車(chē)輛傳動(dòng)軸是貨車(chē)傳動(dòng)系統中的關(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(guò)程中受到較大扭矩,產(chǎn)生較大變形和應力。國內外研究者對傳動(dòng)軸的振動(dòng)特性,抗沖力能力,熱處理等做了相關(guān)研究,對傳動(dòng)軸承載能力提出了一些理論依據,總結出相關(guān)結論。
但是在使用過(guò)程中,存在著(zhù)軸承因摩擦生熱導致十字軸與叉頭燒壞失效,零部件在應力集中處斷裂等情況。同時(shí)傳動(dòng)軸結構笨重,存在輕量化的可能。因此針對大型車(chē)輛的傳動(dòng)軸總成強度進(jìn)行分析計算,提出了具體改進(jìn)方案。
1、有限元模型
由于兩端萬(wàn)向節結構不同,載荷不對稱(chēng),需要對整個(gè)傳動(dòng)軸進(jìn)行有限元分析。根據實(shí)際受載情況和簡(jiǎn)化分析模型的需要,作如下假設:
(1)簡(jiǎn)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力關(guān)系。
(2)忽略一些不重要和受力較小的局部區域,如凸緣叉底盤(pán)端而齒等。
(3)簡(jiǎn)化花鍵部分,將花鍵軸叉和花鍵套之間設定為兩個(gè)曲面的剛性連接,在他們之間建立綁定約束。
根據低速檔車(chē)速,在凸緣叉的底盤(pán)上施加10102 N.m的扭矩,另一個(gè)凸緣叉底盤(pán)上施加全約束。
采用四面體實(shí)體單元對叉頭進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分,六面體實(shí)體單元對十字軸、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域的網(wǎng)格細化,以便更精確的得到他們之間的接觸應力。調整網(wǎng)格后共計136265個(gè)單元,142817個(gè)節點(diǎn)。
2、傳動(dòng)軸有限元分析計算
對上述模型進(jìn)行有限元分析,得到低速檔時(shí)的傳動(dòng)軸等效應力和綜合位移云圖。
由分析結果可知,在低速檔時(shí),十字軸、花鍵軸叉的安全系數較低,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力出現在各自的倒圓角處,原因是由于形狀突變引起的應力集中;凸緣叉最大應力出現在螺釘連接處,原因也是螺釘連接產(chǎn)生的應力集中。同時(shí)凸緣叉和花鍵軸叉與軸承配合部分最大應力值與萬(wàn)向節叉相同。
3、結構優(yōu)化及有限元分析
通過(guò)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)改變叉頭結構,增加其與軸承的接觸面而積;b)增加十字軸長(cháng)度,釋放軸承與叉頭的應力集中,將應力集中到十字軸上,均衡應力場(chǎng)。
根據這兩種改進(jìn)方案,計算結果可以得出,隨著(zhù)接觸面積的增加,叉頭和軸承的最大綜合應力呈二次關(guān)系減小,十字軸最大應力變化不大。而將十字軸加長(cháng)時(shí),叉頭和軸承的應力分別減小20%和15%左右,而十字軸的應力增大20%左右。根據分析可知,增加十字軸長(cháng)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將至非常低,故采用增加接觸面積的方案。
4、總結
a)對傳動(dòng)軸總成進(jìn)行有限元計算,得到各零部件的應力和變形情況。對其萬(wàn)向節系統做了研究,得到了接觸面積對軸承影響的規律,得出在不干涉的情況下以接觸而積達到80%以上為最合適的結論。b)綜合各個(gè)因素,對傳動(dòng)軸的各零部件進(jìn)行了結構改進(jìn),減少了原產(chǎn)品的應力集中,同時(shí)減少了非應力集中區域的材料,使各零部件結構更加合理。結構改進(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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