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車輛傳動(dòng)軸是貨車傳動(dòng)系統(tǒng)中的關(guān)鍵零部件，具有傳遞功率大，所受載荷高等特點(diǎn)，在傳動(dòng)過程中受到較大扭矩，產(chǎn)生較大變形和應(yīng)力。國內(nèi)外研究者對(duì)傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性，抗沖力能力，熱處理等做了相關(guān)研究，對(duì)傳動(dòng)軸承載能力提出了一些理論依據(jù)，總結(jié)出相關(guān)結(jié)論。
但是在使用過程中，存在著軸承因摩擦生熱導(dǎo)致十字軸與叉頭燒壞失效，零部件在應(yīng)力集中處斷裂等情況。同時(shí)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)笨重，存在輕量化的可能。因此針對(duì)大型車輛的傳動(dòng)軸總成強(qiáng)度進(jìn)行分析計(jì)算，提出了具體改進(jìn)方案。
1、有限元模型
由于兩端萬向節(jié)結(jié)構(gòu)不同，載荷不對(duì)稱，需要對(duì)整個(gè)傳動(dòng)軸進(jìn)行有限元分析。根據(jù)實(shí)際受載情況和簡化分析模型的需要，作如下假設(shè)：
（1）簡化軸承模型，將滾針與軸承考慮為一個(gè)整體，只關(guān)心軸承外圈與叉頭之間的應(yīng)力關(guān)系。
（2）忽略一些不重要和受力較小的局部區(qū)域，如凸緣叉底盤端而齒等。
（3）簡化花鍵部分，將花鍵軸叉和花鍵套之間設(shè)定為兩個(gè)曲面的剛性連接，在他們之間建立綁定約束。
根據(jù)低速檔車速，在凸緣叉的底盤上施加10102 N.m的扭矩，另一個(gè)凸緣叉底盤上施加全約束。
采用四面體實(shí)體單元對(duì)叉頭進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，六面體實(shí)體單元對(duì)十字軸、軸承、軸管、花鍵套進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分。將叉頭與軸叉、十字軸與軸承接觸區(qū)域的網(wǎng)格細(xì)化，以便更精確的得到他們之間的接觸應(yīng)力。調(diào)整網(wǎng)格后共計(jì)136265個(gè)單元，142817個(gè)節(jié)點(diǎn)。
2、傳動(dòng)軸有限元分析計(jì)算
對(duì)上述模型進(jìn)行有限元分析，得到低速檔時(shí)的傳動(dòng)軸等效應(yīng)力和綜合位移云圖。
由分析結(jié)果可知，在低速檔時(shí)，十字軸、花鍵軸叉的安全系數(shù)較低，分別為1.24和1.37，其它在1.5以上；它們的綜合位移也較大。十字軸和花鍵軸叉最大應(yīng)力出現(xiàn)在各自的倒圓角處，原因是由于形狀突變引起的應(yīng)力集中；凸緣叉最大應(yīng)力出現(xiàn)在螺釘連接處，原因也是螺釘連接產(chǎn)生的應(yīng)力集中。同時(shí)凸緣叉和花鍵軸叉與軸承配合部分最大應(yīng)力值與萬向節(jié)叉相同。
3、結(jié)構(gòu)優(yōu)化及有限元分析
通過上面的分析可知，需要改善軸承受力情況，于是提出以下兩種改進(jìn)方案：a)改變叉頭結(jié)構(gòu)，增加其與軸承的接觸面而積；b)增加十字軸長度，釋放軸承與叉頭的應(yīng)力集中，將應(yīng)力集中到十字軸上，均衡應(yīng)力場。
根據(jù)這兩種改進(jìn)方案，計(jì)算結(jié)果可以得出，隨著接觸面積的增加，叉頭和軸承的最大綜合應(yīng)力呈二次關(guān)系減小，十字軸最大應(yīng)力變化不大。而將十字軸加長時(shí)，叉頭和軸承的應(yīng)力分別減小20%和15%左右，而十字軸的應(yīng)力增大20%左右。根據(jù)分析可知，增加十字軸長度效果較好，但需要改動(dòng)所有零部件，會(huì)增加成本，而且十字軸安全系數(shù)將至非常低，故采用增加接觸面積的方案。
4、總結(jié)
a)對(duì)傳動(dòng)軸總成進(jìn)行有限元計(jì)算，得到各零部件的應(yīng)力和變形情況。對(duì)其萬向節(jié)系統(tǒng)做了研究，得到了接觸面積對(duì)軸承影響的規(guī)律，得出在不干涉的情況下以接觸而積達(dá)到80%以上為最合適的結(jié)論。b)綜合各個(gè)因素，對(duì)傳動(dòng)軸的各零部件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，減少了原產(chǎn)品的應(yīng)力集中，同時(shí)減少了非應(yīng)力集中區(qū)域的材料，使各零部件結(jié)構(gòu)更加合理。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后傳動(dòng)軸在減輕重量的同時(shí)提高了性能，具有重要的參考價(jià)值。
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