畢業(yè)論文-箱體軸承孔載荷加載方式對(duì)比研究

箱體軸承孔載荷加載方式對(duì)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(duì)軸承座的徑向壓力，通過對(duì)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(jì)改進(jìn)1前言在汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中，減速器、傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)系統(tǒng)總成設(shè)計(jì)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(duì)比其位移分布、應(yīng)力大小、集中位置及從節(jié)約時(shí)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(dòng)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(dòng)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(shí)體單元建立殼體模型。建立完成后主減速器殼體由1127663個(gè)單元，611432個(gè)節(jié)點(diǎn)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?yàn)檩S承孔的徑向，Z方向?yàn)檠剌S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(dòng)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?jí)毫d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(dòng)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(diǎn)，選取殼體軸承120度接觸面內(nèi)的節(jié)點(diǎn)為從節(jié)點(diǎn)，建立Rbe3單元，徑向合力加載點(diǎn)為Rbe3單元的主節(jié)點(diǎn)，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(diǎn)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(shí)際裝配關(guān)系，在殼體軸承孔處建立軸承，軸承以六面體實(shí)體單元模擬，其軸向?qū)挾群桶霃脚c實(shí)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(jì)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(dòng)機(jī)螺栓連接孔處進(jìn)行全約束。4分析結(jié)果對(duì)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(duì)比得出，方式1中位移最大點(diǎn)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(duì)更加符合實(shí)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(duì)軸承孔而言，所承受的外載荷最大，應(yīng)力分布符合實(shí)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(duì)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(duì)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(shí)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(jì)算時(shí)間較長(zhǎng)，因方式2和方式3分析精度相近，從提高計(jì)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(shí)，可選用方式3進(jìn)行分析驗(yàn)證，以提出更加合理的優(yōu)化建議。參考文獻(xiàn)：[