王軼群 陳偉偉 彭雷 史學峰

【摘要】基于ABAQUS有限元分析軟件，介紹某SUV車型后主減速器及差速器總成殼體強度分析方法。對模型施加主減速器最大輸入扭矩，用ABAQUS軟件進行求解計算，并對分析結果進行評價。此方法對于車輛主減速器及差速器殼體強度分析及結構優(yōu)化具有一定參考作用。

【關鍵詞】主減速器及差速器；殼體；強度；ABAQUS；有限元分析

1.引言

主減速器及差速器總成、整體式車橋作為車輛傳動系統(tǒng)關鍵零部件，對保證發(fā)動機動力順利傳輸起到關鍵作用。其殼體起到支撐、保護內部零件、承載動力及保存潤滑油等作用，一旦殼體開裂，將嚴重影響主減速器及差速器總成的工作，甚至導致車輛的基本行駛功能喪失。故其殼體強度尤為重要。

以某款SUV車型主減速器及差速器總成殼體為例，在產(chǎn)品設計階段應用ABAQUS有限元分析軟件對其強度進行分析，識別應力集中部位，為其設計開發(fā)提供參考，避免后期產(chǎn)品因強度問題產(chǎn)生失效。

有限元分析法是一種運用各種數(shù)值計算方法在計算機上對產(chǎn)品結構的原理、功能、性能等進行前期預測或改進的一種仿真分析技術，在縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，降低產(chǎn)品開發(fā)成本，提高產(chǎn)品的性能品質，提升企業(yè)的競爭力等方面起著非常重要的作用。

2.幾何模型及有限元模型

運用三維設計軟件CATIA建立后主減速器及差速器總成殼體三維模型，如圖一所示。為方便有限元模型建立，對三維模型進行局部簡化處理[1-2]：省略局部細小特征及花鍵、螺紋、部分倒角、圓角。完成后的有限元網(wǎng)格模型如圖二所示。其中殼體采用四面體單元，軸承、主齒等機構采用六面體單元。最終得到體單元328924個。

3.邊界條件及模型載荷加載

3.1邊界條件

對于整體式后橋，約束安裝螺栓孔及主齒螺母安裝處的三向平移自由度，如圖三所示。

3.2模型載荷加載

3.2.1后主減速及差速器總成輸入扭矩計算

此款SUV車型由發(fā)動機計算的后主減速器及差速器總成最大輸入扭矩為4911N·m，由單邊車輪打滑計算的后主減速器及差速器總成打滑輸入扭矩為1261.4N·m。兩者取小值作為模型的輸入計算扭矩。

3.2.2模型載荷加載[3-4]

由打滑扭矩計算出主、被齒受力，作為模型的載荷進行加載。主齒旋向為左旋，齒輪旋轉方向為順時針（從汽車前部向后看）。其中主齒受力如圖四所示：

首先確定齒輪嚙合點圓周力F：

式中T為被齒轉矩；為被齒齒面寬中點處分度圓直徑。

式中D2是被齒大端分度圓直徑；b2被齒齒面寬；被齒節(jié)錐角。

對于螺旋錐齒輪副，作用在主、被齒的圓周力大小相等，方向相反，對于雙曲面齒輪副。他們的圓周力關系如下：

式中、分別為主被齒螺旋角。

再確定軸向力及徑向力。

式中Fap為主齒軸向力；FRp為主齒徑向力；FaG為被齒軸向力；FRG為被齒徑向力；α為法向壓力角。γ為齒輪節(jié)錐角，在計算主齒時用齒頂面錐角代替，計算被齒時用齒根面錐角代替。主被齒受力計算結果見表一。

表一 主、被齒受力計算結果

主齒 被齒

圓周力（N） 41078 53589

軸向力（N） 3358 40856

徑向力（N） 53865 7688

4.有限元模型搭建注意點

為使計算結果容易收斂，節(jié)省計算時間，模型搭建過程中需注意以下幾點[5-6]：

1.由于只考察殼體，內部的被齒及差速器等結構省略，用Coupling單元代替；

2.軸承與殼體接觸的部位做接觸，差速器的兩個軸承做軸向定位；

3.軸承蓋與軸承座用Tie連接；

4.主、被齒受力的坐標系用各自的局部坐標系。

搭建完成的有限元分析模型如圖五所示。

5.計算結果

利用ABAQUS后處理模塊進行后處理工作。不考慮由于加載應力集中造成應力過大的主齒應力分布。殼體應力分布云圖如圖六所示。

由上圖可以看出，最大應力位于軸承座根部，最大應力146.1MPa。小于殼體材料QT-450-10的屈服強度310MPa，因此殼體設計結構滿足強度要求。

6.結束語

上述介紹的應用ABAQUS有限元分析軟件進行的主減速器及差速器總成殼體強度分析，提供了一種分析主減速器及差速器總成殼體強度的方法。對車輛主減速器及差速器總成殼體設計及優(yōu)化具有一定參考作用。另外對于提高殼體設計水平，具有較強的實際指導意義。

讀者還可以嘗試其他加載方式，例如軸承位加載。將結果與在主、被齒加載時的橋殼應力分布情況進行對比，驗證結果一致性。

參考文獻

[1]孫輝.微型車驅動橋殼結構強度與模態(tài)分析[J].機械設計與制造，2011（8）：219-221.

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[6]《基于ABAQUS的有限元分析和應用》（莊茁著）--北京：清華大學出版社，2009.