重型汽車變速器箱體結構強度及疲勞分析

鄧國紅，李　玉，楊鄂川，歐　健，張　勇

(1.重慶理工大學　a.車輛工程學院； b.機械工程學院，重慶　400054)

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重型汽車變速器箱體結構強度及疲勞分析

鄧國紅a，李玉a，楊鄂川b，歐健a，張勇a

(1.重慶理工大學a.車輛工程學院； b.機械工程學院，重慶400054)

摘要：考慮傳動系非穩(wěn)定工況下的動載荷效應，在某重型汽車變速器箱體的強度校核時提出了2種極限工況，同時對箱體進行了疲勞性能優(yōu)化設計?；陟o力學分析得到的強度和剛度結果,應用Miner線性積累疲勞損傷理論進行了箱體疲勞壽命分析，根據(jù)分析結果對變速器箱體的應力集中區(qū)域進行了局部結構優(yōu)化設計，優(yōu)化后箱體的最大損傷值明顯降低，能夠為變速器箱體的設計提供一定的參考。

關鍵詞：變速器箱體；強度及剛度分析；Miner線性積累疲勞損傷理論；疲勞壽命分析

變速器箱體是變速器重要的組成部分， 同時也是車輛傳動系中不可或缺的部分,對于車輛傳動系的工作性能有著很大的影響[1]。根據(jù)汽車理論可知：汽車在I擋時所受的牽引力最大，所以在進行變速箱強度計算時，大量的研究只考慮了1擋和倒擋2種工況。胡玉梅、解寶常[2]等研究了變速器箱體在1擋齒輪嚙合力和2.5 G沖擊載荷共同作用下的影響，以及在倒擋齒輪嚙合力和1 G沖擊載荷共同作用下的影響。高娟、郭能等[3-4]校核箱體強度時只是考慮了1擋和倒擋2種工況下齒輪嚙合力對箱體的影響。趙文峻、陳婷[5]等研究了路面激勵作用下箱體的強度及疲勞性能。Kristi,Bozidar等[6]在建立卡車齒輪箱模型時，只考慮了1擋與倒檔2種工況的強度校核。

綜上，之前研究主要考慮1擋和倒擋2種工況下的疲勞強度分析，未考慮傳動系在非穩(wěn)定工況下動載荷的影響。尤其對于許多重型車輛而言，在困難路面上起步時往往會采用猛接離合器的方法，讓發(fā)動機在高轉速下突然與離合器結合，利用發(fā)動機飛輪的動能對汽車造成很大的前沖力，從而使汽車起步。同時,在汽車緊急制動而沒有松開離合器時，發(fā)動機會對傳動系統(tǒng)作用一個很大的慣性力矩[7]。在這樣的非穩(wěn)定工況下，動載荷的影響往往不能忽略。

本文在這2種典型的非穩(wěn)定工況下對重型汽車變速箱進行研究，對箱體進行強度校核，同時提出優(yōu)化設計方案。

1有限元模型的建立

本文研究的變速器箱體是某重型汽車變速器箱體，由前部箱體和后部箱體組成。建模過程中在保證不影響模型分析精度的前提下對其進行了必要的簡化。變速箱的基本參數(shù)如表1所示(長度單位為mm，質量單位為kg)。

箱體網(wǎng)格單元的基本尺寸設為5 mm。前部箱體共248 543個四面體單元，67 976個節(jié)點，質量為31.9 kg；后部箱體共208 827個四面體單元，57 704 個節(jié)點，質量為27 kg。箱體總質量為58.9 kg。前、后箱體共用18根螺栓進行連接。在有限元模型中對于螺栓連接全部采用剛性連接進行處理。對于箱體與車身相連部分，也采用剛性連接，同時約束其全部自由度。經(jīng)調整，箱體有限元模型的坐標系與整車坐標系相統(tǒng)一。變速器箱體有限元模型見圖1。

表1　箱體的基本參數(shù)

圖1　變速器箱體有限元模型

2箱體靜力學分析

2.1非穩(wěn)定工況下動載荷的確定

傳動系在非穩(wěn)定工況下的動載荷主要包括以下2個方面：

① 猛接離合器是汽車在困難路面上起步的一種方法。試驗表明：在困難道路條件下猛接離合器時，變速器第1軸上的動載荷可能為發(fā)動機最大扭矩的3～3.5倍[8]。因此對變速器箱體的強度要求要高于一般工況。

② 汽車在行駛的過程中遇到突發(fā)情況需要緊急制動時，在不松開離合器的情況下進行緊急制動，會使傳動系產生很大的沖擊載荷，該載荷也會通過軸承傳遞給箱體。

參考《汽車設計》[9]關于汽車傳動系的研究發(fā)現(xiàn)：當發(fā)動機在不同轉速下猛接離合器起步時其傳動系所受的動載荷是不一樣的。圖2為某客車在瀝青路面上發(fā)動機在不同轉速下突然結合離合器起步時傳動系的動載荷。

圖2　變速器輸入軸的動載荷

由圖2可知：2擋時的動載荷比1擋時大，所以本文對于猛接離合起步工況采用2擋進行仿真計算。

當汽車需要緊急制動時，如果沒有松開離合器，高速旋轉的發(fā)動機會給傳動系作用一個很大的慣性力矩，該慣性力矩與制動車輪剎住時傳動系的扭轉剛度成正比。當變速器的傳動比最小時，傳動系的扭轉剛度最大。所以，在緊急制動工況下，本文采用直接擋進行強度校核。

2.2變速器箱體結構的靜力學分析

工況分類：

工況1計算2擋猛接離合器起步的動載荷，變速器第1軸上的動載荷取3倍發(fā)動機最大扭矩。

工況2計算直接擋緊急制動時發(fā)動機給變速器第1軸施加的慣性力矩，用公式Mc=βMemax(β為離合器后備系數(shù)，取1.7；Memax為發(fā)動機最大扭矩)來計算[10]。

變速器齒輪基本參數(shù)見表2。

根據(jù)齒輪基本參數(shù)，計算2種工況各軸承受力情況，結果如表3、4所示。

強度分析的邊界條件：約束箱體與車身連接處全部自由度，在軸承處施加相應的軸承力，同時施加1g的重力場。分析結果如圖3所示。

表2　齒輪基本參數(shù)

表3工況1各軸承受力

軸承徑向力/NY向Z向軸向力/NX向輸入軸軸承25920-314287531輸出軸軸承-79923-38556-17493中間軸左軸承-399583666136321中間軸右軸承7452037584-32689

表4工況2各軸承受力

軸承徑向力/NY向Z向軸向力/NX向輸入軸軸承22000-129408960輸出軸軸承-69600-33260-15750中間軸左軸承-236001714031700中間軸右軸承6790035800-31700

根據(jù)靜力學仿真結果可知：箱體在猛接離合器起步工況的最大應力值為230.2 MPa，出現(xiàn)在第2軸的軸承加強筋處；箱體在緊急制動而沒松開離合器時的最大應力值為207.5 MPa，也出現(xiàn)在第2軸的軸承加強筋處。其中，猛接離合器起步工況的最大應力值接近材料的屈服強度250 MPa。

圖3　兩種工況仿真應力云圖

3箱體的疲勞壽命分析

本文采用的是Palmgren-Miner線性累積損傷理論[11-14]。從靜力學分析中得知：箱體的最大應力值接近材料的屈服強度。該工況下的疲勞處于低周疲勞區(qū)域，因此本文選用局部應變法來進行疲勞壽命預測。

對猛接離合器起步工況進行疲勞壽命分析。靜力學分析結果為初始損傷。以局部應變法為疲勞壽命分析方法進行疲勞壽命預測，其分析結果如圖4所示。由圖4可知：最大損傷出現(xiàn)在輸出軸承的加強筋處，屬于應力集中點，最大損傷值為4.016E-4。

圖4　優(yōu)化前箱體疲勞損傷云圖

根據(jù)仿真結果，對箱體最大應力處的加強筋進行優(yōu)化。優(yōu)化方案1：將6 mm寬的加強筋改為兩根8 mm寬的加強筋，將強筋垂直于箱體側面；優(yōu)化方案2：將6 mm寬的加強筋改為兩根8 mm寬的加強筋，將強筋沿軸承徑向分布。優(yōu)化方案如圖5所示。

圖5　應力集中處優(yōu)化方案1與優(yōu)化方案2模型

優(yōu)化方案1的疲勞壽命分析結果：最大損傷仍然出現(xiàn)在輸出軸承的加強筋處，最大損傷值由原來的4.016E-4降低到1.588E-4，如圖6所示。

圖6　優(yōu)化方案1箱體疲勞損傷云圖

優(yōu)化方案2的疲勞壽命分析結果：最大損傷出現(xiàn)在輸出軸承的加強筋處，最大損傷值由原來的4.016E-4降低到1.443E-4，如圖7所示。

圖7　優(yōu)化方案2箱體疲勞損傷云圖

對10個采樣節(jié)點優(yōu)化前、后損傷值進行對比，其對比結果如圖8所示。由圖8可見：2種優(yōu)化方案最大損傷值都有明顯降低，優(yōu)化方案2的優(yōu)化效果更為顯著。

圖8　優(yōu)化前后危險點處的疲勞損傷對比

4結論

1) 通過對汽車傳動系非穩(wěn)定工況下動載荷的研究，確定使用猛接離合器起步及緊急制動而沒踩離合器2種工況來對箱體進行強度校核。

2) 由靜力學分析可知：該變速箱的應力集中點在輸出軸承處的加強筋上，最大應力值接近材料的屈服強度。

3) 以靜力學結果為初始損傷，對猛接離合器起步工況進行疲勞壽命分析，其最大損傷值為4.016E-4。通過對應力集中處的幾何優(yōu)化，2種優(yōu)化方案都能明顯降低其最大損傷值，由于軸承處的傳力是沿徑向的，則加強筋沿軸承徑向的優(yōu)化方案效果更明顯。以上分析能為變速器箱體的設計提供參考。

參考文獻：

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(責任編輯陳艷)

Body Structure Strength and Fatigue Analysis on the Gear-Box of Heavy Vehicle

DENG Guo-honga, LI Yua, YANG E-chuanb, OU Jiana, ZHANG Yonga

(a.College of Vehicle Engineering; b.College of Mechanical Engineering,Chongqing University of Technology, Chongqing 400054, China)

Abstract:Considering transmission system dynamic load effect under unsteady condition, two kinds of extreme conditions were put forward when the heavy auto transmission housing has intensity checkout. At the same time, the fatigue performance optimization design was carried out for the box body. The box fatigue life was analyzed by using Miner linear cumulative damage theory under the result of strength and stiffness based on statics analysis. Then the area of stress concentration was optimized according to the analysis results. The result shows the maximum damage is decreased obviously and some reference is provided for the design of the transmission box.

Key words：transmission housing; strength and stiffness analysis; Miner linear cumulative damage theory; fatigue life analysis

文章編號：1674-8425(2016)02-0012-05

中圖分類號：U461

文獻標識碼：A

doi:10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.02.003

作者簡介：鄧國紅(1965—)，男，四川人，博士，教授，主要從事車輛動力學與控制研究。

基金項目：國家自然科學基金青年基金資助項目(51405051)；2014年重慶理工大學研究生創(chuàng)新基金資助項目(YCX2014201)

收稿日期：2015-10-22

引用格式：鄧國紅，李玉，楊鄂川，等.重型汽車變速器箱體結構強度及疲勞分析[J].重慶理工大學學報(自然科學版)，2016(2):12-16.

Citation format：DENG Guo-hong, LI Yu, YANG E-chuan,et al.Body Structure Strength and Fatigue Analysis on the Gear-Box of Heavy Vehicle[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(2):12-16.