汽車變速器箱體輕量化設(shè)計

汽車變速器箱體強(qiáng)度分析關(guān)鍵詞：變速器箱體；靜力分析；有限元分析；1.緒論1.1引言變速器作為汽車傳動系統(tǒng)關(guān)鍵組成部分，主要由各檔齒輪、軸系和變速器箱體組成，發(fā)動機(jī)輸出的動力經(jīng)離合器傳到變速器輸入軸，再通過齒輪系嚙合傳動將動力傳至傳動軸，最后動力經(jīng)傳動軸、驅(qū)動橋等裝置傳給車輪。變速器可以改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)起步、加速、上坡等經(jīng)常變化的行駛條件，使發(fā)動機(jī)在有利的工況下工作；還可以在不改變發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的前提下，使汽車能倒退行駛；此外利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠起動、怠速，便于變速器換擋或進(jìn)行動力輸出。變速器箱體作為安裝、保護(hù)齒輪傳動的機(jī)構(gòu)，是保證齒輪傳動副精度的基礎(chǔ)。在變速器工作過程中，箱體因齒輪傳動承受較大的載荷，可能產(chǎn)生較大的變形和應(yīng)力。如果變速器箱體的剛強(qiáng)度不足，導(dǎo)致箱體產(chǎn)生裂紋或變形，這會造成齒輪和軸的安裝誤差，再加上齒輪和軸受載變形，破壞了齒輪理論上正確的嚙合條件，降低了齒輪傳動精度，引起齒輪傳動系統(tǒng)的振動、沖擊和噪聲、齒輪的過早疲勞破壞，導(dǎo)致整個變速器的性能下降[2]。為了避免上述問題，在變速器設(shè)計時常常通過加大變速器箱體的厚度來提高其剛強(qiáng)度，但同時也加大了變速器箱體自重，進(jìn)而增加了車重量，影響汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性，故設(shè)計合適的變速器箱體至關(guān)重要。1.3研究內(nèi)容和意義研究內(nèi)容根據(jù)汽車變速器總成結(jié)構(gòu)和工作原理，重點研究變速器箱體在靜載荷和動載荷下結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度，對改后箱體進(jìn)行強(qiáng)度分析，檢驗其安全系數(shù)能否合格，再次對箱體進(jìn)行靜力學(xué)，應(yīng)力及變形量的分析，修改相應(yīng)參數(shù)使其最終達(dá)到合格的安全系數(shù).研究意義箱體支撐著變速箱內(nèi)的所有部件，使所有部件在工作的同時保持相對準(zhǔn)確的位置，是變速器的骨架。同時箱體是屬于箱體類的鑄造零件，結(jié)構(gòu)是非常的不規(guī)則的，在其內(nèi)部有著各種凸臺，強(qiáng)筋，軸承孔，橫隔板和油道孔，使其難以用偏微分方程和常微分方程來描述這個復(fù)雜的空間幾何形狀，也很難取得理論解析，變速器箱體是變速器的關(guān)鍵零部件，它在動態(tài)載荷下的剛強(qiáng)度問題是影響變速器齒輪正確嚙合和可靠性工作的關(guān)鍵問題之一，因此對其結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度分析與輕量化設(shè)計研究對保證變速器產(chǎn)品使用性能、提高零部件可靠性以及整車性能具有重要意義⑹。變速器箱體產(chǎn)品原型樣機(jī)采用鋁合金材料，由于鋁合金材料技術(shù)工藝復(fù)雜，成本較高；企業(yè)為了降低制造成本，提高產(chǎn)品的市場競爭力，新開發(fā)的變速器產(chǎn)品采用鑄鐵箱體，但鑄鐵箱體最大的缺點是太重。本文結(jié)合企業(yè)實際生產(chǎn)需要，針對汽車變速器研發(fā)過程中出現(xiàn)的重量超標(biāo)以及可能出現(xiàn)的箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足等問題，采用基本靜力學(xué)分析和有限元分析，實現(xiàn)變速器箱體輕量化。2變速器箱體靜力學(xué)分析2.1基本參數(shù)汽車基本參數(shù)：額定功率50kw;額定轉(zhuǎn)速4500r/min;額定輸入扭矩106N.m2.2受力分析變速器箱體的結(jié)構(gòu)可劃分為一個箱體和一個箱蓋，并通過緊固螺栓及其組件將兩部分緊固，緊固螺栓和它附近的受力不作為分析的重點，所以可以將其認(rèn)為是剛性約束。根據(jù)局部影響力定理，這種局部近似處理對遠(yuǎn)處的應(yīng)力和應(yīng)變結(jié)果不會有明顯的影響，在這里將兩個部分作為一個整體來分析。我們需要知道各擋離合器總成與箱體之間的軸承載荷，才能得到箱體的受力情況。在此，將各擋軸與齒輪作為整體，由齒輪力學(xué)分析得到齒輪力，利用理論力學(xué)原理向軸中簡化，同時計算軸承對軸的支撐力根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)及動力傳動路線，若求解箱體的最大受力載荷，分析前進(jìn)一擋受力情況即可。以下給定輸入軸轉(zhuǎn)矩為106N.m。該變速器均為直齒輪傳動，每對齒輪所受的力互為作用力與反作用力，齒輪間有圓周力與徑向力，無軸向力，其計算公式為：匕晉(2-1)diFri二Ftitan:(2-2)式中：Fti----各齒輪圓周力；Fri----各齒輪徑向力，N;Ti-----輸入轉(zhuǎn)矩，N.m;di——分度圓直徑，mi齒輪序號，i=113;。一一齒輪壓力角，口=20°。受力分析時參考的直角坐標(biāo)系如圖所示，其中，Z軸平行于各軸軸線，各擋離合器總成與箱體之間的軸承力用Nk表示，角標(biāo)m代表圖1中的軸，m=2；n表示對應(yīng)軸上的軸承，n=12；lmn為計算m軸上n軸承力所需的結(jié)構(gòu)尺寸。NLx和Nnny分別代表軸承力Nk沿X軸和y軸方向的分量；"為第i個齒輪嚙合點出徑向力與x軸所夾的銳角。前進(jìn)一擋時受力分析如下，以輸入軸1軸為研究對象，發(fā)動機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩為順時針，整體受力情況及嚙合力的空間作用方向示意圖如圖2-1所示，z：圖2-1前進(jìn)一檔時輸入軸受力分析示意圖通過方程(3)—(8)，求解一軸軸承力TOC\o"1-5"\h\z日1=務(wù)(2-3)Fr1=Ft1tan:(2-4)N11XN12XFt1sin口FT1cosrA0(2-5)N11YN12YFt1cosr1FT1sinn=0(2-6)N12XC11I12)'(Ft1sinr1-%cosr〃仆=0(2-7)Ni2y(1h1i2)(%inLFt1cos口)Iii=0(2-8)同理，分別以前進(jìn)一擋時，輸入軸與輸出軸為研究對象，進(jìn)行受力分析，具體受力分析圖及方程式在此省略，計算得到所有軸承力結(jié)果如表2-2所示，正號代表與圖示方向相同，負(fù)號代表與圖示方向相反。表2-2前進(jìn)一檔時各軸承力輸入軸/N輸出軸/NN11XN11YN12Xn12YN21Xn21YN22Xn22Y-106775865-94765205-204689882-22515218703.箱體有限元分析3.2簡化幾何模型幾何模型為有限元分析提供原始數(shù)據(jù)，因此必須保證幾何模型的準(zhǔn)確性。對于復(fù)雜的幾何模型，為了簡化建模和縮短計算時間，在劃分網(wǎng)格前必須進(jìn)行幾何清理，包括去除某些不必要的零件或忽略對整體力學(xué)性能影響較小的幾何細(xì)節(jié)，如倒角、過渡圓角、小直徑的工藝孔以及較小的凸臺等⑼。現(xiàn)在對變速器箱體的幾何模型進(jìn)行以下簡化：1）簡化箱體結(jié)構(gòu)各處的過渡圓角；2）簡化箱體上螺栓孔、定位孔上的倒角及其忽略一些小尺寸的孔；3）用圓柱形凸臺代替箱體內(nèi)壁和外壁上的半球體型凸臺；4）忽略箱體上撥叉口處的凸臺；5）簡化箱體與離合器殼體連接面，忽略其凹下去部分的非工作面。這些假設(shè)都不會對變速器箱體的分析結(jié)果產(chǎn)生大的影響，完全能保證足夠的計算精度。3.3三維繪圖軟件與有限元軟件的無縫連接三維繪圖軟件與有限元軟件各有其強(qiáng)大的一面，也有其欠缺的一面，將二者“強(qiáng)強(qiáng)聯(lián)合”來進(jìn)行有限元分析是當(dāng)前國際上主流的研究方案。在此分別以三維實體建模軟Pro/E與有限元分析軟件ANSYS為例，對箱體進(jìn)行分析。在Pro/E環(huán)境下建立好箱體的實體模型，如圖3-1所示，然后將其導(dǎo)入到ANSYS環(huán)境下，以往的導(dǎo)入方法是將模型在三維軟件中轉(zhuǎn)成第三方格式，通常保存為IGES件，再通過有限元軟件中的命令File/Import/ExternalGeometryFile將其導(dǎo)入。這種導(dǎo)入方式存在很多弊端：1）裝配體導(dǎo)入時，系統(tǒng)會默認(rèn)為是一個整體，影響受力分析，還要分別導(dǎo)入或?qū)φw模型重新分割；2）裝配體導(dǎo)入后對于接觸的定義較復(fù)雜；3）導(dǎo)入后的幾何體與原來的外部幾何體沒有任何關(guān)聯(lián)。由于變速器箱體進(jìn)行有限元分析對計算機(jī)硬件要求較高，，采用另一種導(dǎo)入方式將ANSYS的Workbench平臺嵌入到三維軟件中，嵌入之后，便在三維軟件的菜單上出現(xiàn)了ANSYS選項，這種導(dǎo)入方式成功率極高，最重要的是模型導(dǎo)入后與三維軟件中的原模型具有關(guān)聯(lián)性，即如果當(dāng)前CAD系統(tǒng)已打開，與導(dǎo)入后的模型自動保持雙向刷新功能昨，這樣有利于模型參數(shù)的隨時修改與相應(yīng)有限元方法的隨時對比分析。

圖3-1箱體實體模型圖3.4有限元模型加載當(dāng)變速器箱體的三維組件導(dǎo)入到ANSYSWorkbench軟件后,ANSYSWorkbench軟件會自動識別所有接觸表面，只需確定識別出的接觸表面是否是我們所需要和關(guān)心的部位，并確定接觸類型和接觸方式。變速器箱體零件接觸都設(shè)置為綁定接觸。其次要定義其材料屬性，包括彈性模量、泊松比、密度等。箱體材料均選用灰鑄鐵，其具體的材料屬性圖3-1箱體實體模型圖3.4有限元模型加載表3-1箱體材料屬性屬性名稱數(shù)值屬性名稱數(shù)值彈性模量1.1x10MPa泊松比0.28質(zhì)量密度7280kg/m3抗拉強(qiáng)度270MPa固定支撐添加在箱體兩側(cè)的8個安裝孔處。網(wǎng)格按Workbench自動劃分為四面體結(jié)構(gòu)，手動設(shè)定單元長度為10mm,最終箱體劃分節(jié)點數(shù)為106060個，單元數(shù)為56811個。軸承載荷按照2.2小節(jié)中得到的各個軸承力進(jìn)行添加。由于Workbench中可以添加軸承載荷，這使加載大為便利。前殼體前端面為受壓支撐約束，止口端面的12個螺栓孔為圓柱支撐約束，在ANSYSWorkbench中將其設(shè)置為CylindricalSupport即可。本次計算中，變速器箱體載荷為變速器處于一檔、加載為最大輸入扭矩3倍情）兄下的載荷，此處的3倍為分析的安全系數(shù)E"該變速器的最大輸入扭矩為106N*m,一檔速比為14.3,通過力平衡原理和扭矩關(guān)系，可以計算各個軸承處的載荷。將計算出的載荷施加到變速器箱體上只需執(zhí)行Solve就可以進(jìn)行求解了。3.5有限元分析結(jié)果箱體是由灰鑄鐵鑄成的脆性材料，其強(qiáng)度條件應(yīng)按照第一強(qiáng)度理論（最大拉應(yīng)力理論）進(jìn)行判斷箱體的應(yīng)力分布和變形圖如圖3.2所示。由圖3-2（a）可見，箱體較大的應(yīng)力主要分布在輸出軸側(cè)的安裝孔及各軸與箱體連接

的軸承孔附近，最大值為68.4MPa，遠(yuǎn)小于第一強(qiáng)度理論應(yīng)力最大值270MPa,且安全系數(shù)為270/68.4=3.9。對于安全系數(shù)的取值，沒有明確的規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)，該變速器箱體材料為鑄鐵，按照設(shè)計經(jīng)驗，安全系數(shù)一般為2--4之間口幻，說明該箱體安全系數(shù)較高，具備輕量化改進(jìn)的必要性由圖3-2(b)可以看出，箱體的最大變形量為0.34mm，出現(xiàn)在輸出軸與箱體連接的軸承孔附近，可認(rèn)