畢業(yè)設(shè)計(jì)論文---汽車主減速器主錐總成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及有限元分析

1、<p>　　汽車主減速器主錐總成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及有限元分析</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　主錐總成接受原動(dòng)機(jī)傳來(lái)的動(dòng)力，并向所嚙合的圓錐齒輪進(jìn)行傳遞運(yùn)動(dòng)。在汽車主錐總成這一超靜定的結(jié)構(gòu)中，鎖緊螺母的預(yù)緊力大小與墊片的選擇直接相關(guān)，墊片厚度不同，軸承預(yù)緊不同，齒輪的位置也不同。本文針對(duì)裝配中結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的問(wèn)題，進(jìn)行了后橋主減速器主錐總

2、成裝配技術(shù)中的力學(xué)研究，剖析了主錐總成的裝配過(guò)程，找出了裝配過(guò)程中的主要力學(xué)因素。基于裝配過(guò)程中預(yù)緊需要的預(yù)緊力矩，通過(guò)理論分析獲得擰緊力矩和軸向力的關(guān)系，建立了主減速器總成裝配中的力學(xué)模型。在建立力學(xué)模型之后運(yùn)用有限元法對(duì)主錐總成裝配過(guò)程進(jìn)行了數(shù)值分析。有限元法可以解決過(guò)去對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)作精確計(jì)算的困難，改變了傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)方法。把有限元法運(yùn)用在汽車主減速器主錐總成裝配校驗(yàn)中，可以通過(guò)主錐總成應(yīng)力分布的模擬分析和計(jì)算了解主錐總成中的應(yīng)力分

3、布與其裝配結(jié)構(gòu)的關(guān)系，從而給出裝配后主減速器的應(yīng)力分布場(chǎng)，最后完成其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的分析和評(píng)價(jià)，為改進(jìn)主減速器的設(shè)計(jì)和制造提供理論依據(jù)。</p><p>　　關(guān)鍵詞 汽車主錐；軸承座；接觸分析；ANSYS</p><p>　　Design and Finite Element Analysis on the Main Cone's Assembly Structure of the M

4、ain Retarder</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The main reducing gear assembly transfer the motivity to the conic-gear it meshed. In the structure of the car main reducing gear assem

5、bly, 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 gear. Thi

6、s paper assembly in the structural strength of the problems, after the main bridge reducer cone assembly in the mechanical assembly technology re</p><p>　　Keywords The main reducing gear assembly; Bearing b

7、lock; Contact Analysis; ANSYS</p><p>　　不要?jiǎng)h除行尾的分節(jié)符，此行不會(huì)被打印</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要I</b></p><p>　　AbstractII</p><p><

8、;b>　　第1章 緒 論1</b></p><p><b>　　1.1 前言1</b></p><p>　　1.2 國(guó)內(nèi)外研究發(fā)展?fàn)顩r2</p><p>　　1.3 課題來(lái)源及研究?jī)?nèi)容3</p><p>　　1.3.1 課題來(lái)源3</p><p>　　1.3.2 主要研

9、究的內(nèi)容3</p><p>　　1.4 課題研究的意義3</p><p>　　第2章 主減速器裝配分析4</p><p>　　2.1 汽車主減速器功能4</p><p>　　2.2 主減速器裝配技術(shù)要求4</p><p>　　2.3 主減速器裝配中軸承的安裝及預(yù)緊5</p><p>

10、　　2.4 本章小結(jié)6</p><p>　　第3章 主軸的力學(xué)分析及主減零件模型的簡(jiǎn)化7</p><p>　　3.1 擰緊扭矩產(chǎn)生的實(shí)際軸向力7</p><p>　　3.2 軸向力在總成中的分配8</p><p>　　3.3 主減總成的模型建立10</p><p>　　3.3.1 鎖緊螺母和凸緣模型的建立1

11、0</p><p>　　3.3.2 上下滾子軸承模型的建立11</p><p>　　3.3.3 軸承座模型的建立12</p><p>　　3.4 本章小結(jié)12</p><p>　　第4章 各零部件有限元分析13</p><p>　　4.1 分析步驟13</p><p>　　4.2 設(shè)置

12、Ansys的分析環(huán)境14</p><p>　　4.2.1 軸承座與軸承外圈的接觸分析16</p><p>　　4.2.2 主錐與下軸承內(nèi)圈的接觸分析17</p><p>　　4.2.3 軸承座的有限元分析18</p><p>　　4.3 本章小結(jié)20</p><p><b>　　結(jié)論21</

13、b></p><p><b>　　致謝22</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)23</b></p><p>　　附錄 外文原文和譯文24</p><p><b>　　緒 論 </b></p><p><b>　　前言<

14、;/b></p><p>　　汽車工業(yè)是國(guó)家工業(yè)化水平的代表性產(chǎn)業(yè)，也是最典型的成熟性產(chǎn)業(yè)，它的產(chǎn)業(yè)關(guān)聯(lián)度大。汽車工業(yè)的振興能帶動(dòng)相關(guān)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，相關(guān)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展又支撐著汽車工業(yè)的振興。正是基于汽車工業(yè)的產(chǎn)業(yè)關(guān)聯(lián)度大及緊跟時(shí)代，特別是技術(shù)創(chuàng)新步伐和高投入、高產(chǎn)出的規(guī)模經(jīng)濟(jì)之特點(diǎn)，汽車工業(yè)已成為世界公認(rèn)的推動(dòng)國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的火車頭。我國(guó)也將汽車工業(yè)確定為國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)。從世界范圍看，汽車工業(yè)一直是全球最大

15、的制造業(yè)部門，美國(guó)“幸?！彪s志每年列出的全球500強(qiáng)大企業(yè)名單中，汽車企業(yè)往往占20至30家左右，而且福特、通用、豐田等幾個(gè)大汽車企業(yè)一般都排在前10名。這幾十家汽車企業(yè)的每年總收入相當(dāng)于英國(guó)或意大利當(dāng)年的GDP。日本經(jīng)濟(jì)在70年代的騰飛與其當(dāng)時(shí)汽車工業(yè)的發(fā)展有極大的關(guān)系。70年代在日本汽車工業(yè)蓬勃發(fā)展并逐步成為世界新霸主時(shí)，其20％鋼材、25％機(jī)床、50％橡膠、60％玻璃和90％汽油的生產(chǎn)和消費(fèi)都是由于汽車業(yè)的發(fā)展而拉動(dòng)的。從80年代

16、起，我國(guó)汽車工業(yè)迸入了突飛猛進(jìn)的全面發(fā)展階段。其中，在1994年將汽車工業(yè)列入我國(guó)第一個(gè)發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)發(fā)展綱要后，其發(fā)展速度更加迅猛。目前它已經(jīng)成為我國(guó)經(jīng)濟(jì)增長(zhǎng)的一個(gè)新的主要增長(zhǎng)點(diǎn)</p><p>　　主減速器是汽車驅(qū)動(dòng)橋的關(guān)鍵部件，它的主要功用是將輸入的扭矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，是汽車傳動(dòng)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(qū)動(dòng)橋的精度。為此，本文在分析大量專業(yè)書籍和文獻(xiàn)資料的基礎(chǔ)上將對(duì)汽車的主減

17、速器主錐總成進(jìn)行設(shè)計(jì)，并對(duì)其前期裝配工作進(jìn)行了ANSYS分析研究。</p><p><b>　　國(guó)內(nèi)外研究發(fā)展?fàn)顩r</b></p><p>　　日本豐田、韓國(guó)現(xiàn)代等公司，皆擁有自己先進(jìn)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(zhǎng)，減速器裝配工藝標(biāo)準(zhǔn)明顯高于國(guó)內(nèi)。大部分裝配線自動(dòng)輸送、自動(dòng)上料、自動(dòng)裝配，部分零部件也采用人工上料，機(jī)器裝配；廣泛采用測(cè)控技術(shù)

18、和設(shè)備，進(jìn)行在線測(cè)量；對(duì)墊片厚度、軸承預(yù)緊力、螺母旋緊力、齒側(cè)間隙等進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量調(diào)試；大量采用可控力矩的螺母旋緊機(jī)；整線自動(dòng)化程度高，在線測(cè)量應(yīng)用突出。代表國(guó)內(nèi)減速器和變速箱裝配水平的有一汽、二汽車橋廠、上汽集團(tuán)車橋廠、上海汽車齒輪廠、江西汽車齒輪箱總廠。相對(duì)來(lái)說(shuō)，上海汽車齒輪廠變速箱總成裝配線及上汽集團(tuán)車橋廠減速器總成裝配線較先進(jìn)，它們是從德國(guó)引進(jìn)的，采用自動(dòng)傳輸、強(qiáng)力扭緊，廣泛應(yīng)用在線測(cè)量，基本都是進(jìn)口設(shè)備。單線造價(jià)2000萬(wàn)以上，

19、且只能裝配一種規(guī)格變速箱和減速器，其投資不是一般企業(yè)所能承受的，其大批量單品種的生產(chǎn)能力也不符合中國(guó)實(shí)際。二汽車橋廠最先進(jìn)的減速器裝配線是八十年代末產(chǎn)品，其采用的選片機(jī)曾獲國(guó)家科技進(jìn)步三等獎(jiǎng)。但由于受當(dāng)時(shí)條件的限制，僅有的一臺(tái)測(cè)量設(shè)備的測(cè)控技術(shù)已喪失原有的先進(jìn)性，其性能已滿足不了現(xiàn)代汽車工業(yè)的高要求。二汽自己研制的強(qiáng)扭機(jī)由于測(cè)量系統(tǒng)</p><p><b>　　課題來(lái)源及研究?jī)?nèi)容</b>&l

20、t;/p><p><b>　　課題來(lái)源</b></p><p>　　本課題來(lái)源于江淮自動(dòng)化裝備有限公司(本人畢業(yè)將去工作的單位)。</p><p><b>　　主要研究的內(nèi)容</b></p><p>　　1．調(diào)研與試驗(yàn) 調(diào)研分析現(xiàn)有汽車主減速器主錐總成的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)與應(yīng)用情況，并進(jìn)行典型結(jié)構(gòu)的拆裝試驗(yàn)，了解

21、其結(jié)構(gòu)與裝配工藝。</p><p>　　2．汽車主錐總成的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 依據(jù)主減的工作特點(diǎn)，選擇并設(shè)計(jì)主錐結(jié)構(gòu)并對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。包括：殼體、主錐軸、主錐齒輪等的設(shè)計(jì)，以及螺母、軸承的選用。主錐總成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要采用現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法及三維設(shè)計(jì)平臺(tái)來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)，確定結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案后，進(jìn)行主錐總成的三維建模，并輸出二維圖紙。</p><p>　　3．建立主錐總成的關(guān)鍵部件仿真模型并分析 利用ANSYS有限

22、元分析軟件建立主錐總成仿真模型，并針對(duì)主錐總成進(jìn)行結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析，并提出通過(guò)裝配手段保證質(zhì)量的手段。</p><p><b>　　課題研究的意義</b></p><p>　　汽車減速器主錐總成是汽車傳動(dòng)系的關(guān)鍵組成部分，其設(shè)計(jì)與制造質(zhì)量對(duì)汽車傳動(dòng)系乃至整車運(yùn)行的平穩(wěn)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(duì)主錐總成結(jié)構(gòu)的一些裝配性能進(jìn)行分析。有限元分析

23、方法是隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展而發(fā)展起來(lái)，是一種分析計(jì)算復(fù)雜結(jié)極為有效的數(shù)值計(jì)算方法。有限元法能夠很好地模擬零部件的實(shí)際形狀、結(jié)構(gòu)、受力和約束，因此計(jì)算結(jié)果更精確，也更接近實(shí)際，可以作為設(shè)計(jì)、改進(jìn)零部件的依據(jù)。同時(shí)可以利用有限元分析的結(jié)果進(jìn)行多方案的比較，有利于設(shè)計(jì)方案的優(yōu)產(chǎn)品的改進(jìn)。有限元法解決了過(guò)去對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)作精確計(jì)算的困難，改變了傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，因而逐步得到了應(yīng)用。把有限元法運(yùn)用在汽車減速器主錐總成進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，通過(guò)進(jìn)行主錐總成

24、應(yīng)力分布的模擬分析和計(jì)算, 了解主錐總成中的應(yīng)力分布與其裝配結(jié)構(gòu)的關(guān)系，從而建立保證主錐總成裝配質(zhì)量的方法體系，優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，對(duì)于顯著降低設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)成本，縮短設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)周期有著一定的實(shí)際意義。</p><p><b>　　主減速器裝配分析</b></p><p><b>　　汽車主減速器功能</b></p><p>　　汽車驅(qū)

25、動(dòng)橋的是將萬(wàn)向轉(zhuǎn)動(dòng)裝置傳來(lái)的動(dòng)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(qū)動(dòng)橋，使汽車行駛。一般汽車的驅(qū)動(dòng)橋由主減速器、差速器、半軸和橋殼組成。萬(wàn)向轉(zhuǎn)動(dòng)裝置傳來(lái)的動(dòng)力依次經(jīng)過(guò)主減速器、差速器和半軸最后傳給驅(qū)動(dòng)輪。主減速器可以降低轉(zhuǎn)速、增加扭矩、并改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，以適應(yīng)汽車的行駛方向。差速器的功用是在必要時(shí)可使汽車兩側(cè)的車輪以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，以適應(yīng)汽車轉(zhuǎn)彎及在不平道路上行駛。半軸的功用是將扭矩從差

26、速器傳給驅(qū)動(dòng)輪。橋殼用以支承汽車的部分重量，并承受驅(qū)動(dòng)輪上的各種作用力，同時(shí)它又是主減速器、差速器等傳動(dòng)裝置的外殼。汽車主減總成是汽車傳動(dòng)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(gè)主要的零件鎖緊螺母、凸緣總成、油封、軸承蓋、軸承座、軸承、調(diào)整隔套、主動(dòng)錐齒輪及軸承等。</p><p>　　主減速器裝配技術(shù)要求</p><p>　　主減速器在裝配過(guò)程中有一些關(guān)鍵的調(diào)整裝置：主

27、、從動(dòng)齒輪之間必須有正確的相對(duì)位置，方能使兩齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí)沖擊噪聲較小，而且沿齒輪方向的磨損較均勻。為此，在結(jié)構(gòu)上一方面要使主、從動(dòng)齒輪有足夠的支承剛度，使其在傳動(dòng)過(guò)程中不至于發(fā)生較大的變形而影響正常嚙合；另一方面應(yīng)有必要的嚙合調(diào)整裝置[10,11]，這些調(diào)整裝置的選擇和測(cè)量最終影響主減速器的裝配質(zhì)量。</p><p>　　為了使主、從動(dòng)齒輪有足夠的剛度，必須提高軸承的旋轉(zhuǎn)精度，增加軸承裝置的剛度，減小機(jī)器工作時(shí)

28、的振動(dòng)，必要時(shí)對(duì)主軸軸承采用預(yù)緊安裝。</p><p>　　錐齒輪的嚙合調(diào)整是指齒面嚙合印痕和齒側(cè)嚙合間隙的調(diào)整。正確的嚙合印痕和齒側(cè)嚙合間隙是通過(guò)錐齒輪軸的軸向移動(dòng)，從而改變主、從動(dòng)錐齒輪的相對(duì)位置來(lái)得到的。</p><p>　　主減速器的裝配過(guò)程，不同的制造商，不同的車型都會(huì)有不一樣。但其主要的原理和過(guò)程是一樣的。為了研究工作更好的進(jìn)行，現(xiàn)選取某一個(gè)國(guó)內(nèi)生產(chǎn)廠家的某一個(gè)車型的總成的裝配

29、過(guò)程進(jìn)行分析。主要的作業(yè)流程如下：</p><p>　　1．將上下滾子軸承外圈壓入外殼中，上下滾子軸承外圈和外殼之間為過(guò)盈配合。</p><p>　　2．將主軸壓入下滾子軸承內(nèi)圈（含下滾子軸承），主軸和下滾子軸承內(nèi)圈之間為過(guò)盈配合。</p><p>　　3．按次序裝好隔套、墊片、上滾子軸承內(nèi)圈（含上滾子軸承）、凸緣、上墊片和鎖緊螺母。</p><

30、p>　　4．對(duì)鎖緊螺母施加擰緊力矩Mp=230N·m后完成裝配。</p><p>　　5．檢驗(yàn)使主軸空載轉(zhuǎn)動(dòng)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M0<2.0Nm或M0>3.0Nm，則必須卸下鎖緊螺母調(diào)換合適的墊片并重復(fù)上述3至5的過(guò)程，直到2.0Nm< M0 <3.0Nm。</p><p>　　主

31、減速器裝配中軸承的安裝及預(yù)緊</p><p>　　雖然配對(duì)軸承在使用上優(yōu)點(diǎn)很多，但預(yù)緊力的大小卻對(duì)軸承性能有著極為重要的影響。預(yù)緊力過(guò)大，雖然可以獲得較高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(yù)緊力過(guò)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(yù)緊力。在設(shè)計(jì)中需要考慮的影響因素主要有以下幾個(gè)方面：軸承所受載荷的大?。幌到y(tǒng)的工況條件（沖擊、振動(dòng)等）；電

32、機(jī)的功率及允許的軸承摩擦力矩；系統(tǒng)的剛度要求；傳動(dòng)精度及可靠性要求。</p><p>　　在實(shí)際產(chǎn)品設(shè)計(jì)中，通常根據(jù)載荷情況和使用要求確定軸承預(yù)緊載荷的大小。如果主要目的是為了減小支承系統(tǒng)的振動(dòng)和提高旋轉(zhuǎn)精度，則選擇較輕的預(yù)緊；如果是為了增加支承系統(tǒng)的剛度，則選擇較重的預(yù)緊。一般根據(jù)使用經(jīng)驗(yàn)，以及參照實(shí)驗(yàn)決定預(yù)緊載荷的大小。主減總成中的預(yù)緊載荷來(lái)自于總成的凸緣螺母擰緊力矩產(chǎn)生的軸向力，這個(gè)軸向力主要由兩部分承受，

33、第一部分是給圓錐滾子軸承軸向加載，保證其預(yù)緊需要，第二部分則作用于軸承內(nèi)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(diào)整墊片及隔套上。</p><p>　　對(duì)軸承施加預(yù)緊力，可以減小軸承的變形提高其疲勞壽命；預(yù)緊力也可增加軸承的剛性和摩擦力。因此，確定合適的預(yù)緊力是使軸承達(dá)到最長(zhǎng)壽命的關(guān)鍵。</p><p>　　利用常規(guī)方法確定施加在每一軸承上的

34、軸向力和受預(yù)緊力的軸承組的剛度，既繁瑣又費(fèi)時(shí)。只需要現(xiàn)有軸承目錄上的數(shù)據(jù)，用計(jì)算機(jī)對(duì)這些數(shù)據(jù)進(jìn)行輔助分析和選擇即可。預(yù)緊力是當(dāng)軸承組靜止時(shí)，施加其上的內(nèi)部力。軸向預(yù)緊力是通過(guò)在軸向上對(duì)軸承的內(nèi)外圈相互擠壓而產(chǎn)生的。這就減小了軸承變形，而軸承變形量在軸向力降低時(shí)急劇上升，隨載荷的增加而趨于穩(wěn)定。施加預(yù)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(shí)可避免軸承套圈和滾動(dòng)體分離。滾子軸承的變形曲線比球軸承的變形曲線更成

35、線性關(guān)系，但預(yù)緊力仍能提高軸承剛度[12,13]。常用的圓錐滾子軸承預(yù)緊方法有以下幾種： </p><p>　　1. 夾緊一對(duì)圓錐滾子軸承的外圈而預(yù)緊 采用這種方法預(yù)緊，操作方便，不需要設(shè)計(jì)相應(yīng)的測(cè)量?jī)x器和裝置，但缺點(diǎn)是無(wú)法控制預(yù)緊力的大小，因而不能用在對(duì)對(duì)預(yù)緊力有嚴(yán)格要求的情況下。 </p><p>　　2. 采用襯墊或隔套 兩套軸承成對(duì)安裝時(shí)，在內(nèi)圈之間放置隔套和不同厚度

36、的墊片，并視具體情況改變墊片厚度，通過(guò)調(diào)整墊片厚度來(lái)達(dá)到各種不同的需要的預(yù)緊量。</p><p>　　3. 采用彈簧預(yù)緊 軸承安裝到軸承部件中，始終用彈簧頂住不旋轉(zhuǎn)外圈，預(yù)緊力的大小由彈簧的壓縮量來(lái)控制。此種預(yù)緊簡(jiǎn)單可靠，而且可以得到穩(wěn)定的預(yù)緊力。但采用該方法，軸承在預(yù)緊裝置上的拆卸時(shí)間長(zhǎng)，工人的勞動(dòng)強(qiáng)度大，預(yù)緊不同規(guī)格的軸承都必須設(shè)計(jì)制造相應(yīng)的一整套預(yù)緊用的心軸和彈簧等零件，給生產(chǎn)的技術(shù)準(zhǔn)備工作帶來(lái)麻煩。<

37、;/p><p>　　軸承預(yù)緊還需要有一定的軸向緊固裝置，軸向預(yù)緊緊固裝置很多，選取時(shí)應(yīng)考慮軸向載荷的大小、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速愈高，軸向固定愈要可靠[14,15]。具體使用情況是：當(dāng)載荷較大時(shí)，軸承內(nèi)圈多采用鎖緊螺母、止動(dòng)墊圈預(yù)緊，軸承外圈采用端蓋、螺紋環(huán)緊固；當(dāng)載荷較小、轉(zhuǎn)速較低時(shí)，軸承內(nèi)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(dòng)環(huán)等。主動(dòng)錐齒

38、輪圓錐滾子軸承一般都是成對(duì)使用，裝配時(shí)給予一定的預(yù)緊度，以減小傳動(dòng)過(guò)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(yù)緊度又不能過(guò)大，否則摩擦和磨損增大，傳動(dòng)效率低。為此，設(shè)有軸承預(yù)緊度的調(diào)整裝置。廣泛使用調(diào)整墊片調(diào)整，其中大多數(shù)是兩軸承外圈已定，用增減兩軸承內(nèi)圈之間的距離來(lái)調(diào)整，在兩軸承之間裝有調(diào)整墊片，調(diào)整墊片的厚度即可改變兩錐軸承內(nèi)圈壓緊后的距離，從而使軸承預(yù)緊度得到調(diào)整?！?lt;/p>

39、<p><b>　　本章小結(jié)</b></p><p>　　本章首先介紹了驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)及主減速器的作用。而后從主減速器的結(jié)構(gòu)入手，分析了主減速器中一些關(guān)鍵部分的裝配工藝，最后給出了軸承在裝配過(guò)程中預(yù)緊方法。</p><p>　　主軸的力學(xué)分析及主減零件模型的簡(jiǎn)化</p><p>　　擰緊扭矩產(chǎn)生的實(shí)際軸向力</p><

40、;p>　　利用螺紋副在擰緊過(guò)程中的受力機(jī)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(xiàn)取某商務(wù)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(chǎn)生的實(shí)際軸向力G。計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖3-1所示：</p><p>　　計(jì)算當(dāng)鎖緊螺母的扭矩Mp=230 Nm的作用下，螺母通過(guò)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(hào)：</p><

41、p>　　，，，為螺母與墊圈之間的摩擦系數(shù)，摩擦力的面分布力,接觸面的內(nèi)外徑。，，，為螺母與主齒軸之間的摩擦系數(shù)，摩擦的面分布力，接觸面的內(nèi)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(jiǎn)化后主軸受到的向上的拉力，簡(jiǎn)化后上滾子軸承內(nèi)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。</p><p><

42、b>　　則有：</b></p><p>　　， ， (3-1)</p><p>　　, (3-2)</p><p>　　和產(chǎn)生的扭矩和之和與螺母受到的外扭矩相等，現(xiàn)假設(shè),,,是均勻分布的，則有：</p><p><b>　　(3-3)</b><

43、/p><p><b>　　(3-4)</b></p><p><b>　　由得：</b></p><p><b>　　(3-5)</b></p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　(3-6)<

44、/b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)：</b></p><p><b>　　(3-7)</b></p><p><b>　　求得：</b></p><p>　　(3-8) (3-9)   (3-10)</

45、p><p>　　通過(guò)以上計(jì)算可知，在鎖緊螺母的扭矩=230 N·m的作用下，扭矩產(chǎn)生的實(shí)際軸向力為G=19486.75 N。</p><p>　　軸向力在總成中的分配</p><p>　　如圖3-2所示，為主齒螺母在擰緊力矩T的作用下產(chǎn)生的軸向力，為軸承所受的預(yù)緊力，即軸承座內(nèi)擋肩作用于軸承外圈的作用力，為隔套和調(diào)整墊片作用在滾子軸承內(nèi)圈上的軸向力，所研究的主

46、錐總成中上軸承內(nèi)圈與主齒之間有時(shí)候是過(guò)盈配合，如果是過(guò)盈配合，裝配的時(shí)候存在徑向的裝配應(yīng)力，因此在上軸承內(nèi)圈與主齒之間還存在軸向的摩擦力，這樣整個(gè)主軸的力學(xué)分配基本上如圖3-2所示：</p><p>　　1. 其中為圓錐滾子所受的正壓力的豎向分力的大小，如圖3-3所示。</p><p>　　2. 由墊片和隔套承受。</p><p>　　3. 摩擦力，為軸承內(nèi)圈與主齒

47、之間過(guò)盈配合產(chǎn)生，可以按彈性力學(xué)方法確定。</p><p>　　如圖3-4所示為一厚壁圓筒的的受力圖，和為它所受的內(nèi)壓力和外壓力，由彈性力學(xué)公式得到筒壁內(nèi)任一點(diǎn)的徑向位移為：</p><p><b>　　(3-11)</b></p><p>　　式中ν為圓筒的泊松比，E為圓筒的彈性模量，a為圓筒的內(nèi)半徑，b為圓筒的外半徑，為圓筒所受的內(nèi)應(yīng)力，為

48、圓筒所受的外應(yīng)力，r為筒壁內(nèi)任一點(diǎn)相對(duì)于圓心的半徑。</p><p>　　對(duì)于產(chǎn)品中軸承與軸的過(guò)盈配合的情況，可以簡(jiǎn)化成兩個(gè)套筒套合在一起（軸看成內(nèi)筒，軸承內(nèi)圈看成外筒），如圖3-5所示，外筒內(nèi)徑略小于內(nèi)筒外徑，兩者之間的差值就是過(guò)盈量δ。配合之后，兩筒配合面所產(chǎn)生的裝配正應(yīng)力為P，形成緊固配合。</p><p>　　如上圖，取內(nèi)外筒接觸面的過(guò)盈量δ，內(nèi)筒的內(nèi)外半徑、彈性模量、泊松比分別為

49、a、b、、，外筒的內(nèi)外半徑、彈性模量、泊松比分別為b、c、、。則內(nèi)外筒接觸面的接觸應(yīng)力P為：</p><p><b>　　(3-12)</b></p><p>　　如果內(nèi)外筒為同一種材料，則上式簡(jiǎn)化為：</p><p><b>　　(3-13)</b></p><p>　　設(shè)內(nèi)圈和主齒軸配合面之間的

50、摩擦系數(shù)為f，則軸承內(nèi)圈和主齒軸之間的摩擦力為：</p><p><b>　　(3-14)</b></p><p>　　式中b為軸承內(nèi)圈的內(nèi)徑值，mm。P為裝配應(yīng)力，MPa。h為接觸面的高度，mm。如果軸承內(nèi)圈和主齒軸之間是間隙配合，則Ff =0。</p><p><b>　　主減總成的模型建立</b></p>

51、<p>　　鎖緊螺母和凸緣模型的建立</p><p>　　鎖緊螺母的作用是在裝配過(guò)程中施加一個(gè)外力扭矩，對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行預(yù)緊。在裝配完成后，分析鎖緊螺母的受力情況。根據(jù)結(jié)構(gòu)的受力特點(diǎn)，現(xiàn)假設(shè)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(huán)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(chǎn)生的扭矩和之和與螺母受到的外扭矩相等。由以上計(jì)算可知鎖緊螺母作用于凸緣的豎向力為，則有：</p&g

52、t;<p><b>　　(3-15)</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)：</b></p><p><b>　　(3-16)</b></p><p><b>　　求得：</b></p><p><b>　　(3-17)&l

53、t;/b></p><p>　　為了計(jì)算簡(jiǎn)便，現(xiàn)將螺母簡(jiǎn)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。</p><p>　　凸緣的作用是傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞來(lái)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(zhuǎn)動(dòng)。在裝配過(guò)程中的豎向力的傳遞中，凸緣的作用是將力G1傳遞給上滾子軸承內(nèi)圈。為了計(jì)算簡(jiǎn)便，現(xiàn)將凸緣簡(jiǎn)化掉，如圖3-1所示，根據(jù)凸緣和上滾子軸承

54、內(nèi)圈的接觸面的大小，將力直接作用在上滾子軸承內(nèi)圈上，力為，分布集度。則有：</p><p>　　(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(rèn)為在裝配中這種接觸基本不影響凸緣的豎向力的傳遞。</p><p>　　上下滾子軸承模型的建立</p><p>　　1. 上滾子軸承內(nèi)圈和軸承模型的建立 上滾子軸承內(nèi)圈和上滾子軸承之間是靠

55、軸承架連接在一起的，上滾子軸承內(nèi)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(nèi)圈和軸承之間是靠軸承架連接在一起的，所以，機(jī)構(gòu)工作時(shí)，軸承內(nèi)圈和滾子軸承之間除了軸承的滾動(dòng)外是沒(méi)有相對(duì)的滑動(dòng)的。軸承在滾動(dòng)過(guò)程中會(huì)受到滾動(dòng)摩擦作用，單個(gè)滾子受到的滾動(dòng)摩擦阻力為M，滾動(dòng)摩阻系數(shù)為，滾子軸承和軸承外圈之間正壓力為N，則有： 根據(jù)軸承的特點(diǎn)以及該局部受力的特點(diǎn)，將模型進(jìn)行簡(jiǎn)化。由于時(shí)間的限制

56、所以上滾子軸承按實(shí)體建模。需要指出的是，上滾子軸承內(nèi)圈和主軸之間的相互作用很小，所以認(rèn)為上滾子軸承內(nèi)圈和主軸之間是不接觸的。</p><p>　　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(guò)盈配合，過(guò)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。軸承外圈與上滾子軸承之間在裝配過(guò)

57、程中可以存在相對(duì)滑動(dòng)，也就是說(shuō)，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。</p><p>　　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(fù)雜，所示，在計(jì)算中，按裝配順序先計(jì)算外圈與外殼之間的過(guò)盈配合，外圈與外殼之間的過(guò)盈配合完成后，兩者將會(huì)成為一個(gè)整體，特別是在接觸面上將不存在相對(duì)滑動(dòng)等情況，切在接觸面上應(yīng)力和應(yīng)變等參數(shù)連續(xù)。</p

58、><p>　　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(guò)盈配合，過(guò)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，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(guò)程中可以存在相對(duì)滑動(dòng)，也就是說(shuō)，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

59、力。</p><p>　　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(fù)雜，在計(jì)算中，類似與上部結(jié)構(gòu)，按裝配順序先計(jì)算外圈與外殼之間的過(guò)盈配合。外圈與外殼之間的過(guò)盈配合完成后，兩者將會(huì)成為一個(gè)整體，特別是在接觸面上將不存在相對(duì)滑動(dòng)等情況，切在接觸面上應(yīng)力和應(yīng)變等參數(shù)連續(xù)。</p><p>　　4. 下滾子軸承內(nèi)圈和軸承模型的建立 下滾子軸承內(nèi)圈和下滾子軸承之間是靠軸承架連接在一起的，

60、和上部很類似。下滾子軸承內(nèi)圈和下滾子軸承連在一起，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(dòng)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(nèi)圈和軸承之間是靠軸承架連接在一起的，所以，機(jī)構(gòu)工作時(shí)，軸承內(nèi)圈和滾子軸承之間除了軸承的滾動(dòng)外是沒(méi)有相對(duì)的滑動(dòng)的。軸承在滾動(dòng)過(guò)程中會(huì)受到滾動(dòng)摩擦作用，單個(gè)滾子受到的滾動(dòng)摩阻為M，滾動(dòng)摩阻系數(shù)為，滾子軸承和軸承外圈之間正壓力為N，則有： 根據(jù)軸承的特點(diǎn)以及該局部受

61、力的特點(diǎn)，將模型進(jìn)行簡(jiǎn)化。下滾子軸承內(nèi)圈和下滾子軸承按實(shí)建模。在裝配過(guò)程中，首先與主軸接觸，兩者之間為過(guò)盈配合過(guò)盈量。軸承內(nèi)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(fù)雜，在計(jì)算中，按裝配順序先計(jì)算軸承內(nèi)圈與主軸之間的過(guò)盈配合，軸承內(nèi)圈與主軸之間的過(guò)盈配合完成后，兩者將會(huì)成為一個(gè)整體，特別是在接觸面上將不存在相對(duì)滑動(dòng)等情況，且在接觸面上應(yīng)力和應(yīng)變等參數(shù)連續(xù)。</p><p><b>　　軸承

62、座模型的建立</b></p><p>　　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(guò)程中，外殼先后與上滾子軸承外圈和下滾子軸承外圈進(jìn)行過(guò)盈接觸，過(guò)盈配合后三者將會(huì)成為一個(gè)整體參與受力。</p><p>　　在外殼和上、下滾子軸承外圈一起承受上、下滾子軸承傳來(lái)的力的作用的過(guò)程中，主要受力部分和對(duì)的分析和計(jì)算結(jié)果影響的是上、下滾子軸承外圈之間外殼部分，因此

63、，對(duì)外殼進(jìn)行簡(jiǎn)化，將其和接觸無(wú)關(guān)的實(shí)體部分忽略不考慮，僅考慮對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較大部分。</p><p><b>　　本章小結(jié)</b></p><p>　　本章通過(guò)對(duì)主減速器總成的整體和每一個(gè)零部件進(jìn)行詳細(xì)的力學(xué)分析，這種分析主要是分為主減速器總成的分裝配過(guò)程中、裝配完成后以及總成的工作狀態(tài)這三種情況。</p><p>　　分析主減總成在不同狀態(tài)下

64、的受力狀態(tài)，特別是不同的狀態(tài)下的主要影響因素。按照抓住主要影響因素，簡(jiǎn)化或不忽略次要影響因素的原則，對(duì)模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化。通過(guò)對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化和分析，確定了進(jìn)一步的數(shù)值計(jì)算的步驟和主要內(nèi)容。</p><p><b>　　各零部件有限元分析</b></p><p><b>　　分析步驟</b></p><p>　　經(jīng)過(guò)上面的分析和

65、簡(jiǎn)化，需要主要研究的主減速器剖面圖。下一步就是要對(duì)其進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，數(shù)值計(jì)算的主要過(guò)程就按照實(shí)際裝配過(guò)程的先后次序以及模仿裝配過(guò)程的受力進(jìn)行分析。具體主要過(guò)程如下：</p><p>　　1. 分析軸承座與軸承外圈的接觸 根據(jù)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(guò)盈接觸，過(guò)盈量都為。通過(guò)數(shù)值分析，需要得到如圖4-1中的A、B、C、D點(diǎn)的位移量。外殼在與上、下滾子軸承外

66、圈接觸時(shí)，上、下滾子軸承外圈的內(nèi)側(cè)自由，即A、B、C、D點(diǎn)可以自由移動(dòng)，位移量指的就是A、B、C、D點(diǎn)經(jīng)過(guò)過(guò)盈擠壓后向中心方向的偏移量。除了位移外，同時(shí)需要校核軸承座和上、下滾子軸承外圈的強(qiáng)度，也就是要得到相應(yīng)的位移場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)。</p><p>　　2. 分析主軸與下軸承內(nèi)圈的接觸 根據(jù)裝配的先后順序，主軸與下滾子軸承內(nèi)圈先行裝配，主軸與下滾子軸承內(nèi)圈之間為過(guò)盈接觸，過(guò)盈量為。 通過(guò)數(shù)值分析，需要得到如圖4-2中

67、的E、F點(diǎn)的位移量。主軸在與下滾子軸承內(nèi)圈接觸時(shí)，下滾子軸承內(nèi)圈的外側(cè)自由，即E、F點(diǎn)可以自由移動(dòng)，位移量指的就是E、F點(diǎn)經(jīng)過(guò)過(guò)盈擠壓后向遠(yuǎn)離中心方向的偏移量。除了位移外，同時(shí)需要校核主軸在和下滾子軸承內(nèi)圈的強(qiáng)度，也就是要得到相應(yīng)的位移場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)。</p><p>　　現(xiàn)以表格形式給出分析中所用到的材料的參數(shù)如表1所示：</p><p><b>　　表1 材料參數(shù)表</b&

68、gt;</p><p>　　以上為計(jì)算中所涉及到的材料的相關(guān)參數(shù)，在分析中將會(huì)得到米塞斯應(yīng)力。各材料的許用應(yīng)力為[10]：</p><p>　　(4-1) </p><p>　　設(shè)置Ansys的分析環(huán)境</p><p>　　將簡(jiǎn)化后的軸承座和上下軸承外圈通過(guò)Ansys11.0的建模功能建立

69、模型分析過(guò)程如圖4-3所示：</p><p>　　設(shè)置分析環(huán)境是指定分析時(shí)所選用單元類型、單元實(shí)常數(shù)、定義材料屬性和指定分析問(wèn)題的類型。在新建一個(gè)分析模型后，應(yīng)根據(jù)問(wèn)題的分析要求選擇合適的分析環(huán)境，防止定義無(wú)效的有限元對(duì)象。因?yàn)椴煌姆治霏h(huán)境可定義的有限元不同。如果從一個(gè)分析環(huán)境轉(zhuǎn)換到另一個(gè)分析環(huán)境，則不適于新環(huán)境的有限元對(duì)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(jìn)行計(jì)算求解。</p&g

70、t;<p>　　1. 定義單元類型 其方法是在新建一個(gè)分析模型時(shí)，在主菜單點(diǎn)擊Element選項(xiàng)在出現(xiàn)的“單元類型列表”對(duì)話框中選擇所需要的分析類型，本次選擇Solid和20node 186,導(dǎo)航工具中會(huì)顯示當(dāng)前的分析環(huán)境，即ANSYS中的解算器，本解算器支持結(jié)構(gòu)分析、模態(tài)分析和應(yīng)力分析等，不過(guò)本文要用到的是結(jié)構(gòu)分析和應(yīng)力分析。</p><p>　　2. 定義材料屬性 建立有限元分析模型時(shí)，需要指定

71、材料屬性以便系統(tǒng)地根據(jù)材料性能計(jì)算零件中的應(yīng)力和變形。材料屬性可以指定到實(shí)體或有限元網(wǎng)格上，如果在實(shí)體和網(wǎng)格上分別指定了材料屬性，則在分析時(shí)，網(wǎng)格的材料屬性高于實(shí)體的材料屬性。設(shè)置材料屬性為復(fù)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(shè)置。</p><p>　　3. 有限元模型的建立 有限元模型是由網(wǎng)格和其他用于分析的相關(guān)數(shù)據(jù)組成。有限元網(wǎng)格劃分的優(yōu)劣直

72、接影響分析結(jié)果的可靠性和分析所占用的時(shí)間。在建立有限元分析模型時(shí)，這一步驟占用的時(shí)間一般也是最多的。在結(jié)構(gòu)應(yīng)用中，Ansys提供了使用便捷、高質(zhì)量的對(duì) CAD模型進(jìn)行網(wǎng)絡(luò)劃分的功能。包括四種快速有效的網(wǎng)格劃分方法，即自由式網(wǎng)絡(luò)劃分、映射網(wǎng)絡(luò)劃分、延伸網(wǎng)絡(luò)劃分和自適應(yīng)網(wǎng)絡(luò)劃分。Ansys程序的自由式網(wǎng)絡(luò)劃分功能十分強(qiáng)大的，這種網(wǎng)絡(luò)劃分方法沒(méi)有單元形狀的限制，網(wǎng)絡(luò)也不遵循任何模式，因此適合對(duì)復(fù)雜形狀的面和體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，這就避免了用戶對(duì)模型

73、各個(gè)部分分別劃分網(wǎng)格后進(jìn)行組裝時(shí)各部分網(wǎng)格不匹配帶來(lái)的麻煩，本次選擇就是自由式網(wǎng)格劃分，Ansys軟件將自動(dòng)完成網(wǎng)格的劃分。</p><p>　　4. 創(chuàng)建接觸對(duì) 由于軸承座和軸承外圈在連接時(shí)是過(guò)盈配合，軸軸承座的外表面和軸承外圈的外表面之間將構(gòu)成面面接觸對(duì)。ANSYS11.0的接觸對(duì)生成向?qū)Э梢苑浅７奖愕厣煞治鲂枰慕佑|對(duì)。在生成接觸對(duì)的同時(shí)，ANSYS程序?qū)⒆詣?dòng)給接觸對(duì)分配實(shí)常數(shù)號(hào)。在接觸管理器里指定接觸為

74、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(biāo)面，接著將軸承的外環(huán)面為接觸面。在接觸對(duì)屬性進(jìn)行設(shè)置時(shí)使分析中包括初始滲透，指定接觸材料屬性為定義的一號(hào)材料。并指定摩擦系數(shù)為0.2，接觸剛度的處罰系數(shù)為0.1。本實(shí)例的接觸剛度為非對(duì)稱矩陣。其余的設(shè)置保持缺省，完成對(duì)接觸選項(xiàng)的設(shè)置。從而完成接觸對(duì)的創(chuàng)建。 </p><p>　　5. 添加位移約束和載荷 有限元分析的任務(wù)是求解系統(tǒng)對(duì)載荷的響應(yīng)。因

75、此，加載是求解的重要一步。根據(jù)作用于模型的不同，可以分為實(shí)體模型載荷和有限元載荷。前者是指直接施加到實(shí)體模型（關(guān)鍵點(diǎn)、線、面、體）上的載荷，后者指的是施加到有限元模型（節(jié)點(diǎn)、有限元）上的載荷。這兩種方法各有優(yōu)缺點(diǎn)。</p><p>　　實(shí)體模型加載的優(yōu)點(diǎn)是：實(shí)體模型加載獨(dú)立于有限元網(wǎng)格，可以改變網(wǎng)格劃分而不會(huì)影響載荷；與有限元模型相比，實(shí)體模型通常包含有較少的子結(jié)構(gòu)。所以，選擇實(shí)體模型加載通常更為簡(jiǎn)單。但是，在縮

76、減分析中，當(dāng)只需主自由度載荷時(shí)，實(shí)體模型加載不是很方便。當(dāng)采用了約束擴(kuò)展時(shí)，在關(guān)鍵點(diǎn)上應(yīng)用載荷是很困難的。</p><p>　　有限元加載的優(yōu)點(diǎn)是：在縮減分析中很方便實(shí)用，因?yàn)榭梢灾苯蛹虞d選取主自由度加載；不需要擔(dān)心約束擴(kuò)展，可以簡(jiǎn)單的選擇節(jié)點(diǎn)，然后應(yīng)用適當(dāng)?shù)募s束，并將其擴(kuò)展。可在圖形方式下交互定義各類載荷，載荷以參數(shù)方式定義，可直接添加到幾何對(duì)象上，載荷與作用的實(shí)體模型關(guān)聯(lián)，當(dāng)修改模型參數(shù)時(shí)，載荷可自動(dòng)更新，而

77、不必重新添加，但載荷只能添加到拓?fù)鋵?duì)象上，而不能添加到單獨(dú)有限元單元上，它通過(guò)映射作用到各節(jié)點(diǎn)上[10,12]。</p><p>　　本文選用有限元加載的方案。</p><p>　　對(duì)軸承座裝配體進(jìn)行受力分析知：軸承座在外緣施加位移約束使其在各個(gè)方向位移為0。軸承外圈與軸承座是過(guò)盈配合并且在裝配過(guò)程中有一定的位移所以對(duì)軸承外圈施加一定的位移約束。并對(duì)整個(gè)結(jié)構(gòu)施加對(duì)稱邊約束。</p&g

78、t;<p>　　6. 求解過(guò)程設(shè)置 在有限元分析模型和載荷約束添加完畢后，可以運(yùn)用SOLUTION處理器定義分析類型和分析選項(xiàng)，在求解控制過(guò)程中，將分析選項(xiàng)設(shè)定為大變形分析，時(shí)間控制區(qū)的載荷步結(jié)束時(shí)間設(shè)定為250，并打開(kāi)自動(dòng)時(shí)間步，并將載荷子步數(shù)文本框設(shè)定為150，最大子步數(shù)定為10000，最小載荷子步數(shù)定為10，結(jié)果輸出項(xiàng)設(shè)置為每個(gè)載荷子步結(jié)果都輸出到結(jié)果文件中。</p><p>　　軸承座與軸承

79、外圈的接觸分析</p><p>　　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(guò)盈接觸，過(guò)盈量都為。外殼在與上、下滾子軸承外圈接觸時(shí)，上、下滾子軸承外圈的內(nèi)側(cè)自由，即剖面上A、B、C、D點(diǎn)可以自由在平面內(nèi)移動(dòng)。如圖4-1示意圖所示。</p><p>　　提交運(yùn)算后，得到相應(yīng)的應(yīng)力和位移等一系列數(shù)據(jù)（取裝配最終結(jié)果為分析內(nèi)容）?，F(xiàn)列出以下內(nèi)容

80、：</p><p>　　1. X方向位移場(chǎng) X—Component of displacement如圖4-4所示。根據(jù)結(jié)構(gòu)和邊界條件的軸對(duì)稱的情況，可以類似的知道Z—Component of displacement的情況。對(duì)于圖4-1中的A、B、C、D的位移情況，假設(shè)的認(rèn)為，變形后，AB和CD仍為直線。且求得A、B、C、D的位移方向?yàn)橹赶驁A心方向，大小分別為0.023mm、0.021mm、0.021mm和0.0

81、23mm。</p><p>　　2. 過(guò)盈配合 在過(guò)盈配合后，X-Component of stress如圖4-5所示。</p><p>　　3. 用米塞斯應(yīng)力來(lái)校核材料強(qiáng)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應(yīng)力分別為237Mpa和277Mpa。由圖中可以看出最大米塞斯應(yīng)力約為215.342Mpa，較材料許用應(yīng)力要小。<

82、/p><p>　　主錐與下軸承內(nèi)圈的接觸分析</p><p>　　根據(jù)分析可知，裝配的先后順序，主軸與下滾子軸承內(nèi)圈首先裝配，主軸與下滾子軸承內(nèi)圈之間為過(guò)盈接觸，過(guò)盈量都為。主軸與下滾子軸承內(nèi)圈接觸時(shí)，下滾子軸承內(nèi)圈的外側(cè)自由，即剖面上E、F點(diǎn)可以自由在平面內(nèi)移動(dòng)。如圖4-2示意圖所示。</p><p>　　提交運(yùn)算后，得到相應(yīng)的應(yīng)力和位移等一系列數(shù)據(jù)（取裝配最終結(jié)果為

83、分析內(nèi)容）。現(xiàn)列出以下內(nèi)容：</p><p>　　1. X方向位移場(chǎng) X—Component of displacement如圖4-8所示。根據(jù)結(jié)構(gòu)和邊界條件的軸對(duì)稱的情況，可以類似的知道Z—Component of displacement的情況。對(duì)于圖4-2中的E、F的位移情況，假設(shè)的認(rèn)為，變形后，EF仍為直線。且求得E、F的位移方向?yàn)殡x開(kāi)圓心方向，大小分別為0.021mm 和0.023mm。</p&g

84、t;<p>　　2. 過(guò)盈配合 在過(guò)盈配合后，X-Component of stress如圖4-9所示。</p><p>　　3. 用米塞斯應(yīng)力來(lái)校核材料強(qiáng)度 von mises stress如圖4-10和4-11所示。材料的許用應(yīng)力由公式4-1，可知主軸和下滾子內(nèi)圈的許用應(yīng)力分別為230Mpa和277Mpa。由圖中可以看出，最大米塞斯應(yīng)力約為511.272 Mpa，較材料許用應(yīng)力要大，也就是說(shuō)在裝

85、配過(guò)程中，主軸和下滾子內(nèi)圈接觸面上的材料將會(huì)發(fā)生屈服現(xiàn)象。</p><p><b>　　軸承座的有限元分析</b></p><p>　　軸承座有限元分析過(guò)程同上面的分析過(guò)程相似但也有一些區(qū)別，下面簡(jiǎn)要用圖4-12和4-13說(shuō)明一下： </p><p>　　首先導(dǎo)入軸承座的實(shí)體模型設(shè)置好Ansys的分析環(huán)境本次選擇Solid和20node 186

86、分析類型，導(dǎo)航工具中會(huì)顯示當(dāng)前的分析環(huán)境，即Ansys中的解算器，本解算器支持結(jié)構(gòu)分文要用到的是結(jié)構(gòu)分析和應(yīng)力分析。指定材料屬性為軸承座設(shè)置材料屬性為復(fù)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(shè)置。軸承座仍然選擇自由式網(wǎng)格劃分，Ansys軟件將自動(dòng)完成網(wǎng)格的劃分。</p><p>　　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(nèi)部，所以限制

87、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(chǎn)生的，由于時(shí)間有限將軸承簡(jiǎn)化掉把預(yù)緊力直接加載到軸承座上，由圖4-14所示。</p><p>　　2. 求解 在有限元分析模型和載荷約束添加完畢后，可以運(yùn)用SOLUTION處理器定義分析類型和分析選項(xiàng)，但在此次分析中默認(rèn)的一些</p><p>　　設(shè)置就可以達(dá)到分析的要求所以不需要對(duì)其進(jìn)行設(shè)置。 </p><p&g

88、t;　　3. 查看分析結(jié)果 由于軸承座分析屬于靜力分析所以結(jié)果只需要通過(guò)通用后處理器查看便可，結(jié)果如圖 4-15 所示位移等值線圖，4-16所示將Y方向應(yīng)等值線圖，4-17所示等效應(yīng)力等值線圖。</p><p>　　由圖4-15、4-16、4-17分析結(jié)果可知：軸承座的有限元分析當(dāng)中，軸承座的最大應(yīng)變產(chǎn)生在徑向方向上，其最大應(yīng)變?yōu)?.612×10-3m，其最大應(yīng)力值為0.248GPa，軸承座的最大位移徑

89、向方向上，由選擇材料的力學(xué)性能知，這些數(shù)據(jù)均滿足要求，既滿足材料要求，又滿足撓度要求。</p><p><b>　　本章小結(jié)</b></p><p>　　本章應(yīng)用ANSYS軟件分析了軸承座與軸承外圈接觸和主錐與軸承內(nèi)圈接觸的力學(xué)分析，獲得了位移分布圖和應(yīng)力分布圖，從中得知接觸過(guò)程中的位移最大值和應(yīng)力最大值，通過(guò)這些數(shù)據(jù)與許用數(shù)據(jù)對(duì)照可以明確在接觸過(guò)程中沒(méi)有損壞零件的危

90、險(xiǎn)。因而軸承外圈和軸承內(nèi)圈的安裝可以直接用壓力機(jī)壓裝而不需要其他輔助裝配工藝。</p><p>　　千萬(wàn)不要?jiǎng)h除行尾的分節(jié)符，此行不會(huì)被打印?！敖Y(jié)論”以前的所有正文內(nèi)容都要編寫在此行之前。</p><p><b>　　結(jié) 論</b></p><p>　　本文從主減速器的結(jié)構(gòu)入手，分析了主減速器的裝配過(guò)程，特別是分析了主減速器中一些關(guān)鍵部分的裝配

91、工藝，并用ANSYS11.0對(duì)這些工藝進(jìn)行了有限元分析。其結(jié)論如下：</p><p>　　(1) 通過(guò)分析主齒軸的受力情況，從汽車動(dòng)力傳動(dòng)的機(jī)理和總成的結(jié)構(gòu)入手，給出了螺母預(yù)緊力矩T確定的理論依據(jù)。</p><p>　　(2) 根據(jù)螺紋聯(lián)接的特點(diǎn)，以及總成的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，找出了螺母擰緊力矩T和軸向夾緊力F之間的力學(xué)理論關(guān)系式。</p><p>　　(3) 根據(jù)總成裝配過(guò)

92、程以及工作過(guò)程的特點(diǎn)，給出了軸向力F在總成中力的分配關(guān)系。</p><p>　　(4) 通過(guò)對(duì)主減速器總成的整體和每一個(gè)零部件進(jìn)行詳細(xì)的力學(xué)分析，包括主減速器總成的分裝配過(guò)程中、裝配完成后以及總成的工作狀態(tài)這三種情況。通過(guò)了解主減總成在不同狀態(tài)下的受力狀態(tài)，特別是不同的狀態(tài)下的主要影響因素，抓住主要影響因素，忽略次要影響因素，從而對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化和分析。</p><p>　　(5) 通過(guò)對(duì)主

93、減速器總成的裝配主要過(guò)程進(jìn)行數(shù)值分析得到了需要的應(yīng)力場(chǎng)和位移場(chǎng)。其中分析過(guò)程包括：主減速器外殼和上下軸承外圈的接觸，主齒軸和下軸承內(nèi)圈的接觸，軸承座整體受力的分析。</p><p>　　雖然本文中的這些分析和計(jì)算過(guò)程已基本符合實(shí)際的工作狀態(tài)和滿足了工程精度的要求，但還有很多不足。計(jì)算方法和手段還需要改進(jìn)，包括：</p><p>　　(1) 總成結(jié)構(gòu)的工作情況很復(fù)雜，再加上零件本身加工精度等

94、原因，在以后的工作中需要在可行的前提下盡量考慮更多的因素。</p><p>　　(2) 總成結(jié)構(gòu)僅是汽車后橋的一部分，因此如何考慮和模擬分析整體的工作狀態(tài)，特別是如何運(yùn)用動(dòng)態(tài)的分析思想是研究的主要問(wèn)題。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　鄧凡平．ANSYS10.0有限元分析自學(xué)手冊(cè)．機(jī)械工業(yè)出版社，1991：20

95、~43</p><p>　　刑靜忠，王永崗，陳曉霞．ANSYS7.0分析實(shí)例與工程應(yīng)用．機(jī)械工業(yè)出版社，1992：20~45</p><p>　　詹友剛．Pro/E中文野火版2.0范例教程．機(jī)械工業(yè)出版社，2004：20~40</p><p>　　余成龍，董益亮．雜交系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析的有限元法一汽車后橋有限元建模與分析．機(jī)械制造與自動(dòng)化，2002，(5)：50~55&

96、lt;/p><p>　　黃國(guó)權(quán)．有限元法基礎(chǔ)教程及ANSYS應(yīng)用．機(jī)械工業(yè)出版社，2002：59~60</p><p>　　張樂(lè)樂(lè)，蘇樹(shù)強(qiáng)，譚南林．ANSYS輔助分析應(yīng)用基礎(chǔ)教程上機(jī)指導(dǎo)．機(jī)械工業(yè)出版社，2002：82~84</p><p>　　融華，歐商用汽車總成部件發(fā)展的新特點(diǎn). 商用汽車，2003：25~42</p><p>　　雷鳴．實(shí)現(xiàn)

97、中國(guó)汽車總成技術(shù)國(guó)外出口突破．交通世界，2003，(11)：3~7 </p><p>　　J.T.Linj, M.E.Botkin．Web-based Distributed Manufacturing Control Systems．Springer, 2004</p><p>　　Q.Xie, H.Huang and Y.L.Tu．A WWW-Based Information Man

98、agement System Development Mould for Rapid and Integrated Mould Produc Development．Springer，2002，(20)：50~57</p><p>　　Li-Ping Lei，Jeong Kim，Sung-Jong Kang，Beom-Soo Kang Rigid–plastic finite element analysis o

99、f hydroforming process and its applications. Journal of Materials Processing Technology，2003，(139)：187~194</p><p>　　楊智勇．邊界元法反求解二維位勢(shì)問(wèn)題的邊界條件．合肥工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文，2005：40~85</p><p>　　彭民,陳昌根, 陳劍波．汽車工業(yè)的產(chǎn)業(yè)地位及

100、我國(guó)汽車工業(yè)的發(fā)展．市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)，2004：25~42</p><p>　　詹友剛．Pro/E中文野火版2.0范例教程．機(jī)械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　遲黎偉，高樺．中國(guó)汽車業(yè)戰(zhàn)略分析與思考．CHINA MAB THESIS COMPETITION 2000，2002，(5)：50~56</p><p>　　葛海龍．后橋主減速器裝配的關(guān)鍵測(cè)量技術(shù)．合肥工業(yè)

101、大學(xué)碩士學(xué)位論文，2005：1~10</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　本文的選題、課題研究及論文撰寫均是在導(dǎo)師 的親切關(guān)懷下完成的。本文前期的完成工作也受到了xx老師的指導(dǎo)。在此對(duì)兩位老師表示衷心的感謝和誠(chéng)摯的敬意。</p><p>　　同時(shí)，我還要感謝同組的同學(xué)們，他們也給予了我很大的幫助，向他們表示深深的謝意