汽車2×4驅切換控制機構強度分析與結構優化

郭朝綸，何鋒，高洋洋，李家俊

(1.貴州大學機械工程學院，貴州貴陽 550025；2.貴州華烽汽車零部件有限公司，貴州貴陽 550005)

0 引言

汽車2×4驅切換控制機構是由駕駛員根據具體路況，通過手動接通或斷開分動器來選擇兩輪驅動或四輪驅動的一種扭矩分配機構，是汽車分動器的關鍵零部件。因此，設計結構合理、質量輕的控制機構，對分動器總成技術升級具有重要意義。

目前研究主要集中在分動器上，國內對其換擋控制機構研究較少。其中針對機構強度的研究，M L BOESSIO等[1]對某商用車架結構進行分析，研究車架在不平路面上隨機載荷作用下的強度，并分析其疲勞壽命；陳黎卿等[2]對智能四驅汽車分動器殼體進行強度分析，并對分動器結構進行優化；張慶等人[3]基于變密度的拓撲優化分析方法對汽車分動器箱體進行了結構設計；黃民鋒等[4]以某SUV分動器殼體為研究對象，分析分動器殼體應力和應變，并對應力集中部分進行了優化。

作者通過建立某汽車四驅分動器換擋機構殼體三維實體模型，對其進行隨機振動和結構強度分析并進行優化，為結構優化設計提供參考。

1 模態分析理論

模態分析是研究結構動力特性的一種方法，主要用于確定結構及其零部件的振動特性，包括固有頻率和振型，是隨機振動載荷作用下結構設計的重要參數[5]。

物體的動力學有限元方程式：

(1)

研究該機構的固有振動特性，其結構沒有阻尼和外載荷，即C=0，F(t)=0，又因為使用小位移理論不包括非線性行為，得到無阻尼線性系統自由振動的運動方程為：

(2)

由于自由振動是做正弦規律的簡諧振動，即：

x=φisin(ωit+θ)

(3)

式中：θ為初始相位角；φ為自由振動的振幅即振型。

φ與θ均取決于振動初始條件，而ω是結構的固有屬性，與初始條件無關，僅取決于質量m和剛度k。

將式(3)代入式(2)可得：

2 三維實體建模

作者采用SolidWorks對切換控制機構建模，包括箱體、齒輪、軸和軸承。裝配后的圖形如圖1所示。

圖1 控制機構三維實體

控制機構殼體材料為鋁A380，其材料參數如表1所示；齒輪的材料為FD0405，其材料參數如表2所示。

表1 殼體材料鋁A380參數

表2 齒輪材料FD0405參數

3 模態分析

對控制機構進行模態分析，利用Block Lanczos法提取各階模態，表3所示是前6階固有頻率及振型。

表3 前6階固有頻率及振型

由圖2—圖7和表3可知:控制機構固有頻率較高，其中殼體振動變形明顯，結構設計不合理，故需對其進行優化設計。

圖2 控制機構1階振型圖

圖3 控制機構2階振型圖

圖4 控制機構3階振型圖

圖5 控制機構4階振型圖

圖6 控制機構5階振型圖

圖7 控制機構6階振型圖

4 控制機構強度分析

4.1 軸承載荷計算

利用齒輪受力分析計算各軸承座的受力值，其受力簡圖如圖8所示，根據輸出齒輪最大負載轉矩40 N·m，軸承受力大小如表4所示。

圖8 齒輪受力分析

表4軸承受力分析結果

N

分動器相連部分采用螺栓連接，分析時將圓柱約束作為邊界條件。

4.2 靜力學分析

由控制機構殼體應力云圖(圖9)可知：殼體最大應力區域主要集中在3個螺栓孔處及大齒輪與小齒輪在殼體軸承附近部位，最大應力為16.985 MPa。

圖9 控制機構應力云圖

同時殼體應力主要分布在凸起加強筋及其周邊區域，故應對凸起加強筋進行適當調整，對減小殼體應力集中和減小殼體變形具有一定的幫助。

4.3 隨機振動分析

對上述所得的模態分析結果進行隨機振動分析，模擬汽車在C級路面上行駛。在ANSYS中輸入C級路面的功率譜密度進行隨機振動分析，分析計算得到1σ應力和1σ位移響應云圖，分別如圖10—圖11所示。

由圖10—圖11可知：最大應力發生在殼體螺栓孔附近部位，控制機構整體結構等效應力分布較為均勻，且最大應力為82.76 MPa，遠小于材料屈服強度，與靜力學分析結果相一致，故需進一步對該機構的殼體進行減重優化。

圖10 1σ應力響應

圖11 1σ位移響應

5 殼體拓撲優化

5.1 殼體優化與改進

優化區域為機構的上下殼體。將計算出的軸承力作為殼體的載荷，考慮減小變形和減重優化，以材料體積減少和全局最大應力為約束，進行優化計算。根據文獻[6]中的研究結論：在拓撲優化時，體積減少設置為40%～60%可以獲得理想的結果，此處設置體積約束為體積減少60%，收斂公差為0.4%。其優化的密度云圖如圖12所示，去除材料密度云圖如圖13所示。

根據圖12和圖13所示的結果，在保證結構完整性的前提下對殼體作如下改進：(1)減小殼體內部配電線槽與齒輪之間擋板的厚度；(2)將上殼體整體減薄0.3 mm，將下殼體減薄1.2 mm；(3)對圖13所示去除材料部分，在不改變結構特征前提下，減少其厚度；(4)在變形較大的部位，對凸起加強筋進行適當調整。

圖12 密度云圖

圖13 去除材料的密度云圖

5.2 優化前后對比分析

對優化后的模型進行靜力學分析，其約束條件與優化前的相同。優化后的模型應力云圖和變形云圖分別如圖14、圖15所示。

圖14 改進后殼體應力云圖

圖15 改進后殼體變形云圖

由圖14可得出：優化后殼體最大變形減小了，最大應力為14.176 MPa，最大應力較優化前減小了16.54%，殼體的質量較優化前較少11.61%。

6 結論

通過對汽車四驅分動器2×4驅切換控制機構進行隨機振動和結構強度分析，得出如下結論：

(1)通過分析控制機構前6階固有頻率和振型，可知該機構固有頻率較高，殼體振動變形明顯，說明殼體設計不合理，故需對該機構進行結構優化。

(2)分析控制機構強度時，可知該機構最大應力集中在3個螺栓孔附近，最大應力遠小于材料的屈服強度，說明該機構存在減重優化空間，故可對機構進行減重優化。

(3)通過該機構殼體進行拓撲優化，對殼體進行了改進。對改進后的殼體進行強度分析，得出優化后的殼體應力減小16.54%，同時變形也減小了，并且通過計算質量減輕11.61%。

參考文獻:

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