基于結(jié)構(gòu)優(yōu)化的分動(dòng)器殼體分析

孟祥偉，陳富強(qiáng)，謝 磊

（安徽江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心，合肥 230601）

在多橋驅(qū)動(dòng)的汽車上，發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過變速器輸出的動(dòng)力是無法直接同時(shí)分配給前、后驅(qū)動(dòng)橋的，因此需要給車輛增加一個(gè)分配動(dòng)力的分動(dòng)器 （又稱取力器）。分動(dòng)器的作用是把變速器傳遞過來的動(dòng)力分配給前、后驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)。分動(dòng)器一方面要承受有發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)變速箱傳遞過來的力矩，另一方面要承受由車輪和傳動(dòng)軸傳遞過來的路面反作用力和力矩，是汽車的重要傳力件。因此分動(dòng)器殼由于承受不同載荷的作用容易發(fā)生變形或開裂。因此分動(dòng)器殼體應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度。

1 分動(dòng)器模型的受力分析

1.1 分動(dòng)器模型結(jié)構(gòu)簡介

該分動(dòng)器為一級減速，輸入軸和輸出軸分別由兩個(gè)軸承支撐。分動(dòng)器傳動(dòng)簡圖如圖1所示。模型的材料特性如表1所示。

表1 材料特性

1.2整車行駛工況定義

1.2.1 工況一：智能四驅(qū)

整車在行駛過程中，在不需要駕駛員干預(yù)的工況下能夠自動(dòng)判斷，并實(shí)時(shí)在兩驅(qū)和四驅(qū)兩種模式之間自動(dòng)切換的一種行駛模式。

1.2.2 工況二：前輪打滑

1.2.3 工況三：全時(shí)四驅(qū)

整車四輪全部為驅(qū)動(dòng)輪行駛的一種行駛模式。

1.3 軸承受力分析

軸承受力簡圖如圖2所示。

由圖2可得軸承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，由公式F=2T/Dm2計(jì)算，推導(dǎo)得：

主動(dòng)齒輪軸向力：

軸承C徑向力：

且軸承A軸向力等于Faz，軸承C軸向力等于Fac。

傳統(tǒng)氣象觀測由于相關(guān)業(yè)務(wù)人員對農(nóng)業(yè)知識了解不足而使得氣象觀測的內(nèi)容缺乏針對性。要實(shí)現(xiàn)地面氣象觀測工作在現(xiàn)代農(nóng)業(yè)中應(yīng)用效果的提高，就要加強(qiáng)同農(nóng)業(yè)部門的聯(lián)系。利用農(nóng)業(yè)部門的人才有時(shí)同相關(guān)氣象業(yè)務(wù)相結(jié)合，建立起一整套針對農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的氣象信息服務(wù)平臺。同時(shí)在進(jìn)行觀測過程中要依據(jù)當(dāng)前農(nóng)作物生長可能受到影響的氣象內(nèi)容進(jìn)行有針對性的氣象觀測。氣象部門應(yīng)該同農(nóng)業(yè)部門加強(qiáng)溝通，了解農(nóng)業(yè)部門的實(shí)際需求，使得在進(jìn)行地面氣象觀測過程中有的放矢，提高應(yīng)用效果，保障農(nóng)業(yè)生產(chǎn)。

式中：a=36 mm；b=30.75 mm；c=27 mm；d=73 mm。

1.3.1 工況一受力分析

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計(jì)算出該工況下F=1933Nm，代入公式（1）～（8），得出各軸承的受力如表2所示。

表2 軸承受力分析結(jié)果

1.3.2 工況二受力分析

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計(jì)算出該工況下F=1 296 Nm，代入公式（1）～（8），得出各軸承的受力如表3所示。

表3 軸承受力分析結(jié)果

1.3.3 工況三受力分析

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計(jì)算出該工況下F=1 017 Nm，代入公式（1）～（8），得出各軸承的受力如表4所示。

表4 軸承受力分析結(jié)果

2 分動(dòng)器殼體有限元分析

2.1 模型網(wǎng)格劃分

采用solid95六面體網(wǎng)格對分動(dòng)器殼體進(jìn)行了網(wǎng)格劃分，共劃分165 140個(gè)節(jié)點(diǎn)和86 657個(gè)單元，網(wǎng)格圖如圖3所示。

2.2 有限元分析結(jié)果

按照分動(dòng)器在整車中實(shí)際安裝情況，在分動(dòng)器四個(gè)螺栓孔上加載了固定約束，一個(gè)定位銷限制其X、Y方向位移和轉(zhuǎn)動(dòng)。根據(jù)齒輪和軸承相關(guān)裝配尺寸進(jìn)行軸承受力分析的結(jié)果，在軸承位置加載相應(yīng)的軸承載荷（表2～表4）。有限元分析結(jié)果如圖4～圖6所示。

三種工況的分析結(jié)果對比如下表5所示。

表5 三種工況下的位移與應(yīng)力比較

由三種工況的分析結(jié)果可得出：三種工況下大部分殼體應(yīng)力在30～49 MPa之間，符合設(shè)計(jì)要求；但三種工況下的極限應(yīng)力安全系數(shù)均小于1，均不滿足強(qiáng)度要求。其中，在工況二下最大變形量達(dá)到2.16 mm，同時(shí)應(yīng)力值達(dá)到了 563.87 MPa，超過了材料的許可范圍。

通過對最大應(yīng)力發(fā)生處的檢查和三種行駛工況下的最大應(yīng)力發(fā)生處對比可以得出：最大應(yīng)力全部發(fā)生在輸入軸殼體附件的螺栓孔部位 （圖7所示），需要對該部位進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

3 分動(dòng)器殼體優(yōu)化

根據(jù)以上分析結(jié)果，整車在工況二模式下分動(dòng)器殼體安全系數(shù)較低。因此，以下將以工況二作為典型工況對分動(dòng)器殼體進(jìn)行模型改進(jìn)，分別從以下四個(gè)方案進(jìn)行優(yōu)化。

方案一：螺栓孔處加強(qiáng)筋厚度增2 mm。

方案二：連接螺栓孔深度增加2 mm，同時(shí)與方案一組合。

方案三：將連接螺栓公稱直徑增2 mm，連接螺栓由M10變更為M12，同時(shí)與方案一組合。

方案四：方案二與方案三組合。

優(yōu)化后有限元分析結(jié)果如圖8所示。

四種方案優(yōu)化分析結(jié)果如表6所示。

表6 四種優(yōu)化模型分析結(jié)果比較

由四種改進(jìn)后的分析結(jié)果看，分動(dòng)器殼體應(yīng)力基本仍在30～50 MPa之間，完全符合設(shè)計(jì)強(qiáng)度要求。方案四最大位移和最大應(yīng)力最小，安全系數(shù)也大于1，分動(dòng)器殼體強(qiáng)度滿足要求。因此，從四種方案分析的情況來看，通過加大螺栓公稱直徑、增加螺栓孔深度和增加螺栓孔處加強(qiáng)筋的厚度等對分動(dòng)器殼體加強(qiáng)帶來的效果最佳。

4 結(jié)論

本文對分動(dòng)器在不同的整車行駛工況下受力情況進(jìn)行了分析計(jì)算，并運(yùn)用有限元分析的方法，對分動(dòng)器殼體的強(qiáng)度進(jìn)行了分析。在此基礎(chǔ)上提出了四種強(qiáng)度優(yōu)化方法，并對優(yōu)化結(jié)果分別進(jìn)行了分析對比，最終得出了分動(dòng)器強(qiáng)度優(yōu)化的最優(yōu)方案。

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