基于Workbench的分動(dòng)器殼體有限元分析

黃民鋒，王鈺明，劉恒，趙浩

（1.合肥美橋傳動(dòng)系統(tǒng)及底盤有限責(zé)任公司，安徽 合肥 230000;2.安徽農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院，安徽 合肥 230036）

基于Workbench的分動(dòng)器殼體有限元分析

黃民鋒1，王鈺明2，劉恒1，趙浩1

（1.合肥美橋傳動(dòng)系統(tǒng)及底盤有限責(zé)任公司，安徽 合肥 230000;2.安徽農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院，安徽 合肥 230036）

以某SUV分動(dòng)器殼體為研究對象,在進(jìn)行受力分析基礎(chǔ)上,運(yùn)用有限元分析軟件Workbench對其進(jìn)行了應(yīng)力和應(yīng)變分析,分析結(jié)果表明分動(dòng)器殼體連接處螺栓孔應(yīng)力較大。提出了加大加厚連接螺栓孔處殼體的改進(jìn)方案，得出了滿意的結(jié)果，使得殼體應(yīng)力分布合理。

分動(dòng)器殼體；有限元分析；Workbench軟件

0 引言

分動(dòng)器作為全時(shí)驅(qū)動(dòng)（以4輪驅(qū)動(dòng)）車輛上一個(gè)關(guān)鍵的總成部件。目前，應(yīng)用較為廣泛的4WD控制技術(shù)有前后傳動(dòng)軸呈剛性連接的直接4WD、中央差速器方式、粘性聯(lián)軸器方式等幾種類型［1］,其中以粘性聯(lián)軸器應(yīng)用最為廣泛。

由于分動(dòng)器在四驅(qū)汽車中主要承擔(dān)將扭矩合理分配到前后驅(qū)動(dòng)軸上，因此分動(dòng)器的設(shè)計(jì)直接影響到整車傳動(dòng)系統(tǒng)性能的好壞。國內(nèi)在此方面的研究主要體現(xiàn)在：葛安林等學(xué)者進(jìn)行了電子控制四驅(qū)汽車最佳力矩分配的研究［1］；史建鵬等針對汽車行駛5種工況進(jìn)行了分動(dòng)器轉(zhuǎn)矩分配比確定方法研究［2］。文獻(xiàn)［3-5］分別針對分動(dòng)器的設(shè)計(jì)制造以及振動(dòng)特性進(jìn)行了研究?？v觀國內(nèi)外，目前已經(jīng)在分動(dòng)器設(shè)計(jì)上取得了一定的成果。但是針對分動(dòng)器關(guān)鍵零部件設(shè)計(jì)的理論和研究還不多見。文中首先針對分動(dòng)器殼體受力進(jìn)行了力學(xué)分析，在此基礎(chǔ)上基于Workbench軟件對某SUV轎車分動(dòng)器殼體進(jìn)行了靜力學(xué)分析，通過分析指出了其設(shè)計(jì)的不足之處，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

1 分動(dòng)器殼體受力分析

圖1為某SUV分動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖，由圖可以得知：動(dòng)力從軸承D端所在的輸入軸輸入，一方面經(jīng)軸承C的軸輸出，另一方面經(jīng)小齒輪軸輸出。由于分動(dòng)器殼體的受力情況主要受分動(dòng)器內(nèi)部軸承的受力決定，因此首先必須求解出軸承受力情況。通過對4個(gè)軸承和齒輪的受力分析，可得知：軸承B、D只受徑向力作用；軸承A、C受徑向力和軸向力共同作用，且其軸向力的大小分別為大小齒輪所受軸向力。

圖1 分動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 軸承受力分析

根據(jù)文獻(xiàn)［6］，經(jīng)過計(jì)算得出軸承受力：

主動(dòng)齒輪軸向力：

從動(dòng)齒輪軸向力：

主動(dòng)齒輪徑向力：

從動(dòng)齒輪徑向力：

軸承A徑向力：

軸承B徑向力：

軸承C徑向力：

軸承D徑向力：

軸承A軸向力等于Faz，軸承C軸向力等于Fac。以上公式中相關(guān)參數(shù)可以通過模型進(jìn)行測量得到，即由軸和軸承的實(shí)際尺寸可得：a=36mm;b=30.75 m m;c=27mm;d=73mm，Dm1和Dm2分別為主、從動(dòng)齒輪輪齒寬中點(diǎn)的分度圓直徑。

1.2 分動(dòng)器工況分析

1.2.1 四驅(qū)工況時(shí)分動(dòng)器輸入扭矩計(jì)算

式中，Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；T前為發(fā)動(dòng)機(jī)前輪獲得轉(zhuǎn)矩，N·m；T后為發(fā)動(dòng)機(jī)后輪獲得轉(zhuǎn)矩，N·m；rγ為車輪滾動(dòng)半徑。

1.2.2 前輪打滑、后輪驅(qū)動(dòng)時(shí)分動(dòng)器輸入扭矩計(jì)算

此工況下，輸入分動(dòng)器小齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩：

式中，Ga為汽車總質(zhì)量；fH為平均爬坡能力系數(shù)，取為0.15；fp為汽車性能系數(shù)，取0；fR為滾動(dòng)阻力系數(shù)，取為0.02；ηlb為減速器從動(dòng)齒輪到車輪的傳動(dòng)效率，取為0.9；ilb為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪的傳動(dòng)比，取為1；ij為主減速器傳動(dòng)比，取為2.231；n為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取為1。

1.2.3 前輪打滑后后輪又打滑時(shí)扭矩

式中，G2為汽車滿載驅(qū)動(dòng)橋載荷；φ為路面附著系數(shù)。

文中所分析的某款SUV轎車分動(dòng)器相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 分動(dòng)器總成相關(guān)參數(shù)

2 分動(dòng)器殼體有限元分析

2.1 建立模型

由于分動(dòng)器殼體形狀較為復(fù)雜，所以在建立模型是對其進(jìn)行了適當(dāng)?shù)暮喕?，去除了一些對分析模型沒有影響的圓角，使其能夠快速方便地建模。采用UG軟件建立了幾何模型；建立模型后通過接口程序?qū)⑵鋵?dǎo)入Workbench軟件中?？紤]到分動(dòng)器殼體實(shí)體特征，本模型采用solid模型，同時(shí)采用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，劃分為 165140個(gè)節(jié)點(diǎn)和86657個(gè)單元，建立的有限元模型如圖2所示［4］。

圖2 分動(dòng)器殼體網(wǎng)格圖

2.2 加載和約束

分動(dòng)器殼體材料為ADC12鋁合金,其彈性模量E為70 GPa，泊松比為0.3，抗拉強(qiáng)度為310 MPa，安全系數(shù)為1.8。根據(jù)分動(dòng)器殼體實(shí)際使用狀態(tài)進(jìn)行約束添加。對殼體與變速器連接的5個(gè)螺栓孔進(jìn)行固定約束，加力點(diǎn)為4個(gè)軸承與殼體連接的曲面處，加載集中載荷，集中力的大小見表2。

表2 軸承受力分析結(jié)果

2.3 加載載荷確定

根據(jù)文獻(xiàn)［6］可知，通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)，取作用于分動(dòng)器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩的較小者。根據(jù)以上計(jì)算公式和工況分析可得，前輪打滑時(shí)數(shù)值較小。

2.4 結(jié)果分析

圖3 四驅(qū)時(shí)分動(dòng)器殼體的位移和等效應(yīng)力云圖

圖4 前輪打滑時(shí)分動(dòng)器殼體合位移和等效應(yīng)力云圖

取四驅(qū)和前輪打滑時(shí)這2種工況為分動(dòng)器殼體的受力分析工況，分析結(jié)果如圖3～4所示。

由分析結(jié)果可得出分動(dòng)器殼體的位移量較大，最大變形量約為2.1646mm（智能四驅(qū)時(shí)），但應(yīng)力在四驅(qū)時(shí)最大數(shù)值達(dá)到了563.87MPa，超過了材料的許可范圍；因此該殼體需要進(jìn)一步改進(jìn)。通過分析可以得知，應(yīng)力大點(diǎn)主要集中在與變速器連接處的螺栓處。因此通過對螺栓孔加大2mm加厚3mm方案進(jìn)行重新分析，得到結(jié)果如表3和圖5所示。

表3 位移與應(yīng)力比較

根據(jù)以上改進(jìn)方案和實(shí)際的模型分析，在盡量不改變殼體基本結(jié)構(gòu)的前提下，通過對最大應(yīng)力發(fā)生處的查看和修改模型的最大應(yīng)力發(fā)生處對比可以得出：對螺栓孔加大加厚帶來的效果最佳，通過有效的改進(jìn)可以明顯降低螺栓孔部位應(yīng)力集中，模型的強(qiáng)度和剛度均得到了很大改善。

3 結(jié)論

箱體所受應(yīng)力中徑向力的影響占主要部分。在分動(dòng)器殼體與變速器連接處的螺栓孔所受載荷較大，在設(shè)計(jì)中應(yīng)加強(qiáng)該部分的設(shè)計(jì)；通過對螺栓孔的加大加厚降低了殼體整體應(yīng)力，改進(jìn)后的分動(dòng)器殼體安全系數(shù)有所增大，同時(shí)應(yīng)力和位移均大幅度減小，結(jié)果顯示該方案對應(yīng)力改進(jìn)效果明顯。

［1］郭立書，葛安林，張?zhí)?，岳英杰，?電子控制最佳扭矩分配4WD系統(tǒng)研究［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2002，33（6）：16-19.

［2］史建鵬,孫慶和.分動(dòng)器轉(zhuǎn)矩分配比確定理論研究［J］.汽車工程，2007，29（10）：889-892.

［3］賈巨民，高波.越野汽車分動(dòng)器非圓行星差速器概念模型［J］.中國機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2008，19（24）:3003-3005.

［4］陳習(xí)江.淺析一種新型分動(dòng)器換擋機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) ［J］.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2009，32（18):194-195.

［5］朱茂桃，陳昆山.農(nóng)用運(yùn)輸車后橋殼體的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2001，32（2）:21-23.

［6］王霄峰.汽車底盤設(shè)計(jì)［M］.北京:清華大學(xué)出版社，2010.

Finite Element Analysis of Power Transfer Shell Based on Workbench

Huang Minfeng1,Wang Yuming2,Liu Heng1,Zhao Hao1
（1.Hefei Axle Transmission System and Chassis Automobile Co.Ltd.,Hefei 230000,China; 2.College of Engineering,Anhui Agricultural University,Hefei 230036,China）

Taking the model of SUV power transfer shell as research object,its stress and strain were analyzed based on Workbench software.The results show that stress of bolt holes in the joint of power transfer is bigger.The improvement scheme was proposed and an ideal result was obtained.

power transfer shell；FEA；Workbench software

U463.214

A

1008-5483（2011）02-0020-03

2011-04-14

安徽省學(xué)校自然基金重點(diǎn)項(xiàng)目（KJ2010A122）

黃民鋒（1976-），男，工程師，從事現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)方法研究。