驅動橋半軸嚙合齒數和長度對半軸強度的影響

覃汝慶，朱江新，覃頻頻

（廣西大學機械工程學院，廣西南寧530004）

驅動橋半軸嚙合齒數和長度對半軸強度的影響

覃汝慶，朱江新，覃頻頻

（廣西大學機械工程學院，廣西南寧530004）

為了研究驅動橋半軸花健嚙合齒數和嚙合長度對半軸強度的影響，以某裝載機傳動半軸為研究對象，選取不同的嚙合齒數和嚙合長度參數，使用A N S Y S軟件分析了花健最大等效應力與嚙合齒數和嚙合長度參數間的相互關系，研究了嚙合齒數與嚙合長度對半軸強度的影響。

嚙合齒數；嚙合長度；等效應力；半軸強度

裝載機半軸局部簡化結構如圖1所示。其所受的載荷來自于半軸齒輪，即通過半軸上的外花鍵與半軸齒輪的內花鍵相嚙合來傳遞扭矩[1]，為了研究花健嚙合齒數和長度對半軸工作過程中花健齒應力應變場分布結果的影響，本文對不同參數值對半軸花健進行有限元靜力分析，探索不同參數對花健齒的影響，對半軸強度分析具有重要意義。

圖1 驅動橋半軸結構示意圖

1 驅動橋半軸模型的建立

本文所研究的對象為某裝載機半軸，材料為20CrMnTi，彈性模量EX為2.12×1011Pa，泊松比0.293，抗拉強度1 080 MPa，屈服強度835 MPa，半軸的全長1 190 mm，軸體直徑53mm，左端花鍵部分的長度是82 mm，右端花鍵部分的長度是70 mm.花健的主要參數值如下表1所示。

表1 某裝載機驅動橋半軸花健主要參數

本文首先在UG軟件中半軸三維幾何模型進行參數化精確建模，然后導入到Ansys中進行有限元分析，為了提高計算效率，在不影響計算結果的情況下，對模型進行簡化。簡化過程中，文獻[2]認為當離齒根的深度達到1.5 m、寬度達到6 m時（m為齒輪的模數），齒輪體變形基本不受影響，可以近似看作該處的實際位移為零，選取半軸花健進行分析。簡化后的半軸模型如圖2所示。

圖2 簡化的半軸三維模型

2 驅動橋半軸破壞形式及受力分析

2.1 驅動橋半軸破壞形式

裝載機的工作環境復雜，其半軸等零部件受到不同變應力的作用，零部件在外載荷的作用下，應力集中在不連續的拐角處，首先產生裂紋生成疲勞問題。由斷口微觀分析半軸的失效形式，花健齒出現了明顯的變形，在承受大的應力時，齒根部分產生的與表面平行的裂紋[3]。磨損會使零件的幾何形狀和尺寸發生緩慢而連續的破壞，使得零件喪失了原有的工作性能。驅動橋半軸受破壞形式如圖3所示。

圖3 驅動橋半軸破壞形式

2.2 驅動橋半軸受力分析

本文研究的裝載機半軸為全浮式，將主傳動系通過差速器傳來的轉矩和運動傳給輪邊減速器，裝載機半軸花鍵一端插在半軸齒輪花鍵孔中，另一端插在太陽輪的花鍵孔中，形成了花鍵副嚙合，由于半軸傳輸的扭矩能力大，花鍵受力也大。

半軸的長期使用過程會產生不同程度的損傷和破壞。由有限元分析可以看出越往花健齒根靠近的應力值越大，花健退刀槽端部的應力值最大，被視為其薄弱部位[4]。

半軸花健所受力公式：

式中，N為嚙合齒數；R為花健分度圓半徑；n為花健嚙合線上節點數。

本文研究的半軸花健齒數一共有28個，半軸傳遞扭矩是半軸花健與半軸齒輪互相嚙合，

右端花健長度70mm.由于半軸傳輸的扭矩能力大，花鍵受力也大。然而齒與齒之間的齒側間隙不同，當軸扭轉時齒對之間的間隙逐漸變小，但是并不是所有的齒之間的間隙都同時減小到零，齒側間隙最小的一對首先相互嚙合并開始輸送轉矩負載，直到第二對嚙合，以此類推，直到施滿載荷。也就是花鍵副嚙合時，齒側間隙小的花鍵齒先嚙合，齒側間隙大的次之，而實際嚙合的對數比花鍵齒數要小[5]。所以半軸在工作的過程中齒數的嚙合數會發生變化，嚙合的長度也會發生變化。在齒數上選擇28、27、26、25、24，嚙合長度選擇70 mm、65 mm、60mm、55 mm、50 mm、45 mm、40 mm、30 mm，一共建立了40個有限元模型。

3 驅動橋半軸三維靜態有限元分析

為了提高齒輪嚙合的計算精度，選擇solid186單元類型，網格精度為6，半軸采用六面體網格劃分。單齒嚙合區的嚙合線是產生齒根彎曲應力最大的嚙合位置，為了分析齒跟應力分布，半軸承受扭矩時，花健嚙合在承受區域范圍內的一條線上[6]，花健所受力如圖4所示。施加載荷約束時根據齒輪傳動特性，在全局柱坐標系下加載力，故在齒面A的嚙合線在柱坐標下施加線均布載荷，在B面施加全約束，如圖5所示。

圖4 單齒嚙合區域

圖5 半軸花健有限元模型

4 結果分析

當花健嚙合長度是70 mm，分別取嚙合齒數為28、27個時，花健齒通過有限元計算分析后，花健齒最大等效應力分別為331 MPa、344 MPa，最大等效應力值位于花健齒端處。根據不同嚙合的齒數和長度建立不同的有限元模型。

圖6中可以看出花健齒最大等效應力值在不同嚙合齒數和長度的變化情況，從圖中數據可以得出以下結論：

圖7 不同嚙合齒數與長度齒最大等效應力變化情況

（1）與花健齒全部嚙合齒數和嚙合長度參數變化時，花健齒最大等效應力的變化范圍為331~750 MPa，可以看出花健齒有明顯的應力集中作用；

（2）同樣的嚙合齒數，隨著嚙合長度值的逐漸減小花健齒最大等效應力隨之增大，當嚙合長度值小于35 mm時，也就是嚙合長度為右花健的1/2時，應力值變化曲線突變；

（3）同樣的嚙合長度值，隨著嚙合齒數的減小，半軸花健的花健齒最大等效應力隨之增大。

（4）從圖6可以看出，當嚙合齒數為24個時，半軸花健齒最大等效應力值會產生突變，嚙合長度在55 mm時，花健齒最大等效應力值會超過所允許應力值。

5 結束語

本文使用有限元分析軟件ANSYS對不同半軸花健嚙合齒數及長度進行了靜態模擬分析。通過對設定了花健齒數、長度兩個不同參數的40個模型進行三維有限元分析，得到了不同齒數與長度時齒面及齒根等效應力結果，通過圖表形式對得到的分析結果進行對比研究，得出不同嚙合齒數與長度時等效應力的相互關系，對給出半軸花健強度判據具有重大的理論指導作用。

[1]楊占敏，王智明，張春秋.輪式裝載機[M].北京：化學工業出版社，2005.

[2]莊競，袁衛華.TY320型終傳動齒輪有限元分析及結構改進[J].工程機械，2006，（37）：31-34.

[3]蒙秋紅，張麗.某新型裝載機前橋半軸斷裂失效分析及改進措施[J].工程機械，2009，（40）：59-62.

[4]王繼新，胡季，侯曉婷.利用載荷譜的輪式裝載機半軸有限元分析[J].現代制造工程，2010，（5）：1-3.

[5]ROBINSR R.Tooth engagement evaluation oI involute spline couplings[D].[S.1.]：EngineeringBrigham YoungUniversity，2008.

[6]濮良貴，紀名剛.機械設計手冊[M].北京：高等教育出版社，2006.

The Number of Teeth and the Length Engagement of Drive Axle Shaft Affect the Axle Strength

QIN Ru-qing，ZHU Jiang-xin，QIN Ping-ping
（School of Mechanical Engineering，Guangxi University，Nanning 530004，China）

In order to study the number of teeth and the length engagement of driving axle shaft spline affect the axle strength. Taking a loader drive axle for the study，select a different number of teeth and the length engagement parameter. Using ANSYS software to analyze the relationship between the spline maximum equivalent stress and the number of teeth and the length engagement parameter. Researched the effect of the number of teeth and the length of the axle engaging strength.

number of engaging teeth；length of engaging strength；equivalent stress；axle shaft strength

T K243

A

1672-545X（2016）09-0026-03

2016-06-09

覃汝慶（1990-），女，廣西合山人，碩士研究生，研究方向為機電液一體化。