有限元分析在汽車零部件優(yōu)化設(shè)計(jì)中的應(yīng)用

孟祥偉，陳富強(qiáng)，謝 磊

（安徽江淮汽車股份有限公司，合肥 230601）

隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車本身的安全性和舒適性越來越多地被用戶關(guān)注，而汽車零部件的材料和結(jié)構(gòu)不僅影響著零部件本身的性能，更直接影響整車的安全性?，F(xiàn)在計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)和制造技術(shù)的日趨成熟，計(jì)算機(jī)有限元分析技術(shù)在汽車零部件設(shè)計(jì)中的應(yīng)用越來越廣泛，它能夠在零部件概念設(shè)計(jì)階段幫助工程師判斷零部件的設(shè)計(jì)是否滿足要求，進(jìn)而做出進(jìn)一步的優(yōu)化。本文主要以某SUV車型分動(dòng)器優(yōu)化設(shè)計(jì)為例，闡述有限元分析在汽車零部件中的應(yīng)用。

1 分動(dòng)器模型的受力分析

1.1 分動(dòng)器模型及工況

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）。因?yàn)榉謩?dòng)器是汽車的重要傳力件：一方面要承受有發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)變速器傳遞過來的力矩；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。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[1]。因此，分動(dòng)器殼體應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度。

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，其模型如圖1所示。模型的材料特性為彈性模量：72 GPa；泊松比：0.33；抗拉強(qiáng)度：315 MPa[2-3]。

整車行駛工況定義如下：

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、實(shí)時(shí)在兩驅(qū)和四驅(qū)兩種模式之間自動(dòng)切換。

2）工況二：前輪打滑。整車在行駛過程中，出現(xiàn)前輪空轉(zhuǎn)的工況。

3）工況三：全時(shí)四驅(qū)。使汽車四個(gè)車輪一直保持動(dòng)力輸出的四驅(qū)系統(tǒng)[4]。

1.2 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[5-6]，由公式F=2 T/L計(jì)算，推導(dǎo)得：

且軸承A的軸向力等于Faz，軸承C的軸向力等于Fac。

式中：α、β為軸承的法向壓力角；Dm1、Dm2分別為主從動(dòng)齒輪寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。各參數(shù)取值為α=20°、β=35°、a=36 mm、b=30.75 mm、c=27 mm、d=73 mm、Dm1=135 mm、Dm2=75.16 mm。

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計(jì)算出三種工況下輸入力F分別為 F1=1933 N·m，F(xiàn)2=1296 N·m，F(xiàn)3=1017 N·m，分別代入公式（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

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)格化分動(dòng)器殼體，共165140個(gè)節(jié)點(diǎn)和86657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)器在整車中的實(shí)際安裝情況，在分動(dòng)器四個(gè)螺栓孔上加載固定約束，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，其結(jié)果如表2所示[7-8]；有限元分析結(jié)果如表3所示。

表3 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，殼體大部分應(yīng)力在30～49 MPa之間，但局部極限應(yīng)力安全系數(shù)均小于1，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，與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（見圖4），需要對該部位進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2.3 分動(dòng)器殼體優(yōu)化

將工況二作為典型工況，對分動(dòng)器殼體進(jìn)行模型改進(jìn)，分別用以下三個(gè)方案進(jìn)行優(yōu)化。

方案一：連接螺栓孔深度增加2 mm，同時(shí)螺栓孔處加強(qiáng)筋厚度增加2 mm。

方案二：將連接螺栓公稱直徑增加2 mm，連接螺栓由M10變更為M12，同時(shí)，螺栓孔處加強(qiáng)筋厚度增加2 mm。

方案三：方案一與方案二組合。

優(yōu)化后有限元分析結(jié)果如圖5、表4所示。

表4 三種優(yōu)化模型分析結(jié)果比較

由改進(jìn)后的三種分析結(jié)果看，分動(dòng)器殼體應(yīng)力基本仍在30～50 MPa之間，方案三最大位移和最大應(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（方案三365.03 MPa處應(yīng)力由于螺栓孔加厚帶來的模型沖突，不予采用）。因此，從三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[9-10]。

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