某越野車主減速器箱體強度優(yōu)化分析

陳育榮，張文勛，孫章棟

（湖北汽車工業(yè)學院 機械工程學院，湖北 十堰442002）

主減速器殼體是主減速器的座艙，提供對主減速器的支撐、防護，承受傳動軸、車架和道路傳遞的載荷［1］，工作時受到機械負荷和沖擊載荷的共同作用，產生裂紋而破裂的現(xiàn)象時有發(fā)生［2］，因此利用有限元法對主減速器殼體進行強度和剛度分析，提高其可靠性具有重要意義［3］。張淑艷［4］等在對齒輪箱軸承及軸承座受力分析的基礎上進行了有限元分析，并對齒輪箱進行拓撲優(yōu)化。范伶松［5］等根據動力學軟件的計算結果，確定了不同工況下變速箱箱體軸承座處的載荷情況，使用有限元軟件對變速箱箱體進行強度分析，針對倒車工況不滿足強度要求的情況，在薄弱處對箱體結構進行改進。楊長輝［6］等利用有限元軟件對主減速器殼體進行模態(tài)和靜力分析后對其殼體進行優(yōu)化。張艷林［7］以有限元靜力分析結果為基礎，對箱體結構進行改進，降低了下箱體的強度風險。趙志專［8］等利用Hyperworks 軟件對殼體進行強度驗證并提出改進方案，試驗驗證表明優(yōu)化方案可行。上述文獻中均考慮了殼體承受軸承力，但所述工況不盡相同。文中利用Hyperworks 軟件對某越野車主減速器箱體在爬坡、打滑和高速工況下進行強度分析，對箱體強度不滿足要求的地方進行優(yōu)化，降低應力水平，使之滿足強度要求。

1 箱體有限元模型

1.1 簡化模型

根據設計圖紙使用三維軟件Caxa構建主減速器箱體實體模型。由于箱體的實體模型復雜、細節(jié)較多，在網格劃分之前對三維模型進行一定的簡化處理［9］，即將螺紋孔、排油口、工藝倒角和退刀槽等結構進行簡化處理。主減速器箱體采用ZL204A材料鑄造而成，材料屬性如表1所示。

表1 主減速器箱體相關參數(shù)

圖1 主減速器箱體網格劃分圖

綜合考慮模型的尺寸及復雜程度，用3 mm 四面體單元進行網格劃分，得到725 549 個單元和180 140個節(jié)點，如圖1所示。實際模型中，主減速器箱體通過螺栓連接，此處采用剛性連接（RBE2）模擬螺栓。

1.2 施加載荷與約束

實際工況下，主減速器箱體通過左側法蘭與車架采用螺栓固定，右側法蘭通過襯套與車架連接，因此對主減速器殼體左側法蘭處螺栓孔施加固定約束，如圖2所示。

圖2 對箱體施加約束與載荷

主減速器工作時，齒輪嚙合力通過軸、軸承及軸承座傳至箱體，所以軸承座處為施加載荷的部位。對于箱體中的安裝孔，通過剛性單元Rigids將內壁節(jié)點連接到位于孔口的主節(jié)點，添加載荷時對主節(jié)點進行添加即可［10］，如圖3所示。根據理論計算結果得到3 種工況下的軸承座孔處載荷，如表2所示，其坐標參照圖1中全局坐標。

圖3 主減速器箱體軸承安裝位置圖

2 計算結果與分析

對主減速器箱體進行有限元分析求解，最終得到箱體不同工況下的應力云圖，如圖4所示。分析結果表明：爬坡工況下，箱體較大應力主要出現(xiàn)在箱體與縱梁連接法蘭附近，大小為305.7 MPa（圖4a）；打滑工況下，最大應力出現(xiàn)在箱體中部，大小為137.9 MPa（圖4b）；高速工況下，最大應力出現(xiàn)在箱體與縱梁連接法蘭附近，大小為10.6 MPa（圖4c）。爬坡工況的分析結果大于材料的許用應力275 MPa，故強度不滿足設計要求。

圖4 改進前不同工況下主減速器箱體應力圖

3 箱體優(yōu)化

圖5 改進前應力集中圖

圖6 改進后的主減速器箱體

圖7 改進后不同工況下主減速器箱體應力圖

主減速器箱體結構不合理導致最大應力位置通常集中在箱體中部和與縱梁連接法蘭附近，如圖5所示。為提高箱體承載能力，在箱體中部和箱體與縱梁連接法蘭附近構建加強筋，并加厚法蘭附近的箱體壁厚，改進后的主減速器箱體如圖6 所示，不同工況下主減速器應力圖如圖7 所示。爬坡工況下最大應力從305.7 MPa降至203.9 MPa；打滑工況下最大應力從137.9 MPa降至108.3 MPa；高速載荷工況下最大應力從10.6 MPa降至7.8 MPa。優(yōu)化前后各工況下箱體的最大應力對比見表3，可看出改進后箱體的最大應力明顯減小，滿足設計要求。

表3 各工況下箱體的最大應力 MPa

4 結論

以某越野車主減速器箱體為研究對象，采用有限元軟件對其進行靜力分析，得到爬坡工況下最大應力均高于材料的許用應力；對箱體結構進行優(yōu)化，優(yōu)化后箱體最大應力明顯減小，滿足設計要求。