，完成与其相匹配的驱动桥设计计算，在设计过程中，参照前人设计思路，以机械设计手册为据，完成计算。还借助计算机辅助，使用CATIA软件完成三维建模。本次设计总结如下：

a. 驱动桥设计主要有主减速器、差速器、驱动半轴以及驱动桥壳等主要部件。为符合小型载重汽车的条件、用途，设计原则主要有：结构简单，体积小，安全可靠，质量小，性价比高等。故选择中央单级式主减速器，对称式圆锥行星齿轮差速器，全浮式驱动半桥以及整体式桥壳。

b. 本次驱动桥设计主要参数均为按照机械设计手册要求仔细计算后得出，并完成校核计算，符合强度条件。并依照计算所得数据，在计算机上利用CATIA软件完成零件图及装配图绘制，最后根据三维模型导出二维图，

保持形状、尺寸一致。 c. 经过本次毕业设计的学习实践，多方面提升了我的综合能力。回顾了本科期间所学《汽车构造》、《机械设计》等课程内容，并对其中驱动桥的工作原理与构造有了更深的理解与体会。毕业设计期间，不断的到修理厂实习，查阅有关资料，拓宽了我的知识面，提升了我的学习能力。此外，三维建模的过程中使我提升了CATIA软件使用的熟练度。同时，毕设期间也深刻体会到自己在本科学习期间仍存在缺陷，多次在设计期间发生“卡壳”现象，在老师同学的帮助下得以突破。

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[24] Accelerated Fatigue Bench Test of Driving Axle Housing Based on ational

Conference on Measuring Technology and Mechatronics Automation.2009.12.

附

附录1 英文文献

录

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.

Keywords-driving axle housing; FEA; fatigue life; load spectrum

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 high-cycle- fatigue or

low-cycle-fatigue 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

stress-life (S-N) method is always used on high-cycle-fatigue life prediction, meanwhile,

the strain-life (E-N or ?-N) method is generally chosen for low-cycle-fatigue 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 S-N method hypothesizes that there’s some kind of correspondence between the

fatigue life and the stress, otherwise the E-N method assumes that the correspondence is

between the strain amplitude and fatigue life. Material property known as the S-N or E-N

curve is needed when the corresponding method is calculating the damage based on the

equation below:

Dsingle??i?1lni/Ni i

nWhere l is the amount of load level,

is the amount of load cycles under the level i , Ni

the fatigue life under the load level i (check out by the S-N or E-N 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:

S?1/Dsingle

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

- 35 - 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 widely-used 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

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 ZG230-450), 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

\"QC-T 533-1999 Vehicle Driving Bridge Test Method\"[4], determined by the design load and

its acting position of the rear bridge that the DAH belongs to, 5.2T and 10.4T 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

- 36 - 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.

Density?

Kg/m3?

us?

GPa?

7830

211

80.4

0.311

PHYSICAL

PROPERTIES OF

ZG230-450

Elastic

ModulShear

Modulus?

GPa?

Poisson\'s

ratio

TABLE II. RESULTS OF

STATIC

STRENGTH

TEST

Unit: MPa

Measure point

FEA

38.28

6.89

-8.46

-6

38.05.2T

Bench

Test

10.4T

FEA

75.81

13.6-16.7

75.3- 37 - Bench

Test

-13

(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

- 38 -

Due to the anticipated life of the DAH analyzed is shorter than common ones (600h or less), the E-N method was chosen to predict its fatigue life. The fatigue properties of

ZG230-450 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 40Km/h.

Figure 4. Cyclic and monotonic stress-strain curve of ZG230-450 Figure 5.

Strain-Life Curve of ZG230-450

Figure 6. Load spectra on suspension mounting

Figure 7. Load spectra on lateral end

- 39 -

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 e[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).

- 40 - Fig. 11 shows the cycle amount is significantly reduced after editing at the ratio of 99.4.

This accelerated ratio is higher than usual (3-5 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 \"QC-T 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 8-levels 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 \"QC-T 534-1999 Guideline for Vehicle Driving Bridge Bench Test \"(1.5mm /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.

- 41 - REFERENCES

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- 42 -

附录2 英文文献翻译

基于 FEA 的驱动轴壳体的累疲劳台测试

- 43 -

摘要：通过有限元仿真环境下的静强度分析、疲劳寿命预测、应变历程采集和时间相关损伤分析，得到了某工程车辆驱动桥壳加速疲劳台架试验的扣除载荷谱。台架试验结果表明，扣除载荷谱后，在准确保留零件所受损伤的前提下，可显著缩短试验周期。

关键字驱动轴外壳;FEA;疲劳寿命;载荷谱

Ⅰ.前言

驱动桥壳(DAH)是车辆主要承重部件之一。由于其复杂的几何形状和制造工艺，需要从生产线上取样，进行一系列强度和疲劳试验，以验证其质量。

目前，有多种专用试验台对DAHs[1]进行疲劳台架试验。为了准确模拟行车荷载，台架试验通常以实测路面试验测得的荷载谱作为参考(模拟对象)。考虑使用寿命长(总是超过5000 h或相应的等效行驶距离)的驱动桥,

如果没有适当的测试方法，具有同一时期测量光谱疲劳接受一部分台架试验需要很长时间, ,这意味着测试将花费太多的负担。

本文采用有限元疲劳分析和疲劳谱编辑技术，选用MSC、FEA软件对某工程车辆的台架试验进行指导。进行有限元建模、疲劳寿命和关键部位预测、应变历史获取以及时间相关损伤(TCD)分析。台架试验结果表明，本文提出的分析方法在满足损伤等效原则的前提下，显著缩短了试验周期。

Ⅱ. FE疲劳分析和TCD的基本原理

在不同类型的交通工具下，DAH的预期寿命有很大的多样性。在分析零件疲劳寿命时，需要根据实际运行情况判断是高循环疲劳还是低循环疲劳。使用不同类型的疲劳寿命预测方法分析相应的疲劳类型[2]。协同(s (n)方法总是在high-cycle-fatigue使用寿命预测,与此同时,strain-life (E-N或?-N)通常是选择低循环疲劳寿命预测方法。两种方法通常采用矿机线性累积损伤理论来估计疲劳寿命，但计算损伤的方法不同。S-N方法假设疲劳寿命和应力之间存在某种对应关系，否则E-N方法假定应变振幅与疲劳寿命之间的对应关系。当对应的方法基于以下方程计算损坏时，需要称为 S-N 或 E-N

- 44 - 曲线的材料属性。两种方法通常采用矿机线性累积损伤理论来估计疲劳寿命，但计算损伤的方法不同。

S-N方法假设疲劳寿命和应力之间存在某种对应关系，E-N方法则假设应变幅值和疲劳寿命之间存在对应关系。当相应的方法根据下式计算损伤时，需要用到S-N或E-N曲线的材质:

Dsingle??ni/Ni

i?1l其中l为荷载水平量，ni为第i级荷载循环次数，Ni为第i级荷载水平下的疲劳寿命(由S-N或E-N曲线检验)，Dsingle为单个荷载扇区的损伤。假设Dsingle累积到Df(通常为1)时失效，则预测寿命S为:

S?1/Dsingle

对于F-E模型，上面的计算是基于节点的。由于作用于各节点的载荷历史是多种多样的，因此预测寿命不同，这就方便了以各节点的载荷历史为对象进行加速测试型载荷谱编辑时，找到零件的危险部位。

TCD是一种广泛使用的光谱编辑方法，用于加速台架实验[3]。该方法的基本思想是:(1)以一个微小的恒定时间周期为单位，将整个荷载历史(对已选择的主体位置的应力或应变)按单位划分为若干段。(2)计算各组份的损伤值，绘制TCD图，将这些值串起来。(3)设置阈值损伤值;移除伤害值低于阈值的部分。确保阈值足够低，以保留原始频谱所具有的大部分损伤。将简化谱用于台架试验时，由于缩短了载荷历史的长度，可以缩短试验周期。

Ⅲ. DAH有限元建模和静态强度分析

本文以CV的DAH为标本。有限元模型是利用MSC建立的。Patran与固体利乐元素。模型部分简化，忽略了一些局部小结构(如螺孔)。根据零件材料(铸钢ZG230-450)设置物理性能，如表1所示。

- 45 - 为验证有限元模型后续疲劳分析的准确性，进行了实部台架试验和模型分析对比。参照《QC-T 533-1999汽车驾驶桥试验方法》[4]，根据DAH所属的设计荷载及其在后桥的作用位置，对DAH的悬架架体施加5.2T和10.4T左右对称荷载。有限元模型的边界和加载条件以及台架试验的支撑和加载方案如图1所示。

如图1(a)所示，台架试验时，在DAH的每侧端装配花键轴进行支撑和加载传递路径模拟。左边的花键轴与托架焊接，而右边的没有。进行有限元分析时，根据台架试验建立边界条件，如图1(b)所示。

如图2所示，安装了四个应变仪，用于测量台架试验过程中的应变(应力)。通过有限元静强度分析，可以方便地得到有限元模型的应变。FE静强度分析的应力等值线图如图3所示。

由台架试验和有限元分析得到的应力(此处仅考虑水平应力)如表2所示。从表2的数据可以看出，两种测试之间有很好的一致性，特别是在高应力点1和4。验证了有限元模型的准确性。

Tab.2 的数据表明，两个测试之间具有良好的一致性，尤其是在高应力点 1 和 4 处。验证了有限元模型的准确性。

TABLE I.

密度?

公斤/米3

7830

211

80.4

0.311

PHYSICAL