轻型卡车主减速器(驱动桥)设计

前言主减速器是车辆传动系统重要部分,基本功能是改变传动轴传递来的动力方向，增大传动比，增大传递扭矩。主减速器外的壳体与半轴套管连接在一起，组成驱动桥桥壳。驱动桥壳基本作用是保护主减速器等结构,起主要承载作用,承受由驱动轮传来的路面的各种反力和力矩,经过悬架将其传给车架[1]。车辆的主减速器传动比与车辆的最小传动比密切相关，进而影响车辆的燃油消耗率、车辆动力性和最高车速等整车参数。对于无分动器及副变速器，变速器最高挡传动比为1的车辆而言，主减速器传动比i0即为车辆传动系统的最小传动比。如果主减速比i0选择偏小，此时发动机的利用率高，车辆最高行驶车速高，燃油经济性好，但此时车辆动力性较差，后备功率较小。如果主减速比i0选取偏大，车辆动力性好，此时车辆驱动桥壳除了具有保护主减速器等结构作用外，与其他车桥一起，承载车架及车架上的总质量。车辆行驶时，驱动桥壳需要承受由路面冲击产生的各种力和力矩。此外车辆在大牵引力、最大制动力和最大侧向力工况下，承受各种力和力矩。因此桥壳设计时，对其强度的校核是其设计内容的重要部分。有限元分析（FEM）是以力学理论为基础，是力学、数学及计算机结合的产物是计算机辅助工程（CAE）的重要组成部分[3]。计算机辅助设计（CAD）目前已经发展相当成熟。近年来很多国外的CAD/CAE软件都先后进入国内，在车辆工程等汽车设计领域已经得到了广泛的应用。利用Solidworks、Pro/E、UG、CATIA、AutoDESK等CAD三维设计软件可以方便的建立零件、装配模型，利用参数化建模等方法使车辆设计过程更加直观高效。目前如ANSYS、ABAQUS、Hypermesh、MSC.Nastran等主流的有限元分析软件实现了衔接，支持有限元分析软件中导入CAD模型，避免了同一零部件的重复建模，大大简化了工程分析的工作量。并且某些有限元分析软件还可以嵌入CAD软件，实现CAD模型与有限分析的同步更改[4]。本文在桥壳设计时,采用了Pro/E三维建模与ANSYSWorkbench有限元分析相结合，利用CAD软件Pro/E的参数化建模的方法，定义桥壳厚度等相关的设计参数，建立了桥壳的三维模型。并对设计的模型进行了力学的校核，满足强度要求。将Pro/E建立的文件转换格式后，导入到ANSYSWorkbench有限元分析模块，得到了所设计的桥壳的应力与应变云图。得到了桥壳在五个工况下的应力、应变云图，通过分析，检验了所设计桥壳强度的可靠性。

1减速器结构型式的选择1.1主减速器齿轮形式选择车辆主减速器齿轮类型主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮等几种形式。目前广泛采用的是弧齿锥齿轮和双曲面齿轮两种形式作为汽车主减速器的传动方式。两种齿轮形式如图1.1所示。图1.1弧齿锥齿轮与双曲面齿轮Fig.1.1Spiralbevelgearandhypoidgears弧齿锥齿轮传动在传递的载荷较高时,由于沿齿的纵向没有滑动,而只有小量的齿廊表面的滑动,所以滑动速度低，载荷通常是分配在两对以上同时啮合的轮齿上,作用在弧齿锥齿轮齿面上的接触载荷较低。双曲线齿轮传动更显著地具有上述优点。与上述形式相比，二者结构尺寸等同时，双曲面齿轮传动拥有更大的传动比。由于偏移距的存在，不但有沿着齿高方向的侧向滑动，还存在着沿齿长方向的纵向滑动，使齿轮运转更加平稳，且同时啮合齿数更多，有效降低了轮齿的接触应力。但其对润滑油有特殊要求,需采用双曲线齿轮油润滑，双曲线齿轮要求的加工、装配精度也较高[5]。齿轮形式选择时，对于传动比高于4.5，且齿廓尺寸受限时，一般采用双曲面齿轮传动方式更为合理。在传动比低于2.0时，双曲面齿轮传动时主动齿轮相对于弧齿锥齿轮的更大，此时一般选择弧齿锥齿轮。对于中等大小的传动比，上述两种选择均可[6]。根据整车参数，所设计车辆变速器最高挡位的传动比为0.784，最高车速为95km/h，轮胎型号为7.00-168PR，发动机最大功率时转速3600r/min.根据公式1.1[2]： ua=0.377·r·ni根据整车设计参数，ua为行驶车速，uig为变速器挡位，ir为车轮滚动半径，对于7.00-168PR轮胎，取r=0.385m[16]；n为发动机最大功率时转速，n=3600r/min；主减速器传动比，i0根据上述公式计算出的车辆主减速器传动比i0=7.02，此主减速器传动比稍大，为了不致从动齿轮尺寸影响整车离地高度，降低车辆通过性，综合考虑车轮直径，车辆离地高度等因素，所设计的该轻型卡车主减速器采用双曲面齿轮传动较为合理1.2主减速器减速选择一般商用车的主减速器减速形式分为单级减速、双级减速、单级（双级）贯通式主减速器等几种形式。减速器选择的形式与车辆的类型及使用条件有关。车辆采用单级主减速器结构时，其结构简单紧凑，质量轻，一般用在传动比≤7.6的各种中、小型车辆上。对于总质量较小的商用车一般会采用单级主减速器结构。多数采用主减速器的货车的主减速比为5~7。双级主减速器由两级减速器组成，一般用在主减速比在7~12，而且要求车辆一定的离地间隙的重型车辆。单级（双级）贯通式主减速器多用在双桥，或者多桥车辆上[7]。所设计车型为一轻型卡车，计算出主减速比为7.02，为单桥驱动，主减速比稍大。若采用双级主减速器可以大大地降低主减速器齿轮的尺寸。但是使主减速器的结构、质量大大地增大，大幅度的增大了簧下质量，也增大了主减速器的制造成本，一般在轻型卡车上很少使用。采用单级主减速器，虽然由于主减速比的稍大会牺牲一部分离地高度，但是仍然能满足离地高度的要求，也能满足轻型卡车使用的各个工况的求。综上所述，主减速器的减速形式选择单级主减速器。1.3主减速器支承方式选择主减速器设计时，涉及的支承有三处。一处为主动锥齿轮的支承，另一处为从动锥齿轮外，支承差速器壳的支承，此处与差速器参数有关，在此不做讨论。此外还有一处支承为从动锥齿轮的辅助支承。本文设计了一轻型卡车主减速器，发动机最大转矩并不是十分大，一般轻型汽车均选择结构简单地悬臂式支承方式。该支承方式完全能满足车辆的设计要求。2主减速器齿轮参数计算主减速器齿轮参数计算包括两个方面。一是齿轮的承载能力计算，通过发动机转矩、变速器传动比等参数，确定传递到主减速器的转矩。二是根据主减速器传递的转矩，依据设计手册[15]，计算车辆主减速器双曲面齿轮的几何参数。2.1主减速器锥齿轮的计算载荷的确定2.1.1按最大转矩确定从动锥齿轮的计算转矩根据计算公式2.1[5],Tce=Kd其中，Kd为动载系数，根据性能系数f fj=1100ma为整车质量，mTemax为发动机最大转矩，Ti1为变速器一挡传动比，iif为分动器传动比，该车未涉及分动器，故ifi0为主减速器传动比，iη为发动机至传动轴的传动效率，取η=0.85；n为驱动桥数目，单桥车辆取n=1；由： 0.195m有：fj根据性能系数fjfj离合器的突然结合动载系数Kd=2k为液力变矩器的变矩系数，无此结构时取k=1；带入参数后计算从动锥齿轮的计算转矩TceT2.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩根据公式2.3[5]， Tcs=G2G2为满载状态下单个驱动桥的静载荷，G2m2'为车辆最大加速度下后桥的载荷转移系数，对于商用车mφ为轮胎与路面的附着系数，取φ=0.85；rr为车轮的滚动半径，取rim为主减速器从动齿轮至驱动轮间的传动比，对于不设轮边减速器车辆iηm为主减速器主动齿轮至驱动轮间的效率，取η按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs有Tcs=2.1.3按汽车日常平均行驶转矩确定从动锥齿轮的计算转矩根据公式2.4[7]， Tcf=GaGa为汽车总质量，GT为汽车所牵引挂车的满载质量，仅用于牵引车，此处fR为道路滚动阻力系数，计算时载货汽车取fH为车辆正常行驶时的平均爬坡能力系数，载货汽车取fP为汽车或汽车列车的性能系数，根据公式2.5 fP=1100当0.195×G取fP=0，T2.2主减速器锥齿轮参数的选择2.2.1齿数选择商用车主减速器主动锥齿轮齿数z1一般不小于6,由表2.1双曲面齿轮齿数选取表，根据计算出的主减速器比，选择小齿轮齿数[8]表2.1准双曲面齿轮齿数表Tab.2.1Hypoidgeartoothnumber传动比i小齿轮齿数z允许范围4.5~5.087~95.0~6.076~86.0~7.575~77.5~1255~6根据前面计算，该轻型卡车主减速比为7.02，主减速比稍大，为不造成从动锥齿轮直径过大，造成车辆离地间隙过低，选取主动锥齿轮齿数z1=6,从动锥齿轮齿数z22.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径计算d2根据经验公式初选，由公式2.6[5] d2=Kd其中，Tc=min⁡[Tce，Kd2为直径系数，一般为d=13×313902.5圆整后，取d22.2.3端面模数的选择根据公式2.7[5],端面模数ms ms有：ms同时ms还应满足 msKm为模数系数，一般在0.3~0.4Km=7.2724.052.2.4双曲面齿轮副偏移距及偏移方向车辆主减速器双曲面齿轮传动副的偏移距E不能选择的过大，也不能太小。偏移距过大会造成其纵向滑动过大，造成齿面早期磨损失效；偏移距E值选择太小，无法发挥其传动的优点[5]。根据偏移距经验公式2.9[9]， E=0.1~0.15取E=0.12d2=偏移方向，有上偏移和下偏移两种，如图2.1所示。图2.1图2.1双曲面齿轮偏移方向Fig.2.1Offsetdirectionofhypoidgears为了能够减小传动轴与主减速器主动齿轮的夹角，采用上偏移的方式。则主动齿轮选择左旋，从动齿轮确定为右旋。安装方式上，从车辆前部看去，从动齿轮安装在主动齿轮左侧，车辆前进时，主动齿轮逆时针旋转（从主动齿轮背锥方向看去）。2.2.5螺旋方向车辆主减速器齿轮的螺旋方向与旋转方向会影响齿轮轴向力的方向。车辆前进方向行驶下，应使主动齿轮产生的轴向力为离开锥顶方向，具有主、从动齿轮有分离趋势。主动、从动齿轮的螺旋角相反。通常商用车选择主动齿轮为左旋，从动齿轮确定为右旋，也满足偏移方向要求。2.3大齿轮齿形几何参数计算车辆主减速器用双曲面齿轮的设计计算过程十分繁杂，根据设计手册[15]，计算结果如表2.2所示，详细的计算过程见附录。表2.2大齿轮几何参数Tab.2.1Geometricparametersoflargegear名称计算结果轴交角Σ90°齿数比初值u7.02从动锥齿轮大端分度圆直径d314.00mm双曲面齿轮副偏移距E37.50mm大轮大端端面模数m7.30齿数比u7.17传动比差值Δ0.71%小轮参考点螺旋角初值β45.00°大轮分度锥角初值δ80.50大轮齿宽b45.00mm法向压力角取α20°大轮齿顶高系数k0.110大轮工作齿高系数k3.50大轮参考点分度圆半径r134.80mm两轮参考点螺旋角差值β13.60°大轮参考点螺旋角β31.40°大轮分度锥角大端锥距初值R159.18mm大轮参考点分锥距R136.67mm大轮小端分度锥距R114.20mm大轮参考点工作齿高h9.36mm大轮参考点工作齿顶高h1.03mm大轮参考点工作齿根高h9.78mm大轮齿顶角θ0.59°大轮齿根角θ4.76°大轮大端齿顶高h1.26大轮大端齿根高h7.92大轮大端全齿高h9.18齿顶间隙c1.45大轮顶锥角δ81.09°大轮根锥角δ75.74°大轮大端顶圆直径d314.422.4小齿轮几何参数通过大齿轮的几何参数，计算出与之啮合的小齿轮的几何参数。计算出的结果如表2.4所示，具体计算过程见附录。表2.3小齿轮几何参数Tab.2.3Geometricparametersofpinion名称计算结果小轮分度锥角δ9.22°小轮参考点分度圆半径r22.70小轮轴向齿宽b50.3小轮顶锥齿宽b51.72小轮齿宽b50.00小轮大端顶圆直径d74.32小轮分度锥角大端锥距初值R151.60小轮参考点工作齿高h10.81mm小轮参考点工作齿顶高h8.33mm小轮参考点工作齿根高h2.48mm小轮大端齿顶高h10.27小轮大端齿根高h2.90小轮大端全齿高h13.17小轮顶锥角δ14.00°小轮根锥角δ8.57°小轮大端顶圆直径d50.943齿轮强度校核3.1单位齿长圆周力计算齿轮单位齿长圆周力p，可以按照发动机最大转矩和驱动轮打滑两种工况来计算。（1）按发动机最大转矩计算，根据公式3.1[7], p=21挡传动时，p=直接传动挡时，p（2）按驱动轮打滑计算，根据公式3.3[7], p=2带入参数后计算得，p=根据表3.1，许用圆周力[p]的取值，由于工艺水平、材料性能提高，目前[p]有时高于该表表达数据的20%~表3.1许用单位齿长圆周力[p]值Tab.3.1Unitlongteethforceofperiphery[p]汽车类别P=p=轮胎与地面附着系数φⅠ挡Ⅱ挡直接挡轿车8935363128930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.85根据上述计算结果，按照发动机最大转矩计算出的单位齿长圆周力p≪[p]，满足圆周力许用要求。按照驱动轮打滑转矩，计算出的圆周力虽稍稍高于单位齿长圆周力值[p]，但二者十分接近，在齿轮材料选用时，选择高强度的合金材料，提高p值，圆周力仍在许用范围之内。3.2齿轮材料选择主减速器齿轮工作受力复杂，有载荷冲击大、载荷多变等特点。主要失效形式为轮齿根部弯曲折断、轮齿齿面疲劳点蚀等形式。选择20CrMnTi、22CrMnMo等渗碳合金钢。3.3轮齿弯曲强度校核根据锥齿轮轮齿弯曲应力计算公式， σw其中，Tc=mink0为过载系数，取kks为尺寸系数， ks取kskm齿面载荷分配系数，悬臂式结构取kkv为质量系数，安装精度良好时取kJw为轮齿弯曲应力综合系数，图3.1齿轮轮齿弯曲应力综合系数Fig.3.1Comprehensivecoefficientofbendingstressofgearteeth取主动齿轮Jw1=0.17，从动齿轮3.3.1主动齿轮弯曲强度计算（1）按最大转矩计算，取Tc转换为主动齿轮转矩，根据公式3.6， TzTσ=552.07MPa按照最大转矩计算时，上述选择的渗碳合金材料的弯曲许用应力在700Mpa左右，根据计算结果，所设计的轮齿强度满足要求[5]。（2）按平均转矩计算，取Tc转换为主动齿轮Tzσ=按照平均转矩计算时，上述选择的渗碳合金材料的弯曲许用应力在210Mpa左右，根据计算结果，设计的轮齿强度满足要求[5]。3.3.2从动齿轮弯曲强度计算（1）按最大转矩计算。取Tcσ=693.68（2）按平均转矩计算，Tcσ=依据上述计算，所设计的从动齿轮强度满足弯曲强度要求[5]。3.4轮齿接触强度校核计算锥齿轮轮齿的接触应力根据如下公式计算， σJcp为材料弹性系数，钢取cJJ为齿面接触强度综合系数，据图4.2，取Jb为两个齿轮齿宽较小值，取b=45mm。按照上述材料选取，按照最大转矩计算时，轮齿接触应力σJ=2800MPa；按照平均转矩计算时轮齿接触应力图3.2接触强度计算用综合系数Fig.3.2Comprehensivecoefficientofcontactstrengthcalculation（1）按最大转矩计算，取Tzσ=736.55MPa<（2）按平均转矩计算，Tzσ=811.68MPa<根据计算结果，轮齿接触强度满足要求[5]。

4主减速器轴承的设计计算主减速器轴承设计时，一般先由主主动锥齿轮轴的参数初步选定轴承型号，然后验算所选的轴承寿命。验算所选轴承寿命时，先计算作用在齿轮上各种力，再根据受力分析确定所选轴承反力,明确轴承载荷，进而计算出轴承寿命。4.1主减速器轴承型号选择根据主动齿轮的尺寸、及齿轮轴的设计，主减速器轴承轴颈确定为40.00mm，主减速器减轴承内圈为40.00mm.根据设计手册，查找圆锥滚子轴承型号，选择轴承型号为30308圆锥滚子轴承[10]。详细参数如表4.1所示。表4.130308圆锥滚子轴承参数Tab.4.130308Taperedrollerbearingparameters基本尺寸（mm）额定载荷（KN）极限转速（r/min）重量(kg)计算系数轴承代号dDTBCCC脂油WeYY30000409025.25232090.8108450056000.7470.351.71303084.2锥齿轮齿面上的作用力计算(1)齿宽中点圆周力计算[7]。根据公式4.1， F=2TD其中，T为当量转矩，根据公式4.2计算，T= fg5(fg1,fg2,fg3……fg1ig1，ig2，ig3ig1fT1，fT2，fT3……fT1T=280×+64×(=333.20N·mD圆周力F=表5.2变速器各挡使用率Tab.5.2Transmissioneachblockuserate车型挡位数最高传动比fgi挡位ⅠⅡⅢⅣⅤ载货汽车5<113126420(2)齿轮的轴向力、径向力计算。根据之前设计，小齿轮为左旋，逆时针旋转。主动锥齿轮轴向力，根据如下计算公式[7]， A=p其中，γ为主动齿轮节锥角，即γ=δ1β为主动齿轮螺旋角，即β=β1A==2607.56N（3）主动锥齿轮径向力计算，根据公式4.4， R=p主动轴承径向力为：R=负号代表径向力的方向。4.2锥齿轮轴承载荷计算根据公式4.5,公式4.6，悬置式主动齿轮轴的轴承A、B载荷计算 RA=1aPb RB=1a其中，a根据主动锥齿轮参数，按照a>0.7d1，取a=40.00mmb的取值范围为b>2.5a,取b=3.0×40.00=120.00mm；c取值为根据之前设计，dR=10070.07NR=9753.01N所选用轴承为30308圆锥滚子轴承，静载荷为90.8KN，轴承满足载荷要求。4.3主动锥齿轮轴承寿命计算求出轴承的径向系数R和轴向系数A后，即可算出该轴承当量动载荷P，这里由于R和A是根据当量转矩计算出来的，故根据R及A计算出的P为轴承的总当量动载荷Pd根据计算公式4.7，公式4.8; Pd L=(为了计算Pdx，根据文献[11]，对于AR带入参数后，计算得出PdC为轴承额定动载荷，30308轴承动载荷为90.80KN；ε为轴承寿命指数，取ε=10L=计算中常以工作小时数表征轴承额定寿命，由公式4.9可以计算出轴承工作寿命。 Lhn为轴承转速（r/min），可根据汽车平均行驶速度vm计算,对于无轮边减速器车辆来说，从动齿轮轴承转速n2可以计算出n，根据公式4.10计算出 n2=2.66v其中，vm平均行驶速度，对于载货汽车取30~40km/hrr为车轮滚动半径，该车型轮胎取0.385mn=Lh通过计算结果，轴承寿命满足要求。

5桥壳的设计与建模5.1桥壳的形式选择桥壳的中央部分是主减速器等总成的壳体，起这些总成的保护作用。起承载作用是，受力是比较复杂的,不平路面上承受冲击载荷,还承受驱动轮的牵引力、制动力、侧向力。设计时必须保证桥壳在不仅在静载荷下有较高的强度、刚度，也应保证动载荷下的刚度及强度。桥壳结构可分为可分式、整体式和组合式三种。可分式桥壳和组合式桥壳如图所示。可分式桥壳仅适用于轻型汽车,已很少采用。组合式桥壳常用于轿车、微型汽车及轻型商用车。图5.2组合式桥壳图5.2组合式桥壳Fig.5.2Combinedbridgeshellcontact图5.1分段式桥壳Fig.5.1Sectionalaxlehousingcoefficientofcontact整体式桥壳拆装、调整主减速器十分方便有铸造式、钢板冲压对焊接式和钢管扩张式三种工艺形式。重型汽车一般上采用的铸造整体式桥壳结构。由于中央部分长度较长,所以钢板座处的铸造断面可以选用最合理的形状。如图5.3为铸造成型桥壳。图5.3铸造式整体式桥壳Fig.5.3Castingintegralbridgeshell钢板冲压焊整体式桥壳由多个组件焊接而成。焊接时需要四块三角形钢板焊接到桥壳前后两侧的缺口中。也可以不用三角形钢板，直接在上、下或者左、右桥壳上冲压处三角形区域，焊接时还可以省去主件倒角的的问题。但是降低了主件下料时的工艺性。如图为无需三角形钢板由钢板冲压焊接形成的整体式桥壳。图5.5图5.5整体式扩张桥壳成型Fig.5.5Integralexpandedbridgeshellforming图5.4钢板冲压焊整体式桥壳Fig.5.4Integralbridgeshellofsteelplatestampingwelding钢管扩张工艺的整体式桥壳，是由无缝钢管或钢板卷焊钢管扩张成型，扩张成型过程如图5.5所示。钢管扩张或钢板冲压焊接焊接式的整体式桥壳在轻、中吨位载重汽车上已被广泛采用。由于设计车型为一辆轻型卡车，总质量不大，因此用钢管扩张或钢板冲压焊接焊接式的整体式桥壳。5.2桥壳的建模根据设计的主减速器锥齿轮、轴承等的结构参数，利用三维CAD绘图软件Pro/E对桥壳的参数化设计，进行桥壳的设计。5.2.1Pro/E参数定义在建模过程中，对于某些关键的尺寸进行参数定义，有利于控制关键尺寸，以及后期的有限元分析、优化等。定义参数如图5.6所示。图5.6桥壳参数定义Fig.5.6Bridgeshellparameterdefinition其中，QN为桥壳中间圆内径，QW为桥壳中间圆外径，两个参数用于控制桥壳中间圆内壁与主减速器从动齿轮的距离与桥壳中间圆壁厚。QGN为半轴套管内径，控制半轴套管的尺寸。5.2.2桥壳的Pro/E建模利用Pro/E建模，通过拉伸、旋转、扫描等命令，获得了桥壳的三维模型，如图5.7所示。图5.7桥壳的Pro/E模型Fig.5.7Pro/Emodelofbridgeshell5.3桥壳强度校核5.3.1桥壳的满载静弯曲应力计算根据计算公式5.1，计算出车辆在满载静止工况下，桥壳钢板弹簧座上的弯矩。 M=(G22-G2为汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，Ggw为车轮（包括轮毂、制动器等）的重力B为轮距，B=1.475m；s为驱动桥壳两钢板弹簧座之间的距离，s=0.84m。由弯矩图[12]可知，桥壳的危险截面位于钢板弹簧座附近，由于gw远远小于G22，且校核计算时不易估计准确，无数据时可忽略，则弯曲应力可由公式 σwj=103Wv根据表6.1桥壳弹簧座附近断面形状及Wv、Wh表6.1桥壳弹簧座附近断面形状及Wv、WhTab.6.1SectionshapenearthebridgeshellspringandWv、Wh截面形状垂直及水平弯曲截面系数Wv、扭转截面系数Wππ垂直及水平弯曲截面系数WvWM=σ对于钢板冲压焊接桥壳，取弯曲许用应力[σ]=500MPa,满载工况下满足强度要求。5.3.2路面冲击载荷下的桥壳强度计算汽车高速行驶在不平路面上时，桥壳除受静载荷状态下的那部分载荷外，还承受路面不平引起的冲击载荷，此时桥壳在动载荷下的弯曲应力根据公式5.3计算。 σwd=kdσkd为动载系数，对于货车取2.5σwj为桥壳在静状态下弯曲应力σwd不平路面冲击载荷下，桥壳应力依然小于桥壳许用用力，桥壳强度满足要求。5.3.3最大牵引力时的桥壳强度计算此时，不考虑车辆侧向力作用，车辆最大牵引力时，作用在左右驱动车轮上除了有垂向反力，还有切向反力。通过对桥壳受力分析，车辆最大牵引力时，桥壳钢板弹簧座处在垂直方向上承受车架对桥壳的垂向作用力，水平方向由于驱动轮与地面的切向作用力，形成水平方向的弯矩。最大牵引力下，地面对驱动轮的最大切向反力为： Pmax=TemaxiTemax为发动机最大转矩，TiTL为车辆传动系统最大传动比时效率，iηT为传动系效率，取ηrr为车轮滚动半径，r发动机最大转矩时，地面对驱动轮的最大切向反力Pmax为P此时，后桥桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩为： Mv=(G2其中，m2为汽车加速时的质量转移系数，货车后驱动取1.1~1.3G2，M车辆最大驱动力时，驱动轮承受最大切向反力，根据受力平衡，桥壳的钢板弹簧座处也承受等大相反的作用力Pmax。桥壳也承受水平方向弯矩，对于装有锥齿轮差速器驱动桥车辆而言，两个钢板弹簧座之间水平方向弯矩MM当差速器使左右车轮分配的转矩不相等时，应取较大驱动轮所引起的转矩代替Pmax此外，桥壳还承受驱动桥传递驱动转矩引起的反作用力矩，此时在钢板弹簧之间的转矩T(N·m)为，T=式中，Temax当钢板弹簧座附近危险截面为圆管断面时，在断面处弯矩为MΣ MΣ=Mv带入参数，M钢板弹簧座附近危险截面合成应力σΣσ最大牵引力时桥壳强度满足要求。5.3.4最大制动力时的桥壳强度计算车辆制动力达到最大时，不考虑侧向力下，经受力分析，作用在驱动轮上除了有垂向反力G2m2'2车辆紧急制动时，两个钢板弹簧座之间垂向弯矩Mv和水平弯矩M Mv=(G22 Mh=G22G2，B，sm'为车辆制动时质量转移系数，对于后桥驱动货车，m'可以估算取φ为驱动轮与路面附着系数，计算时，取φ=MM桥壳在在钢板弹簧黄座外侧部分还同时承受制动力引起的弯矩，T=此时合成应力σΣσ最大制动力工况下，桥壳强度满足要求。5.3.5最大侧向力时的桥壳强度计算当车辆高速满载转向时，会产生一个相当大的并作用于车辆质心的离心力，另外由于路面不平等原因，也会造成车辆承受侧向力。当汽车承受的侧向力达到地面与轮胎的侧向反作用力时，车辆将处于侧滑临界状态。侧向力一旦超过侧向附着力时，车辆开始侧滑。车辆在侧向力作用下时，车架通过钢板弹簧座对桥壳施加侧向力，使得轮毂轴承处也会产生侧向作用力。车辆驱动桥侧滑的条件是， P2≥Y2L+P2为驱动桥受到的侧向力Y2L，φ1为轮胎与地面的侧向附着系数，计算时φ计算时，忽略驱动轮的制动力，牵引力等切向反作用力。以车辆向右侧滑为例，根据受力简图，可求出驱动桥侧滑时左、右驱动轮的支承反力，受力分析如图5.8所示[7]。图5.8最大侧向力时受力分析Fig.5.8Maximumlateralforceanalysis根据公式5.9，计算出左右驱动轮支承反力Z2L Z2L=G2（hg为车辆满载时的质心高度，取hG2当hgφ1B=如图为驱动桥上车厢受力图，可以据此求出钢板弹簧对桥壳的垂向作用力T2L，T2K钢板弹簧对驱动桥壳钢板弹簧座垂向作用力N为， T2L=0.5G2G2rr'为钢板弹簧座上表面到地面的距离，m,根据设计车辆质心高hg=0.95mG2’根据车辆满载载质量，及前后轴载荷分配比例，估算18000T其余参数意义，同上述公式。对于全浮式半轴的驱动桥车辆，在桥壳两端的半轴套管上，各装着一对轮毂轴承，布置在车轮垂向反作用力Z2两侧，一般内轴承距离车轮中心线更近。发生侧滑时，内、外轮毂轴承的径向支撑力S1、S2,图5.9车辆向右侧滑时轮毂轴承径向支承力Fig.5.9Vehiclesidesliprightwheelhubbearingradialbearingforce发生侧滑时左、右车轮轮毂内外轴承支撑力分别为， S1L=rra+b S2L=rra+b S1R=rra+b S2R=rra+b左右驱动轮的侧向力为， Y2L=Z2Lφ Y2R=Z2Rφ1根据桥壳设计，a=44.30mm代入参数后，计算结果如下：ZS1LS1LS1RS2R根据轴承对轮毂的径向支撑力，可以得出轮毂轴承对半轴套管的反力。再根据钢板弹簧座处的垂向力T2L，T危险截面出现在右侧钢板弹簧座附近A-A处，该处弯矩为，M弯曲应力，σ剪切应力，τ半轴套管处的应力不应超过490MPa，最大侧向力工况下满足强度要求[7]。

6ANSYSWorkbench有限元分析Workbench是ANSYS公司的新一代协同仿真环境，具有客户化、集成化和参数化的特点。除了具备ANSYS具备的分析功能外，与各大CAD软件实现了很好地衔接。并且支持嵌入CAD软件，实现同步处理。6.1分析前处理经过Pro/E建模，得到桥壳三维模型。由于Pro/E5.0不能将文件直接装换为x_t格式，通过Soliworks软件将其格式装换为x_t格式后，导入到ANSYSWorkbench软件中，进行有限元分析。如图6.1，文件导入到Workbench后，在DesignModeler平台上生成桥壳实体。减少了不必要的重复建模，使有限元分析与CAD软件实现了无缝衔接。图6.1DesignModeler平台上生成桥壳实体Fig.6.1DesignModelerterracebridgeshellsolid选择StaticStructural(ANSYS)项目，进行静力学分析。根据前述设计，半轴套管材料选择40Cr，根据材料参数，在将材料密度修改为7850kg/m3，工作温度改为20℃，杨氏模量改为2.11×1011图6.2EngineerData中修改材料属性Fig.6.2ModifymaterialpropertiesinEngineerData然后Mechanical中进行划分网格。采用四面体自动进行网格划分。网格划分控制。对于满载工况与冲击载荷工况，由于载荷只有钢板弹簧座附近的压力，计算量相对较小，因此网格单元尺寸选择2mm.对于最大牵引力工况、最大制动力工况及最大侧向力工况，载荷复杂，计算量较大，选择网格单元尺寸为5mm，以减小网格数目，降低计算机计算量，避免内存不足。在Smoothing栏选择High，设置为网格平滑度为高度，SpanAngleCenter栏选择Fine，设置跨度中心角为36°~12°，使网格划分能够平滑过渡。图6.3Mechanica中划分网格Fig.6.3Mechanicalhavinggoodgrid采用自动的四面体网格划分时，在过渡部分会采用六面体网格过渡[14]。6.2施加约束和载荷根据上述受力分析，在桥壳左右轴头处两个轮毂轴承处施加约束。如图6.4所示。载荷根据工况，施加力与转矩。图6.4Mechanica中施加约束Fig.6.4RestrictingrestraininMechanica6.3五个工况分析前处理完成后，对满载工况、路面冲击载荷工况、最大牵引力工况、最大制动力工况五个工况分别施加不同的载荷，进行五个工况分析。6.3.1车辆满载静止工况下桥壳分析车辆满载静止工况下，桥壳两端轴头通过轮毂轴承支承在轮毂上，钢板弹簧座承受后轴载荷。根据后轴载荷分配G2=对左右钢板弹簧座施加垂向作用力，Fv求解后，桥壳应力与应变图如图6.5，图6.6所示。图6.5满载工况桥壳应力图Fig.6.5Fullloadconditionaxlehousingstressmap图6.6满载工况桥壳应变图Fig.6.6Fullloadconditionaxlehousingstrainfigure从图6.5可以看出，车辆满载静止时，桥壳的最大应力为74.459Mpa，出现在钢板弹簧座外侧至轮毂轴承座根部区域。材料的许用应力为500Mpa，，该工况下的应力强度满足要求。与理论计算结果109.85MPa从图6.6看出，桥壳最大变形在桥壳中间圆左侧三角形区域附近。最大变形量为0.116mm.根据中华人民共和国《汽车驱动桥台架试验评价指标》中规定：载货汽车满载时，每米轮距所允许的最大变形量不得超过1.5mm/m[13].桥壳每米轮距变形量为0.116/1.70≈0.068mm/m，满载工况下，最大变形量符合国家标准，桥壳在该工况下满足刚度要求。6.3.2路面冲击载荷工况下桥壳分析在路面冲击载荷工况下，根据校核时的简化计算，取施加载荷为2.5倍的满载工况下的在载荷。施加载荷后进行求解。应力、应变云图如图6.7，图6.8所示。图6.7路面冲击载荷下桥壳应力图Fig.6.7Roadimpactloadaxlehousingstressmap图6.8路面冲击载荷下桥壳应力图Fig.6.8Roadimpactloadaxlehousingstrainfigure图6.7中，桥壳的最大应力发生在右侧钢板弹簧座外侧至及轮毂轴承座根部区域。最大应力为184.96Mpa，小于其许用应力值，左右两个轴管处应力较大，但仍然满足要求。应力分析结果比理论校核结果274.63MPa小，这是由于约束施加方式不同造成的。图6.8中，桥壳的最大变形发生处与，满载工况时类似，最大变形量为0.289mm，则每米轮距变形量为0.17mm/m，满足刚度要求。6.3.3最大牵引力工况下桥壳分析根据桥壳校核时的受力分析，最大牵引力工况下，钢板弹簧座承受水平、垂直方向的作用力产生的弯矩以及承受驱动桥传递驱动转矩引起的反作用力矩。根据校核计算时的计算结果，施加载荷如下：钢板弹簧座处施加垂直方向最用力Fv钢板弹簧座处施加水平方向最用力Fh钢板弹簧座处施加力矩T=4024.58通过求解器求解，获得桥壳的应力、应变云图如图所示。图6.9最大牵引力工况下桥壳应力图Fig.6.9Maximumtractionaxlehousingstressmap图6.10最大牵引力工况下桥壳应变图Fig.6.10Maximumtractionaxlehousingstrainfigure在车辆最大牵引力工况下，桥壳各应力云图如图6.9所示。桥壳的最大应力出现在桥壳右侧钢板弹簧座处，最大应力为107.68Mpa，左侧钢板弹簧座处应力也较大，在中间圆与半轴套管连接处应力值也稍大较大。桥壳所有的应力值均小于其许用应力值500Mpa。与理论计算结果σΣ=174.90MPa在图6.10中，桥壳的最大变出现在桥壳中间圆与三角形区域连接处的上侧，最大变形量为1.75mm。据此计算出每米轮距变形量为1.15mm/m.根据标准,符合国家《汽车驱动桥台架试验评价指标》标准，满足桥壳满足刚度要求[13]。6.3.4最大制动力工况下桥壳分析最大制动力时，与最大牵引力工况类似，桥壳板弹簧黄座处需要承受水平及垂直方向的弯矩，以及承受制动力引起的转矩。车辆最大制动力时，垂直方向作用力在考虑载荷转移后，Fv车辆最大制动力时，水平方向作用力等于地面附着力，Fh根据校核计算，施加转矩，T=3868.48施加载荷后求解，应力应变云图如图所示。图6.11最大制动力工况下桥壳应力图Fig.6.11Maximumbrakeaxlehousingstressmap图6.12最大制动力工况下桥壳应变图Fig.6.12Maximumbrakeaxlehousingaxlehousingstrainfigure车辆最大制动力工况下，桥壳应力云图如图6.11所示。桥壳的最大应力出现在左侧钢板弹簧座处，为104.74Mpa，与之对应的右侧钢板弹簧座处应力值也较大，所有的应力值均小于桥壳的许用应力，该工况下的桥壳强度满足要求。由于约束施加的方式不同，与桥壳用力学理论校核下的应力值141.61Mpa相比，仍然是偏低的。图6.12中，整个桥壳前面中间圆的变形量均较大，最大变形发生在中间圆中点下侧，最大变形量为0.153mm，计算出每米轮距变形量为0.09mm/m，满足刚度要求。6.3.5最大侧向力工况由理论校核时的受力分析，车辆在最大侧向力时，钢板弹簧座承受垂向作用力，以及由于侧向力而使驱动轮对钢板弹簧座产生侧向力。且由于侧向力发生时，左右钢板弹簧座的垂向力及侧向力时是不等的。根据计算，钢板弹簧座承受垂向作用力为，FvLFvR钢板弹簧座承受侧向作用力为，qLqR施加载荷后求解,获得得应力应变云图如图所示。图6.13最大侧向力力工况下桥壳应力图Fig.6.13Maximumlateralforceforcehousingstressmap图6.14最大侧向力力工况下桥壳应变图Fig.6.14Maximumlateralforceforcehousingstrainfigure由图6.13，在最大侧向力工况下，桥壳最大应力出现在右侧钢板弹簧座至轮毂轴承轴颈处，最大应力为140.84Mpa小于其许用应力.左侧应力较大处出现在轮毂轴承轴颈处。侧向力最大时理论计算出的应力值为269.71MPa，其分析结果与理论计算的差值比前几个工况稍大，这是由于最大侧向力工况下，受力复杂，理论计算时多次采用了简化约束、受力的方法，致使二者结果差值稍大，但是分析结果是更精确的。图6.14中，桥壳的最大变形发生桥壳中间圆右侧的三角形区域，最大变形量为0.161mm，则每米轮距变形量为0.095mm/m，满足刚度要求。

结论本文通过理论计算与有限元工程软件的方法，根据给定车型设计参数，完成了一辆轻型卡车主减速器、桥壳的设计任务,获得了主减速器及桥壳的结构参数，并按照力学理论进行了关键零部件的校核。建立了桥壳的Pro/E三维模型，利用ANSYSWorkbench软件进行了桥壳的有限元分析。主要内容如下：（1）根据所给轻型卡车的车辆设计参数，计算出了主减速器的主减速比，并按照设计手册，计算设计出了所设计的轻型卡车主减速器传动的双曲面传动齿轮几何参数。进行了双曲面齿轮的轮齿弯曲强度、接触强度校核。并据此绘制了齿轮的零件图。（2）根据主减速器双曲面齿轮的设计参数，确定了主动齿轮轴的参数，并据此选定了主动锥齿轮轴的支承轴承，完成了支承轴承的载荷校核和寿命计算。（3）根据主、从动锥齿轮的结构参数，完成了桥壳的设计，并利用力学方法，对桥壳进行了五个工况下强度校核。并且利用CAD软件Pro/E5.0，用参数化建模的方法，实现了对驱动桥壳三维建模。（4）利用有限元分析软件ANSYSWorkbench，对桥壳进行了有限元分析，得到了桥壳在五个典型工况下应力、应变云图，实现了对桥壳的有限元分析。将力学校核的理论结果与有限元分析的结果进行对比，二者基本一致。有限元分析的应力结果均比理论计算得结果稍小，分析了二者不同原因。

致谢毕业论文的顺利完成，并不是我一人之劳，是所有指导过我的老师，帮助过我的同学等各方共同努力的结果。首先非常感谢我的导师贾老师。老师为人随和热情，治学严谨细心。在论文的写作工程中，给予了我极大地帮助，耐心细致为我解答过程中遇到的问题，为我寻找工程资料，提供设计思路，。其次，感谢在论文的写作过程中给予我帮助的同学们。四年同窗，使我与他们结下了珍贵的友谊。论文设计期间，对我的论文提出了诸多宝贵的意见和建议。在大学学习即将结束之际，也向多年来默默在学业上无私关爱我的父母、姐姐表示感谢，是他们的支持才使我得以顺利完成学业。最后向在百忙之中抽出时间参加本论文评审和答辩的各位老师表示衷心的感谢!参考文献[1]冯晋祥.汽车构造（下册）.北京.人民交通出版社，2007.[2]余志生.汽车理论（第5版）.北京:清华大学出版社,2009.[3]谭继锦.汽车有限元法(第2版).北京.人民交通出版社.[4]邓震.重型牵引车驱动桥壳结构分析及优化设计:(硕士论文).安徽合肥:合肥工业大学,2014.[5]王望予.汽车设计（第4版）.北京.机械工业出版社，2004.[