某商用車雙級減速驅(qū)動橋設(shè)計(jì)最后答辯

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某商用車雙級減速驅(qū)動橋設(shè)計(jì) 匯報(bào)人 2014屆學(xué)士論文畢業(yè)答辯 目錄頁 CONTENTSPAGE P1 選題背景 P2 設(shè)計(jì)方案 P3 三維建模 P4 有限元分析 選題背景 本課題的研究目的與意義 通過對汽車驅(qū)動橋傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的學(xué)習(xí)和設(shè)計(jì)實(shí)踐 可以 1 鍛煉查閱收集資料的能力 掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和過程 2 掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)的全面知識和技能 3 熟練掌握CATIA AutoCAD ANSYS等軟件4 對汽車行業(yè)的發(fā)展有新的認(rèn)識 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 國內(nèi)行業(yè)前景 我國重型汽車銷量 2007年卡車統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù) 中國汽車工業(yè)協(xié)會 總重量大于32 104N的重卡整車同比增長速度最快 增幅高達(dá)208 51 單就重卡市場對重車橋的需求就達(dá)到50萬輛以上 特別是19t 26t的重卡 對相應(yīng)重車橋的需求也大 2010年 我國有望成為世界最大的3個(gè)汽車市場之一 據(jù)專家預(yù)測 未來幾年重型汽車市場仍將保持10 15 的增長率 1 確定設(shè)計(jì)策略 2 參數(shù)化設(shè)計(jì) 3 三維建模 4 有限元分析 研究思路及技術(shù)路線 設(shè)計(jì)方案 主減速器 差速器 總體設(shè)計(jì)方案的確定 車輪傳動裝置 驅(qū)動橋殼 傳動比的分配齒輪的尺寸計(jì)算一級螺旋錐齒輪二級斜齒圓柱齒輪齒輪的強(qiáng)度計(jì)算材料選擇及潤滑 差速器齒輪的參數(shù)計(jì)算齒輪的強(qiáng)度計(jì)算齒輪材料的選擇 結(jié)構(gòu)形式分析半軸直徑初選強(qiáng)度校核 結(jié)構(gòu)形式分析有限元分析 主減速器的主要參數(shù) 主減速比的分配 i01 1 923i02 3 07 主減速器錐齒輪的尺寸計(jì)算如右表 主減速器錐齒輪的主要參數(shù) 主減速器錐齒輪的尺寸計(jì)算如右表 主減速器計(jì)算載荷 Tce 5950 15N mTcs 7320 5N mTcf 1137 54N m 續(xù)表 差速器的主要參數(shù) 差速器錐齒輪的尺寸計(jì)算如右表 行星齒輪數(shù)n 4行星齒輪球面半徑Rb 47mm行星齒輪軸徑d 24mm齒輪在軸上的支撐長度L 29mm 車輪傳動裝置及驅(qū)動橋殼 車輪傳動裝置 驅(qū)動橋殼 1 結(jié)構(gòu)形式分析本設(shè)計(jì)選用全浮式半軸 2 半軸直徑的確定經(jīng)計(jì)算d 32mm 3 半軸的強(qiáng)度校核扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 為554 88MPa 扭轉(zhuǎn)角 為14 87 均符合許用要求 1 結(jié)構(gòu)形式分析本設(shè)計(jì)選用整體式橋殼 2 橋殼的材料本設(shè)計(jì)采用橋殼主體材料為16Mn 半軸套筒等材料為40Cr 3 橋殼的有限元分析稍后在Part4詳細(xì)說明 三維建模 驅(qū)動橋殼的整體三維建模 全裝配圖 驅(qū)動橋殼的整體三維建模 爆炸圖 主減速器的三維建模 各部分零件圖 差速器的三維建模 爆炸圖 橋殼 半軸及其他 零件圖 有限元分析 有限元分析及軟件介紹 1 2 3 4 有限元分析 FEA 利用數(shù)學(xué)近似的方法對真實(shí)物理系統(tǒng) 幾何和載荷工況 進(jìn)行模擬 ANSYS大型通用有限元分析軟件 是高級CAE工具之一 本設(shè)計(jì)應(yīng)用其結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析功能 模型的建立與導(dǎo)入 1 2 3 4 在保證有限元分析精度的條件下 提高運(yùn)算速度 對實(shí)體模型進(jìn)行一定精度下的簡化后 將CATIA建模的模型轉(zhuǎn)存成IGS格式導(dǎo)入ANSYS 材料屬性與網(wǎng)格劃分 1 2 3 4 假設(shè)橋殼的材料均為16Mn 網(wǎng)格化后的橋殼參數(shù)優(yōu)化模型共有32071個(gè)單元 19158個(gè)節(jié)點(diǎn) 橋殼材料屬性 施加載荷和約束 1 2 3 4 各工況下橋殼的加載方式和約束條件 四種工況下的載荷 最大垂向力工況 1 最大牽引力工況 2 最大制動力工況 最大側(cè)向力工況 最大垂向載荷T 31850N 垂向力為T 28028N縱向力為P 28686 8N 垂向力為T 24026N縱向力為P 19364 8N 左側(cè)垂向力T1 0左側(cè)側(cè)向力P1 0右側(cè)垂向力T2 50960N右側(cè)側(cè)向力P2 50960N 3 4 最大垂向力工況 1 2 3 4 等效位移分布 位移較大區(qū)域出現(xiàn)在兩板簧座之間區(qū)域 最大變形量為1 4135mm 出現(xiàn)在左板簧座和凸包之間的區(qū)域 由于輪距為1 658m 每米輪距變形量為0 8525mm 其值遠(yuǎn)小于1 5mm 橋殼滿足剛度要求 最大垂向力工況 1 2 3 4 應(yīng)力集中出現(xiàn)在半軸前端 最大應(yīng)力為198 27MPa 應(yīng)力較大區(qū)域位于半軸套管的前端和板簧座靠近凸包附近區(qū)域 但都遠(yuǎn)小于材料的屈服應(yīng)力 其他區(qū)域應(yīng)力較小 橋殼滿足強(qiáng)度要求 等效應(yīng)力分布 最大牽引力工況 1 2 3 效位移分布 橋殼兩板簧座之間的區(qū)域位移較大 最大位移位于板簧座 為5 6 10 3mm 凸包附近區(qū)域位移也較大 其他區(qū)域位移較小 有限元結(jié)果滿足橋殼的剛度要求 等效位移分布 最大牽引力工況 1 2 3 最大應(yīng)力在凸緣和半軸套管相接處 為12 478MPa 遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度 應(yīng)力較大位置位于板簧座和凸緣之間的區(qū)域以及板簧座和凸包之間的區(qū)域 其他區(qū)域應(yīng)力較小 等效應(yīng)力分布 最大制動力工況 1 2 3 4 等效移分布 兩板簧座之間的區(qū)域位移較大 最大位移位于板簧座位置 為4 0095 10 3mm 滿足橋殼的剛度要求 其他位置位移較小 等效位移分布 最大制動力工況 1 2 3 4 板簧座和凸緣之間的區(qū)域應(yīng)力較大 最大應(yīng)力位于凸緣與橋殼的交接處 為9 3592MPa 遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度 板簧座附近區(qū)域應(yīng)力較大 其他位置應(yīng)力較小 等效應(yīng)力分布 最大側(cè)向力工況 1 2 3 4 橋殼右側(cè)位移較大 最大位移位于右側(cè)半軸套管端部 為1 2507mm 其他位置位移較小 橋殼滿足剛度要求 等效位移分布 最大側(cè)向力工況 1 2 3 4 應(yīng)力主要在橋殼的右側(cè)板簧座和半軸套管區(qū)域分布 最大應(yīng)力位于左側(cè)板簧附近 最大值為448 53MPa 也小于材料的屈服強(qiáng)度 其他位置的應(yīng)力較小 等效應(yīng)力分布 感謝母校哈爾濱工業(yè)大學(xué) 威海 感謝汽車工程學(xué)院車輛工程系感謝導(dǎo)師劉濤老師感謝1001202班全體同學(xué) 致謝 謝謝指導(dǎo)