基于HyperWorks某變速器殼體強(qiáng)度分析與優(yōu)化

趙志專，王同銀

(南京越博動(dòng)力系統(tǒng)股份有限公司，江蘇南京 210019)

0 引言

變速器可降速增扭，且可通過(guò)切換擋位，滿足不同使用條件，保證了汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性[1]。靜扭試驗(yàn)是一種測(cè)定變速器總成抵抗扭矩的試驗(yàn)，可反映變速器的強(qiáng)度。汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定，靜扭強(qiáng)度后備系數(shù)需大于或等于規(guī)定值[2]。

HyperWorks[3]是功能強(qiáng)大的應(yīng)用軟件包，包含多個(gè)前處理、后處理工具，如HyperMesh、SimLab、HyperView，以及求解器OptiStruct，可完成不同類型的結(jié)構(gòu)分析和優(yōu)化。

公司某款變速器在試驗(yàn)扭矩3 570 N·m時(shí)，變速器內(nèi)部齒壞，殼體開(kāi)裂，如圖1所示。為保證試驗(yàn)完成時(shí)殼體無(wú)裂紋，現(xiàn)需對(duì)殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

迄今已有大量學(xué)者通過(guò)仿真或試驗(yàn)手段對(duì)變速器殼體強(qiáng)度進(jìn)行研究。吳仕斌等[4]應(yīng)用ABAQUS軟件對(duì)變速器總成鋁殼體進(jìn)行有限元分析，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。黃德健等[5]考慮了變速器殼體承受內(nèi)部齒軸力和外部沖擊力的影響，應(yīng)用RADIOSS計(jì)算鑄鋁殼體在一擋下的應(yīng)力、變形的分布情況，并針對(duì)殼體薄弱處提出了優(yōu)化方案。宮喚春[6]在提高強(qiáng)度分析效率的同時(shí)，考慮了齒輪軸及軸承對(duì)變速器殼體強(qiáng)度的影響，為結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。以上均考慮了殼體承受軸承力，但所述工況不盡相同。

圖1 試驗(yàn)實(shí)物

本文作者基于HyperWorks軟件對(duì)變速器殼體靜扭工況下的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，檢驗(yàn)仿真結(jié)果與試驗(yàn)是否具有一致性，并提出優(yōu)化方案。

1 計(jì)算工況確定

軸承載荷由齒輪設(shè)計(jì)軟件KISSsys計(jì)算得到，KISSsys模型如圖2所示，將其反作用力施加于殼體相應(yīng)軸承孔處[7]。靜扭工況下，軸承孔所受載荷如表1所示。

圖2 KISSsys模型

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2 分析模型建立

2.1 有限元模型

采用SimLab前處理，建立如圖3所示的有限元模型。

圖3 有限元模型

單元類型為Tet4[8]，單元平均尺寸3 mm，局部區(qū)域2 mm，共計(jì)網(wǎng)格數(shù)量2 182 683，節(jié)點(diǎn)數(shù)524 064。殼體材料為ZL114A，詳細(xì)參數(shù)由廠家提供，見(jiàn)表2。

表2 材料參數(shù)表

考慮到殼體壁厚方向單元層數(shù)少，為讀取真實(shí)的殼體表面應(yīng)力，故在殼體表面增加一層很薄的殼單元(厚度0.05 mm)[9]。避免計(jì)算結(jié)果被過(guò)度平均，工況設(shè)置輸出角點(diǎn)應(yīng)力。

2.2 邊界條件

根據(jù)試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)可知，變速器前殼體電機(jī)結(jié)合面通過(guò)螺栓與試驗(yàn)臺(tái)架固定連接，故對(duì)前殼體螺栓連接處采用固定約束。由于試驗(yàn)完成后，前后殼體連接螺栓無(wú)破壞，故將前、后殼體簡(jiǎn)化定義為Tie接觸。軸承孔處受力按表1加載。采用非線性準(zhǔn)靜態(tài)分析，OptiStruct求解器計(jì)算。

3 有限元結(jié)果

該殼體為鑄件，延伸率為3.5%，小于5%，為脆性材料，需用最大主應(yīng)力評(píng)價(jià)強(qiáng)度。

σ1≤[σ]

(1)

其中：σ1為最大主應(yīng)力；[σ]為強(qiáng)度極限。

圖4、圖5為殼體最大主應(yīng)力云圖(均為殼體表面應(yīng)力，下同)，其中前殼最大主應(yīng)力218.5 MPa；后殼體最大主應(yīng)力為281 MPa，塑性區(qū)域分布如圖6所示。由圖6可知，后殼體油槽處及背面有塑性變形。脆性材料進(jìn)入塑性段后，極容易發(fā)生突然斷裂。進(jìn)一步檢查模型發(fā)現(xiàn)，油槽處壁厚僅為4 mm，該處最有可能成為起裂區(qū)，設(shè)計(jì)顯然不合理。

圖4 前殼最大主應(yīng)力云圖

圖5 后殼體最大主應(yīng)力云圖

圖6 后殼體塑性區(qū)域

4 方案優(yōu)化

為避免殼體開(kāi)裂，需對(duì)后殼體進(jìn)行優(yōu)化?？紤]到軸承孔所受徑向力的方向(如圖7所示)，最理想方案是將油槽位置換至對(duì)稱側(cè)。但為避免軸承積油，現(xiàn)將油槽位置改至正下方。其次為保證壁厚，填充背面兩軸承孔連接區(qū)域。

圖8、圖9為改進(jìn)后的計(jì)算結(jié)果?？芍焊倪M(jìn)后殼體最大應(yīng)力值小幅度降低，前殼為216.8 MPa，后殼為276.8 MPa。油槽處應(yīng)力明顯降低，無(wú)塑性變形，降低了殼體開(kāi)裂的風(fēng)險(xiǎn)。后殼體背面依然有少量塑性變形，但該處不在邊界位置，不容易成為起裂點(diǎn)。

針對(duì)改進(jìn)后的狀態(tài)進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，最大扭矩4 855 N·m，殼體無(wú)裂紋，內(nèi)部齒輪打滑，表明方案可行。圖10為試驗(yàn)實(shí)物圖。

圖7 后殼體徑向力分布

圖8 殼體最大主應(yīng)力云圖(改進(jìn)后)

圖9 后殼體塑性區(qū)域(改進(jìn)后)

圖10 試驗(yàn)實(shí)物(改進(jìn)后)

5 結(jié)論

通過(guò)分析靜扭工況下的變速器殼體強(qiáng)度，并與試驗(yàn)對(duì)比，可得出如下結(jié)論：

(1)分析結(jié)果與試驗(yàn)基本吻合。

(2)變動(dòng)油槽位置，能降低殼體開(kāi)裂風(fēng)險(xiǎn)，且試驗(yàn)證明該方案可行。

(3)該研究對(duì)設(shè)計(jì)變速器殼體有指導(dǎo)意義。