汽車變速器殼體懸置連接處?kù)o強(qiáng)度分析與設(shè)計(jì)改進(jìn)

劉葉花、劉文昌、傅兵

（1.索恩格汽車部件（中國(guó)）有限公司，長(zhǎng)沙 410129；2.湘潭大學(xué)機(jī)械工程與力學(xué)學(xué)院，湘潭 411105）

0 引言

變速器殼體一般由多個(gè)殼體組成，各殼體之間通過(guò)螺栓連接形成一個(gè)密閉空間，從而對(duì)傳動(dòng)總成起到支撐、包絡(luò)和密封的作用[1]。在內(nèi)部零件具有較理想間隙的情況下，變速器殼體應(yīng)盡量沿著內(nèi)部零部件外輪廓布局，使殼體結(jié)構(gòu)尺寸盡量較小，以實(shí)現(xiàn)輕量化設(shè)計(jì)[2]。變速器殼體的靜強(qiáng)度是反映殼體綜合性能的重要指標(biāo)，通過(guò)提升變速器殼體靜強(qiáng)度，可以提高殼體遭受破壞時(shí)的極限承載力。

Leite 等研究了自動(dòng)變速器殼體的輕量化設(shè)計(jì)方法，可適用于殼體概念設(shè)計(jì)階段[3]。José 等根據(jù)高階剪切變形理論，建立了板殼結(jié)構(gòu)離散模型與靈敏度分析模型，對(duì)板殼結(jié)構(gòu)進(jìn)行了載荷分析與優(yōu)化，并給出了功能梯度材料板殼結(jié)構(gòu)的通用分析公式[4]。張睿建立了某款變速器的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，研究了殼體在承受靜態(tài)載荷與動(dòng)態(tài)載荷下的強(qiáng)度與剛度特性[5]。高娜等對(duì)不同擋位下發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩時(shí)箱體的耦合模型進(jìn)行了動(dòng)響應(yīng)計(jì)算，獲得了危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力幅值的分布情況[6]。

雖然國(guó)內(nèi)外業(yè)內(nèi)人士對(duì)變速器殼體優(yōu)化設(shè)計(jì)開展了大量研究，但針對(duì)汽車變速器殼體懸置部位強(qiáng)度分析的研究較少。為此，本文從工程實(shí)際出發(fā)，基于某變速器產(chǎn)品，通過(guò)試驗(yàn)與仿真相結(jié)合的方法，對(duì)殼體懸置連接處?kù)o強(qiáng)度進(jìn)行分析與設(shè)計(jì)改進(jìn)，為變速器殼體的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定參考。

1 問(wèn)題分析

懸置部位是變速器與車體之間的連接結(jié)構(gòu)，同一款變速器匹配不同車型時(shí)，懸置部位的殼體往往需要重新設(shè)計(jì)。在樣機(jī)階段，懸置是變速器結(jié)構(gòu)上較易發(fā)生故障的部位。變速器進(jìn)行車型匹配時(shí)，首先會(huì)通過(guò)變速器殼體樣件開展整車搭載測(cè)試。某變速器產(chǎn)品樣件路試過(guò)程中，殼體懸置部位出現(xiàn)開裂故障（圖1），裂紋位于懸置部位與殼體法蘭面的連接處。

經(jīng)初步分析，變速器懸置的受力包括：車輛在急加速、急減速以及急轉(zhuǎn)彎等工況時(shí)，由于慣性作用，變速器懸置承受巨大的沖擊載荷；車輛在顛簸路面行駛時(shí)，懸置受到路面沖擊力的影響。因此，變速器殼體懸置部位受力狀態(tài)極為復(fù)雜。為了進(jìn)一步確定殼體懸置結(jié)構(gòu)的薄弱點(diǎn)，項(xiàng)目組對(duì)發(fā)生故障的殼體進(jìn)行靜態(tài)拉伸試驗(yàn)。

2 殼體靜態(tài)拉伸試驗(yàn)

靜態(tài)拉伸試驗(yàn)裝置主要由變速器殼體、液壓缸和測(cè)試工裝等組成。其中拉伸載荷來(lái)自液壓油缸的壓力，油缸通過(guò)液壓頂杠作用在測(cè)試工裝上的環(huán)形面上。為分析懸置部位在不同方向的靜強(qiáng)度，將拉伸方向設(shè)定為X、Y、Z 三個(gè)方向（圖2a）。根據(jù)變速器殼體拉伸方向安裝好試驗(yàn)臺(tái)，分別對(duì)X、Y、Z 三個(gè)方向進(jìn)行拉伸試驗(yàn)，調(diào)節(jié)液壓控制旋鈕，逐漸增加液壓壓強(qiáng)，觀察前殼體懸置結(jié)構(gòu)的變化，直至殼體出現(xiàn)裂紋。試驗(yàn)過(guò)程如圖2b～圖2d 所示。

圖2 變速器殼體拉伸試驗(yàn)

試驗(yàn)后發(fā)現(xiàn)，X、Y 方向拉伸試驗(yàn)的液壓缸壓力加載到5.5 MPa時(shí)，殼體均未發(fā)生破壞。而Z 方向拉伸試驗(yàn)的液壓缸壓力加載到4.8 MPa 時(shí)，殼體發(fā)生破壞，將油缸壓強(qiáng)換算成作用在測(cè)試工裝環(huán)形面上的拉力為41 376 N。如圖3 所示，殼體破壞部位位于懸置與端面連接處。試驗(yàn)過(guò)程中，圖3 中紅圈標(biāo)記的某處最先產(chǎn)生裂紋。隨著拉伸力的增大，裂紋沿著懸置結(jié)構(gòu)與殼體下端面連接面擴(kuò)展，最終造成殼體破壞。這與之前殼體故障的部位是一致的。因此，可認(rèn)為該懸置部位在Z 方向的承載能力最差，是結(jié)構(gòu)的薄弱點(diǎn)。因此，項(xiàng)目組接下來(lái)主要針對(duì)變速器Z 方向拉伸強(qiáng)度進(jìn)行分析。

圖3 Z 方向拉伸試驗(yàn)殼體破壞圖

3 殼體靜強(qiáng)度CAE 分析

上述拉伸試驗(yàn)為變速器懸置部位的靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)提供了一個(gè)參考基準(zhǔn)，接下來(lái)項(xiàng)目組通過(guò)CAE 方法進(jìn)行建模。首先建立變速器殼體幾何模型，殼體內(nèi)部的油道、定位銷孔和倒角等細(xì)小結(jié)構(gòu)不會(huì)影響變速器殼體懸置部位的整體受力，故在建模時(shí)對(duì)上述細(xì)節(jié)進(jìn)行簡(jiǎn)化。由于殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在此采用四面體單元進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分。選取的單元類型為10 節(jié)點(diǎn)四面體單元，該單元具有二次位移模式，可以較好地適應(yīng)不規(guī)則的形狀，最終的網(wǎng)格單元數(shù)為151 506（圖4）。材料屬性方面，選擇殼體材料為ADC12 鋁合金，彈性模量為7.1×104MPa，泊松比為0.33，密度為2 770 kg/m3，材料極限強(qiáng)度為328.3 MPa。

圖4 網(wǎng)格模型圖

測(cè)試工裝通過(guò)3 個(gè)M12 螺栓與前殼體連接，并與殼體存在多處接觸。為真實(shí)模擬試驗(yàn)拉伸試驗(yàn)工況，根據(jù)各部件的承載狀態(tài)及傳力方式，進(jìn)行接觸關(guān)系定義（圖5），具體接觸關(guān)系如表1 所示。前殼體前端面通過(guò)11 個(gè)螺栓與測(cè)試工裝底板緊固在一起，因此前端面上的11個(gè)螺栓孔為全自由度約束。模型載荷根據(jù)拉伸試驗(yàn)斷裂時(shí)的加載力進(jìn)行加載，將拉伸載荷加載在測(cè)試工裝上，方向沿Z 方向垂直向上，加載力為41 376 N。

表1 接觸關(guān)系表

圖5 接觸關(guān)系示意圖

根據(jù)前殼體的Von-Mises 等效應(yīng)力云圖可以看出（圖6），前殼體的受力部位主要位于懸置結(jié)構(gòu)處。其中最大應(yīng)力區(qū)域?yàn)閼抑媒Y(jié)構(gòu)與殼體下端面連接處，3 個(gè)加強(qiáng)筋連接處出現(xiàn)了應(yīng)力集中，從左至右依次為486.1 MPa、388.1 MPa 和616.6 MPa（最大應(yīng)力）。這是由于該部位是變速器殼體懸置與端面之間的過(guò)渡部位，結(jié)構(gòu)出現(xiàn)了一定程度的突變。殼體材料的極限強(qiáng)度為328.3 MPa，上述3 個(gè)應(yīng)力集中部位的應(yīng)力同比超出極限應(yīng)力48%、18%和87%。

圖6 殼體Von-Mises 等效應(yīng)力云圖

前殼體總變形結(jié)果如圖7 所示，最大變形位置位于懸置結(jié)構(gòu)上端螺栓孔連接處，變形量為0.580 mm。懸置結(jié)構(gòu)與殼體下端面連接處的變形相對(duì)懸置結(jié)構(gòu)上端面變形量較小，從下往上依次為0.296×10-2mm、0.114 mm、0.203 mm 和0.267 mm。此處的變形梯度較大，再加上殼體下端面螺栓孔被約束住，此部位極易產(chǎn)生較大的應(yīng)力。

圖7 殼體總變形云圖

將圖7 與圖3 所示的前殼體Z 方向拉伸試驗(yàn)破壞圖對(duì)比可知，裂紋擴(kuò)展線及斷裂部位與仿真結(jié)果高度吻合。因此根據(jù)仿真和試驗(yàn)，可以推測(cè)殼體斷裂的原因是：變速器殼體與懸置部位連接處存在應(yīng)力集中，且最大應(yīng)力值超過(guò)殼體極限強(qiáng)度，從而使得殼體發(fā)生斷裂。與此同時(shí)，上述仿真與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比也驗(yàn)證了所建立的有限元仿真分析模型的正確性。

4 殼體設(shè)計(jì)改進(jìn)

根據(jù)試驗(yàn)和仿真分析結(jié)果可知，前殼體懸置結(jié)構(gòu)在Z 方向上無(wú)法承載足夠大的拉伸載荷，導(dǎo)致在實(shí)車行駛過(guò)程中變速器殼體懸置結(jié)構(gòu)連接處出現(xiàn)開裂的現(xiàn)象。為提升懸置結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，在此對(duì)殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行針對(duì)性的改進(jìn)。為提高殼體強(qiáng)度和剛度，減小應(yīng)力集中和變形，對(duì)殼體懸置連接處結(jié)構(gòu)進(jìn)行如下改進(jìn)： ①在懸置結(jié)構(gòu)的左邊，將垂直的加強(qiáng)筋改變成2 個(gè)水平的加強(qiáng)筋；②加高右邊第二排的加強(qiáng)筋，后面的斜向加強(qiáng)筋改為正向加強(qiáng)筋（圖8）。

圖8 改進(jìn)后結(jié)構(gòu)示意圖

對(duì)結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的殼體開展仿真分析（圖9），有限元邊界條件與改進(jìn)前一致。由改進(jìn)后殼體懸置部位的Von-Mises 等效應(yīng)力云圖可知，Z 方向最大應(yīng)力為297.2 MPa，較改進(jìn)前模型的616.6 MPa 減少了319.4 MPa，最大應(yīng)力同比降低了約52%，同時(shí)該應(yīng)力小于殼體材料的極限強(qiáng)度328.3 MPa。由改進(jìn)后的總變形云圖可知，改進(jìn)后模型的最大變形量為0.166 mm，比原有模型最大變形量0.580 mm 減少了0.414 mm，最大變形量同比降低了約71%。其主要原因是，通過(guò)優(yōu)化加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)，增加了懸置部位周圍的支撐結(jié)構(gòu)，從而使得最大應(yīng)力值降低。

圖9 改進(jìn)后懸置部位的仿真分析

綜上分析可知，改進(jìn)后模型懸置部位的最大應(yīng)力和最大變形較改進(jìn)前顯著降低，且最大應(yīng)力值已低于材料抗拉極限。殼體懸置部位的強(qiáng)度和剛度得到提升，改進(jìn)方案的合理性得到了驗(yàn)證。

5 結(jié)論

本文針對(duì)某變速器懸置斷裂問(wèn)題，采用試驗(yàn)測(cè)試與仿真分析相結(jié)合的方法，設(shè)計(jì)靜強(qiáng)度拉伸試驗(yàn)，構(gòu)建了殼體懸置的仿真模型并開展仿真分析?；谠囼?yàn)和仿真分析結(jié)果，對(duì)原殼體開展了針對(duì)性的設(shè)計(jì)改進(jìn)，對(duì)改進(jìn)后的殼體再次進(jìn)行仿真分析。結(jié)果表明：改進(jìn)后的殼體懸置部位的最大應(yīng)力降低了約52%，最大變形量降低了約71%，改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度得到了有效提升。文中的試驗(yàn)和仿真分析方法可為變速器殼體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定參考。