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某型履帶車輛變速箱是該型車輛傳動系統(tǒng)中最重要的部件之一，其工作狀況直接關(guān)系到車輛能否正常行駛。而變速箱體是箱內(nèi)各軸系零件的支撐平臺，它承載時的結(jié)構(gòu)應(yīng)力與變形量對箱體的失效與軸承的破損有很大影響，所以對該型車輛變速箱體進(jìn)行剛強(qiáng)度分析具有重要的意義。對類似簡單箱體的結(jié)構(gòu)分析進(jìn)行研究的較多。具有代表性的有趙麗娟、劉宏梅、柯金和、陳義東等人的工作，但他們的研究對象均以電機(jī)為動力，功率和轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，工況相對簡單。而復(fù)雜箱體(比如某型履帶車輛變速箱)結(jié)構(gòu)分析研究的論文相對較少，具有代表性的有文占科、曹鳳利、劉傳峰等人的工作，但這些工作對箱體所受荷載的計算敘述較少。文中從某型履帶車輛發(fā)動機(jī)的工況入手，通過動力傳輸路線和機(jī)械效率分析，計算出傳遞到變速箱各軸上的功率、轉(zhuǎn)速及所受轉(zhuǎn)矩，進(jìn)而計算出各軸所受的支反力，其反作用力即為箱體軸承座孔上所受荷載。然后將Solidworks創(chuàng)建的箱體模型導(dǎo)入Patran中，進(jìn)行結(jié)構(gòu)有限元分析。最后根據(jù)分析結(jié)果，對以往車輛使用中出現(xiàn)的常見故障做出解釋，并對技術(shù)維修提出建議。
該變速箱體沿著三軸中心線所在平面分為上下兩部分。Patran的幾何建模能力相對較弱，因此利用Solidworks軟件來創(chuàng)建上下箱體模型，將它們裝配成一體，并將裝配體文件另存為Parasolid格式，即*.x_m文件，為下一步進(jìn)行有限元分析準(zhǔn)備幾何模型。
某型履帶車輛動力傳遞路線為：動力從發(fā)動機(jī)經(jīng)齒式聯(lián)軸器、齒輪傳動箱、齒式聯(lián)軸器傳遞到主離合器主動鼓上。一部分動力經(jīng)風(fēng)扇聯(lián)動裝置傳遞到風(fēng)扇上。當(dāng)主離合器結(jié)合時，另一部分動力經(jīng)被動鼓傳遞到變速箱主動軸上。變速箱工作的最惡劣工況當(dāng)屬發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩最大且變速箱掛一擋時的工況。為此需查閱發(fā)動機(jī)外特性曲線，以確定發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩最大時發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和輸出功率，這樣才能進(jìn)一步算出傳遞到變速箱主動軸上的功率和轉(zhuǎn)速。下圖給出了該型履帶車輛發(fā)動機(jī)的外特性曲線。由圖可得：發(fā)動機(jī)額定功率為382.2 kW，額定轉(zhuǎn)速為2000 r/min。發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩2300 N·m時轉(zhuǎn)速n=1200 r/min，功率P= 286.65 kW。另從文獻(xiàn)查得：發(fā)動機(jī)曲軸轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r針方向(從機(jī)頭向機(jī)尾方向觀察，機(jī)尾即動力輸出端)，從而推斷出變速箱主動軸的轉(zhuǎn)向亦為順時針方向。
假定齒式聯(lián)軸器、齒輪傳動箱中每對嚙合齒輪的機(jī)械效率刀均為0.99，則傳遞到主離合器主動鼓上的功率P= 286.65x0.994=275.35 kW。發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速時風(fēng)扇功耗為47 kW，按照線性關(guān)系估算出發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時的風(fēng)扇功耗為28.2 kW，從而計算出傳遞到變速箱主動軸上的功率為247.15 kW。齒輪傳動箱的傳動比為0.7，由此可計算出變速箱主動軸轉(zhuǎn)速n=1714.29 r/min。變速箱輸入動力通過主動齒輪與中間軸上四擋主動齒輪嚙合傳遞到中間軸上。當(dāng)變速箱掛一擋時，中間軸上一倒擋主動齒輪與主軸上一擋被動齒輪嚙合，從而將動力傳遞到主軸上。主動齒輪、四擋主動齒輪、一倒擋主動齒輪及一擋被動齒輪均為直齒圓柱齒輪，齒數(shù)分別為14、28、12和36，模數(shù)和分度圓上的壓力角分別為9mm和200，根據(jù)這些條件可以計算出各軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及每對嚙合齒輪中主動齒輪傳動載荷的各分量，如表所示。
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