SF2D154汽車變速箱箱體有限元力學(xué)分析

徐卓偉，黃長(zhǎng)征*，鄭建標(biāo)

SF2D154汽車變速箱箱體有限元力學(xué)分析

徐卓偉1，黃長(zhǎng)征1*，鄭建標(biāo)2

（1.韶關(guān)學(xué)院物理與機(jī)電工程學(xué)院，廣東韶關(guān)512005；2.韶關(guān)飛翔自動(dòng)變速箱有限公司，廣東韶關(guān)512000）

汽車變速箱箱體需有足夠的強(qiáng)度、剛度及良好的動(dòng)態(tài)性能.采用Pro/E軟件建立箱體三維模型，基于ANSYS Workbench 14.5軟件對(duì)Ⅰ檔工況下變速箱箱體進(jìn)行靜應(yīng)力分析及預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，求得變速箱靜應(yīng)力及模態(tài)參數(shù)，為產(chǎn)品的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù).

變速箱箱體；有限元分析；靜力分析；模態(tài)分析

汽車變速箱箱體是整車動(dòng)力總成的一個(gè)重要部分.為保證箱體內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)，箱體需有足夠的強(qiáng)度、剛度及良好的動(dòng)態(tài)性能.箱體的強(qiáng)度不足將引起變速箱內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)嚙合精度下降，甚至破壞［1］.因此，研究分析變速箱箱體的靜、動(dòng)態(tài)特性，對(duì)提高變速箱的工作性能具有重要的意義.同時(shí)，變速箱在系統(tǒng)內(nèi)部和外部的激勵(lì)下將產(chǎn)生振動(dòng)，影響整車的NVH性能［2］.在國(guó)外變速箱技術(shù)水平相對(duì)成熟，且已商品化.而我國(guó)變速箱箱體生產(chǎn)企業(yè)自主創(chuàng)新不足，與國(guó)際水平差距較大［3］.為此，基于有限元方法對(duì)國(guó)內(nèi)某變速箱廠某型號(hào)的變速箱箱體進(jìn)行了結(jié)構(gòu)靜力分析及模態(tài)分析.

1 箱體模型的建立

采用Pro/Engineer 5.0建立變速箱箱體三維實(shí)體模型，運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS Workbench V14.5進(jìn)行有限元分析分析.該變速箱箱體主要由殼體、連接盤及后蓋等三部分組成，相互之間采用螺栓連接構(gòu)成箱體封閉結(jié)構(gòu)，其裝配實(shí)體模型如圖1所示.

圖1 箱體裝配實(shí)體模型

根據(jù)變速箱的分析需要，選用了智能網(wǎng)格劃分方式劃分箱體網(wǎng)格，節(jié)點(diǎn)總數(shù)585 984個(gè)，單元總數(shù)335 874個(gè)，箱體網(wǎng)格劃分模型如圖2所示.箱體材料力學(xué)性能如表1所示.

圖2 箱體有限元網(wǎng)格模型

表1 箱體主要零件材料力學(xué)性能

2 箱體有限元靜力分析

2.1接觸設(shè)置

箱體后蓋與殼體通過17個(gè)六角法蘭面帶齒螺栓固定在一起，以“綁定”線性接觸來(lái)模擬；連接盤與殼體通過六角頭螺栓固定在一起，以“摩擦”非線性接觸來(lái)模擬；建立變速箱箱體的線性與非線性接觸單元.

2.2變速箱載荷及約束

變速箱的載荷主要是變速箱內(nèi)部的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中齒輪嚙合作用時(shí)通過軸承作用在箱體上的力.各軸支撐位作用力如表2所示.輸入端載荷Fa為8 399 N，輸出端載荷Fa為17 149 N；對(duì)連接盤螺栓連接端面設(shè)置固定約束限制其所有自由度，對(duì)連接盤連接圓周面設(shè)置無(wú)摩擦約束，限制圓周面法向自由度.各軸加載情況如圖3所示，有限元加載模型如圖4所示.

圖3 各軸受力分析圖

表2 各軸支撐處作用力

圖4 有限元加載模型

表2中FNH為軸承位水平方向作用力，F(xiàn)NV為軸承位鉛垂方向作用力，F(xiàn)a為軸向力.

2.3靜應(yīng)力分析

變速箱有靜止和工作兩種工況［4］.靜止工況下變速箱所受的載荷主要為箱體重力，對(duì)箱體的影響很小，故忽略不計(jì).工作工況下，變速箱除承受自身的重力載荷外還承受各軸承對(duì)軸承孔的作用力，將各節(jié)點(diǎn)所受的力施加到有限元模型并求解，即得變速箱工作工況下的應(yīng)力和變形.

通過ANSYS Workbench V14.5得變速箱的整體應(yīng)力云圖（圖5）和位移云圖（圖6）.由圖可知最大等效應(yīng)力位于后蓋板的一個(gè)螺栓孔邊緣處，為131.69 MPa，小于材料的強(qiáng)度極限200 MPa；最大位移位于輸出軸孔處，為0.173 82 mm；應(yīng)力和變形均滿足要求.

圖5 變速箱應(yīng)力云圖

圖6 變速箱應(yīng)力變形云圖

后蓋板應(yīng)力云圖和位移云圖分別如圖7和圖8所示，由圖可知應(yīng)力較大的區(qū)域都位于后蓋與后蓋板連接的螺栓孔及軸承孔處.在Ⅰ檔時(shí)二軸大扭矩輸出，后蓋軸承處受力大，導(dǎo)致這些螺栓孔、軸孔受力和變形較大.

圖7 后蓋應(yīng)力云圖

圖8 后蓋位移云圖

3 箱體預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析

模態(tài)分析主要適用于確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性，同時(shí)也是動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)［5］.變速箱箱體是變速箱的重要部件，其動(dòng)態(tài)特性對(duì)變速箱的壽命及整車的舒適性影響較大.若外界激勵(lì)源頻率或者倍頻與變速箱箱體的某階固有頻率相近時(shí)就會(huì)產(chǎn)生共振，影響箱體的疲勞壽命［6］.為此，利用ANSYS Workbench模態(tài)分析模塊求解箱體的振型和固有頻率，為避開激勵(lì)源的頻率、控制噪聲、提高箱體安全性提供依據(jù).

3.1箱體振動(dòng)激勵(lì)源

（1）發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率

因發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速隨時(shí)可變，所以其振動(dòng)頻率連續(xù)可變，是一個(gè)連續(xù)的區(qū)域.以電機(jī)最高轉(zhuǎn)速計(jì)算，電機(jī)最高轉(zhuǎn)速為n=3 800 r/min=63 r/s，則T=1/63 s，基頻f=63 Hz.

（2）變速箱齒輪嚙合頻率

變速箱系統(tǒng)內(nèi)部齒輪在嚙合過程中，將產(chǎn)生周期振動(dòng).齒輪的齒數(shù)不同，不同檔位傳動(dòng)線路不同，加之轉(zhuǎn)速的變化，齒輪嚙合產(chǎn)生的激勵(lì)頻率范圍很廣.根據(jù)該型變速箱的工作情況，其傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生的低階頻率主要集中在498～1 100 Hz［7］.

（3）道路不平產(chǎn)生的激振頻率

汽車在道路上行駛過程中，其受振頻率隨車速和路況不同而變化.由于道路產(chǎn)生的激振一般不會(huì)超過100 Hz［8］，以最高激振頻率考慮，取100 Hz.而變速箱的懸置也將產(chǎn)生振動(dòng)頻率，一般為（7～15）Hz，取15 Hz.

3.2有限元模態(tài)分析

結(jié)構(gòu)分析中，模態(tài)分析包括自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析.因?yàn)榧s束模態(tài)分析將考慮結(jié)構(gòu)的實(shí)際工況會(huì)使得分析的結(jié)果更接近實(shí)際工作模態(tài).本次變速箱模態(tài)分析采用預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析.利用前面的靜力分析結(jié)果與模態(tài)分析建立連接，進(jìn)行變速箱箱體的預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析.由于低階模態(tài)對(duì)零件的影響較大，所以分析箱體的前6階模態(tài)，其固有頻率及相應(yīng)階數(shù)如表3所示.變速箱預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析前6階模態(tài)振型如圖9所示.

圖9 變速箱箱體前6階振型圖

通過比較分析箱體固有頻率和外界激勵(lì)頻率可知，變速箱箱體的各階模態(tài)頻率均可避開各外界激勵(lì)頻率，變速箱不會(huì)發(fā)生共振.從前6階的振型中可觀察到變速箱發(fā)生了局部振動(dòng)，其中最為突出的部分位于箱體總成的后蓋及后蓋板上.因此，在變速箱設(shè)計(jì)的過程中應(yīng)將后蓋及后蓋板做進(jìn)一步的優(yōu)化設(shè)計(jì)，以提高其整體模態(tài)頻率，降低局部振幅.

表3 變速箱前6階模態(tài)頻率

4 結(jié)語(yǔ)

采用Pro/E軟件建立箱體實(shí)體模型，采用ANSYS軟件對(duì)箱體進(jìn)行靜力學(xué)和模態(tài)分析，分析結(jié)果表明，箱體能滿足靜應(yīng)力強(qiáng)度要求，其模態(tài)頻率能避開外部激勵(lì)頻率，但箱體后蓋及后蓋板處局部振幅較大，可通過優(yōu)化設(shè)計(jì)降低其振幅.

［1］李穎.變速器殼體建模與分析［D］.河北:河北工業(yè)大學(xué)，2010.

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Finite element mechanics analysis for SF2D154 gear-box

XU Zhuo-wei1,HUANG Chang-zheng1*,ZHENG Jian-biao2
(1.School of Physics and Mechanical&Electrical Engineering,Shaoguan University,Shaoguan 512005, Guangdong,China;2.Shaoguan Future Auto transmission CO.,Ltd,Shaoguan 512000,Guangdong,China）

Automobile gear-box needs sufficient strength,stiffness and fine dynamic performance.The Pro/E software was adopted to establish a 3D model of a gearbox casting.Based on ANSYS Workbench V14.5,a static stress analysis and a pre-stressed modal analysis were done using this 3D model on the first gear working condition.The static stress and modal parameters were achieved successfully,which will provide the basis for product optimum design.

gearbox casting;finite element analysis;static analysis;modal analysis

TH123+.3

A

1007-5348（2014）12-0028-05

（責(zé)任編輯：李婉）

2014-05-20

廣東省科技計(jì)劃項(xiàng)目（2012B091100199）.

徐卓偉（1991-），男，廣東揭陽(yáng)人，韶關(guān)學(xué)院物理與機(jī)電工程學(xué)院學(xué)生，主要從事機(jī)械有限元分析研究.*通訊作者.