畢業(yè)論文-箱體軸承孔載荷加載方式對比研究

箱體軸承孔載荷加載方式對比研究摘要:本文基于某款車型主減速器殼體強(qiáng)度有限元分析，提出殼體軸承孔處載荷的三種施加方式，該載荷為主減速器殼體內(nèi)部齒輪軸對軸承座的徑向壓力，通過對比軸承孔處的位移分布及應(yīng)力大小，得出軸承孔載荷的最優(yōu)施加方式，結(jié)果表明該模擬方式是合理有效的，通過該方法進(jìn)一步提升了殼體強(qiáng)度分析精度，有利于后續(xù)方案結(jié)構(gòu)改進(jìn)。關(guān)鍵詞:軸承孔載荷設(shè)計改進(jìn)1前言在汽車傳動系統(tǒng)中，減速器、傳動箱、變速器等不同功能的齒輪箱體中，內(nèi)部齒輪的嚙合力、傳動力等都可通過軸承傳到殼體上，軸承載荷是殼體工作載荷的重要組成部分，在傳動系統(tǒng)總成設(shè)計開發(fā)階段，殼體強(qiáng)度必須滿足使用要求，如何正確的施加殼體軸承孔處的載荷，直接關(guān)系到殼體分析的精確度。本文以某款車型主減速器殼體強(qiáng)度分析為例，系統(tǒng)介紹了殼體軸承孔處載荷的三種施加方式，通過對比其位移分布、應(yīng)力大小、集中位置及從節(jié)約時間，提高工作效率的角度出發(fā)，得出了軸承孔處載荷最優(yōu)施加方式，分析結(jié)果表明該方法是合理有效的，有利于提升殼體分析精度。2主減速器殼體模型建立主減速器是一種動力傳達(dá)機(jī)構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將馬達(dá)的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機(jī)構(gòu)。依據(jù)傳動系統(tǒng)殼體建模方法，建立主減速器殼體的有限元模型，該殼體包括上殼體、下殼體及軸承座。殼體螺栓連接采用Rigide+Beam單元相結(jié)合的方式模擬，因殼體內(nèi)部特征較多，本文采用3*3mm的四面體實體單元建立殼體模型。建立完成后主減速器殼體由1127663個單元，611432個節(jié)點組成。殼體材料為QT450，材料的屈服極限為310MPa，材料相關(guān)參數(shù)如表1所示。表1主減速器殼體材料參數(shù)材料彈性模量E（MPa）泊松比μ密度ρ（t/mm3）QT4502.1e+50.37.9e-9本次分析的主減速器殼體共有六處軸承孔，分別為軸承1、軸承2、主錐外軸承3、主錐內(nèi)軸承4、差速器前軸承5及差速器后軸承6，其各軸承孔的位置如圖1和圖2所示。差速器前軸承5差速器后軸承6主錐外軸承3主錐內(nèi)軸承4軸承2軸承1差速器前軸承5差速器后軸承6主錐外軸承3主錐內(nèi)軸承4軸承2軸承1圖1主減速器殼體軸承孔圖2主減速器殼體軸承孔殼體各軸承孔處的徑向力及軸向力如表2所示。表2殼體軸承孔載荷注：表中X和Y方向為軸承孔的徑向，Z方向為沿軸承孔的軸向。3載荷施加主減速器殼體軸承連接于殼體軸承座上，該軸承為滾動軸承，其最終載荷是通過軸承外圈或者軸承座傳遞的，屬于面上的分布壓力載荷。在本次分析過程中，軸向載荷即上表中Z向載荷由各滾動體平均分擔(dān)。其徑向載荷即上表中X方向和Y方向載荷可形成一合力，等效為在作用在殼體軸承孔上的120度范圍內(nèi)的壓力分布。其壓力分布圖如圖3所示。圖3軸承孔處接觸壓力圖中，F(xiàn)c為徑向合力，R為軸承半徑，為軸承接觸壓力角120度，Pa為殼體軸承孔處的壓力。在本次有限元分析中，軸承孔處載荷按三種方式進(jìn)行加載。方式1：徑向力Rbe3施加方式以軸承孔的中心為主節(jié)點，選取殼體軸承120度接觸面內(nèi)的節(jié)點為從節(jié)點，建立Rbe3單元，徑向合力加載點為Rbe3單元的主節(jié)點，方向通過加載中面。以主錐內(nèi)軸承4為例，其加載圖形如圖4所示。徑向合力Rbe3單元徑向合力Rbe3單元圖4徑向力Rbe3加載圖方式2：徑向力余弦面壓力加載以軸承孔中心為原點建立局部坐標(biāo)系，其中Z軸為軸承孔的軸向，X軸通過加載中面。通過公式1建立殼體軸承孔處的余弦面壓力。P=P0*cos(1.5*atan(y/x))公式1公式1中，P0=F/1.2RL其中F為徑向合力，R為軸承孔的半徑，L為軸承軸向?qū)挾?。通過該方式加載，軸承孔加載面中間位置載荷最大。其加載圖形如圖5所示。面壓力局部坐標(biāo)系面壓力局部坐標(biāo)系圖5徑向力余弦面壓力加載圖方式3:考慮接觸關(guān)系的余弦面壓力加載為更能反映實際裝配關(guān)系，在殼體軸承孔處建立軸承，軸承以六面體實體單元模擬，其軸向?qū)挾群桶霃脚c實際相符，在軸承外圈與殼體軸承座部分建立接觸關(guān)系，在Abaqus求解器中以非線性進(jìn)行計算。該面壓力仍沿用方式2中加載方式進(jìn)行，其加載面為軸承內(nèi)圈，其加載圖形如圖6所示。面壓力軸承局部坐標(biāo)系面壓力軸承局部坐標(biāo)系圖6考慮接觸關(guān)系余弦面壓力加載圖以上三種加載方式中，其主減速器殼體的約束位置相同，均在殼體與車架及發(fā)動機(jī)螺栓連接孔處進(jìn)行全約束。4分析結(jié)果對比分別輸出三種載荷加載方式的主減速器殼體整體位移云圖及應(yīng)力分布圖。其位移云圖如圖7-圖9所示。圖7方式1位移云圖圖8方式2位移云圖圖9方式3位移云圖通過對比得出，方式1中位移最大點出現(xiàn)在Rbe3單元上，位移分布不連續(xù)，方式2和方式3中位移大小相近，且位置相同，均出現(xiàn)在軸承孔1處，后兩種方式中，位移分布連續(xù)，相對更加符合實際工況。三種加載方式的應(yīng)力云圖如圖10-圖12所示。圖10方式1最大應(yīng)力288MPa圖11方式2最大應(yīng)力265MPa圖12方式3最大應(yīng)力263MPa從三種加載方式的應(yīng)力云圖中可以看出，方式1應(yīng)力最大為288MPa，集中分布在加載面的兩端位置，方式2和方式3應(yīng)力相近，且分布位置相同，均出現(xiàn)在余弦面的中間位置，此位置相對軸承孔而言，所承受的外載荷最大，應(yīng)力分布符合實際工況。6結(jié)論（1）本文首先介紹了主減速器殼體的建模方法，提出了三種殼體軸承孔載荷加載方式。（2）通過對比主減速器殼體的位移及應(yīng)力分布云圖，得出加載方式1相對誤差較大，方式2和方式3位移及應(yīng)力分布連續(xù)，且分析數(shù)值相近，符合實際工況。（3）因方式3采用軸承加載并考慮接觸關(guān)系，可以得到更加準(zhǔn)確的殼體應(yīng)力分布，但非線性計算時間較長，因方式2和方式3分析精度相近，從提高計算效率的角度出發(fā)，殼體軸承孔載荷加載首選方式2。當(dāng)軸承孔處應(yīng)力較大，超過材料屈服極限時，可選用方式3進(jìn)行分析驗證，以提出更加合理的優(yōu)化建議。參考文獻(xiàn)：[