某輕卡變速器殼體深度輕量化設(shè)計(jì)

吳榮華，汪滋潤(rùn)，李小建，周家浩

(浙江萬里揚(yáng)股份有限公司，浙江金華 321004)

0 引言

自央視曝光輕卡行業(yè)大噸小標(biāo)，車輛違規(guī)上牌的市場(chǎng)亂象以來，藍(lán)牌輕卡車型市場(chǎng)產(chǎn)生劇烈影響，而變速器總成作為商用車傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，其輕量化設(shè)計(jì)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)減重具有非常重要的意義。

變速器殼體作為承載安裝變速器各個(gè)零件的基本部件，在盡可能輕的條件下滿足殼體功能特征設(shè)計(jì)及剛度要求十分必要。殼體輕量化設(shè)計(jì)一般通過采用更輕量化的材料、更緊湊的殼體尺寸、更優(yōu)化的結(jié)構(gòu)布置等設(shè)計(jì)手段。而文中需保持輕量化的鋁合金材料以及所有接口特征和加工定位尺寸不變，以滿足殼體裝夾加工設(shè)備的繼續(xù)沿用和整車匹配的完全切換，屬于殼體的深度輕量化設(shè)計(jì)，更為經(jīng)濟(jì)方便。

1 原殼體概況

原殼體采用壓鑄鋁ADC12材料(相當(dāng)于國(guó)內(nèi)合金代號(hào)YL113)，殼體基本尺寸為：268 mm×325 mm×286 mm，基本壁厚為5 mm。原殼體結(jié)構(gòu)特征及壁厚分析如圖1所示。壁厚分析顯示，殼體壁厚偏大處主要在于軸承座、前端結(jié)合面上側(cè)法蘭、取力器窗口凸臺(tái)、加油塞凸包以及各處螺栓凸包，黑色部分顯示壁厚大于10 mm，軸承座腹板厚度7.8 mm。

圖1 原殼體結(jié)構(gòu)特征及壁厚分析

2 優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 薄壁化分析

殼體深度輕量化設(shè)計(jì)的首要前提是滿足殼體強(qiáng)度、剛度及可靠性，并保證殼體完全切換。在輕量化的設(shè)計(jì)思想中，薄壁化是實(shí)現(xiàn)輕量化設(shè)計(jì)最直接的手段，考慮殼體承受載荷情況對(duì)原殼體壁厚進(jìn)行如下分析確定：

(1)原殼體軸承座承載較為直接顯著，基于強(qiáng)度考慮不進(jìn)行減薄輕量化處理；

(2)前端結(jié)合面法蘭是承載重要部位，但上側(cè)無螺紋孔設(shè)計(jì)，可優(yōu)化減??；

(3)取力器窗口凸臺(tái)壁厚偏大，主要由于為保證螺紋旋合長(zhǎng)度以及取力窗口模塊標(biāo)準(zhǔn)化的需求，同時(shí)考慮結(jié)合面透空會(huì)給涂膠及裝配氣密性帶來影響，因不作輕量化處理；

(4)軸承座腹板同樣是殼體傳遞受力的主要載體，設(shè)計(jì)壁厚應(yīng)大于基礎(chǔ)壁厚。

綜合考慮殼體輕量化后總成增扭10%以及輕量化指標(biāo)的要求，并考慮材料力學(xué)性能和鑄造特性，將殼體基礎(chǔ)壁厚由5 mm減薄至4.5 mm，軸承座腹板厚度由7.8 mm減薄至6.5 mm，其他厚重處減薄設(shè)計(jì)，并作整體加強(qiáng)筋優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2.2 法蘭及腹板薄壁化設(shè)計(jì)

殼體基礎(chǔ)壁厚的減薄化設(shè)計(jì)可通過抽殼特征操作直接由5 mm更改為4.5 mm實(shí)現(xiàn)，軸承座腹板向腹板中心減薄至6.5 mm，防止軸承座受力中心產(chǎn)生偏載引起額外扭矩，如圖2優(yōu)化前后腹板減薄處理剖視對(duì)比所示。圖中同時(shí)給出了前端上側(cè)法蘭面的優(yōu)化剖視對(duì)比，是將上側(cè)凹陷處補(bǔ)平后再對(duì)法蘭作減薄處理并從前側(cè)增加出模透空處理。

圖2 殼體上側(cè)法蘭及軸承座腹板減薄處理剖視對(duì)比

圖3是殼體前端上側(cè)法蘭優(yōu)化前后對(duì)比，原殼體前端上側(cè)法蘭與圓弧凸包之間存在較大凹陷，影響流模，且部分壁厚達(dá)到23 mm，產(chǎn)品實(shí)物存在較大縮松漏氣現(xiàn)象。優(yōu)化后圓弧凸包直接與法蘭連接，前側(cè)上端增加圓弧形透空，保證均勻壁厚為6 mm，同時(shí)減少上側(cè)法蘭厚度最薄至6 mm，如圖4所示。由于軸承座腹板減薄，在腹板前側(cè)做加筋強(qiáng)化處理：在兩軸承座孔增加連接環(huán)形筋，同時(shí)增加輻射筋數(shù)量，調(diào)整輻射筋方向盡量連接螺栓孔，提高前端法蘭到軸承座的整體承載傳扭能力。

圖3 殼體前端上側(cè)法蘭優(yōu)化前后對(duì)比(俯視)

圖4 前端上側(cè)法蘭及軸承座腹板優(yōu)化前后對(duì)比

2.3 斜向貫穿加強(qiáng)筋設(shè)計(jì)

考慮殼體基礎(chǔ)壁厚減薄，在殼體兩側(cè)面增加設(shè)計(jì)多條斜向貫穿加強(qiáng)筋，取代原殼體兩側(cè)X型加強(qiáng)筋，加強(qiáng)筋寬度與基本壁厚相同，高度略微增加，如圖5和圖6所示。該加強(qiáng)筋設(shè)計(jì)整體簡(jiǎn)約，將前后結(jié)合面連接螺栓凸包、取力器窗口凸臺(tái)和其他懸置凸包等斜向貫穿連接，整體觀感更好，以期有效彌補(bǔ)基礎(chǔ)壁厚降低造成的剛度和強(qiáng)度缺失。同時(shí)，兩側(cè)加強(qiáng)筋總質(zhì)量卻未增加。

圖5 殼體左側(cè)布置優(yōu)化前后對(duì)比

圖6 殼體右側(cè)布置優(yōu)化前后對(duì)比

由圖6可以看出，銘牌偏厚處已薄壁化至基本壁厚，并將橫向和豎向加強(qiáng)筋貫通，對(duì)加油塞凸包進(jìn)行輕量化減薄，同時(shí)加大了結(jié)合面螺栓凸包與兩側(cè)面的各處連接倒角，過渡圓滑，避免應(yīng)力集中及鑄造收縮裂紋。

2.4 潤(rùn)滑改進(jìn)設(shè)計(jì)

為改善原殼體軸承潤(rùn)滑狀況，在主軸軸承座兩側(cè)增加潤(rùn)滑槽，同時(shí)借助兩側(cè)加強(qiáng)筋，形成引接集油潤(rùn)滑通道，如圖7所示，同時(shí)在主軸軸承座下側(cè)擴(kuò)大回接油槽引流至副軸軸承，能進(jìn)一步提高副軸潤(rùn)滑能力，由圖中還可看出內(nèi)腔兩軸承座腹板連接環(huán)形筋布置設(shè)計(jì)。

圖7 殼體內(nèi)腔軸承潤(rùn)滑油道優(yōu)化前后對(duì)比

3 分析校核

3.1 應(yīng)力分析對(duì)比

按照ABAQUS軟件推薦求解接觸非線性問題，網(wǎng)格類型選用修正的二階四面體單元C3D10M，網(wǎng)格大小3 mm，利用RBE2單元近似模擬各個(gè)殼體之間的連接螺栓。殼體材料定義為鑄鋁ADC12，密度2.7×10t/mm，彈性模量7.2×10MPa，泊松比0.33。殼體總單元數(shù)2 028 530，節(jié)點(diǎn)數(shù)512 522。將發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心、軸系換擋機(jī)構(gòu)質(zhì)心以及懸置橡膠剛度輸入作為邊界約束，如圖8所示，應(yīng)用ABAQUS軟件進(jìn)行變速器殼體強(qiáng)度計(jì)算，進(jìn)行各工況下的應(yīng)力分析對(duì)比。

圖8 有限元結(jié)構(gòu)強(qiáng)度約束模型

圖9為該殼體LC25(倒擋離合笨起)工況下的最大應(yīng)力優(yōu)化前后對(duì)比。由圖可知，優(yōu)化后的應(yīng)力由161 MPa降低至148 MPa。

圖9 LC25工況最大應(yīng)力優(yōu)化前后對(duì)比

由于貫穿斜向筋的設(shè)計(jì)以及連接倒角的加大，殼體螺紋孔凸包與斜向筋或兩側(cè)面的各連接處應(yīng)力均有明顯下降。圖10為L(zhǎng)C13(垂直向下6倍重力加速度)工況螺栓凸包連接處應(yīng)力優(yōu)化前后對(duì)比。由圖可知，連接處最大應(yīng)力由109 MPa降低至69 MPa。

圖10 LC13工況螺栓凸包連接處應(yīng)力優(yōu)化前后對(duì)比

3.2 模態(tài)分析對(duì)比

殼體在自由狀態(tài)下的模態(tài)頻率，是檢驗(yàn)殼體是否與傳動(dòng)系發(fā)生共振的必要手段，同時(shí)輕量化前后殼體模態(tài)對(duì)比可以較好地比較殼體剛度的變化。圖11給出了輕量化前后的自由狀態(tài)一階模態(tài)分析對(duì)比，圖12給出了約束狀態(tài)一階模態(tài)的計(jì)算約束離合器殼體安裝面和懸置螺栓安裝位置，模擬發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器總成連接整車懸置下的殼體模態(tài)。

圖11 自由狀態(tài)一階模態(tài)云圖優(yōu)化前后對(duì)比

圖12 約束狀態(tài)一階模態(tài)云圖優(yōu)化前后對(duì)比

表1為殼體輕量化前后一、二階模態(tài)頻率對(duì)比。由表可知，一、二階頻率基本不變，輕量化后頻率略有降低，足以避開發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率150 Hz，輕量化后殼體剛度與原殼體基本相當(dāng)。

表1 殼體輕量化前后一、二階模態(tài)頻率對(duì)比 單位：Hz

3.3 潤(rùn)滑分析對(duì)比

由總成潤(rùn)滑仿真分析對(duì)比顯示，在主軸軸承座兩側(cè)增加潤(rùn)滑槽后，油液能順利借助兩側(cè)加強(qiáng)筋引接，流至潤(rùn)滑通道中，有效改善主軸軸承潤(rùn)滑，主軸軸承座下側(cè)回接油槽流至副軸軸承的流量增加，對(duì)比結(jié)果如圖13所示。

圖13 潤(rùn)滑仿真優(yōu)化前后對(duì)比

通過進(jìn)一步仿真對(duì)比，可在保證變速箱總體潤(rùn)滑能力不變情況下，潤(rùn)滑油量由4.0 L減少至3.7 L，各齒輪攪油損失降低約20%，如圖14所示。

圖14 潤(rùn)滑仿真攪油損失對(duì)比

3.4 鑄造模流分析對(duì)比

考慮殼體基礎(chǔ)壁厚變薄，將輕量化前后的殼體進(jìn)行模流分析對(duì)比，結(jié)果如圖15和圖16所示。澆排結(jié)構(gòu)布置基本相同，包括：填充溫度、凝固溫度、流場(chǎng)粒子追蹤、卷氣質(zhì)量、孔隙率。由圖可知，除溫度場(chǎng)以外無明顯差異，填充末端溫度降低10 ℃左右，總體鑄造性能相當(dāng)。

圖15 末端填充溫度優(yōu)化前后對(duì)比

圖16 流場(chǎng)粒子追蹤優(yōu)化前后對(duì)比

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

經(jīng)產(chǎn)品壓鑄試驗(yàn)分析，有效解決了原殼體前端上側(cè)法蘭與圓弧凸包之間出現(xiàn)較大凹陷處出現(xiàn)的較大縮松漏氣及黏連現(xiàn)象，鑄造合格無缺陷，如圖17所示。

圖17 鑄造毛坯及臺(tái)架試驗(yàn)

通過了總成疲勞壽命臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證和道路試驗(yàn)，總成潤(rùn)滑更優(yōu)，攪油損失更低。目前已經(jīng)量產(chǎn)裝配總成5萬余臺(tái)套。

5 結(jié)語

文中通過變速器殼體的深度分析，得出了以下結(jié)論：

(1)在保持殼體材料、接口、加工、裝配等各特征及尺寸不變，保證殼體完全切換的基礎(chǔ)上，殼體質(zhì)量由9.6 kg減輕至8.4 kg，減重12.5%，實(shí)現(xiàn)了殼體的深度輕量化設(shè)計(jì)。

(2)輕量化后的殼體模態(tài)剛度和鑄造性能基本保持不變，但工況應(yīng)力更小，潤(rùn)滑效果更好。

(3)整體斜向貫穿加強(qiáng)筋的布置設(shè)計(jì)，能有效提升殼體扭轉(zhuǎn)剛度和強(qiáng)度。

(4)文中還將基礎(chǔ)壁厚進(jìn)一步降低至4 mm做出校核分析，為保證原殼體剛強(qiáng)度，需優(yōu)化布置更多加強(qiáng)筋，最終并未實(shí)現(xiàn)進(jìn)一步降重，因此，基礎(chǔ)壁厚降至4.5 mm是深度輕量化的較優(yōu)值。