純電動輕型貨車減速器殼體斷裂失效分析與結構優化

摘要：某純電動輕型貨車殼體路試過程出現斷裂失效現象。以斷裂殼體為研究對象，分析材質和斷裂紋確定斷裂源，應用有限元方法計算斷裂工況下殼體應力、應變分布，結合強度理論分析，得到最大應力處與斷裂源保持一致，基于有效模型提出優化方案，通過分析和臺架驗證，殼體滿足強度要求。

關鍵詞：純電動；殼體；強度理論；有限元靜力學分析；開裂；優化

殼體作為減速器的重要零件，殼體的作用是將減速器內的齒輪、軸承、軸及差速器等零件組裝成一個整體，保證各個零件的平穩運行。同時還與電動機、懸置等整車部件連接，保證整車動力的持續傳遞。殼體在工作中承受了復雜的載荷力，內有扭矩輸入，經齒軸產生軸承對殼體的載荷力；外有整車加速或制動時總成引起的慣性力與沖擊[1]。強度設計不足容易會導致局部裂紋，剛度不足影響傳動穩定性、精確性，從而降低減速器的動態性能和壽命[2]。憑經驗設計的殼體體積大、結構笨重，極易出現局部裂紋，優化需要與試驗反復迭代。王雄等對某變速器殼體失效原因分析與優化，利用有限元手段能準確分析出懸置失效原因[3]；宋起龍介紹了各軸承空位載荷的大小及加載方式，利用Altair公司的有限元軟件Hypermesh對變速器殼體進行了強度分析，獲得了應力及位移集中位置，為后續方案定型提供了指導[4]。張世寶等對輕型貨車變速器殼體的有限元分析與優化研究，通過變速器殼體軸承安裝孔施加三向力分析，獲得了與試驗一致的產品失效結果[5]。以上證明有限元分析方法是殼體強度分析的有效方法，并能為優化提供方向。

本文將對斷裂殼體進行分析，通過材質分析和斷裂紋分析，確定殼體斷裂性質為過載，研究殼體的作用載荷力，利用有限元軟件分析計算殼體的應力、位移[6]，結合強度理論進行力學分析，殼體斷裂源與最大應力區相吻合，基于準確的有限元模型優化結構滿足準則要求，殼體通過臺架試驗。

斷裂紋分析

1.外觀檢查

某純電動輕型貨車減速器殼體在進行路試試驗時出現殼體斷裂，經目視檢查，殼體外觀大部分表面（毛坯面）呈淺灰色，部分表面（機加工面）呈金屬色，斷裂位置為減速器后殼差速器軸承孔處，沿內孔向斷裂掉塊，如圖1所示，且內孔處表面可見明顯的擠壓痕跡，宏觀未見腐蝕和裂紋形貌，如圖2所示。

2.斷口分析

觀察斷面形貌，均呈淺灰色，且可見明顯的撕裂楞線，根據愣線收斂方向判斷，斷裂均起始于靠孔一側，起始部位未見擊打及碰磨痕跡，如圖3所示。經掃描電境進行斷口觀察，斷裂均起始于靠內孔一側表面，起始部位未見冶金缺陷，斷面微觀形貌為準解理+少量韌窩[7]，如圖4所示，為該類材料典型的過載斷裂特征。

3.金相檢查

在斷裂部位附近取樣進行金相剖切檢查，殼體顯微組織α（Al）+（α+Si）共晶，共晶硅呈條塊狀，未見晶界加粗、三角晶界和復熔球等過燒組織特征，顯微組織正常，如圖5所示，同時進行化學成分分析，該殼體成分符合JIS—H5302—2006中的ADC12要求，分析結果見表1。

4.硬度測試

在斷裂部位附件取樣進行宏觀硬度測試，該殼體硬度為92.8HB，符合要求（75～105HB）。

綜上，該減速器總成斷裂性質為過載；殼體材質及冶金質量符合圖樣要求。

有限元分析

1.有限元模型建立

為保證分析結果與實際更加貼近，縮減計算時長，分析模型包括斷裂殼體、軸承外圈、橋殼三部分，利用creo軟件對三維實體進行造型建模，如圖6所示，并通過有限元軟件劃分網格，螺栓連接區域均簡化綁定連接，殼體與軸承外圈摩擦接觸連接，約束橋殼兩端安裝處。

2.作用載荷及邊界

減速器安裝在整車上承受的載荷包括兩部分，外部載荷由整車加減速工況下對殼體的沖擊載荷，失效往往位于殼體懸置位置，一般基于通用北美28懸置工況進行靜強度校核[7]。內部載荷則由電動機前進、倒退工況下扭矩輸入產生的軸承支撐反作用力，用于評價殼體的承載能力。根據斷裂工況和斷裂位置，本文研究采用內部載荷420N·m輸入作為分析此次失效的載荷輸入，并要求極限工況下殼體屈服強度安全系數大于1。為得到模型的準確載荷，須建立完整的有限元模型[8，9]，因此本文利用MASTA軟件建立齒軸模型，并對輪輻、差速器殼體等異形件進行有限元模型替代，使得計算模型與實際模型一致，從而保證分析的準確性。載荷作用軸承外圈，計算420N·m扭矩輸入下各載荷，見表2。

3.分析斷裂與驗證

材料的破壞按其物理本質分為脆斷和屈服兩類形式，常用四大強度理論來作為這兩類破壞形式的評價依據。第一強度理論認為，不論復雜、簡單的應力狀態，只要第一主應力達到單向拉伸時的強度極限，即斷裂，其破壞主因為最大拉應力；第二強度理論認為，不論復雜、簡單的應力狀態，只要第一主應變達到單向拉伸時的極限值，即斷裂，其破壞主因是最大伸長線應變；第三強度理論認為，不論復雜、簡單的應力狀態，只要最大切應力達到單向拉伸時的極限切應力值，即屈服，其破壞的主因是最大切應力；第四強度理論認為，不論材料處在什么應力狀態，材料發生屈服的原因是由于形狀改變比能達到了某個極限值[10]。

本文采用強度理論作為評價依據，根據強度理論的適用范圍，不僅取決于材料的性質，而且還與危險點處的應力狀態有關。本文優先采用第四強度理論計算同時結合第一強度理論作為評價依據。殼體的最大mise應力為197.6MPa，存在兩個區域超出材料屈服強度154MPa，如圖7所示，根據放大變形系數的變形云圖（見圖8），可確定該兩處應力較大主要是承受拉應力，對于該兩處危險區域，采用第一強度理論判定，計算殼體的最大主應力，如圖9所示，最大主應力值為227MPa，接近抗拉強度228MPa，且與斷裂位置保持一致。

結構優化

1.薄弱點原因分析

根據仿真結果分析，減速器殼體在極限工況下的馮米塞斯應力大于材料屈服強度，根據變形趨勢，判斷危險區域主要承受拉應力，觀察其最大主應力與材料抗拉強度非常接近，考慮材料強度極限值及建模的存在一些誤差，判定原因是最大拉應力超過材料強度極限導致斷裂。而造成該處薄弱點原因是殼體軸承孔處存在油槽口及倒角特征，增大了局部應力集中系數，且該處變形較大位于拉應力集中處，導致油槽倒角口斷裂。

2.結構優化方向

如圖10所示，針對薄弱原因進行結構優化（序號與圖11中序號一一對應）：

①取消兩端開口U形槽，調整方向并改用油孔，避免應力集中。

②差速器軸承安裝孔底部增加存油槽，提高軸承潤滑效果。

③增加軸承外圈拆卸槽。

④優化所有尖角，要求曲面之間光滑過渡，降低應力集中。

⑤加強筋抬高至軸承安裝凸臺端面。

⑥增加和加厚軸承孔附近加強筋，提高剛度。

⑦增加與橋殼安裝的止口，改變受力，避免單向受拉。

⑧增加止口與橋殼安裝。

⑨下面止口寬度增加。

3.優化后分析結果

優化后結果如圖11～圖14所示，1倍靜扭工況下殼體最大應力位于軸承孔臺階邊緣處，最大應力為120.6MPa，屈服安全系數為1.27，最大變形由0.735 5mm降至0.0661 6mm；3倍靜扭工況下殼體最大應力位于軸承孔臺階邊緣處，最大應力為210.9MPa，抗拉安全系數為1.08，優化后結構殼體強度得到加強，理論上能承受3倍靜扭工況。

靜扭臺架驗證

1.試驗設備

測試試驗采用電磁制動三相異步電動機、行星擺線針輪減速機、扭矩傳感器、角度傳感器及靜扭臺架（見圖15）等設備，通過測調試該試驗臺架滿足轉速

0～2500r/min，扭矩輸入0～2000N·m，并保證±0.5%FS的測試精度，以滿足不同樣箱的測試。

2.測試過程

減速器和橋殼一起安裝在靜扭臺架上，試驗過程將車橋內一端輸出軸固定，要求輸入軸扭轉轉速不超過15r/min，且裝配輸入軸和輸出軸時保證較好的同軸度連接，使得輸入軸和輸出軸只承受扭矩，不允許有附加的彎矩作用。試驗過程采集了靜扭試驗臺0N·m加載到破壞扭矩時的輸入軸的輸入扭矩及轉角。

3.測試結果

計算靜扭后備系數K1（要求K1＞3）

K1=M/Mmax" " " " " " " " " " " " " " （1）

式中" M——試驗結束時記錄的扭矩，單位為N·m，本

次最大輸入扭矩Mmax取420N·m。

圖16為優化前殼體（取失效殼體同一批次減速器）的靜扭臺架測試數據，試驗在輸入轉角為487 o、輸入扭矩877.5N·m時減速器功能破壞，導致試驗停止，故M取877.5N·m，根據公式（1）計算減速器的靜扭后備系數為2.08，不滿足要求，拆箱后發現，殼體差速器位置油槽處斷裂，與理論分析薄弱處相吻合，減速器中最薄弱零件為殼體。

圖17為優化后殼體的靜扭臺架測試數據，試驗在輸入轉角為2332 o、輸入扭矩1279N·m時減速器功能破壞，導致試驗停止，故M取1345N·m，根據公式（1）計算靜扭后備系數為3.045，大于要求靜扭后備系數3，減速器滿足設計要求，拆解減速器后發現輸出半軸斷裂，齒輪、軸承、殼體等接觸位置存在微小壓印，其他均無異常，說明殼體改進后滿足設計要求，減速器中最薄弱零件是輸出半軸。

結語

1）塑性材料選用關于屈服的強度理論分析，但對于危險點主要受拉應力時，利用最大拉應力理論分析更加精確。

2）本文建立的分析模型，能夠準確分析失效原因，且與試驗一致，證明建模有效，有限元方法可行，對同類殼體的設計與優化具有指導意義。

3）有限元方法是解決零部件失效問題的有效方法，能夠大大節約工程項目開發時間，提高零部件設計的安全性。

參考文獻

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