学士学位论文 第5章 汽车主减速器及差速器主要部件的强度分析
图5.3 网格划分
添加完约束和施加完载荷后，进行了求解，得到了位移变形图，如下图5.4所示。
图5.4 位移变形图
由上图可知，差速器左端圆盘处位移变形较大，右端较小，最大值为0.086mm。
图5.5 应力变形图
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应力变形图如上图5.5所示。由上图可知，两端处的应力变形最小，较大的应力集中出现在与圆盘较近处，由图中下面的图标可知最大应力为320MPa，小于极限值400 MPa。
由以上位移变形和应力变形两图我们可知，无论位移变形还是应力变形，差速器壳体两端处的变化都较小，主要变形区均集中在圆盘和行星轴孔之间，因此在加工制造时需注意该区域材料的应用及加工方法的适当选取，从而保证差速器壳在任何工况下都能满足一定的强度要求。
（2）左半轴齿轮外端面对壳体施加载荷4.68MPa，右半轴齿轮外端面对壳体施加载荷6.48 MPa
前期操作与上述相同，在规定位置施加载荷，具体受力情况与第一种略有区别，左边半轴齿轮所施加的是4.68MPa，右边半轴齿轮是6.48 MPa。施加约束的位置都一样，们就直施加载荷后观察最终的变形图，位移变形图见下图5.6，应力变形图见下图5.7。此种受力情况是汽车向左转弯工况简化而来，下面第三种情况与之相反。
图5.6 位移变形图
图5.7应力变形图
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由上面的位移变形图以及应力变形图可知，该种施加载荷情况下差速器壳变形较为复杂，轴承颈处变形较为稳定且应力值较小，在圆盘处变形明显且应力值较大。由图易知，位移变形最大值0.09mm，应力变形最大值为338MPa，小于材料极限强度值400 MPa。
（3）左半轴齿轮外端面对壳体施加载荷6.48 MPa，右半轴齿轮外端面对壳体施加载荷4.68 MPa
其操作步骤与方法、思路等与上述第二种情况几乎一致，所有相关详细步骤都省略，此种受力情况是汽车向右转弯工况简化而来，位移变化图见图5.8，应力变化图见图5.9。
图5.8 位移变形图
图5.9应力变形图
由上述两图可知，最终的变形情况也与上述第二种情况几乎一致，依然是轴承颈处变形较为稳定且应力值较小，在圆盘处变形明显且应力值较大，由图标知此种情况位移最大
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值为0.09mm，应力最大值为342MPa，满足强度极限值。后面两种情况最大变形等几乎相同，因此差速器壳的两端轴承颈处强度足够，需改善圆盘及行星轴孔处的材料或加工方法，提高其强度，从而才能满足相关工况下的正常安全行驶。
5.3 半轴的强度分析
由于相关知识的匮乏，以及ANSYS软件本身就不太适用外部导入的复杂模型的有限元
分析，这里不作对主动螺旋锥齿轮的分析，而主动螺旋锥齿轮轴上的受力变形情况跟普通轴的受力变形差不多，其无非有两个轴承固定，在此基础上受力。这里仅对一根半轴做一个简单的分析，而半轴一般都是左右各一根，对称布置，两根轴的受力情况也几乎相似，由于本设计并没有涉及半轴的具体尺寸，装配中所用到的半轴也是一根极其普通的轴，因此这里也是大概通过这样的模型来了解一下大概的受力变化趋势。
这里计划通过两种受力情况来模拟分析，一种是花键端固定，对车轮端施加载荷；另一种则是车轮端固定，对花键端施加载荷。所对应的实际工况分别是车轮部分先转向且产生应力作用而花键端几乎静止和半轴齿轮通过花键端先产生应力作用而假设车轮端处于静止状态。
（1）花键端固定，对车轮端施加载荷
前期的Creo模型格式转换、导入ANSYS软件并实体化以及定义相关属性过程同最前面
介绍的一样，在此详细步骤省略，划分网格步骤包括网格密度也同上，在此效果还可以，网格不算太密，分析起来也比较清晰，划分后大致如图5.10所示。
图5.10 网格划分
紧接着，开始对左端花键端施加约束，固定全部自由度，右端施加载荷6MPa，这里的
载荷一样是个假设值，施加完载荷后位移变形图及应力变形图分别见下图5.11和图5.12。
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图5.11位移变形图
图5.12应力变形图
由上面两幅效果图可知，位移变化大致是由受力端到固定端逐渐减小，最大位移为
0.0049mm；而应力分布有点复杂，两端变化比较明显，而应力最大值出现在固定端附近，上图中显示最大值为6.728MPa，满足材料的强度极限值。
（2）车轮端固定，对花键端施加载荷
前期的所有步骤同上，只是约束端及施加载荷端与上述情况正好相反，这里载荷也是
施加的6MPa，约束及施加载荷完成后的位移变形图和应力变形图分别见下图5.13和图5.14所示。
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