1、汽車主減速器主錐總成結構設計及有限元分析摘 要主錐總成接受原動機傳來的動力，并向所嚙合的圓錐齒輪進行傳遞運動。在汽車主錐總成這一超靜定的結構中，鎖緊螺母的預緊力大小與墊片的選擇直接相關，墊片厚度不同，軸承預緊不同，齒輪的位置也不同。本文針對裝配中結構強度的問題，進行了后橋主減速器主錐總成裝配技術中的力學研究，剖析了主錐總成的裝配過程，找出了裝配過程中的主要力學因素。基于裝配過程中預緊需要的預緊力矩，通過理論分析獲得擰緊力矩和軸向力的關系，建立了主減速器總成裝配中的力學模型。在建立力學模型之后運用有限元法對主錐總成裝配過程進行了數值分析。有限元法可以解決過去對復雜結構作精確計算的困難，改變了傳統

2、的經驗設計方法。把有限元法運用在汽車主減速器主錐總成裝配校驗中，可以通過主錐總成應力分布的模擬分析和計算了解主錐總成中的應力分布與其裝配結構的關系，從而給出裝配后主減速器的應力分布場，最后完成其結構強度的分析和評價，為改進主減速器的設計和制造提供理論依據。關鍵詞 汽車主錐；軸承座；接觸分析；ANSYSDesign and Finite Element Analysis on the Main Cones Assembly Structure of the Main RetarderAbstractThe main reducing gear assembly transfer the moti

3、vity to the conic-gear it meshed. In the structure of the car main reducing gear assembly, the beforehand force of the locknut is directly related to the selection of the gasket, when the thickness of gasket is different, the behind force of bearing is different and so is the displacement of the gea

4、r. This paper assembly in the structural strength of the problems, after the main bridge reducer cone assembly in the mechanical assembly technology research, analysis of the main cone assembly of the assemblyprocess,Through analyzing the structure of the main reducer, some mechanical factors, Based

5、 on pre-tighten moment in the process of assembly, the analytical model of the main reduce is established through theoretical analysis of the connection between screwed moment and axle force. By using finite element analysis, we obtain stress field and displacement field of the main reducer after as

6、sembly by finite element method. As a result, strength evaluation of the main reducer is performed. Based on these results, some theoretic suggestions for the design and manufacture of the main reducer are provided.Keywords The main reducing gear assembly; Bearing block; Contact Analysis; ANSYS不要刪除行

7、尾的分節符，此行不會被打印目 錄摘要IAbstractII第1章 緒 論11.1 前言11.2 國內外研究發展狀況21.3 課題來源及研究內容31.3.1 課題來源31.3.2 主要研究的內容31.4 課題研究的意義3第2章 主減速器裝配分析42.1 汽車主減速器功能42.2 主減速器裝配技術要求42.3 主減速器裝配中軸承的安裝及預緊52.4 本章小結6第3章 主軸的力學分析及主減零件模型的簡化73.1 擰緊扭矩產生的實際軸向力73.2 軸向力在總成中的分配83.3 主減總成的模型建立103.3.1 鎖緊螺母和凸緣模型的建立103.3.2 上下滾子軸承模型的建立113.3.3 軸承座模型的建

8、立123.4 本章小結12第4章 各零部件有限元分析134.1 分析步驟134.2 設置Ansys的分析環境144.2.1 軸承座與軸承外圈的接觸分析164.2.2 主錐與下軸承內圈的接觸分析174.2.3 軸承座的有限元分析184.3 本章小結20結論21致謝22參考文獻23附錄 外文原文和譯文24緒 論 1.1 前言汽車工業是國家工業化水平的代表性產業，也是最典型的成熟性產業，它的產業關聯度大。汽車工業的振興能帶動相關產業的發展，相關產業的發展又支撐著汽車工業的振興。正是基于汽車工業的產業關聯度大及緊跟時代，特別是技術創新步伐和高投入、高產出的規模經濟之特點，汽車工業已成為世界公認的推動國

9、民經濟發展的火車頭。我國也將汽車工業確定為國民經濟發展的支柱產業。從世界范圍看，汽車工業一直是全球最大的制造業部門，美國“幸福”雜志每年列出的全球500強大企業名單中，汽車企業往往占20至30家左右，而且福特、通用、豐田等幾個大汽車企業一般都排在前10名。這幾十家汽車企業的每年總收入相當于英國或意大利當年的GDP。日本經濟在70年代的騰飛與其當時汽車工業的發展有極大的關系。70年代在日本汽車工業蓬勃發展并逐步成為世界新霸主時，其20鋼材、25機床、50橡膠、60玻璃和90汽油的生產和消費都是由于汽車業的發展而拉動的。從80年代起，我國汽車工業迸入了突飛猛進的全面發展階段。其中，在1994年將汽

10、車工業列入我國第一個發展的支柱產業發展綱要后，其發展速度更加迅猛。目前它已經成為我國經濟增長的一個新的主要增長點，正逐步成為帶動我國國民經濟發展與增長的重要支柱產業。經過兒十年的發展，尤其是1994年汽車工業產業政策頒布以后，中國汽車行業的技術結構、產品結構和市場結構有了很明顯的變化，原來“缺重少輕，轎車幾乎空白”的局面已經發生根本變化1。根據世界2000年汽車產量估計，該年變速箱和橋減速器產量高達3000萬臺以上，產值達佰億美元。中國市場2000年生產汽車170余萬輛，變速箱和橋減速器產值數十億人民幣。到2010年，中國國內汽車產量計劃將達600余萬輛，變速箱和橋減速器產值將突破佰億人民幣。

11、驅動橋由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等幾部分組成，其功用是將萬向傳動裝置傳來的發動機轉矩傳給驅動車輪，實現降速以增大轉矩。主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發動機縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。汽車正常行駛時，發動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，換句話說，也就是變速箱的尺寸會越大。另外，轉速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減

12、速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，也可變速箱的尺寸質量減小，操縱省力。汽車橋減速器總成是汽車傳動系最關鍵的部件之一，其裝配質量直接影響汽車的運行平穩性、噪聲、壽命及能耗。隨著汽車工業的支柱地位加強，國際、國內競爭的加劇，依靠科技進步提高產品質量，降低成本已成為企業生存和發展的唯一出路。主減速器是汽車驅動橋的關鍵部件，它的主要功用是將輸入的扭矩增大并相應降低轉速，是汽車傳動系的重要部件之一，其總成的裝配精度直接影響和決定汽車驅動橋的精度。為此，本文在分析大量專業書籍和文獻資料的基礎上將對汽車的主減速器主錐總成進行設計，并對其前期裝配工作進行了ANSY

13、S分析研究。1.2 國內外研究發展狀況日本豐田、韓國現代等公司，皆擁有自己先進的變速箱和橋減速器總成裝配線，其裝配精度高、噪聲低、壽命長，減速器裝配工藝標準明顯高于國內。大部分裝配線自動輸送、自動上料、自動裝配，部分零部件也采用人工上料，機器裝配；廣泛采用測控技術和設備，進行在線測量；對墊片厚度、軸承預緊力、螺母旋緊力、齒側間隙等進行現場測量調試；大量采用可控力矩的螺母旋緊機；整線自動化程度高，在線測量應用突出。代表國內減速器和變速箱裝配水平的有一汽、二汽車橋廠、上汽集團車橋廠、上海汽車齒輪廠、江西汽車齒輪箱總廠。相對來說，上海汽車齒輪廠變速箱總成裝配線及上汽集團車橋廠減速器總成裝配線較先進，

14、它們是從德國引進的，采用自動傳輸、強力扭緊，廣泛應用在線測量，基本都是進口設備。單線造價2000萬以上，且只能裝配一種規格變速箱和減速器，其投資不是一般企業所能承受的，其大批量單品種的生產能力也不符合中國實際。二汽車橋廠最先進的減速器裝配線是八十年代末產品，其采用的選片機曾獲國家科技進步三等獎。但由于受當時條件的限制，僅有的一臺測量設備的測控技術已喪失原有的先進性，其性能已滿足不了現代汽車工業的高要求。二汽自己研制的強扭機由于測量系統穩定性不過關，也早已成為一臺死機。綜觀國內主要變速箱和車橋廠家生產技術現狀，大部分企業已認識到研制開發自己的裝配測控技術和設備已刻不容緩，這也是車輛傳動系裝配測量

15、技術的發展主流。綜合中國國情，新研制的裝配測控設備應適合多品種、中批量的生產情況，設備技術先進、造價適中。汽車主減速器主錐總成的結構設計逐漸走向成熟，主要的結構差別在于隔套的形式，一種是通過剛性隔套和墊片組合的方式，一種是彈性隔套與墊片組合的方式。國外在使用這兩種方式的同時，通過良好的加工精度保證產品的裝配質量，因此總成的質量水平較高。國內在結構設計分析與制造兩方面的差距均比較大，不能滿足高品質零部件的生產需求。1.3 課題來源及研究內容1.3.1 課題來源本課題來源于江淮自動化裝備有限公司(本人畢業將去工作的單位)。1.3.2 主要研究的內容1調研與試驗 調研分析現有汽車主減速器主錐總成的設

16、計結構與應用情況，并進行典型結構的拆裝試驗，了解其結構與裝配工藝。2汽車主錐總成的結構設計 依據主減的工作特點，選擇并設計主錐結構并對結構進行優化設計。包括：殼體、主錐軸、主錐齒輪等的設計，以及螺母、軸承的選用。主錐總成結構設計主要采用現代設計方法及三維設計平臺來進行設計，確定結構設計方案后，進行主錐總成的三維建模，并輸出二維圖紙。3建立主錐總成的關鍵部件仿真模型并分析 利用ANSYS有限元分析軟件建立主錐總成仿真模型，并針對主錐總成進行結構應力分析，并提出通過裝配手段保證質量的手段。1.4 課題研究的意義汽車減速器主錐總成是汽車傳動系的關鍵組成部分，其設計與制造質量對汽車傳動系乃至整車運行的

17、平穩性、安全性、可靠性具有重要的影響。本文將借助有限元分析方法對主錐總成結構的一些裝配性能進行分析。有限元分析方法是隨著計算機技術的發展而發展起來，是一種分析計算復雜結極為有效的數值計算方法。有限元法能夠很好地模擬零部件的實際形狀、結構、受力和約束，因此計算結果更精確，也更接近實際，可以作為設計、改進零部件的依據。同時可以利用有限元分析的結果進行多方案的比較，有利于設計方案的優產品的改進。有限元法解決了過去對復雜結構作精確計算的困難，改變了傳統的經驗設計方法，因而逐步得到了應用。把有限元法運用在汽車減速器主錐總成進行結構設計中，通過進行主錐總成應力分布的模擬分析和計算, 了解主錐總成中的應力分

18、布與其裝配結構的關系，從而建立保證主錐總成裝配質量的方法體系，優化設計結構，對于顯著降低設計開發成本，縮短設計開發周期有著一定的實際意義。第2章 主減速器裝配分析2.1 汽車主減速器功能汽車驅動橋的是將萬向轉動裝置傳來的動力改變其傳遞方向，并由主減速器減速增扭后傳遞給差速器，再分配到左右半軸，最后傳至驅動橋，使汽車行駛。一般汽車的驅動橋由主減速器、差速器、半軸和橋殼組成。萬向轉動裝置傳來的動力依次經過主減速器、差速器和半軸最后傳給驅動輪。主減速器可以降低轉速、增加扭矩、并改變轉矩的傳遞方向，以適應汽車的行駛方向。差速器的功用是在必要時可使汽車兩側的車輪以不同的轉速旋轉，以適應汽車轉彎及在不平道

19、路上行駛。半軸的功用是將扭矩從差速器傳給驅動輪。橋殼用以支承汽車的部分重量，并承受驅動輪上的各種作用力，同時它又是主減速器、差速器等傳動裝置的外殼。汽車主減總成是汽車傳動系中的重要部件，由許多零件組成。典型的主減總成包含以下幾個主要的零件鎖緊螺母、凸緣總成、油封、軸承蓋、軸承座、軸承、調整隔套、主動錐齒輪及軸承等。2.2 主減速器裝配技術要求主減速器在裝配過程中有一些關鍵的調整裝置：主、從動齒輪之間必須有正確的相對位置，方能使兩齒輪嚙合傳動時沖擊噪聲較小，而且沿齒輪方向的磨損較均勻。為此，在結構上一方面要使主、從動齒輪有足夠的支承剛度，使其在傳動過程中不至于發生較大的變形而影響正常嚙合；另一方

20、面應有必要的嚙合調整裝置10,11，這些調整裝置的選擇和測量最終影響主減速器的裝配質量。為了使主、從動齒輪有足夠的剛度，必須提高軸承的旋轉精度，增加軸承裝置的剛度，減小機器工作時的振動，必要時對主軸軸承采用預緊安裝。錐齒輪的嚙合調整是指齒面嚙合印痕和齒側嚙合間隙的調整。正確的嚙合印痕和齒側嚙合間隙是通過錐齒輪軸的軸向移動，從而改變主、從動錐齒輪的相對位置來得到的。主減速器的裝配過程，不同的制造商，不同的車型都會有不一樣。但其主要的原理和過程是一樣的。為了研究工作更好的進行，現選取某一個國內生產廠家的某一個車型的總成的裝配過程進行分析。主要的作業流程如下：1將上下滾子軸承外圈壓入外殼中，上下滾子

21、軸承外圈和外殼之間為過盈配合。2將主軸壓入下滾子軸承內圈（含下滾子軸承），主軸和下滾子軸承內圈之間為過盈配合。3按次序裝好隔套、墊片、上滾子軸承內圈（含上滾子軸承）、凸緣、上墊片和鎖緊螺母。4對鎖緊螺母施加擰緊力矩Mp=230Nm后完成裝配。5檢驗使主軸空載轉動的最小力矩M0，看M0是否在2.0Nm和3.0Nm之間，則裝配完畢；力矩M0太大或太小，即M03.0Nm，則必須卸下鎖緊螺母調換合適的墊片并重復上述3至5的過程，直到2.0Nm M0 3.0Nm。2.3 主減速器裝配中軸承的安裝及預緊雖然配對軸承在使用上優點很多，但預緊力的大小卻對軸承性能有著極為重要的影響。預緊力過大，雖然可以獲得較高

22、的軸向剛度及抗卸載能力，但卻使軸承的摩擦力矩增大，溫度升高，軸承壽命降低；預緊力過小，情況則相反。因此在使用中必須綜合考慮多方面的影響因素，而后確定合適的預緊力。在設計中需要考慮的影響因素主要有以下幾個方面：軸承所受載荷的大小；系統的工況條件（沖擊、振動等）；電機的功率及允許的軸承摩擦力矩；系統的剛度要求；傳動精度及可靠性要求。在實際產品設計中，通常根據載荷情況和使用要求確定軸承預緊載荷的大小。如果主要目的是為了減小支承系統的振動和提高旋轉精度，則選擇較輕的預緊；如果是為了增加支承系統的剛度，則選擇較重的預緊。一般根據使用經驗，以及參照實驗決定預緊載荷的大小。主減總成中的預緊載荷來自于總成的凸

23、緣螺母擰緊力矩產生的軸向力，這個軸向力主要由兩部分承受，第一部分是給圓錐滾子軸承軸向加載，保證其預緊需要，第二部分則作用于軸承內圈、主錐軸及墊片上。由于圓錐滾子軸承承受的軸向力一般不大，因此，螺母軸向力的大部分作用于調整墊片及隔套上。對軸承施加預緊力，可以減小軸承的變形提高其疲勞壽命；預緊力也可增加軸承的剛性和摩擦力。因此，確定合適的預緊力是使軸承達到最長壽命的關鍵。利用常規方法確定施加在每一軸承上的軸向力和受預緊力的軸承組的剛度，既繁瑣又費時。只需要現有軸承目錄上的數據，用計算機對這些數據進行輔助分析和選擇即可。預緊力是當軸承組靜止時，施加其上的內部力。軸向預緊力是通過在軸向上對軸承的內外圈

24、相互擠壓而產生的。這就減小了軸承變形，而軸承變形量在軸向力降低時急劇上升，隨載荷的增加而趨于穩定。施加預緊力的目的是，將軸承特性移至曲線的較平坦的部分，從而獲得較高的剛度，同時可避免軸承套圈和滾動體分離。滾子軸承的變形曲線比球軸承的變形曲線更成線性關系，但預緊力仍能提高軸承剛度12,13。常用的圓錐滾子軸承預緊方法有以下幾種： 1. 夾緊一對圓錐滾子軸承的外圈而預緊 采用這種方法預緊，操作方便，不需要設計相應的測量儀器和裝置，但缺點是無法控制預緊力的大小，因而不能用在對對預緊力有嚴格要求的情況下。 2. 采用襯墊或隔套 兩套軸承成對安裝時，在內圈之間放置隔套和不同厚度的墊片，并視具體情況改變墊

25、片厚度，通過調整墊片厚度來達到各種不同的需要的預緊量。3. 采用彈簧預緊 軸承安裝到軸承部件中，始終用彈簧頂住不旋轉外圈，預緊力的大小由彈簧的壓縮量來控制。此種預緊簡單可靠，而且可以得到穩定的預緊力。但采用該方法，軸承在預緊裝置上的拆卸時間長，工人的勞動強度大，預緊不同規格的軸承都必須設計制造相應的一整套預緊用的心軸和彈簧等零件，給生產的技術準備工作帶來麻煩。軸承預緊還需要有一定的軸向緊固裝置，軸向預緊緊固裝置很多，選取時應考慮軸向載荷的大小、轉速的高低、軸承類型和在軸上的位置以及拆卸條件等，載荷愈大，轉速愈高，軸向固定愈要可靠14,15。具體使用情況是：當載荷較大時，軸承內圈多采用鎖緊螺母、

26、止動墊圈預緊，軸承外圈采用端蓋、螺紋環緊固；當載荷較小、轉速較低時，軸承內圈多采用軸向彈性擋圈、緊定套和退卸套。軸承外圈多采用孔用彈性擋圈、止動環等。主動錐齒輪圓錐滾子軸承一般都是成對使用，裝配時給予一定的預緊度，以減小傳動過程中因軸向力而引起的軸向位移，提高軸承的支承剛度，保證錐齒輪副的正確嚙合。但軸承預緊度又不能過大，否則摩擦和磨損增大，傳動效率低。為此，設有軸承預緊度的調整裝置。廣泛使用調整墊片調整，其中大多數是兩軸承外圈已定，用增減兩軸承內圈之間的距離來調整，在兩軸承之間裝有調整墊片，調整墊片的厚度即可改變兩錐軸承內圈壓緊后的距離，從而使軸承預緊度得到調整。2.4 本章小結本章首先介紹

27、了驅動橋的結構及主減速器的作用。而后從主減速器的結構入手，分析了主減速器中一些關鍵部分的裝配工藝，最后給出了軸承在裝配過程中預緊方法。第3章 主軸的力學分析及主減零件模型的簡化圖3-1主軸計算簡圖3.1 擰緊扭矩產生的實際軸向力利用螺紋副在擰緊過程中的受力機理，知道所需擰緊扭矩MP=M1+M2（螺旋副間的摩擦扭矩M1和螺母支承面上的摩擦扭矩M2）現取某商務車的主減速器模型為例，在已知其擰緊扭矩的前提下求取其扭矩產生的實際軸向力G。計算簡圖如圖3-1所示：計算當鎖緊螺母的扭矩Mp=230 Nm的作用下，螺母通過墊圈施加給凸緣的壓力以及凸緣施加給墊片的壓力。引入下列符號：，為螺母與墊圈之間的摩擦系

28、數，摩擦力的面分布力,接觸面的內外徑。，為螺母與主齒軸之間的摩擦系數，摩擦的面分布力，接觸面的內外徑。，為螺母與墊圈之間的正壓力的合力和面分布力。，為螺母與主齒軸的齒紋之間的正壓力（豎向）的合力和面分布力。，為簡化后主軸受到的向上的拉力，簡化后上滾子軸承內圈受到的向下的壓力。，為向上的拉力的分布力，向下的壓力的分布力。，為如圖3-1所示。則有： ， ， (3-1) , (3-2)和產生的扭矩和之和與螺母受到的外扭矩相等，現假設,是均勻分布的，則有： (3-3) (3-4)由得： (3-5)即： (3-6)代入數據： (3-7)求得： (3-8) (3-9) (3-10)通過以上計算可知，在鎖緊

29、螺母的扭矩=230 Nm的作用下，扭矩產生的實際軸向力為G=19486.75 N。Ff3.2 軸向力在總成中的分配F1F1F1NNF0F2圖3-3軸承正壓力豎向分力圖3-2 主軸力學分配原理圖如圖3-2所示，為主齒螺母在擰緊力矩T的作用下產生的軸向力，為軸承所受的預緊力，即軸承座內擋肩作用于軸承外圈的作用力，為隔套和調整墊片作用在滾子軸承內圈上的軸向力，所研究的主錐總成中上軸承內圈與主齒之間有時候是過盈配合，如果是過盈配合，裝配的時候存在徑向的裝配應力，因此在上軸承內圈與主齒之間還存在軸向的摩擦力，這樣整個主軸的力學分配基本上如圖3-2所示： 1. 其中為圓錐滾子所受的正壓力的豎向分力的大小，

30、如圖3-3所示。2. 由墊片和隔套承受。3. 摩擦力，為軸承內圈與主齒之間過盈配合產生，可以按彈性力學方法確定。如圖3-4所示為一厚壁圓筒的的受力圖，和為它所受的內壓力和外壓力，由彈性力學公式得到筒壁內任一點的徑向位移為：PP2 (3-11)P1式中為圓筒的泊松比，E為圓筒的彈性模量，a為圓筒的內半徑，b為圓筒的外半徑，為圓筒所受的內應力，為圓筒所受的外應力，r為筒壁內任一點相對于圓心的半徑。圖3-4圓筒受力圖圖3-5過盈示意圖對于產品中軸承與軸的過盈配合的情況，可以簡化成兩個套筒套合在一起（軸看成內筒，軸承內圈看成外筒），如圖3-5所示，外筒內徑略小于內筒外徑，兩者之間的差值就是過盈量。配合

31、之后，兩筒配合面所產生的裝配正應力為P，形成緊固配合。如上圖，取內外筒接觸面的過盈量，內筒的內外半徑、彈性模量、泊松比分別為a、b、，外筒的內外半徑、彈性模量、泊松比分別為b、c、。則內外筒接觸面的接觸應力P為： (3-12)如果內外筒為同一種材料，則上式簡化為： (3-13)設內圈和主齒軸配合面之間的摩擦系數為f，則軸承內圈和主齒軸之間的摩擦力為： (3-14)式中b為軸承內圈的內徑值，mm。P為裝配應力，MPa。h為接觸面的高度，mm。如果軸承內圈和主齒軸之間是間隙配合，則Ff =0。3.3 主減總成的模型建立3.3.1 鎖緊螺母和凸緣模型的建立鎖緊螺母的作用是在裝配過程中施加一個外力扭矩

32、，對機構進行預緊。在裝配完成后，分析鎖緊螺母的受力情況。根據結構的受力特點，現假設外力扭矩為。由分析可知，擰緊力矩等于螺紋副間的摩擦力矩和螺紋環行端面和被連接件支撐面間的摩擦力矩之和，即摩擦力和產生的扭矩和之和與螺母受到的外扭矩相等。由以上計算可知鎖緊螺母作用于凸緣的豎向力為，則有： (3-15)代入數據： (3-16)求得： (3-17)為了計算簡便，現將螺母簡化掉，僅以作用于主軸向上的拉力和作用于主軸向下的壓力代替。凸緣的作用是傳遞發動機傳遞來的扭矩，再將扭矩傳遞到主軸。凸緣和主軸之間為花鍵接觸，以保證凸緣和主軸可以一起轉動。在裝配過程中的豎向力的傳遞中，凸緣的作用是將力G1傳遞給上滾子軸

33、承內圈。為了計算簡便，現將凸緣簡化掉，如圖3-1所示，根據凸緣和上滾子軸承內圈的接觸面的大小，將力直接作用在上滾子軸承內圈上，力為，分布集度。則有： (3-18) 需要指出的是，凸緣和主軸之間為花鍵接觸，但這種接觸面的摩擦力很小，可以認為在裝配中這種接觸基本不影響凸緣的豎向力的傳遞。3.3.2 上下滾子軸承模型的建立1. 上滾子軸承內圈和軸承模型的建立 上滾子軸承內圈和上滾子軸承之間是靠軸承架連接在一起的，上滾子軸承內圈和上滾子軸承連在一起，一方面將力向下面的墊片傳遞，另一方面將力向與軸承相接觸的軸承外圈傳遞。由于軸承內圈和軸承之間是靠軸承架連接在一起的，所以，機構工作時，軸承內圈和滾子軸承之

34、間除了軸承的滾動外是沒有相對的滑動的。軸承在滾動過程中會受到滾動摩擦作用，單個滾子受到的滾動摩擦阻力為M，滾動摩阻系數為，滾子軸承和軸承外圈之間正壓力為N，則有： 根據軸承的特點以及該局部受力的特點，將模型進行簡化。由于時間的限制所以上滾子軸承按實體建模。需要指出的是，上滾子軸承內圈和主軸之間的相互作用很小，所以認為上滾子軸承內圈和主軸之間是不接觸的。2. 上滾子軸承外圈模型的建立 上滾子軸承外圈在裝配中首先與外殼接觸，兩者之間為過盈配合，過盈量為。另外，裝配完成后，上滾子軸承外圈與上滾子軸承和外殼接觸，一方面受到滾子軸承接觸面上的正壓力作用，另一方面，受到外殼的正向壓力和切向力作用。軸承外圈

35、與上滾子軸承之間在裝配過程中可以存在相對滑動，也就是說，兩者的接觸面上不存在切向力作用，只有法向力，同樣的，在裝配完成后，該接觸面上也不存在切向力作用，只有法向力。軸承外圈與外殼的正向壓力和切向力作用的具體情況較為復雜，所示，在計算中，按裝配順序先計算外圈與外殼之間的過盈配合，外圈與外殼之間的過盈配合完成后，兩者將會成為一個整體，特別是在接觸面上將不存在相對滑動等情況，切在接觸面上應力和應變等參數連續。3. 下滾子軸承外圈模型的建立 下滾子軸承外圈在裝配中首先與外殼接觸，兩者之間為過盈配合，過盈量為。另外，裝配完成后，下滾子軸承外圈與下滾子軸承和外殼接觸，一方面受到滾子軸承接觸面上的正壓力作用

36、，另一方面，受到外殼的正向壓力和切向力作用。軸承外圈與下滾子軸承之間在裝配過程中可以存在相對滑動，也就是說，兩者的接觸面上不存在切向力作用，只有法向力，同樣的，在裝配完成后，該接觸面上也不存在切向力作用，只有法向力。軸承外圈與外殼的正向壓力和切向力作用的具體情況較為復雜，在計算中，類似與上部結構，按裝配順序先計算外圈與外殼之間的過盈配合。外圈與外殼之間的過盈配合完成后，兩者將會成為一個整體，特別是在接觸面上將不存在相對滑動等情況，切在接觸面上應力和應變等參數連續。4. 下滾子軸承內圈和軸承模型的建立 下滾子軸承內圈和下滾子軸承之間是靠軸承架連接在一起的，和上部很類似。下滾子軸承內圈和下滾子軸承

37、連在一起，起到力的傳遞分配作用一方面將力向下面的墊片再由墊片向主軸的主動錐齒輪部分傳遞，另一方面將力向與軸承相接觸的軸承外圈傳遞。由于軸承內圈和軸承之間是靠軸承架連接在一起的，所以，機構工作時，軸承內圈和滾子軸承之間除了軸承的滾動外是沒有相對的滑動的。軸承在滾動過程中會受到滾動摩擦作用，單個滾子受到的滾動摩阻為M，滾動摩阻系數為，滾子軸承和軸承外圈之間正壓力為N，則有： 根據軸承的特點以及該局部受力的特點，將模型進行簡化。下滾子軸承內圈和下滾子軸承按實建模。在裝配過程中，首先與主軸接觸，兩者之間為過盈配合過盈量。軸承內圈與主軸的接觸面上的正向壓力和切向力作用的具體情況較為復雜，在計算中，按裝配

38、順序先計算軸承內圈與主軸之間的過盈配合，軸承內圈與主軸之間的過盈配合完成后，兩者將會成為一個整體，特別是在接觸面上將不存在相對滑動等情況，且在接觸面上應力和應變等參數連續。3.3.3 軸承座模型的建立軸承座是主減速器的殼體部分，也是普通汽車后橋的中心殼體部分。在裝配過程中，外殼先后與上滾子軸承外圈和下滾子軸承外圈進行過盈接觸，過盈配合后三者將會成為一個整體參與受力。在外殼和上、下滾子軸承外圈一起承受上、下滾子軸承傳來的力的作用的過程中，主要受力部分和對的分析和計算結果影響的是上、下滾子軸承外圈之間外殼部分，因此，對外殼進行簡化，將其和接觸無關的實體部分忽略不考慮，僅考慮對計算結果影響較大部分。

39、3.4 本章小結本章通過對主減速器總成的整體和每一個零部件進行詳細的力學分析，這種分析主要是分為主減速器總成的分裝配過程中、裝配完成后以及總成的工作狀態這三種情況。分析主減總成在不同狀態下的受力狀態，特別是不同的狀態下的主要影響因素。按照抓住主要影響因素，簡化或不忽略次要影響因素的原則，對模型進行了簡化。通過對模型進行簡化和分析，確定了進一步的數值計算的步驟和主要內容。第4章 各零部件有限元分析4.1 分析步驟經過上面的分析和簡化，需要主要研究的主減速器剖面圖。下一步就是要對其進行數值計算，數值計算的主要過程就按照實際裝配過程的先后次序以及模仿裝配過程的受力進行分析。具體主要過程如下：AB C

40、D圖4-1軸承座裝配分析模型1. 分析軸承座與軸承外圈的接觸 根據裝配的先后順序，外殼與上、下滾子軸承外圈首先裝配，軸承座與上、下滾子軸承外圈之間分別為過盈接觸，過盈量都為。通過數值分析，需要得到如圖4-1中的A、B、C、D點的位移量。外殼在與上、下滾子軸承外圈接觸時，上、下滾子軸承外圈的內側自由，即A、B、C、D點可以自由移動，位移量指的就是A、B、C、D點經過過盈擠壓后向中心方向的偏移量。除了位移外，同時需要校核軸承座和上、下滾子軸承外圈的強度，也就是要得到相應的位移場和應力場。EF圖4-2主錐裝配分析模型2. 分析主軸與下軸承內圈的接觸 根據裝配的先后順序，主軸與下滾子軸承內圈先行裝配，

41、主軸與下滾子軸承內圈之間為過盈接觸，過盈量為。 通過數值分析，需要得到如圖4-2中的E、F點的位移量。主軸在與下滾子軸承內圈接觸時，下滾子軸承內圈的外側自由，即E、F點可以自由移動，位移量指的就是E、F點經過過盈擠壓后向遠離中心方向的偏移量。除了位移外，同時需要校核主軸在和下滾子軸承內圈的強度，也就是要得到相應的位移場和應力場。現以表格形式給出分析中所用到的材料的參數如表1所示：序號名 稱材料代號屈服點12345678上滾子軸承內圈上滾子軸承上滾子軸承外圈下滾子軸承外圈下滾子軸承下滾子軸承內圈主軸軸承座GB/T18254-2002GB/T18254-2002GB/T18254-2002GB/T

42、18254-2002GB/T18254-2002GB/T18254-20028620H ASTM A304ADC120.30.30.30.30.30.30.30.3415415415415415415345355表1 材料參數表以上為計算中所涉及到的材料的相關參數，在分析中將會得到米塞斯應力。各材料的許用應力為10： (4-1) 4.2 設置Ansys的分析環境將簡化后的軸承座和上下軸承外圈通過Ansys11.0的建模功能建立模型分析過程如圖4-3所示：圖4-3 接觸分析流程圖定義單元類型定義材料屬性劃分網格創建接觸對加載求解結果分析 幾何模型設置分析環境是指定分析時所選用單元類型、單元實常數

43、、定義材料屬性和指定分析問題的類型。在新建一個分析模型后，應根據問題的分析要求選擇合適的分析環境，防止定義無效的有限元對象。因為不同的分析環境可定義的有限元不同。如果從一個分析環境轉換到另一個分析環境，則不適于新環境的有限元對象將被刪除。存在于定義新模型中的信息，傳遞到所選擇的解算器中進行計算求解。1. 定義單元類型 其方法是在新建一個分析模型時，在主菜單點擊Element選項在出現的“單元類型列表”對話框中選擇所需要的分析類型，本次選擇Solid和20node 186,導航工具中會顯示當前的分析環境，即ANSYS中的解算器，本解算器支持結構分析、模態分析和應力分析等，不過本文要用到的是結構分

44、析和應力分析。2. 定義材料屬性 建立有限元分析模型時，需要指定材料屬性以便系統地根據材料性能計算零件中的應力和變形。材料屬性可以指定到實體或有限元網格上，如果在實體和網格上分別指定了材料屬性，則在分析時，網格的材料屬性高于實體的材料屬性。設置材料屬性為復合材料，彈性模量E=2.1E5 MPa柏松比為0.3，材料的密度為1160kg/m-3，完成材料屬性的設置。3. 有限元模型的建立 有限元模型是由網格和其他用于分析的相關數據組成。有限元網格劃分的優劣直接影響分析結果的可靠性和分析所占用的時間。在建立有限元分析模型時，這一步驟占用的時間一般也是最多的。在結構應用中，Ansys提供了使用便捷、高

45、質量的對 CAD模型進行網絡劃分的功能。包括四種快速有效的網格劃分方法，即自由式網絡劃分、映射網絡劃分、延伸網絡劃分和自適應網絡劃分。Ansys程序的自由式網絡劃分功能十分強大的，這種網絡劃分方法沒有單元形狀的限制，網絡也不遵循任何模式，因此適合對復雜形狀的面和體進行網格劃分，這就避免了用戶對模型各個部分分別劃分網格后進行組裝時各部分網格不匹配帶來的麻煩，本次選擇就是自由式網格劃分，Ansys軟件將自動完成網格的劃分。4. 創建接觸對 由于軸承座和軸承外圈在連接時是過盈配合，軸軸承座的外表面和軸承外圈的外表面之間將構成面面接觸對。ANSYS11.0的接觸對生成向導可以非常方便地生成分析需要的接

46、觸對。在生成接觸對的同時，ANSYS程序將自動給接觸對分配實常數號。在接觸管理器里指定接觸為面為面，然后按照要求在圖形輸出窗口中選擇軸承座的盤心面作為具體的目標面，接著將軸承的外環面為接觸面。在接觸對屬性進行設置時使分析中包括初始滲透，指定接觸材料屬性為定義的一號材料。并指定摩擦系數為0.2，接觸剛度的處罰系數為0.1。本實例的接觸剛度為非對稱矩陣。其余的設置保持缺省，完成對接觸選項的設置。從而完成接觸對的創建。 5. 添加位移約束和載荷 有限元分析的任務是求解系統對載荷的響應。因此，加載是求解的重要一步。根據作用于模型的不同，可以分為實體模型載荷和有限元載荷。前者是指直接施加到實體模型（關鍵

47、點、線、面、體）上的載荷，后者指的是施加到有限元模型（節點、有限元）上的載荷。這兩種方法各有優缺點。實體模型加載的優點是：實體模型加載獨立于有限元網格，可以改變網格劃分而不會影響載荷；與有限元模型相比，實體模型通常包含有較少的子結構。所以，選擇實體模型加載通常更為簡單。但是，在縮減分析中，當只需主自由度載荷時，實體模型加載不是很方便。當采用了約束擴展時，在關鍵點上應用載荷是很困難的。有限元加載的優點是：在縮減分析中很方便實用，因為可以直接加載選取主自由度加載；不需要擔心約束擴展，可以簡單的選擇節點，然后應用適當的約束，并將其擴展。可在圖形方式下交互定義各類載荷，載荷以參數方式定義，可直接添加到

48、幾何對象上，載荷與作用的實體模型關聯，當修改模型參數時，載荷可自動更新，而不必重新添加，但載荷只能添加到拓撲對象上，而不能添加到單獨有限元單元上，它通過映射作用到各節點上10,12。本文選用有限元加載的方案。對軸承座裝配體進行受力分析知：軸承座在外緣施加位移約束使其在各個方向位移為0。軸承外圈與軸承座是過盈配合并且在裝配過程中有一定的位移所以對軸承外圈施加一定的位移約束。并對整個結構施加對稱邊約束。6. 求解過程設置 在有限元分析模型和載荷約束添加完畢后，可以運用SOLUTION處理器定義分析類型和分析選項，在求解控制過程中，將分析選項設定為大變形分析，時間控制區的載荷步結束時間設定為250，

49、并打開自動時間步，并將載荷子步數文本框設定為150，最大子步數定為10000，最小載荷子步數定為10，結果輸出項設置為每個載荷子步結果都輸出到結果文件中。4.2.1 軸承座與軸承外圈的接觸分析分析可知裝配的先后順序，外殼與上、下滾子軸承外圈首先裝配，外殼與上、下滾子軸承外圈之間分別為過盈接觸，過盈量都為。外殼在與上、下滾子軸承外圈接觸時，上、下滾子軸承外圈的內側自由，即剖面上A、B、C、D點可以自由在平面內移動。如圖4-1示意圖所示。提交運算后，得到相應的應力和位移等一系列數據（取裝配最終結果為分析內容）。現列出以下內容：1. X方向位移場 XComponent of displacement

50、如圖4-4所示。根據結構和邊界條件的軸對稱的情況，可以類似的知道ZComponent of displacement的情況。對于圖4-1中的A、B、C、D的位移情況，假設的認為，變形后，AB和CD仍為直線。且求得A、B、C、D的位移方向為指向圓心方向，大小分別為0.023mm、0.021mm、0.021mm和0.023mm。圖4-5 X方向應力等值線圖圖4-4 X方向位移等值線圖2. 過盈配合 在過盈配合后，X-Component of stress如圖4-5所示。3. 用米塞斯應力來校核材料強度 von mises stress如圖4-6和4-7所示。利用公式4-1，可知外殼和軸承外圈的許用

51、應力分別為237Mpa和277Mpa。由圖中可以看出最大米塞斯應力約為215.342Mpa，較材料許用應力要小。圖4-7 單元米塞斯應力等值線圖圖4-6 米塞斯應力等值線圖4.2.2 主錐與下軸承內圈的接觸分析根據分析可知，裝配的先后順序，主軸與下滾子軸承內圈首先裝配，主軸與下滾子軸承內圈之間為過盈接觸，過盈量都為。主軸與下滾子軸承內圈接觸時，下滾子軸承內圈的外側自由，即剖面上E、F點可以自由在平面內移動。如圖4-2示意圖所示。提交運算后，得到相應的應力和位移等一系列數據（取裝配最終結果為分析內容）。現列出以下內容：1. X方向位移場 XComponent of displacement如圖4

52、-8所示。根據結構和邊界條件的軸對稱的情況，可以類似的知道ZComponent of displacement的情況。對于圖4-2中的E、F的位移情況，假設的認為，變形后，EF仍為直線。且求得E、F的位移方向為離開圓心方向，大小分別為0.021mm 和0.023mm。圖4-9 X方向應力等值線圖圖4-8 X方向位移等值線圖圖4-10 米塞斯應力等值線圖圖4-11 單元米塞斯應力等值線圖2. 過盈配合 在過盈配合后，X-Component of stress如圖4-9所示。3. 用米塞斯應力來校核材料強度 von mises stress如圖4-10和4-11所示。材料的許用應力由公式4-1，可

53、知主軸和下滾子內圈的許用應力分別為230Mpa和277Mpa。由圖中可以看出，最大米塞斯應力約為511.272 Mpa，較材料許用應力要大，也就是說在裝配過程中，主軸和下滾子內圈接觸面上的材料將會發生屈服現象。4.2.3 軸承座的有限元分析軸承座有限元分析過程同上面的分析過程相似但也有一些區別，下面簡要用圖4-12和4-13說明一下： Pro/E模型轉換ANSYS圖4-12 軸承座模型的建立過程定義單元類型定義材料屬性劃分網格結果分析加載求解 幾何模型圖4-13 軸承座有限元分析流程圖首先導入軸承座的實體模型設置好Ansys的分析環境本次選擇Solid和20node 186分析類型，導航工具中

54、會顯示當前的分析環境，即Ansys中的解算器，本解算器支持結構分文要用到的是結構分析和應力分析。指定材料屬性為軸承座設置材料屬性為復合材料，彈性模量E=2.1E5 Pa柏松比為0.3，材料密度為7900kg/m-3，完成材料屬性的設置。軸承座仍然選擇自由式網格劃分，Ansys軟件將自動完成網格的劃分。1. 添加位移約束和載荷 由于軸承座由螺栓固定在減速器殼體內部，所以限制了X和Y以及Z方向的自由度，所受的靜載荷是由裝配軸承所產生的，由于時間有限將軸承簡化掉把預緊力直接加載到軸承座上，由圖4-14所示。 圖4-15 Y方向位移等值線圖圖4-14 軸承座載荷施加圖2. 求解 在有限元分析模型和載荷

55、約束添加完畢后，可以運用SOLUTION處理器定義分析類型和分析選項，但在此次分析中默認的一些設置就可以達到分析的要求所以不需要對其進行設置。 3. 查看分析結果 由于軸承座分析屬于靜力分析所以結果只需要通過通用后處理器查看便可，結果如圖 4-15 所示位移等值線圖，4-16所示將Y方向應等值線圖，4-17所示等效應力等值線圖。由圖4-15、4-16、4-17分析結果可知：軸承座的有限元分析當中，軸圖4-16 Y方向應力等值線圖圖4-17 等效應力等值線圖承座的最大應變產生在徑向方向上，其最大應變為0.61210-3m，其最大應力值為0.248GPa，軸承座的最大位移徑向方向上，由選擇材料的力學性能知，這些數據均滿足要求，既滿足材料要求，又滿足撓度要求。4.3 本章小結本章應用ANSYS軟件分析了軸承座與軸承外圈接觸和主錐與軸承內圈接觸的力學分析，獲得了位移分布圖和應力分布圖，從中得知接觸過程中的位移最大值和應力最大值，通過這些數據與許用數據對照可以明確在接觸過程中沒有損壞零件的危險。因而軸承外圈和軸承內圈的安裝可以直接用壓力機壓裝而不需要其他輔助裝配工藝。千萬不要刪除行尾的分節符，此行不會被打印。“結論”