智能四驅汽車分動器殼體有限元分析與模態試驗

陳黎卿 陳無畏 王鈺明，4 胡 芳 黃民峰

1.合肥工業大學，合肥，230009 2.安徽農業大學，合肥，230036 3.合肥美橋傳動系統及底盤有限責任公司，合肥，230000 4.南通大學，南通，226019

0 引言

分動器是四驅汽車實現動力合理分配的關鍵總成部件，承擔汽車扭矩合理分配的任務，其設計性能將直接影響到四驅汽車的傳動系統性能。目前應用較為廣泛的四輪驅動汽車（four wheel drive，簡稱4WD）主要有全時四驅、分時四驅和智能四驅等類型。智能四驅汽車較多地采用車輛正常行駛時以前輪驅動為主的方式，在前驅動輪打滑、車輛轉彎等特殊工況下，扭矩控制器根據接收的傳感器信息自動將后驅動輪連接，從而形成四輪驅動。目前在該方面的研究成果主要有：文獻［1－2］針對電子控制四驅汽車進行了最佳力矩分配和牽引力控制研究；賈巨民等［3］針對汽車分動器非圓行星差速器進行了概念研究；文獻［4－8］分別針對分動器的設計制造以及不同部件的振動特性進行了研究。國外該類產品主要由博格華納公司提供，國內目前還沒有企業能夠將該類分動器產品產業化。

本文以某款智能四驅汽車所用的分動器殼體為研究對象，對其進行了模態試驗，并開展了結構強度分析，通過分析對結構進行了改進，得到了滿意的結構。

1 有限元建模

分動器殼體是一個復雜的薄壁殼體，結構比較復雜，殼體上有軸承孔、定位銷孔和加強筋等部分。為了簡化有限元模型，在不影響分析結果的前提下，對結構進行如下簡化：①忽略殼體結構各處過小的面；②忽略殼體上小的過度圓角和螺紋等結構特征。采用四面體二次網格設置，網格整體尺寸為2.5mm，共劃分網格646 224個，節點144 168個。分動器殼體有限元網格如圖1所示。

圖1 分動器殼體有限元網格

為了簡化計算且又能準確反映分動器殼體的實際工作環境，對邊界條件作以下近似處理：①針對螺栓螺母連接件，采用保留螺帽，使用梁單元模擬螺栓連接，設置梁單元的截面為圓形，梁一端和螺帽耦合一端與去除螺紋的分動器殼體耦合；②簡化軸承的結構模型，保留軸承外圈，使用彈簧單元模擬軸承滾子，彈簧的指向由軸承的公稱接觸角確定，剛度由軸承滾子決定；③設置螺栓預緊力。邊界處理如圖2所示。

圖2 邊界處理

2 計算模態分析與試驗研究

2.1 計算模態

將分動器殼體模型導入到Abaqus有限元軟件中，使用Lanczos法計算其30階自由模態，表1列出了前6階固有頻率和振型。

表1 計算模態前6階模態結果

2.2 試驗模態研究

2.2.1 試驗裝置及測點布置

使用軟繩懸掛的方式模擬分動器殼體的自由模態進行振動特性研究。

（1）被測試件：某智能汽車分動器殼體。

（2）激勵方式：試驗時對分動器殼體進行的激勵力由力錘錘擊產生，使分動器殼體產生振動，同時在分動器殼體的適當位置布置加速度傳感器，試驗采用固定響應點，改變激勵點的多次觸發采樣，輸出信號與輸入信號經過電荷放大器進入到采集系統。

（3）測試系統：測試系統包括傳感器、信號采集系統和分析軟件等，試驗時用到的設備見表2，儀器連接簡圖見圖3。

表2 試驗設備

圖3 試驗設備簡圖

（4）測點選擇：根據計算模態振型，在振動較大處布置較多的測點，以便較好地測得振動效果；振動較小處適當布置，以免模態丟失。測點布置如圖4所示。

圖4 測點布置圖

2.2.2 試驗結果

對測得的信號進行處理得到前6階的模態參數，如表3所示。

表3 試驗模態前6階模態結果

2.3 結果比較

通過比較發現，計算模態和試驗模態前6階具有相同的振型，頻率值誤差均在5%以內，說明了有限元模型的準確性。計算模態和試驗模態對比如表4所示。

表4 試驗模態與計算模態的對比

3 結構強度分析

3.1 載荷條件

3.1.1 軸承載荷計算

以某款智能汽車所用分動器為研究對象，該款車輛相關參數如表5所示，分動器結構如圖5所示。

表5 分動器總成相關參數

分動器殼體的受力主要是由與其相連的4個軸承傳遞，因此軸承的受力計算是殼體分析的基礎，常規的方法采用傳統的軸承計算公式進行求解，該方法與實際中軸承受力情況有差異。本文采用Romax軟件構建分動器傳動部件動力學模型，具體步驟如下。

（1）基于分動器總成的三維模型進行相關部件的數據測繪，分別進行輸入軸和輸出軸等部件的建模。

圖5 分動器總成結構示意圖

（2）從軸承數據庫中選擇軸承型號，并建立在確定的位置；根據軸承的受力特點和工作條件，軸承1和軸承2選用相同的HM88649－HM88610圓錐滾子軸承，軸承3和軸承4號分別選用M88048－M88010和LM102949－LM102910圓錐滾子軸承。

（3）根據齒輪的相關參數建立齒輪模型，按照三維模型中位置進行輸入軸和輸出軸裝配，如圖6所示。

圖6 分動器總成Romax模型

（4）設置2種極限載荷工況，即汽車在行駛中由于路面情況導致動力切換為四驅：①前進極限工況，四驅工況下發動機以最大扭矩且變速器以Ⅰ擋傳動動力；②倒車極限工況，四驅工況下發動機以最大扭矩且變速器以倒擋傳遞動力。按照分動器工作時轉速和扭矩輸入，經過運動仿真后得出分動器4個圓錐滾子軸承的受力，2種工況下的軸承載荷如表6所示。

表6 軸承載荷 N

3.1.2 約束條件

按照分動器實際安裝情況，對與變速器相連接部分的螺栓孔加載了固定約束，1個定位銷限制其X、Y方向位移和轉動，根據軸承受力分析結果在Abaqus中采用專門的軸承載荷形式加載。

3.2 靜力學分析

3.2.1 應力和位移量分析

圖7 靜力學分析結果

由分動器殼體的極限工況應力云圖（圖7）可見：分動器殼體的高應力區域主要集中在分動器大齒輪安裝部分兩側，這主要是因為大齒輪兩側安裝有支撐傳動軸的兩個軸承，殼體上的受力是通過軸承傳遞的，所以軸承安裝部位受力相對較大。同時殼體上加強筋的設計也主要布置在殼體應力較大區域，說明加強筋的布置相對合理，對減小殼體應力和提高殼體的疲勞強度有一定的幫助。

通過分動器殼體的前進極限工況和倒擋極限工況應力云圖比較后發現，最大應力分別為196.8MPa和190.3MPa，相差不是很大。同時，殼體材料許用應力屈服極限為190MPa，殼體所受應力大于許用應力，說明殼體設計不能滿足實際需求，需要對殼體進行修改。由2種工況的應變分析結果可得出分動器殼體的位移變形量分別為0.113mm和0.130mm，位移量較小。

3.2.2 疲勞分析

按照2種極限工況的載荷設置疲勞分析工況為：前進極限工況時載荷為正向加載，倒車極限工況時載荷為反向加載，以完成1次正向和1次反向為1個循環。考慮到智能四驅汽車在整個行駛過程中動力切換到四驅工況時的概率僅為5%，因此對于分動器殼體的疲勞分析取進行2萬次循環的疲勞工況分析，疲勞分析結果如圖8所示（數字表示壽命的10的對數次）。由圖8可以得知：殼體上在大齒輪軸承座安裝區域疲勞壽命較低，不能滿足設計要求。

圖8 疲勞分析結果

4 分動器殼體改進

針對分動器殼體出現的應力集中在大齒輪軸承座附近的現象，對分動器殼體輸入軸大齒輪軸承座位置進行加厚2mm處理，同時對加強筋進行加厚1mm。為了配合底盤傳動系統的布置，圖9中把1號螺栓孔改為定位銷布置，同時縮短2號螺栓孔與中心孔之間的距離，使螺栓法向壓力產生的反向摩擦力足以抵消螺栓所受的剪切力。改進后的應力結果如圖9所示，由圖可以知通過增加加強筋，修改后的最大主應力下降為144.3MPa，同時不存在應力集中現象，應力滿足設計要求。

圖9 修改后分動器應力圖

為了更加說明應力和位移修改前后的變化趨勢，沿圖9中黑色線區域，分別取100個點，統計圓周上各點應力和位移變化情況，如圖10所示。由圖10可看出，修改前有應力集中現象，同時應力主要保持在100MPa上下，經過修改后，應力明顯下降，且應力過渡平穩，基本上保持在50MPa以下。說明修改后的數模總體應力取得了較大進步。

圖10 數模修改前后應力對比效果圖

5 結論

（1）通過模擬真實分動器裝配情況，分析完成了準確的約束邊界條件和載荷的加載，建立了準確的分動器有限元分析模型。

（2）利用Romax軟件建立了分動器總成動力學模型，并準確計算出了軸承的受力。與傳統的運用理論公式計算軸承受力相比，該方法結合實際工況進行分析，得出的受力結果更為準確。

（3）通過模態試驗和有限元仿真相結合的方法得到了準確的分動器各階振型，為分動器在底盤上的布局提夠參考。通過應力應變和疲勞的有限元計算保證了設計開發模型的準確性，為下一步分動器的分析打下了堅實的基礎。

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