毕业设计论文---汽车主减速器主锥总成结构设计及有限元分析.doc

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1、哈尔滨理工大学专科论文汽车主减速器主锥总成结构设计及有限元分析摘 要主锥总成接受原动机传来的动力，并向所啮合的圆锥齿轮进行传递运动。在汽车主锥总成这一超静定的结构中，锁紧螺母的预紧力大小与垫片的选择直接相关，垫片厚度不同，轴承预紧不同，齿轮的位置也不同。本文针对装配中结构强度的问题，进行了后桥主减速器主锥总成装配技术中的力学研究，剖析了主锥总成的装配过程，找出了装配过程中的主要力学因素。基于装配过程中预紧需要的预紧力矩，通过理论分析获得拧紧力矩和轴向力的关系，建立了主减速器总成装配中的力学模型。在建立力学模型之后运用有限元法对主锥总成装配过程进行了数值分析。有限元法可以解决过去对复杂结构作精确

2、计算的困难，改变了传统的经验设计方法。把有限元法运用在汽车主减速器主锥总成装配校验中，可以通过主锥总成应力分布的模拟分析和计算了解主锥总成中的应力分布与其装配结构的关系，从而给出装配后主减速器的应力分布场，最后完成其结构强度的分析和评价，为改进主减速器的设计和制造提供理论依据。关键词 汽车主锥；轴承座；接触分析；ANSYSDesign and Finite Element Analysis on the Main Cones Assembly Structure of the Main RetarderAbstractThe main reducing gear assembly transf

3、er the motivity 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

4、 of the gear. 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 fac

5、tors, Based 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 reduc

6、er after assembly 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;

7、 ANSYS不要删除行尾的分节符，此行不会被打印- II -目 录摘要IAbstractII第1章 绪 论11.1 前言11.2 国内外研究发展状况21.3 课题来源及研究内容31.3.1 课题来源31.3.2 主要研究的内容31.4 课题研究的意义3第2章 主减速器装配分析42.1 汽车主减速器功能42.2 主减速器装配技术要求42.3 主减速器装配中轴承的安装及预紧52.4 本章小结6第3章 主轴的力学分析及主减零件模型的简化73.1 拧紧扭矩产生的实际轴向力73.2 轴向力在总成中的分配83.3 主减总成的模型建立103.3.1 锁紧螺母和凸缘模型的建立103.3.2 上下滚子轴承模型的

8、建立113.3.3 轴承座模型的建立123.4 本章小结12第4章 各零部件有限元分析134.1 分析步骤134.2 设置Ansys的分析环境144.2.1 轴承座与轴承外圈的接触分析164.2.2 主锥与下轴承内圈的接触分析174.2.3 轴承座的有限元分析184.3 本章小结20结论21致谢22参考文献23附录 外文原文和译文24绪 论 1.1 前言汽车工业是国家工业化水平的代表性产业，也是最典型的成熟性产业，它的产业关联度大。汽车工业的振兴能带动相关产业的发展，相关产业的发展又支撑着汽车工业的振兴。正是基于汽车工业的产业关联度大及紧跟时代，特别是技术创新步伐和高投入、高产出的规模经济之特

9、点，汽车工业已成为世界公认的推动国民经济发展的火车头。我国也将汽车工业确定为国民经济发展的支柱产业。从世界范围看，汽车工业一直是全球最大的制造业部门，美国“幸福”杂志每年列出的全球500强大企业名单中，汽车企业往往占20至30家左右，而且福特、通用、丰田等几个大汽车企业一般都排在前10名。这几十家汽车企业的每年总收入相当于英国或意大利当年的GDP。日本经济在70年代的腾飞与其当时汽车工业的发展有极大的关系。70年代在日本汽车工业蓬勃发展并逐步成为世界新霸主时，其20钢材、25机床、50橡胶、60玻璃和90汽油的生产和消费都是由于汽车业的发展而拉动的。从80年代起，我国汽车工业迸入了突飞猛进的全

10、面发展阶段。其中，在1994年将汽车工业列入我国第一个发展的支柱产业发展纲要后，其发展速度更加迅猛。目前它已经成为我国经济增长的一个新的主要增长点，正逐步成为带动我国国民经济发展与增长的重要支柱产业。经过儿十年的发展，尤其是1994年汽车工业产业政策颁布以后，中国汽车行业的技术结构、产品结构和市场结构有了很明显的变化，原来“缺重少轻，轿车几乎空白”的局面已经发生根本变化1。根据世界2000年汽车产量估计，该年变速箱和桥减速器产量高达3000万台以上，产值达佰亿美元。中国市场2000年生产汽车170余万辆，变速箱和桥减速器产值数十亿人民币。到2010年，中国国内汽车产量计划将达600余万辆，变速

11、箱和桥减速器产值将突破佰亿人民币。驱动桥由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等几部分组成，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，实现降速以增大转矩。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右

12、驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。汽车桥减速器总成是汽车传动系最关键的部件之一，其装配质量直接影响汽车的运行平稳性、噪声、寿命及能耗。随着汽车工业的支柱地位加强，国际、国内竞争的加剧，依靠科技进步提高产品质量，降低成本已成为企业生存和发展的唯一出路。主减速器是汽车驱动桥的关键部件，它的主要功用是将输入的扭矩增大并相应降低转速，是汽车传动系的重要部件之一，其总成的装配精度直接影响和决定汽车驱动桥的精度。为此，本文在分析大量专业书籍和文献资料的基础上将对汽车的主减速器主锥总成进行设计

13、，并对其前期装配工作进行了ANSYS分析研究。1.2 国内外研究发展状况日本丰田、韩国现代等公司，皆拥有自己先进的变速箱和桥减速器总成装配线，其装配精度高、噪声低、寿命长，减速器装配工艺标准明显高于国内。大部分装配线自动输送、自动上料、自动装配，部分零部件也采用人工上料，机器装配；广泛采用测控技术和设备，进行在线测量；对垫片厚度、轴承预紧力、螺母旋紧力、齿侧间隙等进行现场测量调试；大量采用可控力矩的螺母旋紧机；整线自动化程度高，在线测量应用突出。代表国内减速器和变速箱装配水平的有一汽、二汽车桥厂、上汽集团车桥厂、上海汽车齿轮厂、江西汽车齿轮箱总厂。相对来说，上海汽车齿轮厂变速箱总成装配线及上汽

14、集团车桥厂减速器总成装配线较先进，它们是从德国引进的，采用自动传输、强力扭紧，广泛应用在线测量，基本都是进口设备。单线造价2000万以上，且只能装配一种规格变速箱和减速器，其投资不是一般企业所能承受的，其大批量单品种的生产能力也不符合中国实际。二汽车桥厂最先进的减速器装配线是八十年代末产品，其采用的选片机曾获国家科技进步三等奖。但由于受当时条件的限制，仅有的一台测量设备的测控技术已丧失原有的先进性，其性能已满足不了现代汽车工业的高要求。二汽自己研制的强扭机由于测量系统稳定性不过关，也早已成为一台死机。综观国内主要变速箱和车桥厂家生产技术现状，大部分企业已认识到研制开发自己的装配测控技术和设备已

15、刻不容缓，这也是车辆传动系装配测量技术的发展主流。综合中国国情，新研制的装配测控设备应适合多品种、中批量的生产情况，设备技术先进、造价适中。汽车主减速器主锥总成的结构设计逐渐走向成熟，主要的结构差别在于隔套的形式，一种是通过刚性隔套和垫片组合的方式，一种是弹性隔套与垫片组合的方式。国外在使用这两种方式的同时，通过良好的加工精度保证产品的装配质量，因此总成的质量水平较高。国内在结构设计分析与制造两方面的差距均比较大，不能满足高品质零部件的生产需求。1.3 课题来源及研究内容1.3.1 课题来源本课题来源于江淮自动化装备有限公司(本人毕业将去工作的单位)。1.3.2 主要研究的内容1调研与试验 调

16、研分析现有汽车主减速器主锥总成的设计结构与应用情况，并进行典型结构的拆装试验，了解其结构与装配工艺。2汽车主锥总成的结构设计 依据主减的工作特点，选择并设计主锥结构并对结构进行优化设计。包括：壳体、主锥轴、主锥齿轮等的设计，以及螺母、轴承的选用。主锥总成结构设计主要采用现代设计方法及三维设计平台来进行设计，确定结构设计方案后，进行主锥总成的三维建模，并输出二维图纸。3建立主锥总成的关键部件仿真模型并分析 利用ANSYS有限元分析软件建立主锥总成仿真模型，并针对主锥总成进行结构应力分析，并提出通过装配手段保证质量的手段。1.4 课题研究的意义汽车减速器主锥总成是汽车传动系的关键组成部分，其设计与

17、制造质量对汽车传动系乃至整车运行的平稳性、安全性、可靠性具有重要的影响。本文将借助有限元分析方法对主锥总成结构的一些装配性能进行分析。有限元分析方法是随着计算机技术的发展而发展起来，是一种分析计算复杂结极为有效的数值计算方法。有限元法能够很好地模拟零部件的实际形状、结构、受力和约束，因此计算结果更精确，也更接近实际，可以作为设计、改进零部件的依据。同时可以利用有限元分析的结果进行多方案的比较，有利于设计方案的优产品的改进。有限元法解决了过去对复杂结构作精确计算的困难，改变了传统的经验设计方法，因而逐步得到了应用。把有限元法运用在汽车减速器主锥总成进行结构设计中，通过进行主锥总成应力分布的模拟分

18、析和计算, 了解主锥总成中的应力分布与其装配结构的关系，从而建立保证主锥总成装配质量的方法体系，优化设计结构，对于显著降低设计开发成本，缩短设计开发周期有着一定的实际意义。第2章 主减速器装配分析2.1 汽车主减速器功能汽车驱动桥的是将万向转动装置传来的动力改变其传递方向，并由主减速器减速增扭后传递给差速器，再分配到左右半轴，最后传至驱动桥，使汽车行驶。一般汽车的驱动桥由主减速器、差速器、半轴和桥壳组成。万向转动装置传来的动力依次经过主减速器、差速器和半轴最后传给驱动轮。主减速器可以降低转速、增加扭矩、并改变转矩的传递方向，以适应汽车的行驶方向。差速器的功用是在必要时可使汽车两侧的车轮以不同的

19、转速旋转，以适应汽车转弯及在不平道路上行驶。半轴的功用是将扭矩从差速器传给驱动轮。桥壳用以支承汽车的部分重量，并承受驱动轮上的各种作用力，同时它又是主减速器、差速器等传动装置的外壳。汽车主减总成是汽车传动系中的重要部件，由许多零件组成。典型的主减总成包含以下几个主要的零件锁紧螺母、凸缘总成、油封、轴承盖、轴承座、轴承、调整隔套、主动锥齿轮及轴承等。2.2 主减速器装配技术要求主减速器在装配过程中有一些关键的调整装置：主、从动齿轮之间必须有正确的相对位置，方能使两齿轮啮合传动时冲击噪声较小，而且沿齿轮方向的磨损较均匀。为此，在结构上一方面要使主、从动齿轮有足够的支承刚度，使其在传动过程中不至于发

20、生较大的变形而影响正常啮合；另一方面应有必要的啮合调整装置10,11，这些调整装置的选择和测量最终影响主减速器的装配质量。为了使主、从动齿轮有足够的刚度，必须提高轴承的旋转精度，增加轴承装置的刚度，减小机器工作时的振动，必要时对主轴轴承采用预紧安装。锥齿轮的啮合调整是指齿面啮合印痕和齿侧啮合间隙的调整。正确的啮合印痕和齿侧啮合间隙是通过锥齿轮轴的轴向移动，从而改变主、从动锥齿轮的相对位置来得到的。主减速器的装配过程，不同的制造商，不同的车型都会有不一样。但其主要的原理和过程是一样的。为了研究工作更好的进行，现选取某一个国内生产厂家的某一个车型的总成的装配过程进行分析。主要的作业流程如下：1将上

21、下滚子轴承外圈压入外壳中，上下滚子轴承外圈和外壳之间为过盈配合。2将主轴压入下滚子轴承内圈（含下滚子轴承），主轴和下滚子轴承内圈之间为过盈配合。3按次序装好隔套、垫片、上滚子轴承内圈（含上滚子轴承）、凸缘、上垫片和锁紧螺母。4对锁紧螺母施加拧紧力矩Mp=230Nm后完成装配。5检验使主轴空载转动的最小力矩M0，看M0是否在2.0Nm和3.0Nm之间，则装配完毕；力矩M0太大或太小，即M03.0Nm，则必须卸下锁紧螺母调换合适的垫片并重复上述3至5的过程，直到2.0Nm M0 3.0Nm。2.3 主减速器装配中轴承的安装及预紧虽然配对轴承在使用上优点很多，但预紧力的大小却对轴承性能有着极为重要的

22、影响。预紧力过大，虽然可以获得较高的轴向刚度及抗卸载能力，但却使轴承的摩擦力矩增大，温度升高，轴承寿命降低；预紧力过小，情况则相反。因此在使用中必须综合考虑多方面的影响因素，而后确定合适的预紧力。在设计中需要考虑的影响因素主要有以下几个方面：轴承所受载荷的大小；系统的工况条件（冲击、振动等）；电机的功率及允许的轴承摩擦力矩；系统的刚度要求；传动精度及可靠性要求。在实际产品设计中，通常根据载荷情况和使用要求确定轴承预紧载荷的大小。如果主要目的是为了减小支承系统的振动和提高旋转精度，则选择较轻的预紧；如果是为了增加支承系统的刚度，则选择较重的预紧。一般根据使用经验，以及参照实验决定预紧载荷的大小。

23、主减总成中的预紧载荷来自于总成的凸缘螺母拧紧力矩产生的轴向力，这个轴向力主要由两部分承受，第一部分是给圆锥滚子轴承轴向加载，保证其预紧需要，第二部分则作用于轴承内圈、主锥轴及垫片上。由于圆锥滚子轴承承受的轴向力一般不大，因此，螺母轴向力的大部分作用于调整垫片及隔套上。对轴承施加预紧力，可以减小轴承的变形提高其疲劳寿命；预紧力也可增加轴承的刚性和摩擦力。因此，确定合适的预紧力是使轴承达到最长寿命的关键。利用常规方法确定施加在每一轴承上的轴向力和受预紧力的轴承组的刚度，既繁琐又费时。只需要现有轴承目录上的数据，用计算机对这些数据进行辅助分析和选择即可。预紧力是当轴承组静止时，施加其上的内部力。轴向

24、预紧力是通过在轴向上对轴承的内外圈相互挤压而产生的。这就减小了轴承变形，而轴承变形量在轴向力降低时急剧上升，随载荷的增加而趋于稳定。施加预紧力的目的是，将轴承特性移至曲线的较平坦的部分，从而获得较高的刚度，同时可避免轴承套圈和滚动体分离。滚子轴承的变形曲线比球轴承的变形曲线更成线性关系，但预紧力仍能提高轴承刚度12,13。常用的圆锥滚子轴承预紧方法有以下几种： 1. 夹紧一对圆锥滚子轴承的外圈而预紧 采用这种方法预紧，操作方便，不需要设计相应的测量仪器和装置，但缺点是无法控制预紧力的大小，因而不能用在对对预紧力有严格要求的情况下。 2. 采用衬垫或隔套 两套轴承成对安装时，在内圈之间放置隔套和

25、不同厚度的垫片，并视具体情况改变垫片厚度，通过调整垫片厚度来达到各种不同的需要的预紧量。3. 采用弹簧预紧 轴承安装到轴承部件中，始终用弹簧顶住不旋转外圈，预紧力的大小由弹簧的压缩量来控制。此种预紧简单可靠，而且可以得到稳定的预紧力。但采用该方法，轴承在预紧装置上的拆卸时间长，工人的劳动强度大，预紧不同规格的轴承都必须设计制造相应的一整套预紧用的心轴和弹簧等零件，给生产的技术准备工作带来麻烦。轴承预紧还需要有一定的轴向紧固装置，轴向预紧紧固装置很多，选取时应考虑轴向载荷的大小、转速的高低、轴承类型和在轴上的位置以及拆卸条件等，载荷愈大，转速愈高，轴向固定愈要可靠14,15。具体使用情况是：当载

26、荷较大时，轴承内圈多采用锁紧螺母、止动垫圈预紧，轴承外圈采用端盖、螺纹环紧固；当载荷较小、转速较低时，轴承内圈多采用轴向弹性挡圈、紧定套和退卸套。轴承外圈多采用孔用弹性挡圈、止动环等。主动锥齿轮圆锥滚子轴承一般都是成对使用，装配时给予一定的预紧度，以减小传动过程中因轴向力而引起的轴向位移，提高轴承的支承刚度，保证锥齿轮副的正确啮合。但轴承预紧度又不能过大，否则摩擦和磨损增大，传动效率低。为此，设有轴承预紧度的调整装置。广泛使用调整垫片调整，其中大多数是两轴承外圈已定，用增减两轴承内圈之间的距离来调整，在两轴承之间装有调整垫片，调整垫片的厚度即可改变两锥轴承内圈压紧后的距离，从而使轴承预紧度得到

27、调整。2.4 本章小结本章首先介绍了驱动桥的结构及主减速器的作用。而后从主减速器的结构入手，分析了主减速器中一些关键部分的装配工艺，最后给出了轴承在装配过程中预紧方法。第3章 主轴的力学分析及主减零件模型的简化图3-1主轴计算简图3.1 拧紧扭矩产生的实际轴向力利用螺纹副在拧紧过程中的受力机理，知道所需拧紧扭矩MP=M1+M2（螺旋副间的摩擦扭矩M1和螺母支承面上的摩擦扭矩M2）现取某商务车的主减速器模型为例，在已知其拧紧扭矩的前提下求取其扭矩产生的实际轴向力G。计算简图如图3-1所示：计算当锁紧螺母的扭矩Mp=230 Nm的作用下，螺母通过垫圈施加给凸缘的压力以及凸缘施加给垫片的压力。引入下

28、列符号：，为螺母与垫圈之间的摩擦系数，摩擦力的面分布力,接触面的内外径。，为螺母与主齿轴之间的摩擦系数，摩擦的面分布力，接触面的内外径。，为螺母与垫圈之间的正压力的合力和面分布力。，为螺母与主齿轴的齿纹之间的正压力（竖向）的合力和面分布力。，为简化后主轴受到的向上的拉力，简化后上滚子轴承内圈受到的向下的压力。，为向上的拉力的分布力，向下的压力的分布力。，为如图3-1所示。则有： ， ， (3-1) , (3-2)和产生的扭矩和之和与螺母受到的外扭矩相等，现假设,是均匀分布的，则有： (3-3) (3-4)由得： (3-5)即： (3-6)代入数据： (3-7)求得： (3-8) (3-9) (

29、3-10)通过以上计算可知，在锁紧螺母的扭矩=230 Nm的作用下，扭矩产生的实际轴向力为G=19486.75 N。Ff3.2 轴向力在总成中的分配F1F1F1NNF0F2图3-3轴承正压力竖向分力图3-2 主轴力学分配原理图如图3-2所示，为主齿螺母在拧紧力矩T的作用下产生的轴向力，为轴承所受的预紧力，即轴承座内挡肩作用于轴承外圈的作用力，为隔套和调整垫片作用在滚子轴承内圈上的轴向力，所研究的主锥总成中上轴承内圈与主齿之间有时候是过盈配合，如果是过盈配合，装配的时候存在径向的装配应力，因此在上轴承内圈与主齿之间还存在轴向的摩擦力，这样整个主轴的力学分配基本上如图3-2所示： 1. 其中为圆锥

30、滚子所受的正压力的竖向分力的大小，如图3-3所示。2. 由垫片和隔套承受。3. 摩擦力，为轴承内圈与主齿之间过盈配合产生，可以按弹性力学方法确定。如图3-4所示为一厚壁圆筒的的受力图，和为它所受的内压力和外压力，由弹性力学公式得到筒壁内任一点的径向位移为：PP2 (3-11)P1式中为圆筒的泊松比，E为圆筒的弹性模量，a为圆筒的内半径，b为圆筒的外半径，为圆筒所受的内应力，为圆筒所受的外应力，r为筒壁内任一点相对于圆心的半径。图3-4圆筒受力图图3-5过盈示意图对于产品中轴承与轴的过盈配合的情况，可以简化成两个套筒套合在一起（轴看成内筒，轴承内圈看成外筒），如图3-5所示，外筒内径略小于内筒外

31、径，两者之间的差值就是过盈量。配合之后，两筒配合面所产生的装配正应力为P，形成紧固配合。如上图，取内外筒接触面的过盈量，内筒的内外半径、弹性模量、泊松比分别为a、b、，外筒的内外半径、弹性模量、泊松比分别为b、c、。则内外筒接触面的接触应力P为： (3-12)如果内外筒为同一种材料，则上式简化为： (3-13)设内圈和主齿轴配合面之间的摩擦系数为f，则轴承内圈和主齿轴之间的摩擦力为： (3-14)式中b为轴承内圈的内径值，mm。P为装配应力，MPa。h为接触面的高度，mm。如果轴承内圈和主齿轴之间是间隙配合，则Ff =0。3.3 主减总成的模型建立3.3.1 锁紧螺母和凸缘模型的建立锁紧螺母的

32、作用是在装配过程中施加一个外力扭矩，对机构进行预紧。在装配完成后，分析锁紧螺母的受力情况。根据结构的受力特点，现假设外力扭矩为。由分析可知，拧紧力矩等于螺纹副间的摩擦力矩和螺纹环行端面和被连接件支撑面间的摩擦力矩之和，即摩擦力和产生的扭矩和之和与螺母受到的外扭矩相等。由以上计算可知锁紧螺母作用于凸缘的竖向力为，则有： (3-15)代入数据： (3-16)求得： (3-17)为了计算简便，现将螺母简化掉，仅以作用于主轴向上的拉力和作用于主轴向下的压力代替。凸缘的作用是传递发动机传递来的扭矩，再将扭矩传递到主轴。凸缘和主轴之间为花键接触，以保证凸缘和主轴可以一起转动。在装配过程中的竖向力的传递中，

33、凸缘的作用是将力G1传递给上滚子轴承内圈。为了计算简便，现将凸缘简化掉，如图3-1所示，根据凸缘和上滚子轴承内圈的接触面的大小，将力直接作用在上滚子轴承内圈上，力为，分布集度。则有： (3-18) 需要指出的是，凸缘和主轴之间为花键接触，但这种接触面的摩擦力很小，可以认为在装配中这种接触基本不影响凸缘的竖向力的传递。3.3.2 上下滚子轴承模型的建立1. 上滚子轴承内圈和轴承模型的建立 上滚子轴承内圈和上滚子轴承之间是靠轴承架连接在一起的，上滚子轴承内圈和上滚子轴承连在一起，一方面将力向下面的垫片传递，另一方面将力向与轴承相接触的轴承外圈传递。由于轴承内圈和轴承之间是靠轴承架连接在一起的，所以

34、，机构工作时，轴承内圈和滚子轴承之间除了轴承的滚动外是没有相对的滑动的。轴承在滚动过程中会受到滚动摩擦作用，单个滚子受到的滚动摩擦阻力为M，滚动摩阻系数为，滚子轴承和轴承外圈之间正压力为N，则有： 根据轴承的特点以及该局部受力的特点，将模型进行简化。由于时间的限制所以上滚子轴承按实体建模。需要指出的是，上滚子轴承内圈和主轴之间的相互作用很小，所以认为上滚子轴承内圈和主轴之间是不接触的。2. 上滚子轴承外圈模型的建立 上滚子轴承外圈在装配中首先与外壳接触，两者之间为过盈配合，过盈量为。另外，装配完成后，上滚子轴承外圈与上滚子轴承和外壳接触，一方面受到滚子轴承接触面上的正压力作用，另一方面，受到外

35、壳的正向压力和切向力作用。轴承外圈与上滚子轴承之间在装配过程中可以存在相对滑动，也就是说，两者的接触面上不存在切向力作用，只有法向力，同样的，在装配完成后，该接触面上也不存在切向力作用，只有法向力。轴承外圈与外壳的正向压力和切向力作用的具体情况较为复杂，所示，在计算中，按装配顺序先计算外圈与外壳之间的过盈配合，外圈与外壳之间的过盈配合完成后，两者将会成为一个整体，特别是在接触面上将不存在相对滑动等情况，切在接触面上应力和应变等参数连续。3. 下滚子轴承外圈模型的建立 下滚子轴承外圈在装配中首先与外壳接触，两者之间为过盈配合，过盈量为。另外，装配完成后，下滚子轴承外圈与下滚子轴承和外壳接触，一方

36、面受到滚子轴承接触面上的正压力作用，另一方面，受到外壳的正向压力和切向力作用。轴承外圈与下滚子轴承之间在装配过程中可以存在相对滑动，也就是说，两者的接触面上不存在切向力作用，只有法向力，同样的，在装配完成后，该接触面上也不存在切向力作用，只有法向力。轴承外圈与外壳的正向压力和切向力作用的具体情况较为复杂，在计算中，类似与上部结构，按装配顺序先计算外圈与外壳之间的过盈配合。外圈与外壳之间的过盈配合完成后，两者将会成为一个整体，特别是在接触面上将不存在相对滑动等情况，切在接触面上应力和应变等参数连续。4. 下滚子轴承内圈和轴承模型的建立 下滚子轴承内圈和下滚子轴承之间是靠轴承架连接在一起的，和上部

37、很类似。下滚子轴承内圈和下滚子轴承连在一起，起到力的传递分配作用一方面将力向下面的垫片再由垫片向主轴的主动锥齿轮部分传递，另一方面将力向与轴承相接触的轴承外圈传递。由于轴承内圈和轴承之间是靠轴承架连接在一起的，所以，机构工作时，轴承内圈和滚子轴承之间除了轴承的滚动外是没有相对的滑动的。轴承在滚动过程中会受到滚动摩擦作用，单个滚子受到的滚动摩阻为M，滚动摩阻系数为，滚子轴承和轴承外圈之间正压力为N，则有： 根据轴承的特点以及该局部受力的特点，将模型进行简化。下滚子轴承内圈和下滚子轴承按实建模。在装配过程中，首先与主轴接触，两者之间为过盈配合过盈量。轴承内圈与主轴的接触面上的正向压力和切向力作用的

38、具体情况较为复杂，在计算中，按装配顺序先计算轴承内圈与主轴之间的过盈配合，轴承内圈与主轴之间的过盈配合完成后，两者将会成为一个整体，特别是在接触面上将不存在相对滑动等情况，且在接触面上应力和应变等参数连续。3.3.3 轴承座模型的建立轴承座是主减速器的壳体部分，也是普通汽车后桥的中心壳体部分。在装配过程中，外壳先后与上滚子轴承外圈和下滚子轴承外圈进行过盈接触，过盈配合后三者将会成为一个整体参与受力。在外壳和上、下滚子轴承外圈一起承受上、下滚子轴承传来的力的作用的过程中，主要受力部分和对的分析和计算结果影响的是上、下滚子轴承外圈之间外壳部分，因此，对外壳进行简化，将其和接触无关的实体部分忽略不考

39、虑，仅考虑对计算结果影响较大部分。3.4 本章小结本章通过对主减速器总成的整体和每一个零部件进行详细的力学分析，这种分析主要是分为主减速器总成的分装配过程中、装配完成后以及总成的工作状态这三种情况。分析主减总成在不同状态下的受力状态，特别是不同的状态下的主要影响因素。按照抓住主要影响因素，简化或不忽略次要影响因素的原则，对模型进行了简化。通过对模型进行简化和分析，确定了进一步的数值计算的步骤和主要内容。第4章 各零部件有限元分析4.1 分析步骤经过上面的分析和简化，需要主要研究的主减速器剖面图。下一步就是要对其进行数值计算，数值计算的主要过程就按照实际装配过程的先后次序以及模仿装配过程的受力进

40、行分析。具体主要过程如下：AB CD图4-1轴承座装配分析模型1. 分析轴承座与轴承外圈的接触 根据装配的先后顺序，外壳与上、下滚子轴承外圈首先装配，轴承座与上、下滚子轴承外圈之间分别为过盈接触，过盈量都为。通过数值分析，需要得到如图4-1中的A、B、C、D点的位移量。外壳在与上、下滚子轴承外圈接触时，上、下滚子轴承外圈的内侧自由，即A、B、C、D点可以自由移动，位移量指的就是A、B、C、D点经过过盈挤压后向中心方向的偏移量。除了位移外，同时需要校核轴承座和上、下滚子轴承外圈的强度，也就是要得到相应的位移场和应力场。EF图4-2主锥装配分析模型2. 分析主轴与下轴承内圈的接触 根据装配的先后顺

41、序，主轴与下滚子轴承内圈先行装配，主轴与下滚子轴承内圈之间为过盈接触，过盈量为。 通过数值分析，需要得到如图4-2中的E、F点的位移量。主轴在与下滚子轴承内圈接触时，下滚子轴承内圈的外侧自由，即E、F点可以自由移动，位移量指的就是E、F点经过过盈挤压后向远离中心方向的偏移量。除了位移外，同时需要校核主轴在和下滚子轴承内圈的强度，也就是要得到相应的位移场和应力场。现以表格形式给出分析中所用到的材料的参数如表1所示：序号名 称材料代号屈服点12345678上滚子轴承内圈上滚子轴承上滚子轴承外圈下滚子轴承外圈下滚子轴承下滚子轴承内圈主轴轴承座GB/T18254-2002GB/T18254-2002G

42、B/T18254-2002GB/T18254-2002GB/T18254-2002GB/T18254-20028620H ASTM A304ADC122100002100002100002100002100002100002100002100000.30.30.30.30.30.30.30.3415415415415415415345355表1 材料参数表以上为计算中所涉及到的材料的相关参数，在分析中将会得到米塞斯应力。各材料的许用应力为10： (4-1) 4.2 设置Ansys的分析环境将简化后的轴承座和上下轴承外圈通过Ansys11.0的建模功能建立模型分析过程如图4-3所示：图4-3 接

43、触分析流程图定义单元类型定义材料属性划分网格创建接触对加载求解结果分析 几何模型设置分析环境是指定分析时所选用单元类型、单元实常数、定义材料属性和指定分析问题的类型。在新建一个分析模型后，应根据问题的分析要求选择合适的分析环境，防止定义无效的有限元对象。因为不同的分析环境可定义的有限元不同。如果从一个分析环境转换到另一个分析环境，则不适于新环境的有限元对象将被删除。存在于定义新模型中的信息，传递到所选择的解算器中进行计算求解。1. 定义单元类型 其方法是在新建一个分析模型时，在主菜单点击Element选项在出现的“单元类型列表”对话框中选择所需要的分析类型，本次选择Solid和20node 1

44、86,导航工具中会显示当前的分析环境，即ANSYS中的解算器，本解算器支持结构分析、模态分析和应力分析等，不过本文要用到的是结构分析和应力分析。2. 定义材料属性 建立有限元分析模型时，需要指定材料属性以便系统地根据材料性能计算零件中的应力和变形。材料属性可以指定到实体或有限元网格上，如果在实体和网格上分别指定了材料属性，则在分析时，网格的材料属性高于实体的材料属性。设置材料属性为复合材料，弹性模量E=2.1E5 MPa柏松比为0.3，材料的密度为1160kg/m-3，完成材料属性的设置。3. 有限元模型的建立 有限元模型是由网格和其他用于分析的相关数据组成。有限元网格划分的优劣直接影响分析结

45、果的可靠性和分析所占用的时间。在建立有限元分析模型时，这一步骤占用的时间一般也是最多的。在结构应用中，Ansys提供了使用便捷、高质量的对 CAD模型进行网络划分的功能。包括四种快速有效的网格划分方法，即自由式网络划分、映射网络划分、延伸网络划分和自适应网络划分。Ansys程序的自由式网络划分功能十分强大的，这种网络划分方法没有单元形状的限制，网络也不遵循任何模式，因此适合对复杂形状的面和体进行网格划分，这就避免了用户对模型各个部分分别划分网格后进行组装时各部分网格不匹配带来的麻烦，本次选择就是自由式网格划分，Ansys软件将自动完成网格的划分。4. 创建接触对 由于轴承座和轴承外圈在连接时是

46、过盈配合，轴轴承座的外表面和轴承外圈的外表面之间将构成面面接触对。ANSYS11.0的接触对生成向导可以非常方便地生成分析需要的接触对。在生成接触对的同时，ANSYS程序将自动给接触对分配实常数号。在接触管理器里指定接触为面为面，然后按照要求在图形输出窗口中选择轴承座的盘心面作为具体的目标面，接着将轴承的外环面为接触面。在接触对属性进行设置时使分析中包括初始渗透，指定接触材料属性为定义的一号材料。并指定摩擦系数为0.2，接触刚度的处罚系数为0.1。本实例的接触刚度为非对称矩阵。其余的设置保持缺省，完成对接触选项的设置。从而完成接触对的创建。 5. 添加位移约束和载荷 有限元分析的任务是求解系统对载荷的响应。因此，加载是求解的重要一步。根据作用于模型的不同，可以分为实体模型载荷和有限元载荷。前者是指直接施加到实体模型（关键点、线、面、体）上的载荷，后者指的是施加到有限元模型（节点、有限元）上的载荷。这两种方法各有优缺点。实体模型加载的优点是：实体模型加载独立于有限元网格，可以改变网格划分而不会影响载荷；与有限元模型相比，实体模型通常包含有较少的子结构。所以，选