中型客车变速器中间轴的静力学分析设计【优秀毕业论文 答辩通过】

需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 中型客车变速器中间轴的 静力学分析 专业班级 ：机械设计制造及其自动化 04级本科 1班 学生姓名：谢克意 指导教师 ：姚学诗 副教授 1、 绪论 客车变速器多是从货运汽车的变速器移植过来的 ,需要针对客车的实际使用工况来进行优化。通常对变速器传动参数的优化 ,是以传动系统与发动机之间的匹配为设计思想来优化设计传动系统参数 ,即在满足一定的动力性的前提下 ,使燃油经济性达到最佳值 ,以动力性要求为约束条件 ,以燃料经济性为目标函数来进行优化。但由于设计者对汽车性能的要求 (即约束条件中限值的取定 ,事实上可能漏掉真正的优化方案 ,而采用 析的 方法描述约束条件 ,可使设计符合客观实际 ,从而获得满意的优化效果。 1 1国内外 变速器 发展现状 进入 90 年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业发生了根本性的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变，以 代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞 生， 使“无纸化设计”在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。 但是计算机辅助设计的意义不仅仅在于摆脱笔和图纸，还应该包括设计参数的优化计算；专家设计经验和知识的自动智能推理和学习；设计图纸的自动生成或从数据库中提取；甚至开始采用虚拟设计的方法，从而帮助设计人员进行方案设计，以实现半自动甚至全自动的设计。这就要求计算机具有专业领域内的专家知识和思维能力，能根据设计者的要求给出一定的设计结果，一般人们把这种掌握大量知识，能从事各种专业领域内专家级水平工作的计算机程序称为专家系统（ 一个专家系统至少由知识库、推理机和学习机三部分组成。在实际应用中，专家系统一般还应具有一个人机交互界面，用于向用户提问，接受用户回答并对需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 其进行判别。对于较完善的专家系统而言，还有一个知识获取部分，可以及时补充最新得到的人类专家知识并将其整理为系统可识别的表达方式；还有一个解释部分，用来向用户解释系统的“思维过程”。帮助部分则是解释部分的补充，用来就已知的事实或得出的结果向用户提出详细的建议，如应采取的措施和步骤。 目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高 低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。 1 2先进的变速器设计方法的意义 传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。这种设计方法计算量较大，得到的答案仅仅是符合要求的一个解，而一般的经验公式又较保守，对于不符合要求时改变的参数有一定的局限性，导致结果过于保证安全性。产品笨重，而许多性能未必很好甚至变的较 差。在当今 客 车市场日益竞争激烈，国际市场已趋于饱和，而国内市场正在蓬勃发展的同时，又是各主要厂家占领市场的良好机会。那么凭什么来吸引大量客户呢？只有良好的性能价格比，尽量在降低成本的基础上提高性能，才是所有产品打开市场的根本所在。 当前对 客 车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异， 汽 车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式 已不具备长期生存实用的必要性和可能性。 综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 2、变速器的构造与工作原理 2 1变速器的功用 (1) 改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到 100km/h，而在市区内，车速常在 50km/h 左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。 (2)实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的 需要。实现倒车行驶汽车，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。 (3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。 (4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。 2 2变速器的分类 现代汽车上所采用的变速器有多种结构形式，通常可作如下分类： 2 2 1按传动比的级数分 变速器传动比的级数可分为有级式、无 级式和综合式三种。 (1)有级式变速器 它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。轿车和中、轻型客车变速器多采用 35个前进 挡 和 1个倒 挡 （每个 挡 位对应一个传动比）。 齿轮式变速器具有结构简单、易于制造、工作可靠、传动效率高等优点。 (2)无级式变速器 它的传动比在一定的数值范围内可连续变化，多采用液力变矩器以及锥形轮带传动来完成。 (3)综合式变速器 它是由液力变矩器和行星齿轮式变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值与最小值之间的范围内作无级变化，目前应用较多。 2 3变速器的工作原理 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 普通齿轮变速器也叫定轴式变速器，它由变速器箱体、轴线固定的几根轴和若干对齿轮组成，可实现变速、变矩和改变方旋转方向。 2 3 1变速原理 一对齿数不同的齿轮啮合传动时，若小齿轮为主动齿轮，带动大齿轮转动时，输出转速降低；若大齿轮驱动小齿轮时，输出转速升高。这就是齿轮传动的变速原理。设主动齿轮转速为1n，齿数为1Z，从动轮转速为 ，齿数为2Z，主动齿轮转速与从动轮转速之比为传动比，传动比用字母1,2121,221，因而1212()。 两级齿轮变速器的传动如图 2动机的转矩经输入轴输入，经两对齿轮传动，由输出轴输出，其中第一对齿轮， 1 为主动齿轮， 2为从动齿轮；第二对齿轮， 3为主动齿轮， 4为从动齿轮，传动比计算过程是： 121,221 所以 1212() （ 2 3 41,243n Zi 所以 3434() （ 2 图 2齿轮 2、 3在同一中间轴上，转速相同，则32总传动比 1 2 41 , 4 1 , 2 3 , 44 1 3()n Z Zi i Z （ 2 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 同理，多级齿轮传动的传动比 i 为 i 所 有 从 动 齿 轮 数 的 连 乘 积 各 级 齿 轮 传 动 比 的 乘 积所 有 主 动 齿 轮 数 的 连 乘 积 （ 2 由于 出入 入出可见传动比是变速比又是变矩比。降速则增扭，增速则降扭。汽车变速器就是利用这一关系通过改变速比来适应汽车行驶阻力变化的需要。 2 4齿轮变速器的变速传动机构 变速器包括变速传动机构和操纵机构两大部分。 2 4 1三轴式五挡变速器 变速传动机构主要由齿轮、轴 、壳体和支承件等组成。 图 21234-， 9接合套； 57 挡齿轮； 81011 挡齿轮； 12、倒挡滑动齿轮； 1314151617， 1918、倒挡齿轮； 20挡齿轮； 21挡齿轮； 22 挡齿轮 2324， 2526轴轴需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 承盖； 27282930（ 1） 典型的三轴式五挡变速器，如图 2 构造 变速器通过四个螺栓固定在飞轮壳后端面上，它有三主要轴，第一轴、第 二 轴和中间轴。另外还有倒档轴 。 a. 第一轴：输入轴前后端用轴承分别支承在曲轴后端的中心孔及变速器壳体的前壁，其前部花键部分 装离合器的从动盘，后部有第一轴常啮合齿轮 2，后端有一短齿轮为直接挡齿轮。第一轴轴承盖 26 的外圆面与离合器壳相应的孔配合，保证第一轴和曲轴的轴线重合。 b. 中间轴：中间轴 15两端 用轴承支承在壳体上，中间轴常啮合传动齿轮 23，2、 3、 4 挡齿轮 20、 21、 22 用半圆键装在轴上，中间轴 1、倒挡齿轮 18 与轴制成一体。 c. 第二轴：第二轴（输出轴）前后 端分别用轴承支承于第一轴后端中心孔和壳体。第二轴 1、倒挡滑动齿轮 12与轴以花键形式配合传力，并可轴向滑动。2、 3、 4挡齿轮 11、 7、 6分别以滚 针轴承形式与轴配合，并与中间齿轮 20、 21、22常啮合，其上均有传力齿圈。第二轴前端花键上套装 4、 5挡花键齿毂 25，用卡环轴向定位，接合套 4在花键齿毂 25上轴向滑动实现挡位转换。花键齿毂 24和接合套 9实 现 2、 3 挡动力传递。在 2、 4挡齿轮后面分别装有承受轴向力的推力环。 后轴承盖内装有里程表驱动蜗杆与蜗轮，轴后端花键上装有凸缘，连接万向传动装置。 轴固定在壳体上，倒挡中间齿轮 17、 19 制成一体，以滚针轴承的形式套在倒挡轴上，倒挡中间齿轮 19与中间轴 1，倒挡齿轮 18常啮合 各挡齿轮的传动情况，如图 2 a. 空挡：第二轴换挡的接合套、传动齿轮均处于中间空转的位置，动力不传给第二轴。 b. 1挡：第二轴 1、倒挡滑动齿轮 12与中间轴 1、倒挡齿轮 18啮合。动力经第一轴常啮合齿轮 2，中间轴常 啮合传动齿轮 23，中间轴 1，倒挡齿轮 18，第二 1、倒挡滑动齿轮 12，传到第二轴使其顺时针旋转。 c. 2挡：后移接合套 9与第二轴 2挡齿轮上的齿 圈啮合。动力经齿轮 2、 23、需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 20、 11、接合套 9、花键齿毂 24，传到第二轴使其顺时针旋转。 d. 3挡：前移接合套，与第二轴 3挡齿轮 7的齿圈啮合，动力经齿轮 2、 23、21、 7、接合套 9、花键齿毂 24，传到第二轴使其顺时针旋转。 e. 4挡：后移接合套 4与第二轴 4挡齿轮 6的齿圈啮合。动力经齿轮 2、 23、22、 6、接合套 4、花键齿毂 25，传到第二轴使其顺时针旋转。 f. 5 挡：前移接合套 4 与第一轴常啮合齿轮 2 的齿圈啮合。动力直接由第一轴传到第二轴，传动比为 1。由于第二轴的转速与第一轴相同，故些挡位称为直接挡。 g. 倒挡：后移第二轴 1、倒挡滑动齿轮 12 与倒挡中间齿轮 17 啮合。动力经齿轮 2、 23、 18、 19、 17、 12，传给第二轴使其逆时针旋转，汽车倒向行驶。 小型汽车的最高前进挡传动比多数都小于 1，即第二轴的转速高于第一轴转速的转速，称为超速挡 。 3变速器 中间轴 的 刚度 计算 与故障分析 3 1中间轴的设计 3 1 1中间轴的设计 任务与要求 (1) 设计任务：使轴的各部分具有合 理的形状和尺寸 设计要求： 上零件要易于装拆； 小应力集中。 (2) 确定轴段直径大小的基本原则： 为轴的最小轴径尽量采用标准直径。 满足装配尺寸要求。 (3) 改善轴的表面质量可提高轴的疲劳强度 1）表面愈粗糙，疲劳强度愈低 ；所以要提高表面粗糙度； 2）表面强化处理的方法有： 表面高频淬火； 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 表面渗碳、氰化、氮化等化学处理； 通过碾压、喷丸等强化处理时可使轴的表面产生预压应力，从而提高轴的疲劳能力。 (4) 为便于轴上零件的装拆，一般轴都做成从轴端逐渐向中间增大的阶梯状。在满足使用要求的前提下，轴的结构越简单，工艺性越好。装零件的轴端应有倒角，需要磨削的轴端有砂轮越程槽，车螺纹的轴端应有退刀槽。 3 1 2轴的计算 轴的材料为 20机械设计手册表 1080b M P a 850M 1 525 M P a 1 300M (1) 最小轴径 639 . 5 5 1 00 . 2d n （ 3 63m i n 09 . 5 5 1 00 . 2 （ 3 考虑键槽对轴有削弱，可按以下方式修正轴径： 如表 3 3有一个键槽 有两个键槽 轴径 d 100mm d 增大 3% d 增大 7% 轴径 d 100mm d 增大 5% 7% d 增大 10% 15% (2) 按弯扭合成强度计算 一般转轴强度用这种方法计算，其步骤如下： 轴的强度校核 按第三强度理论得出的轴的强度条件为： 224e b b （ 3 弯曲应力： 33/ 3 2 0 . 1 MW d d （ 3 扭切应力： 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 2（ 3 （ 3 代入得： 224 2e 22 11 ( ) （ 3 因 折合后得： 2213() 0 . 1 （ 3 折合系数取值 ,即 批据转应力变化性质而定的校正系数 ： = = =1 故有 ： 310 （ 3 在已知轴的外形、尺寸及载荷的情况下，可对轴的疲劳强度进行校核，轴的疲劳强度条件为： 同时承受弯矩和扭矩的轴： 22（ 3 仅承受弯矩时： 1 （ 3 仅承受扭矩时： 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 1 （ 3 计算安全系数的选取： S=荷与应力计算准确； S=荷与应力计算欠准确； S= 或轴的直径 d 200 对于瞬时过载很大，或应力循环的不对称性较为严重的轴，应当进行静强度条件校核。轴的静强度条件为： 22c a （ 3 其中： S / B S / B = m a x m a （ 3 m a x /W （ 3 s 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 s N； A W 的抗弯截面系数， 图 3安全系数选取 S=因为 载荷与应力计算欠准确； 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 取 弯曲应力 b 和 扭切应力 的 折合系数值 为 ： =已知数据及上述公式可解得 如表 3 表 3得总弯矩和扭矩等数据表 水平面 垂直面 扭矩 8 6 3 m 弯矩 1 6 3 1 . 0 2 m2 8 2 1 . 3 2 m总弯矩 1 0 3 5 . 7 3 m 根据企业的资料显示，中间轴通常在轴段直径 54d 处发生断裂， 抗弯截面系数 为： 3 3 30 . 1 0 . 1 5 4 1 5 7 4 6 . 4W d m m 发生轴断的位置的应力为： 2222 1 0 3 5 7 3 0 ( 0 . 7 8 6 3 1 0 0 ) 8 0 . 1 81 5 7 4 6 . 4M d T M P 3 2变速器常见故障分析与排除 3 2 1掉挡 (1) 故障现象 汽车在加速、减速或爬坡时，变速杆自动跳回空挡位置。 (2) 故障原因 a. 自锁装置的钢球未进入 凹槽内或挂入挡后齿轮 未 达到全齿长啮合 。 b. 自锁装置的钢球或 凹槽磨损严重，自锁弹簧疲劳过软或折断。 c. 齿轮在轴线方向磨损成锥形，在汽车行驶中因振动、速度变化的惯性等，在齿轮轴向方向产生推力，迫使啮合齿轮沿轴线方向脱落。 d. 第一、二轴轴承过于松旷使第一、二轴和曲轴三者轴线不同心或变速器壳体与离合器壳体接合平面相对曲轴轴线的垂直度误差增大。 e. 第二轴上的常啮合齿轮轴向或径向间隙过大。 f. 各轴轴向径向间隙过大。 (3) 故障诊断与排除方法 先确认掉挡挡位，即走热全车后，采用连续加、减速的方法逐挡进行路试便可确定，将变速杆挂入掉挡挡位，发动机熄火，小心拆下变速器盖，观察掉挡齿轮的啮合情况。 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 a. 未达到全长啮合，则故障由此引起。 b. 达到全长啮合，应继续检查。 检查啮合部位磨损情况，磨损成锥形，则故障可能由此引起。 c. 第二轴上该挡齿轮和各轴的轴向和径向间隙，间隙过大，则故障可能由此引起。 d. 检查自锁装置，若自锁装置的止动阻力很小，甚至手感 钢球未插入 凹槽，则故障 为自锁效能不良；否则，故障为离合器壳与 变速器接合平面与曲轴轴线垂直度误差增大等引起 3 2 2乱挡 (1) 故障现象 在离合器技术状况正常情况下，变速器同时挂上两个挡或挂需要挡位时，结果挂入了别的挡位。 (2) 故障原因 互锁装置失效，如拨叉轴、顶销或钢球磨损过大等。 a. 变速杆下端弧形工作面磨损过大或拨叉轴上导块的导 槽磨损过大。 b. 变速 杆球头定位销折断或球孔、球头磨损，过于松旷。 c. 总之乱挡的主要原因是变速操纵机构失效。 (3) 故障诊断与排除方法 a. 如果挂需要挡位时，结果挂入了别的挡位，则摇动变速杆，检查其摆转角度。若超出正常范围，则故障由变速杆下端球头定位销与定位 槽配合松旷或球头、球孔磨损达大引起。变速 杆摆转 360度则为定位折断。 b. 如摆转角度正常，仍挂不上或摘不下挡，则故障 由变速杆 下端从导 槽中脱出引起，脱出的原因是下端 弧形工作面磨损或导 槽磨损。 c. 同时挂入两个挡，则故障由互锁装置失效引起。 3 2 3挂挡困难 (1) 故障现象 离合器技术状况良好，且变速器操纵机构工作正常，挂挡困难。 (2) 故障原因 同步器故障。 (3) 故障诊断与排除方法 a. 检查同步器锁环的内锥面螺旋槽磨损。磨损严重，使同步器锁环内锥面需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 和齿轮外锥面间隙变小，锥面间的摩擦力减小，制动作用减弱，间隙为零时制动作用消失。 b. 检查同步器的故障，主要检查此间隙。经验检查方法是：在齿轮 斜面上涂上齿轮油，再将它与锁环配合面接触，当两者压紧并用手相对转动时，锁环不应从齿轮的斜面滑出为正常。锁环与齿轮两锥面间隙的大小必须符合汽车制造厂的推荐数据。 检查同步器滑块在花键齿毂内的滑动。以锁环式惯性同步为例，滑块中部凸起嵌在接合套中部内环槽中，接合套轴向移动带动滑块在花键齿毂轴向槽中滑动伸入锁环槽中，才能挂上挡位。如果滑块与这些槽磨损严重，滑块就难以和锁环正常咬合引起挂挡困难。 c. 检查同步器花键齿毂与接合套的轴向移动。轴向移动应无卡滞现象。如同步器技术状况良好而仍出现挂挡困难时，则应检查变速器的 其它结构。 在运行中，空挡滑行，变速器内有“咯咯”响声，在挂挡的瞬间也伴有“咯咯”响声，且挂挡明显困难，这主要是同步器散架引起的。 3 2 4变速器异向 (1) 故障现象 变速器发响是指变速器工作时发出的不均匀的碰撞声。由于变速器内相对运动的机件较多，故发出不均匀的响声也较复杂。 (2) 变速器发响的原因 a. 齿轮作响 齿轮磨损过甚，变薄，间隙过运转中有冲击；齿面啮合不良，如修理时没有成对更换齿轮；新、旧齿轮搭配，齿轮不能正确啮合；齿面有金属疲劳剥落戒个别齿损坏折断；齿轮与轴上的花键配合松旷或齿轮的轴向间隙过大轴弯曲或轴承松旷引起齿轮啮合间隙过大；轴弯曲或轴承松旷啮合间隙改变。 b. 轴承响 轴承磨损严重；轴承内（外）座圈与轴颈（孔）配合松动；轴承滚珠碎裂或有烧蚀 麻点。 c. 其他原因发响。如变速器内油不足；润滑油过稀、过稠或质量变坏；变速器内掉入异物；部分紧固螺栓松动；里程表软轴或里程表齿轮发响等。 (3) 故障诊断与排除 a. 变速器发出金属干摩擦声，即为少油，和油的质量不好；应加油和检查油的质量，必要时更换。 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 b. 行驶时挂入某档若响声明显，即为该挡齿轮轮齿磨损；若发生周期性的响声，则为个别齿损坏。 c. 空挡时响，而踏下离合器踏板后响声消失，一般为第一轴前、后轴承或常啮合齿轮响；如挂入任何挡都响，多为第二轴后轴承响。 d. 变速器工作时发生突然撞击声，多为轮齿断列，应及时拆下变速器盖检查，以防机件损坏。 e. 行驶时，变速器只有在挂入某挡时齿轮发响，在上述宛好的前提下，应选先检查啮合齿轮是否搭配不当，必 要时应重新搭配一对新齿轮。此外，也可能是同步齿轮磨损或损坏，应视情况修复或更换。 f. 换挡时齿轮相撞击而发响，则可能是离合器不能分离或离合器踏板行程不正确、同步器损坏、怠速过大、变速杆调整不当或导向衬套紧等。遇到这种情况，先检查离合器能否分离，再分别调整怠速或变速杆位置，检查导向衬套与分离轴承配合的松紧度。 3 3中间轴 轴 断裂分析 某企业生产大型客车 变速器里 面的中间轴在客车行程 1 5 万公里时就出现断裂而报废，报废率近 10%。通常汽车行驶 10 万公里保修，所以该轴使用寿命应在客车行驶 10 万公里以上，否则属于异 常失效。 (1)据了解，该中间轴选用 20制造，工艺流程 :机械加工 (包括铣键槽 ) 渗碳淬火 回火 抛丸 螺纹退火 研磨中心孔 校正 精加工并装配到减速箱里。中间轴的技术要求：渗碳层深 化物、马氏体、残留奥氏体级别为 1 5 级，表面硬度 58 63部硬度 30 45部铁素体级别 4 级。 图 3-2(a)中间轴形状 (b)断口形貌 (c)横切面照片 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 绝大多数中间轴的断裂都发生在直径 54台阶处，见图 3头所指。该中间轴 (齿轮轴 )除承受交变的轴向拉 伸、压缩应力外，主要承受交变的扭转和弯曲应力。由图 1b 疲劳断口的光学照片可见，疲劳断口有 3 个明显的区域 :疲劳裂纹源、疲劳裂纹扩展区和最终的过载瞬断区。过载区是因为裂纹扩展一定时间后，该轴的有效面积减少，不能承受下一个也是最终一个循环载荷的作用而形成断口，最终断裂几乎总是突然发生并且没有塑性变形。最终过载区见图 1b 水平箭头所指部位较暗的区域，该区域面积较少，说明应力不大，即载荷不太大。相对裂纹扩展区，具有贝壳状标记所覆盖的断口面积相对比较大。疲劳裂纹的起源 贝壳状标记曲线的曲率中心，恰好在键槽处。带键槽的 圆柱体常在键槽的根部萌生扭转疲劳裂纹，在交变载荷作用下沿其横断面扩展，产生横向疲劳断裂，同时沿圆周方向和轴向扩展，形成具有剥离倾向趋势的断裂曲面，见图 1c。由于键槽的存在和其表面粗糙 (粗糙度为 160m)，可以认为该铣削加工键槽面的刀痕本身就是显微裂纹，或引起应力集中，容易萌生微裂纹。 (2)结论 变速器中间轴受低应力水平的交变扭转、弯曲载荷而发生早期疲劳断裂，裂纹起源于键槽的根部加工刀痕 (伤痕 )处。键槽根部的尖角、加工刀痕引起应力集中，萌生微裂纹，引发早期断裂。 4. 有限元分析 1 其分析流程 4 1 1 件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国 能与多数 件接口，实现数据的共享和交换，如 I ， 是现代产品设计中的高级 4 1 2 分析流程结构如图 4需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 图 4 4 2 利用 4 2 1 中间轴的几何建模 (1)中间轴是中型客车变速器的关键部件之一，借助于它实现动力和扭矩传递。 中间轴轴的几何建模，是在计算机中模拟中间轴的基本形体结构，它的建模准确与否直接关系到以后的有限元分析的正确性。而且几何建模需要根据有限元分析的要求构建模型，有时不能完全按照实际情况构建模型，需要根据有限元分析中对实际的模拟情况以及保证计算的准确性和可行性等方面作适当的结构简化。 在 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 图 4间轴装配图 (2)中间轴 在 的建模过程 中间轴轴的几何建模，是在计算机中模拟中间轴的基本形体结构，它的建模准确与否直接关系到以后的有限元分析的正确性。而且几何建模需要根据有限元分析的要求构建模型，有时不能完全按照实际情况构建模型，需要根据有限元分析中对实际的模拟情况以及保证计算的准确性和可行性等方面作适当的结构简化。 如果使用 么，在单位上是比较难以确定，因为三维的画图软件的精度是很高的，但 相对精度就比较小。在 件进行直接调入的多次试验中，效果也不尽 人意，于是决定在 在了解了主轴的基本结构情况之后，需要根据有限元分析的要求进行几何建模。应用有限单元法和有限元软件进行分析的过程中，首先要进行离散化，也就是用大量的实体单元划分中间轴实体，用单元来近似模拟结构的实际形状。由于轴的结构形体巨大，而其上的一些相对较小的结构诸如退刀槽、小的过渡曲面以及倒角等与主轴的 主 要 几 何尺寸相差很大，在划分单元时势必要造成单元的过度细化。又因为在做主轴的有限元分析时，这些相对细小的结构对于应力、应变结果的影响并不是很大，所以为了避免划分细小结构时 出现特别小的单元，而且减少畸形单元出现的可能性，在几何建模时将这些结构简化、省略。这种做法不仅需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 可以是离散化更加合理，而且可以大大减少单元和节点的数量，节省计算时间，又可以保证分析的正确性。要创建一根阶梯轴的三维几何模型，有三种方法。用基本体素圆柱体根据每一段轴的直径不同来逐段建立，也可根据各段轴的横截面直径逐段绘制圆再对其进行拉伸来建立，还可利用草图模式先勾画个轴的纵截面再绕轴线旋转来建立。在这三种建模方法中，第一种方法操作简单，建立的轴编辑性不好，如果缩短中间某个台阶的长度，则会出现更新失效的提示。而第三 种方法建模的方便性较差，但是各参数的可编辑性最好。对于本课题研究的这根 中间 轴根据 实际 要求，并不需要做大的变动，因此无需参数化建模，即使做优化设计时，也只能紧紧以主轴的内表面直径作为设计变量，主轴的外形不会发生大变化，所以也没有必要对主轴的 几 何外形进行编辑，不用考虑主轴模型可编辑性。总之，本课题研究的主轴形状并不复杂，采用第 三 种方法也完全可以准确建模，能够满足课题要求。 在 变速器中间轴 的几何建模过程大致可分为以下三步 : . 分析主轴外形，根据各轴段的直径，直接运用 拼接基本 几何 面 形状， 设置坐标 建立模型单面 入相应尺寸得出下 模型单面 图 ， 如图 4 图 4 . 运用实体的布尔运算 :并、交等生成面， 再由面旋转生成体， 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 后选取面按 接受默认值 按 并关键点， 取 到模型 如图 4 图 4 . 在实体轴上建立键槽，运用实体的布尔运算 :交、减等生成半圆键槽，建模完成。 立圆柱， 运用实体的布尔运算 :交、减得到分析需要的模型 如图 4需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 图 44 3 变速器的中间轴静力强度分析 4 3 1 中间轴单元类型的选择 以及单元划分 完成中间轴模型的建立后，首先是进行网格划分 （ 在单元划分之前必须作结构分析，确定单元的类型。由 于 中间轴是不规则的实体，因此选用八节点线性应变四面体单元。选择了单元类型之后，在划分单元时，我们使 用自动网格划分，绝大多数节点位置以及单元的大小都是由计算机根据几何模型的特征自行计算的，所达到的精度足够，并且运算的速度要相对快一些。 我 根据模型的需要设置单元的边长 均 为 9， 然后设置实体划分需要设置的参数后，开始划分网格。 如图 4(1) 选 择 单 元 类 型 ， 5 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 图 44 3 2 中间轴的材料属性 中间轴所采用的钢材型号是 20于高级优质碳素结构钢，根据前面的基本假设和金属材料的特性可以确定，该型钢材属于各向同性材料 ,井且是线弹性的 ( 在 需要输入的材料属性 (如图 4为 : 弹性模量 210松比 度 800kg/210 800 要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 图 4至此，单元特性设定完毕。 4 3 3中间轴的载荷 及约束加载 在变速器运动状态下，中间轴主要承受作用于轴上的轴向力，转矩，弯矩以及自身旋转的离心力，由于旋转的离心力对中间轴应力和变形的影响不大，所以一般在结构刚强度分析中被忽略。 4 3 4中间轴的静力强度计算和结 果分析 中间轴加载和约束力加载完成后，就可以提交 提交分析前， 选择 力 分析 。再用拾取器选定要加载的位置 然后加载； 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 同理，把相应的数据全都加载好之后，再把轴两端的节点约束， 取轴面，按 向约束，现理把端面的 成若干结果文件，再由 1913年， 出了一个屈服条件，人们称为 一个不变量，对于一般的应力状态（非主轴），其表达式为： 12 22 2 2 2 21 ( ) ( ) 6 ( ) 6 ( ) 6 ( )2v o n x y y z z x y z z x x y (4上式中，2 服条件还可以改写成： 12 22 2 2 2 21 ( ) ( ) 6 ( ) 6 ( ) 6 ( )2v o n x y y z z x y z z x x y (4作为最广泛的屈服条件， 常用于可延展材料的失效准则。以下给出了对应各种载荷 单独作用下应力最大的单元号及其所在位置和应力数值。 变形图如图 4示，应力图如图 40 所示 需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 图 4最大变形位移为 4需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 由图 4于受到约束和径向力的扭转的原因造成轴端位置局部应力集中，它不影响实际的受力分析。 图 4槽选点受力图 解； ：第一步； 的最大位移为 的最小应力； 的最大应力。 结果分析，通过以上 ： 第一主应力最大值为： 二主应力最大值为： 三主应力最大值为： 方向应力最大值： 方向应力最大值： 方向应力最大值： 要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 应力云图上显示最大应力为： 效应力显示最大应力为： 比传统计算， 轴所受的集中应力为： 8 0 单向应力下强度条件