电动轿车减速器外壳有限元分析

电动轿车减速器外壳有限元分析

张明伟

天津龙创恒盛实业有限公司  

1.1位移、应变、应力介绍

  位移(displacement)用位移表示物体(质点)的位置变化。定义为:由初位置到末位置的有向线段。其大小与路径无关，方向由起点指向终点。一个有大小和方向的物理量，即矢量。应变又称“相对变形”。物体由于外因(载荷、温度变化等）使它的几何形状和尺寸发生相对改变的物理量。物体某线段单位长度内的形变（伸长或缩短），即线段长度的改变与线段原长之比，称为“正应变”或“线应变”，用符号ε表示；两相交线段所夹角度的改变，称为“切应变”或“角应变”，用符号γ表示。物体由于外因（载荷、温度变化等）而变形时，在它内部任一截面的两方出现的相互作用力，称为“内力”。内力的集度，即单位面积上的内力称为“应力”。应力可分解为垂直于截面的分量，称为“正应力”或“法向应力”（用符号σ表示）；相切于截面的分量称为“剪应力或切应力”（用符号τ表示）。应力的单位为Pa。

1.2减速器外壳的有限元分析

1.2.1 减速器外壳的网格划分

  建立减速器外壳的数学模型后，导入有限元分析软件ALGOR中，定义单元类型、材料属性，应先根据分析问题的几何结构、分析类型和所分析的问题精度要求等，选定适合具体分析的单元类型。减速器材料为灰铸铁，弹性模量 EX＝3000000N/mm2和泊松比 PRXY=0.3。对减速器箱体划分自由网格，自动百分比190%划分网格。

1.2.2减速器外壳的工况分析

  按如上图尺寸建立实体模型，因结构和载荷的对称性，只建立了一模型尽量采用六面体划分轴承座的单元，轴承座在下半孔面上作用正弦径压力,式中(为径向合力,r为轴承半径,b为轴承孔厚度)轴向均布压力载荷,，径向合力取值为(10 + 学号最后一位数字)*1000N。

  根据已知条件有:(1)一轴轴承座所受到的径向合力F,r =(10+7)*1000=17000N，轴承孔半径r=68mm，轴承孔厚度b=11mm，由于我们只截取一般模型进行结构分析,故轴承孔的径向均布载荷==2*18000/(3.14*68*11)=15.32N/(mm2)。而实际情况轴承孔所受并非均布载荷，轴承孔最下部分受载荷最大，左右两腰部分所受载荷最下几乎为零，即轴承孔面上所受压力载荷为非线性。轴向均布压力载荷=0.2*15.32=3.064N/(mm2)

(2)二轴轴承座所受到的径向合力F,r =(10+8)*1000=18000N，轴承孔半径r=68mm，轴承孔厚度b=15mm，由于我们只截取一般模型进行结构分析,故轴承孔的径向均布载荷=2*18000/(3.14*68*15)=11.01N/(mm2)。而实际情况轴承孔所受并非均布载荷，轴承孔最下部分受载荷最大，左右两腰部分所受载荷最下几乎为零，即轴承孔面上所受压力载荷为非线性。轴向均布压力载荷=0.2*11.01=2.202N/(mm2)

  (3)差速器轴承座所受到的径向合力F,r =(10+8)*1000=18000N，轴承孔半径r=58mm，轴承孔厚度b=11.5mm，由于我们只截取一般模型进行结构分析,故轴承孔的径向均布载荷==2*18000/(3.14*58*11.5)=17.18N/(mm2)。而实际情况轴承孔所受并非均布载荷，轴承孔最下部分受载荷最大，左右两腰部分所受载荷最下几乎为零，即轴承孔面上所受压力载荷为非线性。轴向均布压力载荷=0.2*17.18=3.436N/(mm2)

(1)减速器外壳的工况分析结果

图1-1 减速器外壳的位移分布云图

（2）结论

  从图可以看出，箱体在一轴轴承座孔处的位移比较大，特别是在输出轴的轴孔上面部分变形最大。但是从结果上面看，其变形可以说很小，在X方向的最大位移为 0.01518368 mm， 总的最大位移为0.01597509mm。

1.3 减速器外壳改进后的有限元分析

  从下图中可以看出，在一轴轴承孔出位移、应力比较明显，在轴承座位置加入加强筋，这样可以减少最大位移量和最大应力。

（1）有限元分析结果

图1-2 减速器外壳的位移分布云图   

（2）结论

  从图中可以看出，箱体在一轴轴承座孔处的位移比较大，特别是在输出轴的轴孔上面部分变形最大。但是从结果上面看，其变形可以说很小，在X方向的最大位移为 0.007634052mm，在Y方向的最大位移为 0.006226134mm。因此减速器几乎没有变形，比未加入加强筋的最大位移量减少了29.2%。该减速器外壳的模拟符合要求，加载后变形小，可以实际应用。

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