董玉德， 姚亮亮， 劉 振， 曹文鋼， 鄧 磊， 王凱亮， 劉月在

（1．合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 合肥 230009；2．一拖開創(chuàng)裝備科技有限公司，河南 洛陽(yáng) 471004）

隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)的健康快速發(fā)展，農(nóng)業(yè)機(jī)械化水平越來(lái)越高，拖拉機(jī)作為農(nóng)機(jī)產(chǎn)品中重要的一員，需求量在逐步增大。特別是大馬力拖拉機(jī)市場(chǎng)，一直保持著穩(wěn)健快速發(fā)展的好勢(shì)頭。但目前國(guó)內(nèi)180馬力以上的大馬力拖拉機(jī)市場(chǎng)主要被紐荷蘭、約翰迪爾等國(guó)外公司所壟斷[1]，主要原因就在于國(guó)內(nèi)企業(yè)還沒有掌握驅(qū)動(dòng)橋、發(fā)動(dòng)機(jī)等核心部件的關(guān)鍵技術(shù)。作為拖拉機(jī)核心部件之一的驅(qū)動(dòng)橋，是車輛的傳動(dòng)和承載部件，受力較大且使用頻繁，其設(shè)計(jì)水平的高低對(duì)整車的性能有著極其重要的影響。早期國(guó)內(nèi)通過(guò)引進(jìn)消化吸收國(guó)外技術(shù)，在中小馬力的驅(qū)動(dòng)橋技術(shù)掌握方面已經(jīng)比較成熟，然而對(duì)大馬力驅(qū)動(dòng)橋技術(shù)還處于摸索階段。

目前國(guó)內(nèi)針對(duì)汽車驅(qū)動(dòng)橋所做的分析工作比較多，如朱崢濤等所著江鈴汽車驅(qū)動(dòng)橋橋殼有限元分析[2]，利用 SolidWorks進(jìn)行建模，然后用ANSYS對(duì)3種不同厚度驅(qū)動(dòng)橋殼進(jìn)行有限元分析，最后驗(yàn)證均符合要求；陳立杰等所著桑塔納汽車后橋強(qiáng)度有限元分析[3]，也是利用 ANSYS進(jìn)行有限元分析，然后對(duì)應(yīng)力較大部位進(jìn)行改進(jìn)，最終得到滿意的結(jié)果。拖拉機(jī)的作業(yè)工況有其自身特點(diǎn)，田間作業(yè)較多，工況比較惡劣、持續(xù)作業(yè)時(shí)間長(zhǎng)，而目前對(duì)拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋所做的有限元分析工作還比較少，特別對(duì)于目前技術(shù)不是很成熟的大馬力拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋，對(duì)其進(jìn)行有限元分析來(lái)驗(yàn)證設(shè)計(jì)的正確性就顯得尤為重要[4-6]。

通過(guò)對(duì)第一拖拉機(jī)制造廠開創(chuàng)裝備科技有限公司在吸收消化意大利FIAT技術(shù)，并結(jié)合以往中大馬力拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)的基礎(chǔ)上，所設(shè)計(jì)開發(fā)的180馬力拖拉機(jī)前驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行三維建模、有限元前處理、有限元求解、試驗(yàn)驗(yàn)證等一系列過(guò)程，驗(yàn)證此驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)安全合理。但對(duì)于橋殼上應(yīng)力較大部位，在設(shè)計(jì)中應(yīng)當(dāng)予以改進(jìn)，以提高其剛度和疲勞壽命。

1 大馬力拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋

大馬力拖拉機(jī)前驅(qū)動(dòng)橋總成由橋殼、主減速器、差速器、輪邊減速器、轉(zhuǎn)向油缸、轉(zhuǎn)向橫拉桿、連結(jié)件、左右半軸及前后支承座組成，如圖1所示。其輪距為1890mm，前后支承座中心距為 436mm，最大扭矩 720N·m，最大轉(zhuǎn)速480r/min，附著重量為 kg，承受的滿載載荷為4000kg。

圖1 驅(qū)動(dòng)橋總成爆炸圖

相對(duì)于中小馬力拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋而言，大馬力橋具有以下特點(diǎn)：

1）隨著整車質(zhì)量的增加，驅(qū)動(dòng)橋承載能力也隨之增大，對(duì)橋殼及轉(zhuǎn)向節(jié)的材料選擇和熱處理工藝要求更高；同時(shí)由于橋殼上載荷分布的變化，其結(jié)構(gòu)形式也要發(fā)生相應(yīng)的改變。

2）由于匹配的發(fā)動(dòng)機(jī)馬力增大，驅(qū)動(dòng)橋所能承受的輸出扭矩也要增大，對(duì)半軸的熱處理工藝要求也更高。

3）對(duì)于液壓系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)及降噪處理也提出了更高的要求。

驅(qū)動(dòng)橋在工作過(guò)程中易產(chǎn)生以下故障：

（1）橋殼組件（包括橋殼、連結(jié)件及支承座，以下簡(jiǎn)稱橋殼）承載能力不足，易斷裂。

（2）轉(zhuǎn)向節(jié)和橋殼接觸的面極容易被壓潰。

（3）半軸花鍵齒區(qū)域易發(fā)生斷裂。因此，我們選擇以上3個(gè)部件進(jìn)行有限元分析，以驗(yàn)證其安全性。

2 理論分析

Hypermesh是美國(guó)澳汰爾(Altair)公司所開發(fā)的優(yōu)秀有限元分析軟件，考慮到其強(qiáng)大的前處理能力，故采用其為前處理軟件[7]；而目前應(yīng)用最廣的有限元分析軟件ANSYS作為求解器及后處理軟件。

2.1 橋殼分析

將從Pro/E中輸出的igs格式的橋殼模型導(dǎo)入Hypermesh中進(jìn)行有限元分析的前處理工作，對(duì)于模型中存在的自由邊、共享邊、壓縮邊、T形連接邊以及對(duì)計(jì)算結(jié)果無(wú)重大影響的一些工藝孔、倒圓等進(jìn)行清理。

網(wǎng)格劃分是有限元前處理的關(guān)鍵，在單元的劃分中要盡量避免畸形，對(duì)結(jié)構(gòu)受力較大的部位網(wǎng)格要?jiǎng)澐旨?xì)一些，為了避免過(guò)多的單元數(shù)使運(yùn)算出現(xiàn)困難，對(duì)一些相對(duì)不重要的部位網(wǎng)格可以相對(duì)疏一些[8-9]。

在分析中實(shí)體單元賦予的單元類型為SOLID92。材料有兩種：橋殼及連接件為QT450-10，前后擺座為QT600-3。

驅(qū)動(dòng)橋殼共有4個(gè)零件，三處連結(jié)，如圖2所示。對(duì)于襯套連接，采用的模擬方式是將相連接的兩個(gè)圓柱面上所有節(jié)點(diǎn)的所有自由度進(jìn)行耦合，也就是襯套連接的兩圓柱面間不會(huì)有任何的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。對(duì)于螺栓連接采用的模擬方式是用beam梁?jiǎn)卧蛂igid單元來(lái)模擬，即將待連接兩物體的螺栓孔各用 rigid單元將圓心與螺孔四周的節(jié)點(diǎn)都連起來(lái)（圖 3(a)），然后再將兩圓心用beam梁?jiǎn)卧B起來(lái)（圖3(b)）。

將橋殼兩端與轉(zhuǎn)向節(jié)主銷相連接的螺孔內(nèi)表面上所有節(jié)點(diǎn)完全約束；在前后支承座上施加3倍垂直滿載載荷(12000kg)。前擺座和后擺座的載荷分配比例為0.57和0.43，即施加的載荷分別是6858kg和5142kg。完成以上前處理工作后，選擇ANSYS模板進(jìn)行文件輸出，保存的文件即為ANSYS的命令流。

圖2 連接關(guān)系圖

圖3 螺栓連接的模擬

將前處理輸出的ANSYS模板格式的文件導(dǎo)入ANSYS進(jìn)行求解，得到驅(qū)動(dòng)橋的von Mises應(yīng)力分布圖和綜合位移圖，如圖4和圖5所示。

圖4 橋殼von Mises應(yīng)力分布圖

從圖4可以看到，橋殼的von Mises應(yīng)力較大部位主要在兩端加強(qiáng)筋的交界處、橋殼中部圓弧過(guò)渡處以及與轉(zhuǎn)向主銷連接部位的下底板上，應(yīng)力值約為60～100Mpa；最大應(yīng)力值為182.056MPa，出現(xiàn)在左端加強(qiáng)筋的交界處，均小于 QT450-10和QT600-3的屈服極限（分別是310 MPa和370 Mpa），安全系數(shù)大于1.7，符合強(qiáng)度要求。

圖5 橋殼綜合位移圖

橋殼最大綜合位移為 0.60311mm,而橋殼輪距為1.89m，故遠(yuǎn)小于JB/T 8582.1-2001《農(nóng)用運(yùn)輸車 驅(qū)動(dòng)橋》要求的每米輪距不超過(guò)1.5mm的變形量。

2.2 轉(zhuǎn)向節(jié)分析

轉(zhuǎn)向節(jié)在拖拉機(jī)實(shí)際工作中不僅要承受轉(zhuǎn)向油缸的拉力，還要和前輪及橋殼共同承受拖拉機(jī)前部的壓力，因此極易產(chǎn)生斷裂或者接觸面壓潰[10]。

轉(zhuǎn)向節(jié)模型的單元類型為SOLID92，材料為QT450-10。將轉(zhuǎn)向節(jié)與主銷相連接的孔的內(nèi)表面除轉(zhuǎn)動(dòng)自由度之外的其余5個(gè)自由度完全約束，并將與輪轂相連接的孔內(nèi)表面完全約束，在與轉(zhuǎn)向油缸相連接的孔內(nèi)加載，大小為4000kg。

圖6 轉(zhuǎn)向節(jié)von Mises應(yīng)力分布圖

轉(zhuǎn)向節(jié)的有限元分析結(jié)果如圖6所示，應(yīng)力較大位置主要分布在轉(zhuǎn)向節(jié)下部與橋殼接觸的面上、與主銷相連的孔內(nèi)以及羊角狀立板上，應(yīng)力值約為80～140Mpa。最大應(yīng)力值出現(xiàn)在下部圓弧過(guò)渡處，大小為187.325Mpa，小于材料屈服極限(310Mpa)，安全系數(shù)大于1.65，符合強(qiáng)度要求。

2.3 半軸分析

半軸在結(jié)構(gòu)上主要由法蘭盤、軸桿和花鍵3部分組成。拖拉機(jī)行駛時(shí)，半軸要承受彎矩和扭矩，易產(chǎn)生應(yīng)力集中而出現(xiàn)斷軸現(xiàn)象[10-12]。花鍵的根部，尾端及嚙合端面以及法蘭盤與軸桿連接處都是應(yīng)力集中的敏感區(qū)域。

半軸模型的單元類型為 SOLID92，材料為42CrMo。將半軸法蘭盤處與萬(wàn)向節(jié)連接的兩孔內(nèi)表面完全約束，在花鍵齒上加載。

半軸的有限元分析結(jié)果如圖7所示，其應(yīng)力較大的部位在花鍵根部及嚙合端面，最大應(yīng)力值為618.65Mpa，遠(yuǎn)小于材料屈服極限(930Mpa)，安全系數(shù)大于1.5，符合強(qiáng)度要求。

圖7 半軸von Mises應(yīng)力分布圖

3 臺(tái)架試驗(yàn)

理論分析結(jié)果，需要進(jìn)行試驗(yàn)以驗(yàn)證其正確性。我們選取橋殼的臺(tái)架試驗(yàn)來(lái)進(jìn)行驗(yàn)證。

3.1 剛度試驗(yàn)

根據(jù)理論分析結(jié)果，選擇 14個(gè)應(yīng)力較大的點(diǎn)粘貼0°，45°，90°應(yīng)變花，具體貼片位置如圖8 所示。試驗(yàn)時(shí)，為了方便橋殼的固定，在橋殼組件加上了轉(zhuǎn)向油缸，橫拉桿及輪轂，并通過(guò)連接件將橋殼固定在試驗(yàn)臺(tái)上，如圖9所示。

參照 JB/T 8582.1-2001《農(nóng)用運(yùn)輸車 驅(qū)動(dòng)橋》、JB/T 5928-1991《工程機(jī)械驅(qū)動(dòng)橋 臺(tái)架試驗(yàn)方法》對(duì)橋殼進(jìn)行垂直彎曲剛度試驗(yàn)[13-14]。在兩支承座中心處從零加載至 3倍滿載載荷12000kg，預(yù)加載 2～3次，卸載后先將應(yīng)變片調(diào)整至零位再進(jìn)行測(cè)量。對(duì)3次試驗(yàn)所測(cè)得的3倍滿載時(shí)的應(yīng)變?nèi)∑骄?，?jīng)過(guò)數(shù)據(jù)處理后的試驗(yàn)值和理論分析值對(duì)比如表1所示。

圖8 貼片位置示意圖

圖9 固定在試驗(yàn)臺(tái)上的橋殼

表1 試驗(yàn)值和理論分析值對(duì)比

從表1可以看出，最大誤差為22.7%，出現(xiàn)在4號(hào)測(cè)點(diǎn)；最小誤差為7.3%，出現(xiàn)在6*號(hào)測(cè)點(diǎn)。產(chǎn)生誤差的主要原因是：試驗(yàn)時(shí)橋殼組件增加了輪轂，導(dǎo)致試驗(yàn)橋殼的總長(zhǎng)度有所增加，使得試驗(yàn)測(cè)得的應(yīng)力值比理論分析偏大一些，特別對(duì)于距離橋殼中心較遠(yuǎn)的這6個(gè)測(cè)點(diǎn)，影響相對(duì)更大一些；有限元模型是按照理想化的設(shè)計(jì)尺寸建立起來(lái)的，沒有考慮材料的制造缺陷都因素；在模型的簡(jiǎn)化過(guò)程中，省略了部分細(xì)小的結(jié)構(gòu)，如螺栓孔、油孔、臺(tái)階面等，而這些地方往往是產(chǎn)生應(yīng)力集中的地方。

但從試驗(yàn)結(jié)果的應(yīng)力分布趨勢(shì)來(lái)看，和理論分析還是一致的，另外試驗(yàn)值和理論值的誤差也不大，因此驗(yàn)證了有限元理論分析結(jié)果可信度較高。

3.2 疲勞試驗(yàn)

剛度試驗(yàn)完成后，在橋殼上施加等幅正弦波脈動(dòng)循環(huán)載荷。載荷上限為4F，下限為0.5F（F為不加配重時(shí)拖拉機(jī)整機(jī)質(zhì)量，大小為3410Kg）。試驗(yàn)頻率為 4Hz。循環(huán)周期為 3 s，加載 1.5 s，卸載 1.5s。加載直至 88萬(wàn)次時(shí)橋殼斷裂，大于80萬(wàn)次，符合JB/T 98281-1999《輪式拖拉機(jī)前軸技術(shù)條件》的要求。

橋殼的實(shí)際斷裂位置如圖10和圖11所示，從圖中可以看出，橋殼的實(shí)際斷裂位置出現(xiàn)在橋殼中部圓弧過(guò)渡處，此處即為理論分析的應(yīng)力較大處，和理論分析十分吻合。另外將試驗(yàn)后的橋殼拆下進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)，斷裂位置存在一定的制造缺陷，厚度不夠均勻（橋殼設(shè)計(jì)厚度12mm，實(shí)際厚度為10mm左右，最小厚度僅為8mm），這也是發(fā)生斷裂的一個(gè)重要原因。

圖10 橋殼斷裂位置1

圖11 橋殼實(shí)際斷裂位置2

4 結(jié) 論

1）利用Hypermesh軟件對(duì)大馬力拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋模型進(jìn)行有限元分析的前處理非常有效，其網(wǎng)格劃分精度高，對(duì)連接的模擬也很成功，經(jīng)ANSYS軟件求解器得出的分析結(jié)果和剛度試驗(yàn)測(cè)得的結(jié)果吻合度較高，證明其采用的分析方法是正確的。

2）通過(guò)對(duì)大馬力拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)橋殼、轉(zhuǎn)向節(jié)、半軸模型的有限元分析和橋殼試驗(yàn)研究，證明此驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)安全、合理，符合剛度和疲勞要求。但對(duì)于應(yīng)力較大的部位，如橋殼中部圓弧過(guò)渡處、左右兩端加強(qiáng)筋交界處、轉(zhuǎn)向節(jié)下部和橋殼的接觸面以及半軸花鍵區(qū)域等仍需通過(guò)材料強(qiáng)化處理或結(jié)構(gòu)優(yōu)化來(lái)降低其應(yīng)力值，以提高其剛度和疲勞壽命。

[1]王超安, 王傳明. 當(dāng)前拖拉機(jī)市場(chǎng)形勢(shì)、熱點(diǎn)和機(jī)遇[J].農(nóng)機(jī)市場(chǎng), 2007, (5): 46-48.

[2]朱崢濤, 丁成輝, 吳 浪, 等. 江鈴汽車驅(qū)動(dòng)橋橋殼有限元分析[J]. 汽車工程, 2007, 29(10): 896-899.

[3]陳立杰, 謝里陽(yáng), 李文輝, 等. 桑塔納汽車后橋強(qiáng)度有限元分析及改進(jìn)方案[J]. 汽車工程, 2004, 26(4):488-491.

[4]鄭小波, 羅興锜, 郭鵬城, 等. 基于有限元的軸流式水輪機(jī)轉(zhuǎn)輪體剛強(qiáng)度分析[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2006,42(10): 215-218.

[5]潘明清, 周曉軍, 雷良育, 等. 驅(qū)動(dòng)橋疲勞強(qiáng)化試驗(yàn)及疲勞壽命的置信區(qū)間估計(jì)[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2006, 37(4): 115-118.

[6]Chen Ailin, Zhang Lingmi. Study of stochastic subspace system identification method [J]. Chinese Journal of Aeronautics, 2001, 14(4): 222-228.

[7]Ahmadi S R, Shakeri M, Sadough A. Stress analysis in thin coatings and substrate subjected to point contact loading [J]. Journal of Materials Processing Technology, 2008, 205: 89-98.

[8]李朝峰, 劉 杰, 毛居全, 等. 大型復(fù)雜機(jī)械節(jié)點(diǎn)導(dǎo)入建模及有限元分析[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2007, 38(8):124-127.

[9]陳 靜, 史文庫(kù). 三樞軸式等速萬(wàn)向節(jié)接觸應(yīng)力的有限元分析[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2008, 30(1): 66-68.

[10]朱崢濤, 丁成輝, 吳 浪, 等. 江鈴汽車驅(qū)動(dòng)橋橋殼有限元分析[J]. 汽車工程, 2007, 29(10): 896-899.

[11]李 亮, 宋 健, 文凌波, 等. 商用車驅(qū)動(dòng)橋殼疲勞壽命的有限元仿真與實(shí)驗(yàn)分析[J]. 機(jī)械強(qiáng)度,2008, 30(3): 503-507.

[12]王連東, 董志濤, 馬 雷, 等. 液壓脹形汽車橋殼的試驗(yàn)研究[J]. 塑性工程學(xué)報(bào), 2008, 15(2): 90-95.[13]李啟元, 殷國(guó)富, 楊 洋, 等. 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的汽車驅(qū)動(dòng)橋橋殼CAD/CAE系統(tǒng)的建立與研究[J].制造業(yè)自動(dòng)化, 2007, 29(10): 22-25.

[14]高 晶, 宋 健, 張步良, 等. 基于MSC. Fatigue的汽車驅(qū)動(dòng)橋殼疲勞壽命預(yù)估[J]. 工程設(shè)計(jì)學(xué)報(bào),2007, 14(3): 210-214.

[15]唐應(yīng)時(shí), 張 武, 段心林, 等. 基于整車動(dòng)力學(xué)仿真的后橋殼疲勞壽命分析與改進(jìn)[J]. 汽車工程,2009, 31(2): 114-117.