EQ1090E中卡万向传动轴设计与振动分析

EQ1090E中卡万向传动轴设计与振动分析 摘 要 传动轴是发动机前置后驱汽车的动力传递重要组成部分。本设计注重实际运用，考虑整车的总体布置，改进了一些设计方法，力求整车结构及性能更为合理。 传动轴是把变速器的转动和转矩传到主减速器的轴，两端由十字轴万向节连接。传动轴是由轴管、伸缩花键和万向节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输。万向节是由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。重型汽车使用的传动轴万向节采用滚针十字轴轴承，配合以短而粗的十字轴，可传递较大的转矩。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，计算传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，合理优化了轴与轴之间的角度。 利用CATIA工程分析模块对传动轴进行了有限元分析，通过静态分析校核了传动轴的强度和刚度，通过动态响应分析考查了传动轴的振动情况 关键词:传动轴;花键;十字轴式万向节;有限元分析。 - I - The designation and vibration analysis of the drive shaft of EQ1090E Abstract Propeller shaft is an important part of the cars which have front-engine rear-drivelayouts.The design foucs on practical application, considering the overall layout of the vehicle, optimizing the design to improve a number of methods ,to make the structure and performance more reasonable. The propeller shaft transmit thetorque from the tansmission to the rear-mounted driving axles. It is made of the two section staff connecting with cross type universal joint. propeller shaft is made of tube, sliding joint , universal joint.The spline can adjust the distance automatically. The universal joint the couping of final drive and transmission so that either part can move to allow for differences in motion. The universal joint is made of yoke , spider and bearing .The universal joint of the heavy duty batteries choosing needle bearing and squatter spider can transmit larger torque.The layout of propeller shaft will affect the service life of the universal joint ,final drive directly.The main consideration of the design of the shaft is critical rotationl speed of shaft,the size of spline shaft and tubuar section, checking torsional strength and critical rotationl speed, fixing reasonable safety factor , optimized the angle between the axis. The design makes a finite element analysis of the shaft by using CATIA engineering analysis module,checks the strength and stiffness of the drive shaft through the static analysis,examines the vibration of the drive shaft through the dynamic response analysis . Key Words: propeller shaft, spline, cross type universal joint，finite element analysis - II - 目 录 摘 要 ....................................................................................................................... I Abstract .................................................................................................................. II 第 1 章 绪论 .................................................................................................... - 1 - 1.1 本课题研究意义和背景 ......................................................................... - 1 - 1.2 国内外研究现状概述 ............................................................................. - 1 - 1.3 本课题主要研究内容 ............................................................................. - 4 - 第 2 章 传动系总成运动的理论分析和计算 ................................................ - 6 - [1]2.1 万向节传动的运动分析 ...................................................................... - 6 - 2.1.1 万向节传动(普通十字轴万向节) .............................................. - 6 - 2.1.2 双万向节传动 .................................................................................. - 7 - 2.1.3 多万向节传动(普通十字轴式万向节) ...................................... - 8 - 2.1.4 万向传动的计算载荷 .................................................................... - 10 - [3]2.1.5 万向节的设计计算 ..................................................................... - 12 - 2.2 传动轴的设计 ....................................................................................... - 15 - 2.3 花键的设计 ........................................................................................... - 18 - 2.4 中间支撑 ............................................................................................... - 18 - 2.5 本章小结 ............................................................................................... - 21 - 第 3 章 万向传动轴的设计计算 .................................................................. - 22 - 3.1 传动轴结构 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的选择 ....................................................................... - 22 - 3.2 传动轴内外径尺寸 ............................................................................... - 22 - 3.3 花键的设计计算 ................................................................................... - 23 - 3.4 万向节的计算 ....................................................................................... - 24 - 3.5 传动轴布置 ........................................................................................... - 25 - 3.6 花键的滑动长度计算 ........................................................................... - 30 - 3.7 本章小结 ............................................................................................... - 34 - 第 4 章 CATIA设计与建模 ......................................................................... - 35 - 4.1 CAD技术概述及CATIA简介 ............................................................. - 35 - 4.2 CATIA建模过程 ................................................................................... - 36 - 4.2.1 凸缘叉建模 .................................................................................... - 36 - 4.2.2 中间传动轴建模 ............................................................................ - 37 - 4.2.3 主传动轴建模 ................................................................................ - 37 - 4.2.4 中间支撑建模 ................................................................................ - 38 - 4.2.5 万向节建模 .................................................................................... - 38 - 4.2.6 滑动叉建模 .................................................................................... - 40 - 4.3 部分零件建模过程 ............................................................................... - 41 - 4.4 传动系装配体建模 ............................................................................... - 41 - 4.5 本章小结 ............................................................................................... - 42 - 第 5 章 传动轴的有限元分析 ...................................................................... - 43 - 5.1 CAE技术的发展和有限元分析概述 ................................................... - 43 - 5.1.1 CAE技术的发展 ............................................................................ - 43 - 5.1.2 有限元分析概述 ............................................................................ - 44 - 5.1.3 CATIA工程分析模块介绍 ............................................................ - 45 - 5.2 利用CATIA GAS对传动轴进行静态分析 ......................................... - 45 - 5.2.1 最大扭矩工况时对中间传动轴的静态分析 ................................ - 46 - 5.2.2 最大扭矩工况时对主传动轴的静态分析 .................................... - 48 - 5.3 利用CATIA GAS对传动轴进行振动分析 ......................................... - 49 - 5.3.1 最大转速工况时对中间传动轴的振动分析 ................................ - 50 - 5.4 本章小结 ............................................................................................... - 54 - 结 论 .............................................................................................................. - 55 - 致 谢 .............................................................................................................. - 56 - 参考文献 .......................................................................................................... - 57 - 附 录 .............................................................................................................. - 59 - 第 1 章 绪论 万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。汽车上任何一对轴线相交且相对位置经常变化的转轴之间的动力传递，均须通过万向传动装置。在变速器与驱动桥距离较远的情况下。应将传动轴分成两段，即主传动轴和中间传动轴，用三个十字轴万向节，且在中间传动轴后短设置了中间支承。这样，可避免因传动轴过长而产生的自振频率降低，高转速下产生共振;同时提高了传动轴的临界转速和工作可靠性。中卡万向传动轴设计与振动分析，可使学生在产品更新设计等方面得到切实的锻炼。 1.1 本课题研究意义和背景 传动轴是发动机前置后驱汽车的动力传递重要组成部分，本设计注重实际运用，是建立在参考国内轻卡中卡货车的动力设计的基础之上，考虑整车的总体布置，改进了一些设计方法，力求整车结构及性能更为合理，使用寿命更长，振动噪声更小。 本设计中的传动轴是两节的，由十字轴万向节连接。传动轴是由轴管、伸缩花键套和万向节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输。万向节是由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，分析出传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，更合理优化了轴与轴之间的角度。采用新方法计算花键的伸缩滑动量 1.2 国内外研究现状概述 汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。 在发动机前置后轮驱动(或全轮驱动)的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器(或分动器)输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动(图1-1a、b)。当驱动桥与变速器之间的距离不大时，常采 - 1 - 用两个万向节和一根传动轴的结构。当驱动桥与变速器相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界转速以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根(或三根)，万向节用三个(或四个)。此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。万向节所连两轴之间的夹角，对一般货车，最大可达15?—20?，对于4x4越野汽车(特别是短轴距的)，最大可达30?。 在转向驱动桥中，由于驱动轮又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这时多采用球叉式和球笼式等速万向节传动(图1-1c)，其最大夹角(相应为车轮最大转角)可达30?—42?。当后驱动桥为独立悬架结构时也必须采用万向节传动(图1-1d)。 如果由于总布置的需要，变速器与离合器(或分动器)不直接连接而离开一定距离，为避免因安装不准确和车架变形在传动机构中引起附加载荷，也需要采用万向节传动(参看图1-1b)。此时多用普通十字轴万向节或柔性万向节，其工作角度一般不大于2?—3?。 万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和柔性万向节两类。刚性万向节又可分为不等速万向节(常用的为普通十字轴式)，等速万向节(球叉式，球笼式等)，准等速万向节(双联式，凸块式，三销轴式等)。 万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力，保证所连接两轴尽可能同步(等速)运转，由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 图1-1 万向节传动在汽车传动系中的应用 万向传动轴设计应满足如下基本要求: 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时(能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷 - 2 - 应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 十字轴万向节 典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。 目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式(图1-2a、b)、卡环式(图1-2c、d)、瓦盖固定式(图1-2e)和塑料环定位式(图1-2f)等。 盖板式轴承轴向定位方式的一般结构(图1-2a)是用螺栓1和盖板3将套筒5固定在万向节叉4上，并用锁片2将螺栓锁紧。它工作可靠、拆装方便，但零件数目较多。有时将弹性盖板6点焊于轴承座7底部(图1-2b)，装配后，弹性盖校对轴承座底部有一定的预压力，以免高速转动时由于离心力作用，在十字轴端面与轴承座底之间出现间隙而引起十字轴轴向窜动，从而避免了由于这种窜动造成的传动轴动平衡状态的破坏。 卡环式可分为外卡式(图1-2c)和内卡式(图1-2d)两种。它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。瓦盖固定式结构(图1-2e)中的万向节叉与十字轴轴颈配合的圆孔不是一个整体，而是分成两半用螺钉联接起来。这种结构具有拆装方便、使用可靠的优点，但加工工艺较复杂。塑料环定位结构(图1-2f)是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽。当跟针轴承动配合装入万向节叉到正确位置时，将塑料经万向节叉上的小孔压注到环槽中。待万向节叉上另一与环槽垂直的小孔有塑料溢出时，表明塑料已充满环槽。这种结构轴向定位可靠，十字轴轴向窜动小，但拆装不方便。 为了防止十字轴轴向窜动和发热，保证在任何工况下十字轴的端隙始终为零，有的结构在十字轴轴端与轴承碗之间加装端面止推滚针或滚柱轴承。滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响着十字轴万向节的使用寿命。毛毡油封由于漏油多，防尘、防水效果差，在加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现空气阻塞而造成缺油，已不能满足越来越高的使用要求。结构较复杂的双刃口复合油封(图1-2a)，反装的单刃口橡胶油封用作径向密封，另一双刃口橡胶油封用作端面密封。当向十字轴内腔注入润滑油时，陈油、磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出。不需安装安全阀，防尘、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，万向节寿命可显著提高。图1-2b为一轿车上采用的多刃口油封，安装在无润滑油流通 - 3 - 系统且一次润滑的万向节上。 十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4?增至16?时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的l/4。 图1-2 滚针轴承轴向定位方式 a)普通盖板式 b)弹性盖板式 c)外卡式 d)内卡式 e)瓦盖固定式 f)内卡环 1 螺栓 2 锁片 3 盖板 4 万向节叉 5 套筒 6 弹性盖板 7 轴承座 8 外卡环 9 内卡环 1.3 本课题主要研究内容 万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在工作过程中相对位置不断变化的两轴之间动力传动。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。 本课题是以东风EQ1090E中卡为原型车进行研究分析，对其传动系统进行了重新设计，并利用三维CAD/CAE/CAM软件CATIA V5 R19建立起 - 4 - 该车的传动系统模型，利用AutoCAD 2010绘制和修改主要工程图，并进行了一定程度的改进。 本课题的另一重点在于利用有限元分析软件对传动轴进行有限元分析，首先利用CATIA GAS对传动轴进行静态分析，校核传动轴的强度条件和刚度条件，再插入一个模态分析，组合成动态响应分析，即振动分析，查看计算后的结果。综合静态分析和动态分析结果，对传动系进行优化和改进，再重新进行有限元分析。 - 5 - 第 2 章 传动系总成运动的理论分析和计算 [1]2.1 万向节传动的运动分析 2.1.1 万向节传动(普通十字轴万向节) 图2-1 十字轴万向节 如图2-1所示，普通十字轴万向节的主动轴与从动轴转角间的关系式为 tantancos,,,, (2-1) 12 式中，为主动轴转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主、从动,1 轴所在平面的夹角;为从动轴转角;为主动轴与从动轴之间的夹角。 ,,2 保持不变，将式(2.1)对时间求导，并把用表设万向节的夹角,,,21示，则得 ,cos,2 (2-2) ,22,1sincos,,,11 2由于是周期为的周期函数，所以保持不变的条件下，转速比cos,,1801 也是一个周期为的函数。如果保持不变，则每周变化两次。,,/,,1802112因此主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即普通十字轴传动的不 - 6 - 等速性。 十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数K表示 ,,,2max1min (2-3) Ksintan,,,, ,1 2.1.2 双万向节传动 当输入轴与输出轴之间存在夹角时，单个十字轴万向节的输出轴相对, 于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动。在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴平行时(图2—2a)，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图2—2b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动，当输入轴与输出轴相交时(图2—2c)，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能被此平衡，传动轴发生如图2—2d中双点划线所示的弹性弯曲，从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力、此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。 图2-2 附加弯矩对传动轴的作用 为使处于同一个平面内的输入与输出轴等速旋转，在汽车传动系中常采 - 7 - 用双万向节传动。如图2-2a、2-2c所示给出两种通常采用的方案，共同特点如下: (1)与传动轴相连的两个万向节叉布置在同一个平面内。 ,,,12(2)两万向节与传动轴的夹角相等，即 。 这样布置，，即 tantancos,,,,tantancos,,,,121322 tancos,,11 (2-4) ,tancos,,32 这样可以保持等角速度传动。 2.1.3 多万向节传动(普通十字轴式万向节) 多万向节传动的运动分析是建立在但万向节运动分析的基础的。下面分析三万向节传动的等速条件，如图2-3 图2-3 多万向节传动 图2-3a所示方案中， (2-5) tantancos,,,,III1 - 8 - (2-6) tantancos,,,,IIIII2 (2-7) tantancos,,,,IVIII3 tancos,,I1 (2-8) ,tancoscos,,,IV23 图2-3b所示方案中， (2-9) tantancos,,,,III1 (2-10) tantancos,,,,IIIII2 (2-11) tantancos,,,,IVIII3 tancoscos,,,I12 (2-12) ,tancos,,IV3 多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差的计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 与但万,,()rad向节的相似，可以写成 2,e (2-13) ,,，sin2(),,,14 式中，为多万向节的当量夹角;为主动叉的初相位角;为主动叉转,,,e1角。上式表明多万向节传动轴输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角。 ,e 假设多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，各传动轴两端的万向节叉平面的夹角为0或，则当量夹角为 ,,/2e 222 (2-14) ,,,,,,,,,,,e123 式中，等为各万向节的夹角。正负号的确定:当第一万向节的主,,,、、123 动叉处在各轴线所在平面内，其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面 [5]重合定义为正，与此平面垂直定义为负。 为使多万向节传动输出轴与输入轴等速，应使0。 ,,e - 9 - 万向节传动输出与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声级驾驶室内的谐振噪声。因此在设计多万向节传动时，总希望其当量夹角尽可能小。一般设计,e 时，应使空载和满载两种工况下不大于，另外，对多万向节传动输出,3e 22222轴的角加速度幅值应加以限制。对于乘用车，;对于,,,,,350/radsee11 222商用车，。 ,,,600/radse1 表2-1 各种转速下推荐采用的最大夹角值 传动轴转速6000 4500 3500 3000 2500 2000 1500 (r/min) 夹角 3 4 5 6 7 9 12 (?) 表2-2 传动轴长度、夹角及安全工作转速的关系 传动轴长度 0--1140 1140--1520 1520--1830 (mm) 夹角 0--6 0--6 0—6 ,6 (?) 安全工作转速0.90 0.85 0.80 0.65 nnnnkkkk(r/min) 2.1.4 万向传动的计算载荷 万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。计算载荷的计算方法主要有三种，见表2-3。 表2-3各式中，T为发动机最大转矩，n为计算驱动桥数，取法见表2-4，为变速器一挡传动比，为发动机到万向传动轴之间的传动效率;k为i,1 [2]液力变矩器变矩系数。 kk,,，1/21，，，为最大变矩系数，为满载状态下一个驱动桥上kG，，002，， ,,的静载荷(N)，为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车:,mm22 ,1.2—1.4，货车:,1.1—1.2;为轮胎与路面间的附着系数，对于安装m,2 一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路面上，可取0.85，对于,安装防侧滑轮胎的轿车，可取1.25，对于越野车，值变化较大，一般取,, - 10 - 1，为车轮滚动半径(m)，为主减速器传动化。为主减速器从动齿轮iri rom到车轮之间的传动比;为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，G,m1 ,为满载状态下转向驱动桥上的静载荷(N)。为汽车最大加速度时的前轴负m1 ,,荷转移系数，轿车:,0.80—0.85，货车:=0.75—0.90;为日常平mmF1tt均牵引力(N);为分动器传动比，取法见表2-4;为猛接离合器所产生的ikfd动载系数，对于液力自动变速器，,l，对于具有手动操纵的机械变速器kd 的高性能赛车，,3，对于性能系数,0的汽车(一般货车、矿用汽车和kfdj 越野车)，,1，对于,0的汽车，,2或由经验选定。性能系数由下kfkdjd 式计算 ,,,mgmg1aa160.1950.19516,, 当时,,,100TT,maxmaxee,, (2-15) f,,jmg,a00.19516 当时,,Tmaxe, 式中，为汽车满载质量(若有挂车，则要加上挂车质量)(kg)。 ma 表2-3 万向传动轴计算载荷 位 用于变速器与驱动桥之间 用于转向驱动桥 计 置 算 方 法 按发动机最大转矩和挡传kTkii,kTkiii,degmax1defmax10 ,,TT动比来确定 selsel2nn ,,Gmr,Gmr,22111 T,T,salsal按驱动轮打滑来确定 2iii,,mm0mm FrFrrrt ,,TTsflsfl按日常平均使用转矩来确,2,iinin0mm定 - 11 - 表2—4 与的选取 inf 高档传动比与低挡 n i车型 f传动比关系 ifd i i, 1 fgfg2 44， ifd i i,2 fdfg2 iifgfd i 2 ,fg23 66， iifgfd i ,3 fd23 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取和的最小值，或TTTsse1ss1取和的最小值，即或，安全系数一TTTTT,min,TTT,min,,,,,se2ss2ssess11ssess22般取2.5—3.0。当对万向传动轴进行疲劳寿命计算时，计算载荷、取Ts 。 TT或sFsF22 [3]2.1.5 万向节的设计计算 十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。 设滚针对十字轴轴颈的作用力合力为F，如图2-4所示，则 TF (2-16) ,2cosr, 式中，T为传动轴计算转矩(N)，取在发动机最大转矩下且变速器,mm 处于一档是的转矩和满载汽车的驱动轮最大附着力矩()的换算转,,0.8矩两者中的较小值;r为合力作用线与十字轴中心之间的距离;为万向节,的最大夹角。十字轴轴颈根部的弯曲应力和剪切应力为 ,, - 12 - 32dFs1 (2-17) ,,,,,,ww44,dd,，，12 4F (2-18) ,,,,,,ww22,dd,，，12 式中，为十字轴轴颈直径(mm);为十字轴油道孔直径(mm);s为力dd12 作用点到轴颈根部的距离(mm);为弯曲应力许用值，为切应力许,,,,,,ww用值。 图2-4 十字轴受力图 滚针轴承中的滚针直径一般不小于1.6mm，以免压碎，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性;而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为0.009—0.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.08—0.30mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发 - 13 - 生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙一般不应超过0.2—0.4mm。 图 2-5凸缘叉 结构图 人力资源部组织结构图钢结构图纸会审六年级数学知识结构图单元知识结构图社区居委组织结构图 十字轴弯曲应力应不大于250—350N/mm2;剪切应力不大于80— 2120N/mm。十字轴滚针轴承的接触应力为 ,,F11n (2-19) ,272,,，,,,jddL1,, 式中，d为滚针直径(mm);L为滚针工作长度(mm);d为十字轴轴颈直径1 (mm);为在力F作用下一个滚针所受最大载荷(N)。 Fn 4.6F (2-20) F,niZ i式中，为滚针列数;Z为每列中的滚针数。 万向节叉与十字轴轴颈组成连接支承，在力作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45?的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力和扭应力应满足 ,,wb Fe (2-21) ,,,,,,wwW Fe (2-22) ,,,,,,wwW - 14 - 式中，W、Wt分别为截面B—B处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截 2222面:，;椭圆形截面:，;h、bWbh,,/16Wkbh,Wbh,/6Wbh,/10tt 分别为矩形截面的高度和宽或椭圆形截面的长轴和短轴;k是与h/b有关的系数，按照表2—5选取;e、a如图2—5所示;弯曲应力的许用值为,,,w50—80MPa，扭应力的许用值为80—160MPa。 ,,,b 表2-5 系数k的选取 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 h/b 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312 k 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角、十字轴的支承结构和 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 、加工、装配精度以及润滑条件等有关。当时，可按下式计算 ,,25 d2tan,,,1 (2-23) ,,,,1f,0,,r,,, 式中，为十字轴万向节传动效率;为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑,f0 ff动轴承:=1.15—0.20，滚动轴承:=0.05—0.10;其他符号意义同前。 通常情况下，十字轴万向节的传动效率约为97%—99%。 十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr、20MnvB等低碳合金钢，轴颈表面进行渗碳淬火处理。渗碳层深度为0(8—1(2mm，表面使度为58—64HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC，芯部硬度为33—48HRC。万向节叉一般采用40或45中碳钢(调质处理，硬度为18—33HRC，该针轴承碗材料一般采用GCrl5。 2.2 传动轴的设计 传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层;有的则在花键槽中放人滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于 - 15 - 有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度;而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。 传动轴的设计主要内容是选择传动轴长度和断面尺寸。在选择传动轴长度和断面尺寸时要着重考虑使传动轴有足够的临界转速、扭转刚度。 所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定性的最低转速，它决定与传动轴的尺寸、结构及其支承情况。假设传动轴为断面均匀一致，两端自由支承的弹性梁，如图2-6所示。 图2-6 传动轴临界转速计算简图 设轴的质量m集中于O点，且O点偏离旋转轴线的量为e，当轴以角 ,速度旋转时，产生的离心力为 2Fmey,,，, (2-24) ，， y式中，为轴在离心力作用下产生的挠度。 与离心力相平衡的弹性力为 Pcy, (2-25) - 16 - 式中，为轴的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由支承于球形铰接的c 35轴，;E为材料的弹性模量，可取;JcEJL,,384/5/E=2.1510，MPa，，，， 为轴管截面的抗弯惯性矩， 44，，JDd,/64,, (2-26) ，，，， 22Fmecm,,,,/ (2-27) ，， 认为在达到临界转速的角速度时传动轴将破坏，即，则有 ,y,,c 2 (2-28) cm,,,0 c (2-29) ,,cm 对于传动轴管有 22，， mDdL0.25,,,,,,,，，，， 式中D、d为传动轴管的外径及内径(mm);L为传动轴的支承长度，取两 ,63万向节的中心距(mm);为轴管材料的密度，对于钢=。 ,,810/，kgmm (2-30) ,,,n/30cc 则得传动轴的临界转速(r/min)为 nc 22Dd，8 (2-31) 1.210n,，c2L 在D、L一定时，空心轴的临界转速要比实心轴的高，并且节省材料。 在设计传动轴时，要使传动轴的最高转速小于0.7，这样一般可获得nc满意的结果。 传动轴轴管的断面尺寸还应保证有足够的扭转刚度。轴管的扭转应力 应满足 ,()MPac - 17 - 16DT (2-32) ,,,,,,cc44,Dd,，， 式中，T为传动轴的计算转矩(N);为许用扭转应力。 ,,mm,,c 2.3 花键的设计 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力(MPa)应满足 ,h 16T (2-33) ,,h3d,h 式中，为花键轴的花键内径(mm)。 dh 传动轴花键的齿侧挤压应力应满足 ,MPa，， ,TK (2-34) ,,,,,,DdDd，,,,,,hhhh,,,Ln0h,,,,42,,,, ,,式中，为花键转矩分布不均匀系数，=1.3—1.4;、为花键外KKDdhh径和内径(mm);为花键有效工作长度(mm);花键齿数;为许用Ln,,,h0 挤压应力(MPa) 2.4 中间支撑 在长轴距汽车上，为了提高传动轴临界转速、避免共振以及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴分段。在轿车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度、改善传动系弯曲振动特性、减小噪声、也将传动轴分成两段。传动轴分段时，需加设中间支承。 - 18 - 图2-8 橡胶弹性中间支承 中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及车辆行驶过程中由于发动机窜动或车架等变形所引起的位移。图为日前广泛采用的橡胶弹性中间支承，其结构中采用单列滚珠轴承。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。当这些周期性变化的作用力的频率等于弹性中间支承的固有频率时，便发生共振。图为摆臂式中间支承，摆臂机构能适应中间传动轴轴线在纵向平面的位置变化改善了轴承的受力状况，橡胶衬套能适应传动轴轴线在横向平面内少量的位置变化。 中间支承的固有频率可按下式计算， CCgCg111RRR (2-45) ,,,f,,,222mmgG 式中，为中间支承的固有频率(Hz);为中间支承橡胶元件的径向刚度fC0R (N,mm);m为中间支承的悬置质量(kg)，它等于传动轴落在中间支承上 - 19 - 的一部分质量与中间支承轴承及其座所受质量之和。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，使固有额率对应的临界转速n,CfR0 60尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果好。一f0 般许用临界转速为1000—2000 r,min，轿车取下限。当中间支承的固有频率依此数据确定时，由于传动轴不平衡引起的共振转速为1000—2000r,min，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为500—1000r,min。 图2-9 橡胶弹性中间支承剖面图 传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、传动釉总成两端连接处的定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度、缩短传动轴长度增加其弯曲刚度，都能降低传动轴的不平衡度。为了消除点焊平衡片的热影响，应在冷却后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度，对于轿车，在3000—6000r,min时应不大于25—35g?cm;对于货车，在1000—4000r,min时不大于50—100g?cm。另外，传动轴总成径向全跳动应不大于0.5—0.8mm。 - 20 - 2.5 本章小结 本章讲述了汽车传动系统设计的各项基本理论和设计要求，包括万向节的种类和等速条件，传动轴的失效形式和设计理论基础，中间支撑的选择等，为接下来对传动系统的具体设计和强度校核，建模及有限元分析奠定了基础。 - 21 - 第 3 章 万向传动轴的设计计算 3.1 传动轴结构方案的选择 一、十字轴万向节: 典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4?增至16?时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。 二、准等速万向节: 双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可确保输出轴与输入轴接近等速。双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大(一般可达50?，偏心十字轴双联式万向节可达60?)，轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复 [1]杂，外形尺寸较大，零件数目较多。 综上考虑成本、传递扭矩的大小、等速要求等选择十字轴万向节。 此外当传动轴长度超过1.5m时，为了提高以及总布置上的考虑，常nk 将传动轴断开成两根，万向节用三个，而在中间传动轴上加设中间支承。 3.2 传动轴内外径尺寸 传动轴最高转速 (3-1) nr,1400/minmax 临界转速 1.5nmax (3-2) nr,,3000/mink0.7 22Dd，8 由 (3-3) 1.210n,，，k2L 得 - 22 - 230001900，22 (3-4) Dd，,,mm90.25mm81.210， 取D=80mm d=74mm 16DT,16893530000，，max应力强度 (3-5) ,,,,172.67MPa4444,,Dd,，,8074，，，， 许用切应力 能保证足够刚度 ,,300MPa,, 3.3 花键的设计计算 花键内径选取，通过最大扭矩求内径 16Tmax由 (3-6) ,,h3d,n 得 316T166678000，max3 ,,mm48.40mm,dh,,,，300,, 初选花键尺寸: 内径 d,52mmh 外径 D,60mmh 齿数 n=16 键宽 5mm ,验证齿侧工作挤压强度 (取转矩分布不均匀系数) ,k,1.3 ,TKmax (3-7) ,,,,,,DdDd，,,,,,hhhhLnh,,,,42,,,, 其中取在载荷作用下移动的动联接许用挤压应力=13Mpa ,,,,,, 由此推算花键长度 Lmm,522h 花键过长重选花键尺寸 外径Dmm,65 h - 23 - 内径 dmm,56h 齿数 n,16 此时花键长度 Lmm,136.2h 3.4 万向节的计算 滚针对十字轴颈的作用合力F， T3530000 (3-8) ,,,FN41967.4,，，2cos280cos6r dmm,321 其中 dmm,42 smm,20十字轴轴颈根部的弯曲应力 ,32323241967.420dFs，，，221，， (3-9) ,,,,,261.1/300/NmmNmm，，4444,,dd,,324，，，，12 十字轴轴颈根部的剪切应力 , 4441967.4F，22，， (3-10) ,,,,,53.0/100/NmmNmm，，2222,,dd,,324，，，，12 十字轴滚针的接触应力 L,7其中 d,4 i,4 324，,，， 取 Z,28Z,,28.34一个滚针所受最大载荷 4.64.641967.4F， (3-11) FN,,,1723.6niZ428， 轴承的接触应力: ,,F11111793.6,,22n，，,,，,,，，,,,2722722263.5/3000/NmmNmm,,,j,,，，ddL3247,,,,1 - 24 - (3-12) 3.5 传动轴布置 前后跨度3900mm，减去两端十字轴叉长度160mm，传动轴分成两节，取前节1900mm，后节1840mm。 角度如图3—1 图3-1 静扰度=63mm; fc 空载高度差:241mm; 满载高度差: 241mm-63mm=178mm 由角度关系得方程(1) (变速箱输出轴水平，驱动桥输入与水平夹角成1?) 由多十字轴万向节传动等速条件得方程(2) ,,,,，,,,,,11，，,123 ,222，,,,,,02，，,,,,123, 用表示、 ,,,123 2,(),,,,,，,,,，，23231,2 ,,1，,，，,,23,,1,1, - 25 - 21,,,1,,2,22,,,1 ,2221,，,,11,,,3,22,,1, 由于旋转不均匀而产生的惯性力矩很大，考虑满载比空载传动轴的负荷 大，满载时传动轴、主减速器等工况最为恶劣，首先满足满载等速条件，不 是把完全等速点设计在满载与空载之间，故设计安排此时传动轴的输出与输 入完全等速。 再根据高度列出方程(3): (3) ,,,1500sin1340sin178,，,，,,,,，，112 21,,1把代入(3)式，得 ,,222,,1 ,,21,,1 1500sin1340sin178,，,，,,,,,1122,,1,, ,,21,,1的值随着变化的曲线图: ,1500sin1340sin,，,，,,,,11122,,1,, 表3-1 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.1 1.2 1.3 (?) ,1 空载高度15 18 22 24 25 24 19 5 -49 194 141 127 (mm) (?) 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 ,1 空载高度122 121 122 124 127 131 134 138 142 146 151 155 (mm) 2.6 2.7 2.8 2.9 3.0 3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6 3.7 (?) ,1 空载高度159 164 169 173 178 182 187 192 197 201 206 211 (mm) - 26 - 300 250 200 150 100 系列150 0满载高度差(mm)α1(?)-4-20246-50 -100 -150 -200 图3-2满载高度差随变化图 ,1 从曲线图可以看出有三个解符合z进一步精确可得出=1.0029?、,1 1.12?、3.0?。 (1)=1.0029?时 ,1 满载 21,,1 =173.4? (3-13) ,,222,,1 ,,,173.43 222当量夹角,,,,,，,,1.00 (3-14) e123 空载 2411500sin,,,,,1,,arcsin=8.2,,? (3-15) 21,,1340,, - 27 - ? ,,,8.23 222当量夹角 ,,,,,，,,1.00e123 (2)=1.12?时 ,1 满载 21,,1 ? (3-16) ,=5.2,222,,1 ? ,,,,,,,,15.3312 222当量夹角 (3-17) ,,,,,，,,0.45e123 空载 2411500sin,,,,,1 ? (3-18) ,,arcsin=8.7,,21,,1340,, ? ,,,8.83 222当量夹角 ? ,,,,,，,,0.73e123 (3)=3.0?时 ,1 满载 21,,1 =1.3? (3-19) ,,222,,1 -3.3? (3-20) ,,,,,,,1312 222当量夹角 ,,,,,，,,0.2? e123 空载 - 28 - 2411500sin,,,,,1 =4.0? (3-21) ,,arcsin,,21,,1340,, ? ,,,6.03 222 当量夹角 ? (3-22) ,,,,,，,,3.28e123 综合考虑以上三个解，汇总于表3-2 表3-2 =1.0029? =1.12? =3.0? ,,,111 满载 空载 满载 空载 满载 空载 173.4? 8.2? 5.2? 8.7? 1.3? 4.0? ,,,,,,,,,,,,222222 173.4? 8.2? 5.3? 8.8? 3.3? 6.0? ,,,,,,,,,,,,,,,,,,333333 1.00? 1.00? 0.45? 0.73? 0.2? 3.28? ,,,,,,,,,,,,eeeeee (1)、(2)两种情况下，空载和满载时的当量夹角 很小，但是万向,e节2和3夹角过大，会造成动力总成支承和悬挂弹性元件的振动载荷，引起它们的振动。此外轴间不等速特别严重，还能引起齿轮的冲击和噪声。 方案选取第三种情况，此时空载的当量夹角3.28?虽然大于 ,,e 3?，考虑到此时车子的空载，负荷很小，动载荷很低，对传动系破坏很小。 此时的角加速度幅值 23.4，3000,2,,,,222 ,,,347.5rad/s,,,,e118060,, 2 远小于600。 rad/s - 29 - 3.6 花键的滑动长度计算 图3-3 后桥跳动时传动轴运动分析 图3-3为后桥跳动时传动轴运动分析的几何示意图。图3—3中，点D是后桥的转动圆心，即圆心D在比主卷耳中心高(为主片中心线处的卷耳半r/2r00 ,,径)、比主卷耳中心后移(l为板簧的半长)位置处;点O是传动轴输入端l/4 的万向节中心;点是初始位置时传动轴输出端的万向节中心;点是后BB01桥跳动位移h后传动轴输出端的万向节中心;点是初始位置时第1片钢板A0 弹簧中心;点是后桥跳动位移h后的第1片钢板弹簧中心。 A1 为了分析后桥跳动对传动轴参数的影响规律,建立坐标系如图3—3所示，即以传动轴输入端的万向节中心点O为坐标系的原点;过点O向前为x轴(平行于变速器输出轴的轴线)的正向;y轴为过点O且垂直于x轴，以向上为正向。分析过程中，认为各构件均为刚体，不存在变形和间隙。当悬架为钢板弹簧时，后桥壳在车轮上、下跳动时作平移运动，因此，分析后桥跳动对传动轴振动影响时，只考虑后桥质心的上、下平动即可。当后桥跳动h后，图中点以为半径、以点D为圆心运动到点。在后桥上跳期间，由于点AlA0D1 和点处于同一个刚体，所以其夹角r保持不变。 BA00 为了求出运动关系，假设在后桥上跳期间十字轴的各部分长度相等，均 - 30 - 为r。初始位置时，传动轴的输入角为，输出角为;后桥跳动h后，传,,0B0动轴的输入角为，输出角为。 ,,1B1A 初始时刻矢量分析模型中各点求解: 求点 Bxy,，，000BB 规定传动轴输入角是传动轴轴线和水平线之间的夹角。点,0 到O点距离保持不变，即。向量和x轴之间的夹角为B( x, y) l=lOB0B0B0B0O00 ，即 ,0 tan=y /x,0B0B0 由以上条件得到方程组如下: 222,l,x+y0B0B0 (3-23) ,,tan=y /x0B0B0, 由图3—3可知, x=-lcos;y=-lsin,,B000B000 求点Cxy, ，，000CC 规定后桥俯仰角是后桥输入轴轴线和传动轴轴线之间的夹角。 ,0B 点Cxy,到点距离保持不变, 即 Bxy,，，，，000BB000CC l=rB0C0 为向量和向量之间的夹角, 即 BOBC,,-00B00 BO,BC000 (3-24) ,,cos,,，，0BBO,BC000 由以上条件得到方程组: 222,rxxyy,,，,，，，，CBCB0000,, , (3-25) ,,,,xxxyyy，，，，000000BCBBCBcos,,,,,，，OB,lr,0, Axy,求点 ，，000AA - 31 - 规定角度γ是后桥输入轴轴线和矢量之间的夹角。 CA00点到点距离保持不变, 即 Axy,Cxy,，，，，000AA000CC 。 ll,ACA00 向量和向量之间的夹角保持不变, 即 CBCA0000 CB,CA0000 (3-26) ,,cos,,，， CB,CA0000由以上条件得到方程组: 222,lxxyy ,,，,，，，，ACACA0000,, (3-27) ,,,，,,xxxxyyyy，，，，，，，，00000000BCACBCAC,,cos,,,，，,lr,,A 求点D,xy ，，DD 规定角度是矢量和矢量之间的夹角。 ACAD,000点D,xy到点Axy,距离保持不变，即 ll,，，，，DD000AAADD0 向量和向量之间的夹角保持不变，即 ADAC000 AD,AC000 (3-28) ,cos, AD,AC000 由以上条件得到方程组: 222,lxxyy ,,，,，，，，DDADA00,, (3-29) ,,,，,,xxxxyyyy，，，，，，，，000000DACADACA,cos,,,ll,,DA后桥上跳h时各点求解 A,xy求点 ，，111AA A,xyAxy,由于后桥平动，所以点到点垂直距离等于后桥，，，，111AA000AA质心上跳量，即 。 ,,yh - 32 - 点到点距离保持不变，即 A,xyD,xy，，，，111AADD ll,ADD1 由以上条件得方程组: ,yyh,, AA10, (3-30) ,222,,，,lxxyy，，，，,11DDADA, 求点 C,xy，，111CC 点到点距离保持不变，即 C,xyA,xy，，，，111CC111AA ll,ACA11 后桥平动，所以点C,xy到点Cxy,垂直距离等于后桥上跳，，，，111CC000CC量，即 ,,yh 由以上条件得方程组: ,yyh,, CC10, (3-31) ,222,,，,lxxyy，，，，,1111ACACA, 求点B,xy ，，111BB 点B,xyC,xy到点距离保持不变，即 ，，，，111BB111CC lr,BC11 由于后桥平动，所以向量和向量之间的夹角保持不变，即 CBCA1111 CBCA,1111 cos,,,,，， ,CBCA1111 由以上条件得方程组: 222,rxxyy ,,，,，，，，CBCB1111,, (3-32) ,,,，,,xxxxyyyy，，，，，，，，11111111BCACBCAC,,cos,,,，，,rl,,A - 33 - 传动轴的长度变化量，也即是花键的滑动量，用表示， ,l (3-33) ,,,lOBl10 伸长为正，缩短为负。后桥向上跳动时，h为正，向下跳动h为负。 满载状态下的相关参数值为: l=1340mm,l=718 mm,l =800mm,0AD , , 。将以上参数代入进行计r=80 mm, =3.0+4.0=7.0,=6,,,=52,=5300B 算, 得到传动轴的长度变化见表4—2所列。 表3-3 传动轴长度变化(mm) 后桥跳动高度 -40 -60 -80 -100 传动轴伸缩变化4.5 6.4 8.1 9.7 (伸长为正) 后桥跳动高度 40 60 80 100 传动轴伸缩变化-5.3 -8.2 -11.4 -14.8 (缩短为负) 3.7 本章小结 本章主要介绍了整个传动系的设计和计算，包括万向节的选择，传动方案的选择，传动轴的布置，以及具体尺寸的确定，并对初选尺寸后传动系各部分进行了强度校核，并最终确定了传动系的所有尺寸。 - 34 - 第 4 章 CATIA设计与建模 4.1 CAD技术概述及CATIA简介 CAD技术起源于20世纪50年代后期的美国，它经历了一个由二维设计技术向三维设计技术发展的过程。早期的二维机械CAD技术实际上是计算机辅助绘图(Computer Aided Drafting)，它只是起到了一个电子图版的作 [2]用，没有起到真正的计算机辅助设计的作用。 经过数十年的发展，现在的三维CAD技术已经由20世纪60年代最早出现的极为简单的线框式系统发展到如今以变量化技术为特征的第四代CAD/CAM软件。 在目前流行的CAD技术基础理论主要有以Pro/ENGINEER为代表的参数化理论造型理论和以I-DEAS为代表的变量化造型理论两大流派，它们都属于基于约束的实体造型技术。 三维CAD技术符合人的设计思维习惯，整个设计过程可以完全在三维模型上讨论，直观形象。另外，应用三维CAD设计能建立充分而完整的设计数据库，并以此为基础，进一步进行应力/应变分析、质量属性分析、空间运动分析、装配干涉分析、模具设计与NC可加工性分析、高效率及高正确率的二维工程图生成、外观效果和造型效果评价等工作，因而三维CAD技术才是真正意义上的计算机辅助设计技术(Computer Aided Design)。 CATIA是法国达索公司开发的CAD/CAE/CAM/PDM集成化高端应用系统，在计算机辅助设计集成化平台领域处于领导地位。CATIA起源于航空工业，专长复杂模型设计，被广泛应用于航空航天、汽车制造、造船、机械制造、电子电器以及消费品行业，其集成化的解决方案基本覆盖了所有的产品设计、分析与制造领域，能很好地满足工业领域中各类企业的数字化设计需求，包括工业设计、机械设计、机构仿真、工程分析、NC加工、产品数据管理等。 - 35 - 4.2 CATIA建模过程 4.2.1 凸缘叉建模 凸缘叉为传动系重要部件，与传动轴管、变速箱输出轴，差速器输入轴连接，连接方式通常为螺栓连接和螺纹连接两种，结构如下图4-1、4-2所示。 图4-1 螺栓连接凸缘叉 图4-2 螺纹连接凸缘叉 - 36 - 4.2.2 中间传动轴建模 中间传动轴由两部分组成，分别为凸缘叉和轴管，连接方式为螺纹连接，总成长度为1900mm，其结构如下图4-3示。 图4-3 中间传动轴 4.2.3 主传动轴建模 主传动轴建模类似中间传动轴，轴管和凸缘叉用螺纹连接，不同处在于主传动轴一端需要加工一段花键轴，其结构如下图4-4所示。花键尺寸已在二、三章详述。 图4-4 主传动轴 - 37 - 4.2.4 中间支撑建模 中间支撑由两侧油封、中间支撑轴承座、深沟球轴承、橡胶垫环、下支架、上盖板组成，其结构如下图4-5所示。 图4-5中间支撑 4.2.5 万向节建模 万向节由十字轴和四个万向节专用滚针轴承组成，其中滚针轴承结构示意图如图4-6所示。 - 38 - 图4-6万向节专用滚针轴 图4-7万向节 - 39 - 4.2.6 滑动叉建模 滑动叉和花键轴配合，实现传动系统振动时，传动轴的轴向穿动，其结构如下图4-8所示，滑动叉与花键轴配合处加装花键套，如图4-9所示，用于保护花键轴并实现轴向穿动。 图4-8套管叉 图4-9花键套 - 40 - 4.3 部分零件建模过程 在使用CATIA建模的过程中，有部分零件设计较为复杂,下面这一节我简单以下图4-10所示的深沟球轴承为例简要介绍下建模的过程。 图4-10 深沟球轴承示意图 上图所示的轴承共需要3个旋转体，1个拉伸体，以及一个阵列构建而成。其外圈、内圈两部分使用旋转体组成，中间部分的保持架是通过旋转体挖空得到的。在得到了一个滚珠孔的保持架上建一个滚动体后，将滚动体和孔一起阵列就可以做出所要求的深沟球轴承了。 4.4 传动系装配体建模 利用CATIA装配模块将各部分模型装配到一起，建立总装模型，如下图所示。 - 41 - 图4-11 装配图示意图 4.5 本章小结 本章概述了CAD/CAM技术的发展概况，并简要介绍了CATIA这一汽车设计过程中常用的软件。 本章主要介绍了论文在设计过程中以东风EQ90E传动系统为原型建立的CATIA模型，该传动系模型以第二、第三章理论为基础，部分配合尺寸与原厂尺寸不同。 - 42 - 第 5 章 传动轴的有限元分析 5.1 CAE技术的发展和有限元分析概述 5.1.1 CAE技术的发展 CAE(Computer Aided Engineering)是用计算机辅助求解复杂工程和产品结构强度、刚度、屈曲稳定性、动力响应、热传导、三维多体接触、弹塑性等力学性能的分析计算以及结构性能的优化设计等问题的一种近似数值分析方法。CAE从60年代初在工程上开始应用到今天，已经历了30多年的发展历史，其理论和算法都经历了从蓬勃发展到日趋成熟的过程，现已成为工程和产品结构分析中(如航空、航天、机械、土木结构等领域)必不可少的数值计算工具，同时也是分析连续力学各类问题的一种重要手段。随着计算机技术的普及和不断提高，CAE系统的功能和计算精度都有很大提高，各种基于产品数字建模的CAE系统应运而生，并已成为结构分析和结构优化的重要工具，同时也是计算机辅助4C系统(CAD/CAE/CAPP/CAM)的重要环节。CAE系统的核心思想是结构的离散化，即将实际结构离散为有限数目的规则单元组合体，实际结构的物理性能可以通过对离散体进行分析，得出满足工程精度的近似结果来替代对实际结构的分析，这样可以解决很多实际工程需要解决而理论分析又无法解决的复杂问题。其基本过程是将一个形状复杂的连续体的求解区域分解为有限的形状简单的子区域，即将一个连续体简化为由有限个单元组合的等效组合体;通过将连续体离散化，把求解连续体的场变量(应力、位移、压力和温度等)问题简化为求解有限的单元节点上的场变量值。此时得到的基本方程是一个代数方程组，而不是原来描述真实连续体场变量的微分方程组。求解后得到近似的数值解，其近似程度取决于所采用的单元类型、数量以及对单元的插值函数。根据经验，CAE各阶段所用的时间为:40%,45%用于模型的建立和数据输入，50%,55%用于分析结果的判读和评定，而真正的分析计算时间只占5%左右。针对这种情况，采用CAD技术来建立CAE的几何模型和物理模型，完成分析数据的输入，通常称此过程为CAE的前 - 43 - 处理。同样，CAE的结果也需要用CAD技术生成形象的图形输出，如生成位移图、应力、温度、压力分布的等值线图，表示应力、温度、压力分布的彩色明暗图，以及随机械载荷和温度载荷变化生成位移、应力、温度、压力等分布的动态显示图。我们称这一过程为CAE的后处理。针对不同的应用，也可用CAE仿真模拟零件、部件、装置(整机)乃至生产线、工厂的运动和运行状态。 5.1.2 有限元分析概述 有限元分析(FEA，Finite Element Analysis)的基本概念是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的(较简单的)近似解，然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件)，从而得到问题的解。这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。 有限元是那些集合在一起能够表示实际连续域的离散单元。有限元的概念早在几个世纪前就已产生并得到了应用，例如用多边形(有限个直线单元)逼近圆来求得圆的周长，但作为一种方法而被提出，则是最近的事。有限元法最初被称为矩阵近似方法，应用于航空器的结构强度计算，并由于其方便性、实用性和有效性而引起从事力学研究的科学家的浓厚兴趣。经过短短数十年的努力，随着计算机技术的快速发展和普及，有限元方法迅速从结构工程强度分析计算扩展到几乎所有的科学技术领域，成为一种丰富多彩、应用广泛并且实用高效的数值分析方法。 有限元方法与其他求解边值问题近似方法的根本区别在于它的近似性仅限于相对小的子域中。20世纪60年代初首次提出结构力学计算有限元概念的克拉夫(Clough)教授形象地将其描绘为:“有限元法=Rayleigh Ritz法，分片函数”，即有限元法是Rayleigh Ritz法的一种局部化情况。不同于求解(往往是困难的)满足整个定义域边界条件的允许函数的Rayleigh Ritz法，有限元法将函数定义在简单几何形状(如二维问题中的三角形或任意四边形)的单元域上(分片函数)，且不考虑整个定义域的复杂边界条件，这是有限元法优于其他近似方法的原因之一。 - 44 - 对于不同物理性质和数学模型的问题，有限元求解法的基本步骤是相同的，只是具体公式推导和运算求解不同。有限元求解问题的基本步骤通常为: 第一步:问题及求解域定义:根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。 第二步:求解域离散化:将求解域近似为具有不同有限大小和形状且彼此相连的有限个单元组成的离散域，习惯上称为有限元网络划分。显然单元越小(网络越细)则离散域的近似程度越好，计算结果也越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域的离散化是有限元法的核心技术之一。 第三步:确定状态变量及控制方法:一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量边界条件的微分方程式表示，为适合有限元求解，通常将微分方程化为等价的泛函形式。 第四步:单元推导:对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的单元坐标系，建立单元试函数，以某种方法给出单元各状态变量的离散关系，从而形成单元矩阵(结构力学中称刚度阵或柔度阵)。 5.1.3 CATIA工程分析模块介绍 CATIA V5软件是一个CAD/CAE/CAM集成软件，它提供了功能强大且使用方便的工程分析模块——Analysis&Simulation。利用该模块，只需定义类似工程实际问题的载荷和约束，就可以快速地实现基本的有限元分析。常用的功能包括单个零件的有限元分析GPS(创成式零件结构分析Generative Part Structral Analysis )和装配件有限元分析GAS(Generative Assembly Structural Analysis)。CATIA提供了多种分析方法，基本分析类型包括如下4种:静态分析、屈曲分析、频率分析、自由频率分析。CATIA实现有限元分析的3个环节;前处理、计算、后处理。 5.2 利用CATIA GAS对传动轴进行静态分析 传动轴的失效形式主要是承受最大扭矩时的扭转变形和最大转速时的失稳，所以在选择传动轴长度和断面尺寸时，要着重考虑使传动轴有足够高的临界转速和扭转强度。 对于传动轴的不同工况，其失效形式不同，对其的有限元分析类型也不 - 45 - 同。本设计将针对不同工况，分别对传动轴进行最大扭矩时的静态分析和最大转速时的振动分析。 本节将详述最大扭矩工况时，对传动轴的静态分析，并校核传动轴的强度和刚度。最大转速工况时，对传动轴的振动分析将在下节讨论。 5.2.1 最大扭矩工况时对中间传动轴的静态分析 静态分析过程如下，首先，指定材料为钢;前处理:添加约束，本设计采用对传动轴在叉端夹紧的约束;添加载荷，在中间传动轴上加353Nm的扭矩。计算。后处理:看中间传动轴的应力变形图，应力分布图和位移图， [17]分析中间传动轴的强度和刚度是否满足条件，结果如下图所示。 图5-1应力变形图 应力变形图反应加载后，传动轴的宏观变形情况。 米赛斯应力分布图表明，传动轴叉和传动轴管过渡处承受较大应力，最 2m大应力为2.45e+007n/，小于钢的屈服强度，应力情况合格。 - 46 - 图5-2米赛斯应力图 图5-3位移图 位移图表明，在施加载荷作用下，末端最大位移约为0.000431mm，变形情况在允许范围内。 - 47 - 由以上分析可得，在最大扭矩工况下，中间传动轴的强度和刚度都合格，尺寸设计符合要求。 5.2.2 最大扭矩工况时对主传动轴的静态分析 对主传动轴的分析过程同中间传动轴，结果如下图所示。 图5-4应力变形图 图5-5米赛斯应力图 - 48 - 米赛斯应力分布图表明，传动轴叉和传动轴管过渡处承受较大应力，最 2大应力为2.45e+007n/，小于钢的屈服强度，应力情况合格。 m 图5-6位移图 位移图表明，在施加载荷作用下，末端最大位移约为0.0174mm，变形情况在允许范围内。 由以上分析可得，在最大扭矩工况下，主传动轴的强度和刚度都合格，尺寸设计符合要求。 5.3 利用CATIA GAS对传动轴进行振动分析 有限元分析中的振动分析即加激励的动态响应分析，在CATIA工程分析模块中不属于基本分析类型，动态响应分析是静态分析和频率分析的合成，在定义动态响应之前，必须完成一个静态分析案例和频率分析案例。动态响应分析将综合考虑一定约束和载荷下的静态特性和频率响应特性，分为频域分析和时域分析。 本设计将针对最大转速工况，先对传动轴进行静态分析，考察传动轴的强度情况和刚度情况，然后对传动轴进行约束模式下的模态分析，找出传动轴的固有频率，最后加上最大转速工况时的激励，分别对传动轴进行频域分 [18]析和时域分析，观察是否出现共振现象。 - 49 - 5.3.1 最大转速工况时对中间传动轴的振动分析 首先对中间传动轴进行静态分析，分析过程基本同上节所述，不同处在于载荷变成最大转速1400r/min对应的离心力，结果示意图如下。 图5-7应力变形图 图5-8米赛斯应力图 米赛斯应力分布图表明，传动轴叉和传动轴管过渡处承受较大应力，最 - 50 - 2大应力为2.25e+007n/，小于钢的屈服强度，应力情况合格。 m 图5-9位移图 图5-10前7阶模态应力变形图 位移图表明，在施加载荷作用下，末端最大位移约为0.355mm，变形 情况在允许范围内。由以上分析可得，在最大转速工况下，主传动轴的强度 - 51 - 和刚度都合格，尺寸设计符合要求。 静态分析完成后再对中间传动轴进行模态分析，CATIA提供自由模态分析和约束模态分析两种分析模式，本设计采用约束模式的频率分析，约束采用静态分析的约束，结果如下图所示。 图5-11前5阶模态位移图 表5-1中间传动轴固有频率 模态阶数 对应固有频率(Hz) 对应最大位移(mm) 1 33.1739 349 2 70.108 352 3 1966.28 411 4 2127.66 240 5 2262.46 331 6 2489.28 402 7 4130.79 778 8 4221.36 754 9 9362.94 677 10 19538.2 2360 模态分析结束后，就可以进行动态响应分析，首先进行频域分析，将组合分析的加权系数设定为1，激励载荷为最大转速1400r/min时传动轴所收离心力，调制采用白噪声调制，阻尼采用默认值，模型的工作频段设定为10~20000Hz，分析步数设定为20。时域分析的过程同频域分析，结果如下图所示。 - 52 - 图5-12 频域分析前5阶模态位移图 图5-13 时域分析前5阶模态位移图 - 53 - 由频率响应情况和时域响应情况，中间传动轴在工作频段未出现较大位移，即在最大转速工况下，工作频段内不会发生共振现象，中间传动轴设计合格。 5.4 本章小结 本章利用CATIA工程分析模块对传动轴进行了有限元分析，对应最大扭矩和最大转速两种工况，分别进行了静态分析，和动态响应分析，校核了传动轴的强度和刚度，并考察了高速时传动轴的振动情况。为便于分析，本设计对模型建立，工况和在和情况进行了简化，并且软件的计算也存在误差，所以导致结果在一定范围内存在误差，望谅解。 - 54 - 结 论 本文的设计要求是通过对传动轴结构的设计和振动分析的研究，了解汽车传动系的有关内容，学习CAE技术在结构设计和工艺设计中的应用，熟练掌握相关工作软件，为将来的工作打下坚实的基础。 1(本文以某中卡传动轴为原型，利用CATIA软件的实体建模模块设计了传动轴的结构。CATIA三维建模广泛应用于汽车外形和内饰件的设计，功能强大。每次结构设计都需要不断的重复和修改才能最终达到目标。 2(有限元分析的思想在工程领域内十分的重要。进行有限元分析第一步要进行的一般是网格划分。网格划分是很重要也很复杂的工作。利用软件划分的网格一般情况下都需要人工修改。不同的分析对网格状态要求不同。通过分析实践，可以知道提高匹配率最主要的方法是简化模型中细小的结构，同时也掌握了很多修复网格的实用工具。 3(接下来的部分重点是对汽车传动轴的设计进行了探讨，本设计注重实际运用，考虑整车的总体布置，改进了一些设计方法，力求整车结构及性能更为合理。 4(本课题的工作主要体现在使用CATIA的传动轴建模过程以及有限元分析的学习和应用上。在这一过程中，我学习了CATIA的使用，练习并掌握了CATIA的多种复杂造型方法，在建模过程中遇到了多种多样的问题，也尝试了多种不同的工具和思路;此外，我还学习了很多关于有限元分析的知识，利用CATIA工程分析模块对传动轴的强度和刚度进行了分析，并考察了高速时传动轴的振动情况。 - 55 - 致 谢 - 56 - 参考文献 1 陈家瑞，汽车构造(第二版)[M]，机械工业出版社，2000:317-333。 2 王登峰、黄博，CATIA V5全精通教程[M]，人民交通出版社，2007(4):58-200,352-398。 3 刘涛，汽车设计[M]， 北京:北京大学出版社，2008:128-147。 4 成大先，机械设计手册[M]，化学工业出版社，2004。 5 黄真，空间机构学[M]，机械工业出版社，1999:168-180。 6 黄真、赵永生、赵铁石，高等空间机构学[M]，高等教育出版社，2006:178-19。 7 羊拯民，传动轴和万向节[M]，人民交通出版社，2004:123-146。 8 王望予，汽车设计(第四版)[M]，北京:机械工业出版社，2005。 9 郭彦颖、孙中辉、周云山等，传动轴长度和角度的校核计算[J]，汽车技术，2005，(5):34-37。 10 濮良贵、纪明刚，机械设计(第七版)[M]，北京.高等教育出版社，2001:98-109。 11 李俊玲、罗永革，汽车工程专业英语[M]，北京:机械工业出版社，2005。 12田福祥、 苏逢荃，工程车辆传动轴的可靠性设计[J]，青岛理工大学学 报，1988， (02)。 13 传动轴为何失衡?[J]， 汽车实用技术，2005， (05)。 14 白旭明、 刘玉桐， 工程车辆传动轴的优化设计[J]， 建筑机械, 1985, (01)。 15 苏宝军、李向华、张建武，十字轴刚性万向节从动轴的Matlab仿真研究 [J]传动技术，2004，(04)。 16 喻志勇、阳华，汽车传动轴零件的 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化设计[J]， 科技广场， 2009， (05)。 17 刘丽， 汽车传动轴中间支承的有限元分析[J]，传动技术，2007， (01)。 18 Werner U (2009) Mathematical analysis of rotor shaft displacements in asynchronous machines; a critical speed or just a rotation of the orbit axis. J Appl Math Mech 89(7):514–535. - 57 - 19 Werner U, Binder A (2006) Rotor dynamic analysis of asynchronous machines including the finite-element-method of engineering low vibration motors. In: International symposium on power electronics, electrical drives, automation and motion SPEEDAM, Taormina, Italy, 99(8):124–231. 20 Leonhard W (2001) Control of electrical drives. Springer, Berlin. - 58 - 附 录 附录一:东风EQ1090E中卡传动轴CAD总装图一张 附录二:中间传动轴CAD零件图一张 附录三:主传动轴CAD零件图一张 附录四:凸缘叉CAD零件图一张 附录五:滑动叉CAD零件图一张 - 59 -