E420轻型载货汽车驱动桥设计说明书

E420轻型载货汽车驱动桥设计说明书（精选3篇）

篇1：E420轻型载货汽车驱动桥设计说明书

第1章 绪论

1.1 课题背景

汽车的使用条件复杂，其受力情况也十分复杂，随着汽车行驶条件（车速和路况）的变化，车架上的载荷变化也很大，而车架，作为汽车的主要承载工件，它的好坏直接关系着汽车的各方面性能，如操作稳定性、安全性、舒适性、燃油经济性等。有过汽车在使用过程中，车架断裂的情况发生。所以对车架的主要受力件车架纵梁的强度进行校核，有着至关重要的意义。确保车架在各个工况下，车架纵梁的弯曲强度都符合材料的弯曲强度极限要求，如果不符合要求的，找出解决的方案，保证人与财产的安全。

另外，随着油价的上涨和国家对汽车尾气排放标准的不断提高，对载货汽车车架进行设计，不管是对其结构参数的优化设计，对其进行轻量化的优化设计，还是对汽车车架进行疲劳寿命预测分析等，都是出于对汽车动力性、安全性、燃油经济性的考虑。是非常有必要的。研究新的车架材料，减轻其质量，可以有效减少其整备质量。

1.2车架的发展历程

车架”这个名称原本是从法文的“Chassis”衍生而来的，早期汽车所使用的车架，大多都是由笼状的钢骨梁柱所构成的，也就是在两支平行的主梁上，以类似阶梯的方式加上许多左右相连的副梁制造而成。车体建构在车架之上，至于车门、沙板、引擎盖、行李厢盖等钣件，则是另外再包覆于车体之外，因此车体与车架其实是属于两个独立的构造。

第2章 方案论证

参考车型及其参数

公告型号 品牌 额定质量 整备质量 CA1092PK26L5E4 公告批次

228 载货汽车 8785 2

3585/5200 28/12

2260,2445 6180 560 解放4990 3600

类型 总质量 燃料种类 轴数 轴荷 接近离去角 前轮距 识别代号 整车宽 货厢长 货厢高 排放依据标准 轴距 轮胎规格 前悬后悬 后轮距 整车长 整车高 货厢宽 最高车速 4560

1080/2355 7995 2430 2115,2300 95

载质量利用系数 1.44 备注 该车带OBD,防护材料材质:Q235-A,连接方式:螺栓连接,后部防护装置的断面尺寸(mm):145×50,离地高度:545mm。

2.1 汽车车架受力情况

2.1.1车架水平菱形扭动力 因为车辆在行驶时，每个车轮因为路面和行驶情况的不同，（路面的铺设情况、凹凸起伏、障碍物及进出弯角等等）每个车轮会承受不同的阻力和牵引力，这可以使车架在水平方向上产生推拉以至变形，这种情况就好像将一个长方形拉扯成一个菱形一样。2.1.2车架非水平扭动力

当前后对角车轮遇到道路上的不平而滚动，车架的梁柱便要承受这个纵向扭曲压力，情况就好像要你将一块塑料片扭曲成螺旋形一样。2.1.3车架横向弯曲力

所谓横向弯曲，就是汽车在入弯时重量的惯性（即离心力）会使车身产生向弯外甩的倾向，而轮胎的抓着力会和路面形成反作用力，两股相对的压力将车架横向扭曲。

2.1.4车架负载弯曲力

从字面上就可以十分容易的理解这个压力，部分汽车的非悬挂重量，是由车架承受的，通过轮轴传到地面。而这个压力，主要会集中在轴距的中心点。因此车架底部的纵梁和横梁(member），一般都要求较强的刚度。

2.2车架设计要求

2.2.1车架必须要有一定的强度

保证在各种复杂受力的使用情况下车架不受破坏。要求有足够的疲劳强度，保证在汽车大修里程内，车架不致有严重的疲劳损伤。纵梁受力极为复杂，设计时不仅应注意各种应力，改善其分布情况，还应该注意使各种应力峰值不出现在同一部位上。例如，纵梁中部弯曲应力较大，则应注意降低其扭转应力，减少应力集中并避免失稳。而在前、后端，则应着重控制悬架系统引起的局部扭转。提高纵梁强度常用的措施如下：

(1)提高弯曲强度

选定较大的断面尺寸和合理的断面形状（槽形梁断面高宽比一般为3：1左右）；

(2)提高局部扭转刚度

注意偏心载荷的布臵，使相近的几个偏心载荷尽量接近纵梁断面的弯曲中心，并使合成量较小；在偏心载荷较大处设臵横梁，并根据载荷大小及分散情况确定连接强度和宽度；将悬臵点分布在横梁的弯曲中心上；当偏心载荷较大并偏离横梁较远处时候，可以采用K形梁，或者将该段纵梁形成封闭断面；偏心载荷较大且比较分散时候，应该采用封闭断面梁，横梁间距也应缩小；选用较大的断面； 限制制造扭曲度，减少装配预应力。

(3)提高整体扭转强度

不使纵梁断面过大； 翼缘连接的横梁不宜相距太近。(4)减少应力集中及疲劳敏感

尽可能减少翼缘上的孔（特别是高应力区），严禁在翼缘上布臵大孔； 注意外形的变化，避免出现波纹区或者受严重变薄；注意加强端部的形状和连接，避免刚度突变； 避免在槽形梁的翼缘边缘处施焊，尤其畏忌短焊缝和“点”焊。

(5)减少失稳

受压翼缘宽度和厚度的比值不宜过大（常在12左右）；在容易出现波纹处限制其平整度。

(6)局部强度加强采用较大的板厚；

加大支架紧固面尺寸，增多紧固数量，并尽量使力作用点接近腹板的上、下侧面。

2.2.2车架的轻量化

由于车架较重，对于钢板的消耗量相当大。因此，车架应按等强度的原则进行设计，以减轻汽车的自重和降低材料的消耗量。在保证强度的条件下，尽量减轻车架的质量。通常要求车架的质量应小于整车整备质量的10％。本设计主要对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，使车架纵梁具有足够的强度，以此来确定车架的断面尺寸。（参照《材料力学》）另外，目前钢材价格暴涨，汽油价格上涨，从生产汽车的经济性考虑的话，也应尽量减轻整车的质量。从生产工艺性考虑，横纵梁采用简便可靠的连接方式，不仅能降低工人的工作强度，还能增强车架的强度。

2.3车架形式的确定

2.3.1边梁式车架

这种车架由两根纵梁及连接两根纵梁的若干根横梁组成，用铆接和焊接的方法将纵横梁连接成坚固的刚性构架。纵梁通常用低合金钢板冲压而成，断面一般为槽型，z星或箱型断面。横梁用来连接纵梁，保证车架的抗扭刚度和承载能力，而且还用来支撑汽车上的主要部件。边梁式车架能给改装变型车提供一个方便的安装骨架，因而在载重汽车和特种车上得到广泛用。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车箱和布臵其他总成，易于汽车的改装和变形，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种汽车和用货车底盘改装而成的大客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少采用。用于载货汽车的边梁式车架由两根相互平行但开口朝内、冲压制成的槽型纵梁及一些冲压制成的开口槽型横梁组合而成。通常，纵梁的上表面沿全长不变或局部降低，而两端的下表面则可以根据应力情况相应地缩小。车架宽度多为全长等宽。

2.3.2中梁式车架（脊骨式车架）

其结构只有一根位于中央而贯穿汽车全长的纵梁，亦称为脊骨式车架。中梁的断面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定发动机，而主减速器壳通常固定在中梁的尾端，形成断开式后驱动桥。中梁上的悬伸托架用以支承汽车车身和安装其它机件。若中梁是管形的，传动轴可在管内穿过。优点是有较好的抗扭转刚度和较大的前轮转向角，在结构上容许车乾有较大的跳动空间，便于装用独立悬架，从而提高了汽车的越野性；与同吨位的载货汽车相比，其车架轻，整车质量小，同时质心也较低，故行驶稳定性好；车架的强度和刚度较大；脊梁还能起封闭传动轴的防尘罩作用。缺点是制造工艺复杂，精度要求高，总成安装困难，维护修理也不方便，故目前应用较少。2.3.3综合式车架

综合式车架是由边梁式和中梁式车架联合构成的。车架的前段或后段是边梁式结构，用以安装发动机或后驱动桥。而车架的另一段是中梁式结构的支架可以固定车身。传动轴从中梁的中间穿过，使之密封防尘。其中部的抗扭刚度合适，但中部地板凸包较大，且制造工艺较复杂。此种结构一般在轿车上使用。车架承受着全车的大部分重量，在汽车行驶时，它承受来自装配在其上的各部件传来的力及其相应的力矩的作用。当汽车行驶在崎岖不平的道路上时，车架在载荷作用下会产生扭转变形，使安装在其上的各部件相互位臵发生变化。当车轮受到冲击时，车架也会相应受到冲击载荷。因而要求车架具有足够的强度，合适的刚度，同时尽量减轻重量。在良好路面行驶的汽车，车架应布臵得离地面近一些，使汽车重心降低，有利于汽车稳定行驶，车架的形状尺寸还应保证前轮转向要求的空间。

第3章 车架结构

3.1 车架结构形式的选定

3.1.1车架宽度的确定

车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车架内侧的发动机外廓宽度及悬臵等尺寸确定。从提高整车的横向稳定性以及减小车架纵梁外侧装臵件的悬伸长度来看，车架尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。本设计取的车架宽860mm。

3.1.2车架纵梁形式的确定

纵梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。车架纵梁根据截面形状分有工字梁和槽形梁。由于槽形梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载货汽车设计中选用槽形梁结构。另外为了满足低速载货汽车使用性能的要求，纵梁采用直线形结构。这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。材料选用16Mn低合金钢，16Mn低合金钢在强度,塑性,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好,正火可提高塑性，韧性及冷压成型性能。根据本设计的要求，再考虑纵梁截面的特点，本方案设计的纵梁采用上、下翼面是平直等高的槽形钢。纵梁总长为6815mm。优点：有较好的抗弯强度，便于安装汽车部件。

3.1.3车架横梁形式的确定

横梁是车架中用来连接左、右纵梁，构成车架的主要构件。横梁本身的抗扭性能的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布 合理设计横梁，可以保证车架具有足够的扭转刚度。

从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力

在横梁上往往要安装汽车上的一些主要部件和总成，所以横梁形状以及在纵梁上的位臵应满足安装上的需要。横、纵梁的断面形状、横梁的数量以及两者之间的连接方式，对车机架的扭转刚度有大的影响。纵、横梁材料的选用有以下三种：车架A：箱型纵梁、管型横梁，横、纵梁间采用焊接连接，扭转刚度最大。车架B：槽型纵梁、槽型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度适中。车架C：槽型纵梁、工字型横梁，横、纵梁间采用铆接连接，扭转刚度最小。

从以上三种车架的对比可以看出：轻型载货汽车应该选用车架B。本设计共有八根横梁，有前横梁，发动机前悬臵横梁，发动机后悬臵横梁，驾驶室后悬臵横梁，中横梁，后钢板弹簧前支架横梁，后钢板弹簧后支架横梁，后横梁。

3.2 纵梁与横梁的连接

3.2.1车架纵梁与横梁的连接形式

货车多以铆钉连接（见下图）。铆钉连接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架有重要意义。

车架铆接示意图

铆接设计注意事项：

a.尽量使铆钉的中心线与构件的端面重心线重合； b.铆接厚度一般不大于5d； c.在同一结构上铆钉种类不益太多；

d.尽量减少在同一截面上的铆钉孔数，将铆钉交错排列；8 3.2.2横梁在纵梁上的连接

常见有三种型式：横梁和纵梁上下翼缘相连；横梁和纵梁的腹板相连；横梁同时和纵梁的任一翼缘以及腹板相连。

其中前后横梁分别采用上下翼缘相连接的方式，可得到较大的连接跨度和连接刚度，使车架扭转刚度增大，纵梁局部扭转改善。

第四横梁即车架中部的横梁采用腹板连接的方式，腹板连接结构与翼面连接结构相比，前者比后者可使纵梁的扭转翘曲应力降低。

横梁和纵梁腹板及一个翼缘同时相连，则兼有以上两种连接方式的特点，缺点在于作用在纵梁上的力直接传到横梁上。有时使横梁只和纵梁的一个翼缘相连，则极难发挥其刚度作用，因此不常采用。3.2.3车架加强版

第4章 车架设计计算

4.1车架的载荷分析

汽车静止时，车架上只承受弹簧以上部分的载荷称为静载荷。汽车在行驶过程中，随行驶条件(车速和路面情况)的变化，车架将主要承受对称的垂直动载荷和斜对称的动载荷。

对称的垂直动载荷是当汽车在平坦道路上以较高车速行驶时产生的，其值取决于作用在车架上的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度之值。这种动载荷会使车架产生弯曲变形。当汽车在不平道路上行驶时，汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一起歪斜，其值取决于道路不平坦的程度以及车身、车架和悬架的刚度。这种动载荷将会使车架产生扭转变形。由于汽车的结构复杂，使用工况多变，除了上述两种主要载荷的作用外，汽车车架上还承受其他的一些载荷。如汽车加速或制动时会导致车架前后载荷的重新分配；汽车转向时，惯性力将使车架受到侧向力的作用。一般来说，车架主要损坏的疲劳裂纹起源于纵梁和横梁边缘处，然后向垂直于边缘的方向扩展。在纵梁上的裂纹将迅速发展乃至全部断裂，而横梁上出现的裂纹则往往不再继续发展或扩展得很缓慢。根据统计资料可知，车架的使用寿命主要取决于纵梁抗疲劳损伤的强度。因此，在评价车架的载荷性能时，主要应着眼于纵梁。

4.2车架纵梁的强度计算 4.3车架的应力计算

4.3.1支座反力的计算 4.3.1纵梁的剪力和弯矩计算

要计算车架纵梁的弯矩，先计算车架前支座反作用力，向后轮中心支座处求矩

F1——前轮中心支座对任一纵梁（左纵梁或右纵梁）的反作用力N;F2——后轮中心支座对任一纵梁（左纵梁或右纵梁）的反作用力N;

L——纵梁的总长，7215mm；

l——汽车轴距，4560mm；

a——前悬，1080mm； b——后悬，2355mm；

c——货厢长，6180mm；

c1——车厢前端到二轴的距离，4120mm；

c2——车厢后端到二轴的距离，2060mm；

Ms——空车时的簧载质量，约2400kg；

Me——满载时有效装载质量，5190kg；

g——重力加速度，9.8m/s ； 代入(4-1)和(4-2)可得：

=3179.65N

=12451.35N

在计算纵梁弯矩时，将纵梁分成两段区域，每一段的均布载荷可简化为作用于区段中点的集中力。纵梁各端面上的弯矩计算采用弯矩差法，可使计算工作量大大减少。弯矩差法认为：纵梁上某一端面上的弯矩为该段面之前所有力对改点的转矩之和。

4.4车架材料的选择 4.5梁截面系数的计算 4.6弯矩应力计算与校核

第5章 车架制图

5.1制图方式 5.2传统制图 5.3 CAD制图

5.3.1绘图便利 5.3.2保存便利

5.3.3AutoCAD在机械零件上的优势

篇2：E420轻型载货汽车驱动桥设计说明书

随着以内燃机为动力源的各种汽车的快速发展,汽车保有量逐年增加,汽车技术加快发展,发动机是汽车的动力核心,发动机的设计改进等技术水平的发展及研发已成为汽车发展的技术关键。发动机的台架实验是影响研发周期与质量的重要环节,新型或改进发动机都需要在台架上反复测试,在发动机实验台架的安装与调试进度与质量中所用排气装置是关键部件之一,排气装置空间三维结构即与安装调试有着密切关系,同时对发动机性能的测试有至关重要的影响。

1 发动机台架实验用排气装置现状

目前发动机台架实验用排气装置大部分采用固定式锁止件与固定部件相配合来实现定位联接,如法兰盘与套筒等件刚性焊接,只能锁止相对位置基本固定的静态锁紧,无法实现因发动机改进或改进型号导致排气支管结构尺寸改变的定位与联接锁紧,不利于发动机的改进与研发,安装调整难度大,干涉严重,功能单一,结构尺寸单一,仅适合一种发动机用,调节适应性不佳,增加了研发成本。如我国的湘仪发动机实验用台架和德国李斯特公司AVL发动机实验台架用等,针对现有发动机台架实验用排气装置以上的缺点及不足,需要设计一种在台架实验使用,适合多类型发动机的发动机台架实验用排气装置。

2 传统发动机台架实验用排气装置不足分析

a.刚性联接。传统发动机台架实验用排气装置基本采用焊接方式联接,属于刚性联接,一机一调试,结构尺寸单一,仅适合一种类型发动机用,不适合多台发动机用。

b.安装难度大。由于发动机台架实验用排气装置一端要安装在发动机排气支管的法兰盘出口端,另一端要联接在实验室排气口的安装法兰盘座上,由于发动机排气歧管的法兰盘出口端与实验室排气口的安装法兰盘座之间位置关系属于三维立体空间交叉型,所以导致安装难度大,调整比较困难,干涉严重。

c.调试时间与研发周期加长。由于发动机安装支点的位置随发动机不同类型适时而变,导致发动机排气歧管的法兰盘出口端的位置和空间角度也实时在变化,这样导致安装尺寸的三维空间角度更难以保证,总是采用一台发动机或同一机型一次调整方法,增加调试时间,延长研发周期。

d.部分件的密封质量下降。在调整过程中也经常导致波纹管等件变形过大,致使漏气严重,严重污染工作室,排出的尾气对实验人员危害严重。

e.在发动机改型或新型研发时,调节适应性不佳,只能再制造一个新排气装置,造成劳动强度大,增加了研发成本,增加调试时间,研发周期加长。

3 设计方案

根据以上发动机台架实验用排气装置的不足,改进后的新型发动机台架实验用排气装置必须实现在六个方向有一定自由度和伸缩空间,这样才能保证解决在安装过程的干涉问题,达到一机多用,减少研发成本与周期。

3.1 具体解决措拖

a.在排气支管连接法兰盘的位置X,Y,Z实现六个方向有一定自由度和伸缩空间。

b.随发动机类型的改变而使排气歧管连接法兰盘位置改变,能实现排气歧管连接法兰盘位置X,Y,Z坐标六个方向有一定自由度和伸缩空间。

c.与安装底座的法兰盘位置X,Y,Z能实现六个方向有一定自由度和伸缩空间。

3.2 排气装置基本组成

排气装置基本组成见图1。

3.3 主要部件

发动机台架实验用排气装置主要包括两套可旋转式法兰盘(其中一套与排气歧管连接的法兰盘,另一套与安装底座的法兰盘连接的法兰盘连接)、两套波纹管(分别与两套可旋转式法兰盘连接)、第一可轴向移动套筒、套筒、弯头、变径套筒、等径套筒、第二可轴向移动套筒等部分组成,发动机台架实验用排气装置的组成结构主视图见图2。

3.4 具体实施方案

改进后的发动机台架实验用排气装置主要由两套可旋转式法兰盘1、两套波纹管2、第一可轴向移动套筒3、紧固螺钉4、套筒5、弯头6、变径套筒7、三元催化装置8、等径套筒11、第二可轴向移动套筒12、法兰盘排气支管联接端面13、法兰盘出口安装端面14等部分组成,实现rx,ry,r z,)x,)y,)z六个方向自由度上实现动态调整,其特点在于:

a.第一可轴向移动套筒3外轴径采用间隙配合安装在套筒5内孔中并可沿套筒5的内孔作轴向移动及绕轴线转动,实现动态可调整联接,通过紧固螺钉4锁止第一可轴向移动套筒3在套筒5上。

b.第二可轴向移动套筒12外轴径采用间隙配合安装在变径套筒7内孔中并可沿变径套筒7的内孔作轴向移动及绕轴线转动,实现动态可调整联接,通过紧固螺钉4锁止第二可轴向移动套筒12在变径套筒7上。

c.一个波纹管2采用焊接方法与第一可轴向移动套筒3及等径套筒11刚性联接;弯头6采用焊接方法与套筒5及第二可轴向移动套筒12均刚性联接;三元催化装置8通过等径套筒11采用焊接方法与变径套筒7及波纹管2均刚性联接,可随第二可旋转式法兰盘1一起调整,三元催化装置8前侧与后侧分别焊接等径套筒11,等径套筒11设计有联接螺栓孔,用于安装氧传感器。

d.第一可旋转式法兰盘1的轴径端采用焊接方法与波纹管2刚性联接,波纹管2本身具有弹性可在一定较小范围内三维空间的微动与调整,即可在六个方向有一定自由度。

e.第一可旋转式法兰盘1的法兰盘联接端上设计有紧固螺栓联接孔9和紧固螺栓锁止支承弧形槽10,可旋转式法兰盘1的联接端面可采用4个紧固螺栓联接孔9与4个紧固螺栓锁止支承弧形槽10或3个紧固螺栓联接孔9与3个紧固螺栓锁止支承弧形槽10,结构见图3。紧固螺栓锁止支承弧形槽紧固螺栓联接孔9的直径要大于紧固螺栓的螺母的直径至少1 mm,其中第一可旋转式法兰盘1通过紧固螺栓与法兰盘排气支管联接端面13安装在发动机排气支管的安装座上,第二可旋转式法兰盘1通过紧固螺栓与法兰盘出口安装端面14安装在排气法兰盘支座上。

1.可旋转式法兰盘2.波纹管3.可轴向移动套筒4.紧固螺钉5.套筒6.弯头7.变径套筒8.三元催化装置9.紧固螺栓联接孔10.紧固螺栓锁止支承弧形槽11.等径套筒12.可轴向移动套筒13.法兰盘排气支管联接端面14.法兰盘出口安装端面

3.5 安装与调试过程

发动机台架实验用排气装置安装前,可旋转式法兰盘没有安装紧固螺栓的示意图见图3。安装首先可将紧固螺栓先旋入发动机排气支管的安装座或排气法兰盘支座一部分后,再将紧固螺栓伸入可旋转式法兰盘的紧固螺栓联接孔内,可旋转式法兰盘伸入紧固螺栓的示意图见图4。根据安装适当位置绕上部的第一可轴向移动套筒的中心轴沿紧固螺栓旋转第一可旋转式法兰盘、波纹管、第一可轴向移动套筒等零件或第二旋转可旋转式法兰盘、波纹管、变径套筒、三元催化装置、等径套筒等零件绕下边的第二可轴向移动套筒的轴线旋转,并旋转一定的角度到适当位置。然后锁止紧固螺栓,实现六个方向自由度上实现较大范围的动态调整,再通过波纹管本具有弹性可在一定较小范围内三维空间的微动与调整,可旋转式法兰盘锁止紧固螺栓的示意图见图5。这样安装方便、容易,不干涉,而且适合多种类型的发动机实验台架用,实现了动态调整,一机多用,达到了柔化高效的低成本的研发。

4 实验对比

在湘仪发动机实验台架FC2000系统下、CW160电涡流测功机、采用东安三菱公司4G18发动机进行了在原来传统刚性发动机排气装置与改进后发动机排气装置实测对比性实验,具体实验数据对比见图6、图7。结果证明改进后与传统刚性发动机实验用排气装置实验数据基本一致,对发动机动力性、油耗基本没有影响。

5 结论

a.改进后的发动机台架实验用排气装置,克服了传统刚性发动机台架实验用排气装置的缺点,实现六个方向自由度的调整,达到结构简单,制造容易,安装方便,一机多用,节约研发成本,提高了研发效率。

b.传统刚性发动机排气装置与改进后发动机排气装置实测对比性实验,实验数据对比结果证明改进后与传统刚性发动机实验用排气装置实验数据基本一致,对发动机动力性、油耗基本没有影响,是可行的。

参考文献

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[2]李智安.CFD在发动机排气歧管设计中的应用[J].汽车工程师,2009,(12):52-55.

[3]马帅营,陈传举,王雅丽.发动机排气歧管稳流试验研究[J].内燃机与动力装置,2008,107(5):11-13.

[4]刘敬平,邓帮林,杜标,冯仁华,许胜利.某轿车排气系统振动分析[J].振动与冲击.2011,30(8):238-240.

篇3：汽车轻型前桥壳工业再设计案例

今年8月，安世亚太公司与苏氏集团结为战略联盟，推出工业再设计新战略，集合双方优势资源和能力，将成熟的工程仿真技术、工业品再设计方法与精密铸造工艺结合，成为安世亚太向“深入服务工业企业”迈进的重要一步。而其“‘无论产品结构怎样复杂皆可制造’为前提的工业再设计”概念和“仿真引领工业再设计”的气魄，立即吸引了业界广泛关注，是噱头，还是新突破？为什么是安世亚太恰逢其时地准确对话《中国制造2025》？

首先，工业品再设计的实现通常有三种渠道：

渠道一，是基于原始设计进行分析，通过对结果的判断，并利用设计者既往经验和知识，实现工业品的再设计。这一方式趋于传统，对设计者的设计经验和设计水平的要求较高。

渠道二，是基于原始设计结果和分析结果，人为地对仿真计算效果进行分析，判断哪些地方较弱，需要加强；而哪些地方可以进一步改进。因此，这需要设计者有丰富的仿真分析经验和技术积累。

渠道三，是基于先进手段，利用拓扑优化、形状优化和尺寸优化等技术，形成最优方案。这是再设计的最佳方式，也是未来实现正向设计的重要突破渠道。

由此可见，无论选择任一渠道，若想跳脱传统设计束缚，突破既有标准规范，工程仿真至关重要，它将引领未来工业再设计进程。安世亚太20年工程仿真技术的探索历程，20年各多行业多领域多学科的工程实践经验，也将厚积薄发，一朝怒放！巨大能量井喷的诱发者，正是苏氏集团“精密铸造技术”。

长期以来，工业品的设计受制于工艺加工技术，因此工程师们不会设计一个无法或不值得加工和量产的产品。正因为加工和安装方面有不可突破的障碍，使得当前的产品必须由大量的零部件装配而成。这种非必要但不得已的装配形态，对产品的性能、可靠性、重量、体积、载重、材料、动力、成本、能耗和环保等方面都具有负面影响。苏氏一体化精密铸造“无论产品结构怎样复杂皆可制造”的创新性工艺释放了设计潜能，为工业品研制打开了一扇巨大的窗户，为产品创新和质量的提升提供了无限空间。

那么，工业再设计如何实现“将设计回归需求本源”和“无论产品结构怎样复杂皆可制造”？本文中轻型前桥壳再设计案例，清晰完整地展示了从产品结构优化设计到加工制造的全过程，将工业再设计过程完整地呈现出来。

一、项目背景

驱动桥壳是底盘中最主要的承载部件，又是汽车运动主要传力部件，同时还是驱动桥等其他总成（主减速器、差速器和半轴等）的外壳，起到安装支撑和保护作用。驱动桥壳的刚度、强度和疲劳寿命是设计时必须加以考虑的重要指标。而传统前桥壳具有多零件、多焊缝和多连接的特点。因此产品焊缝强度、螺栓连接强度等都成为影响产品质量的重要因素，而近百个零部件和焊缝的存在，无疑为产品质量的保证带来巨大压力。

某汽车制造企业在长期研制和大量实践后也发现，一方面，军用车辆战技指标中，重量严重制约其作战使用效率和功能，减重是设计不懈追求的目标；另一方面，设计和铸造水平无法支撑时，用优质钢板机械成型后再焊接为整体部件是前桥壳采用的较好工艺手段，缺陷是设计和工艺受限，无法减重，同时也由于零部件数量多，焊缝多，还常出现焊接过程变形等问题。如何实现前桥壳结构设计的突破？

二、解决方案

结合用户企业需求，采用工业再设计方法：在精密成型工艺的保证下，利用拓扑优化方法对产品结构进行优化，放空设计标准和规范限制，从前桥壳结构需求本身出发，对前桥壳进行拓扑优化设计。精密成型工艺与拓扑优化相结合，优势在于以下几点。

打破束缚，拓宽前桥壳的优化空间。

利用一体化成型精密铸造工艺，生产成形桥壳，非冲焊桥壳，可以忽略焊接及其他连接的影响。

在精密铸造技术“不论多复杂都可以制造”的技术优势保证下，只要合理设计即有制造加工的可能。

1.拓扑优化

拓扑优化一般有三大方法：变厚度法、变密度法及均匀化方法，结合前桥壳结构力学特性，又包括：刚度、静强度、疲劳与断裂、固有频率和振动。无论采用何种优化算法、力学指标或试验类型，最优拓扑结构形式只考虑到结构的性能。结构的设计还需要满足制造工艺、装配关系等设计要求，需要在拓扑优化的基础上进行结构设计，模糊的拓扑结构提供的是一个取值范围，更利于后续设计。

安世亚太的工程专家和仿真专家，结合多年在专业领域的工程咨询和服务经验，基于对企业产品和客户需求的充分了解，制定详细拓扑优化方案：使用GENESIS StructuralOptimization工具，对前桥壳进行结构优化，使得刚度下降，位移增大，但根据QC/T534-1999《汽车驱动桥台架试验评价指标》的规定，刚度和强度指标依旧在可通过范围内。拓扑优化可行，减重50%。

2.仿真分析与试验

基于拓扑优化结果，对前桥壳模型进行了完整全面的仿真分析和方案比对。组合应用Space Claim和ANSYS软件，进行结构和几何前处理。按照QC/T533-1999《汽车驱动桥台架试验方法》规范要求，进行边界条件设定和载荷计算。并通过材料影响分析，前桥壳由材料铸钢替换为铸铝（ZL114A）。

在进行台架试验边界约束影响分析时，采用简支支撑边界条件。这是汽车驱动桥台架试验通常采用的约束情况，并进行了现场台架试验。

3.精密成型

借助SIIC技术，采用精密成型工艺，把几十个钢板材零件焊接的前桥壳本体集成，用熔模精密铸造技术整体成型为1个铝质零件，实现前桥壳的轻量化设计和制造。

此外，需要强调的是，根据前桥壳整体强度分析结果，精密铸造工艺能够在铸造过程中，通过材料密度和厚度等，调整前桥壳不同位置的强度，进而有效保证了前桥壳的整体强度和质量。

三、客户价值

目前市场上普通前桥壳由多达上百个零部件构成，即使悍马前桥总成，最终也包含40多个零部件。国内某汽车制造企业，甚至曾投入数亿资金，力图缩减前桥壳零部件数量，减少焊缝，但最终也并未达到预期效果。