基于有限元法的輪邊齒輪箱破裂分析及改進*

雍 躍,陳 慧,賴曉麗

(1.重慶嘉陵全域機動車輛有限公司，重慶 402760； 2.陸軍裝備部駐重慶地區第六軍代室,重慶 402760)

0 引 言

某全形車是公司研發的串聯式混合動力6×6全地形車。輪邊齒輪箱是整個動力傳輸鏈中不可或缺的一環，6個車輪每個車輪對應一個輪邊齒輪箱，輪邊齒輪箱如果出故障，則動力傳遞中斷。

該車有較迫切的上市需求，但按照公司開發程序要求，該車必須通過10 000 km可靠性試驗才能上市。可靠性試驗按照高速環道、山路、強化路、越野路四種路況依次進行，對零部件的強度要求也依次越來越高。該車在進行到可靠性試驗越野路面初期時，左右兩側輪邊齒輪箱的上、下邊均出現了不同程度破裂，可靠性試驗被迫中斷。

有限元軟件被許多學者應用于結構斷裂問題分析中[1-2]。筆者基于有限元法對路試中破裂的輪邊齒輪箱模型進行強度計算，分析破裂原因，提出了結構設計改進建議，并確認改進方案強度符合可靠性試驗設計要求，實現了對故障的快速診斷和解決。

1 基于有限元法的故障分析

輪邊齒輪箱實物破裂圖片，以及破裂位置在CAD模型中的對應區域如圖1所示。

圖1 輪邊齒輪箱破裂實物與模型對比圖

車輛的結構設計中，輪邊齒輪箱內承載的齒輪軸末端直接連接車輪，輪邊齒輪箱在保證齒輪軸傳遞扭矩的同時，還承擔常規乘用車懸架的作用，輪邊齒輪箱的負荷會比一般常用傳動箱要高。

輪邊齒輪箱破裂發生在越野路況初期，越野路面相對直線平順路面工況更復雜，除了直線行駛的路面阻力、風阻、加減速慣性力外，還會有沖擊、跌落、高速轉向工況，越野路況是可靠性試驗中最惡劣的工況，車輛零部件要經受極限載荷的考驗，特別是由于該車的特殊性，需承受的沖擊是在車輛無減震的情況下。

此外試驗中破裂的箱體方案前期經過了一輪減重設計，不排除設計時對極限工況下的負荷考慮不全面，箱體強度不足以滿足越野路況負荷要求。

因此有必要對箱體進行強度校核。輪邊齒輪箱結構是復雜的不規則體，傳統的力學算法不能精確計算箱體受力，適合采用有限元法，計算箱體受力，分析故障原因和改進計算[3-4]。

1.1 有限元模型建立

由于項目時間緊迫，有限元計算采用了適合工程問題計算，能與箱體CAD設計無縫銜接的CATIA分析工具，以達到保持數據完整性和快速求解的目的。

考慮到計算的成本，建模時選取了車輛的一個輪邊齒輪箱，重點分析破裂側箱體。對齒輪軸連接的輪胎做簡化處理，以一個與車輪同直徑的圓盤代替。由于用于安裝輪邊齒輪箱的車架會參與受力變形，截取了與箱體相連接的部分車架，車架的其它部分忽略。簡易車輪與齒輪軸端面法蘭剛性連接，箱體通過螺栓模型將外圍14個安裝螺栓孔與車架底板連接，并根據實際緊固要求設置螺栓預緊力,建立裝配體分析模型。模型采用一階四面體單元，對結構突變和箱體破裂區域做了網格細化處理。箱體網格模型如圖2所示。

圖2 輪邊齒輪箱計算網格模型

1.2 材料特性

輪邊齒輪箱材料是ZL101A，力學性能參數如下：彈性模量70 000 MPa，泊松比0.346，抗拉強度275 MPa，屈服強度160～180 MPa。車架底板、齒輪軸、簡易輪材料為鋼，力學性能參數如下：彈性模量210 000 MPa，泊松比0.3。

1.3 載荷及邊界條件施加

計算時全約束簡化車架外圍和背板支架，模擬中組合各種工況載荷，計算了七種工況，本文主要分析最惡劣的極限工況，即在齒輪軸正常傳遞扭矩情況下，同時考慮跌落、沖擊、急速轉彎載荷，以Distributed Force、bearing Load方式加載。

1.4 計算結果

通過有限元求解器，對在試驗中損壞的輪邊齒輪箱方案進行了強度模擬計算，箱體在極限工況下的應力云圖如圖3所示。

根據材料力學第四強度理論校核箱體強度，箱體材料屈服極限取下限160 MPa，由于載荷中已考慮安全系數，以屈服極限作為設計許用應力，即160 MPa。從圖3應力云圖中可以看出，在極限工況下，輪邊齒輪箱的最大應力達320 MPa，遠大于箱體的許用應力，應力集中現象非常明顯，箱體強度達不到使用工況要求。并且高應力區域與箱體實物破裂位置非常吻合，即在上、下側加強筋底部，與安裝螺栓連接的區域。這也證明了輪邊齒輪箱有限元模型的合理性和精確性。

圖3 輪邊齒輪箱極限工況下的應力云圖

2 結合有限元計算的結構優化

嘗試多種提高箱體強度的結構，采用與原方案相同的有限元建模方法，對各改進方案的箱體進行了有限元計算，在首先滿足結構強度要求，實現輕量化設計的設計原則下[5]，分析出兩種方便實施且可有效提高箱體強度的改進方向。

改進方向一是將加強筋向箱體板邊沿延伸。箱體加強筋承載著箱體的主要受力，由于加強筋的分布在前期設計中經過拓撲優化確定，因此對加強筋的分布方向不再做調整，通過外延加強筋，加大了傘形加強筋的展角，當箱體承受以齒輪軸旋轉中心為軸線的徑向載荷時，起到降低加強筋內部受力的作用。將加強筋向箱體板邊沿延伸的結構示意如圖4所示。

圖4 延伸加強筋改前、改后結構對比

加強筋延長后的箱體應力云圖如圖5所示。

圖5 延伸加強筋后箱體應力云圖

從計算結果看，加強筋延伸后，破裂區域的應力值明顯降低，在與改前箱體相同的極限工況負荷下，箱體最大應力由320 MPa降到了180 MPa。

改進方向二是增厚箱體與車架連接用的安裝螺栓孔區域，箱體破裂發生在加強筋和安裝螺栓孔相連區域，增厚該區域，可緩解螺栓預緊及加強筋負載綜合作用時的應力集中。在上、下邊安裝螺栓孔區域增厚的示意圖如圖6所示。

圖6 增厚安裝螺栓孔區域示意圖

安裝螺栓孔區域增厚以后的箱體應力云圖如圖7所示，從計算結果看，增厚螺栓孔區域后，破裂區域的應力值也明顯降低，在與改前相同的極限工況下，箱體最大應力由320 MPa降到了182 MPa。

圖7 增厚安裝螺栓孔區域箱體應力云圖

結合以上兩個可有效提高箱體強度的改進方向，在盡量控制箱體質量增加量，并綜合考慮輪邊齒輪箱工藝、裝配等可行性的條件下，設計了最終的改進方案，以分叉方式延長加強筋，以避免安裝螺栓裝配困難。在保持螺栓座孔外徑不變的前提下增加螺栓孔區域厚度，增厚區域與周邊結構實現圓滑過渡。改后方案結構如圖8所示。

圖8 改前、改后方案結構示意圖

對改后結構進行了有限元強度校核計算，改后箱體應力云圖如圖9所示，從圖中可以看出，箱體在極限工況下，原箱體破裂區域應力值明顯降低，并且也沒明顯應力集中現象，箱體最大應力由改前的320MPa降到了146 MPa，最大應力小于許用應力，符合設計強度要求。

圖9 改后箱體應力云圖

3 改進方案試驗驗證

對經過有限元強度校核的箱體改后方案進行了樣件試制，樣件首先在專用臺架上進行單品試驗，改前的箱體試驗次數不超過5 000次就會破壞，并且損壞位置和可靠性試驗中的破裂位置一致。改后的箱體試驗次數達到了規定的80萬次試驗要求，并且試驗完成時箱體未損壞。

將通過單品試驗的改后輪邊齒輪箱裝上實車，重新進行了可靠性試驗評估，車輛再次按高速環道、山路、強化路和越野路四種路況順序進行，最終改后箱體順利通過所有路況，一次性完成可靠性試驗驗證。

4 結 論

通過對某全地形車輪邊齒輪箱進行有限元分析和優化改進，得到以下幾點結論：

(1) 基于有限元計算分析出的箱體薄弱點和實物破裂位置吻合，并且計算結果顯示，在極限負荷下，箱體強度低于材料許用應力是箱體破裂的重要原因。

(2) 通過結合有限元計算的方案對比，提出延長加強筋和增厚箱體安裝螺栓孔區域兩個可有效提高箱體強度的改進建議。

(3) 優化后的輪邊齒輪箱通過了單品試驗和最終的實車可靠性試驗驗證。

(4) 有限元方法與3D設計的有效結合，是實現對工程故障快速原因診斷和問題解決的有效途徑之一。