陳黎卿 陳無畏 王鈺明，4 胡 芳 黃民峰

1.合肥工業(yè)大學(xué)，合肥，230009 2.安徽農(nóng)業(yè)大學(xué)，合肥，230036 3.合肥美橋傳動系統(tǒng)及底盤有限責(zé)任公司，合肥，230000 4.南通大學(xué)，南通，226019

0 引言

分動器是四驅(qū)汽車實(shí)現(xiàn)動力合理分配的關(guān)鍵總成部件，承擔(dān)汽車扭矩合理分配的任務(wù)，其設(shè)計(jì)性能將直接影響到四驅(qū)汽車的傳動系統(tǒng)性能。目前應(yīng)用較為廣泛的四輪驅(qū)動汽車（four wheel drive，簡稱4WD）主要有全時(shí)四驅(qū)、分時(shí)四驅(qū)和智能四驅(qū)等類型。智能四驅(qū)汽車較多地采用車輛正常行駛時(shí)以前輪驅(qū)動為主的方式，在前驅(qū)動輪打滑、車輛轉(zhuǎn)彎等特殊工況下，扭矩控制器根據(jù)接收的傳感器信息自動將后驅(qū)動輪連接，從而形成四輪驅(qū)動。目前在該方面的研究成果主要有：文獻(xiàn)［1－2］針對電子控制四驅(qū)汽車進(jìn)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(jìn)行了概念研究；文獻(xiàn)［4－8］分別針對分動器的設(shè)計(jì)制造以及不同部件的振動特性進(jìn)行了研究。國外該類產(chǎn)品主要由博格華納公司提供，國內(nèi)目前還沒有企業(yè)能夠?qū)⒃擃惙謩悠鳟a(chǎn)品產(chǎn)業(yè)化。

本文以某款智能四驅(qū)汽車所用的分動器殼體為研究對象，對其進(jìn)行了模態(tài)試驗(yàn)，并開展了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，通過分析對結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)，得到了滿意的結(jié)構(gòu)。

1 有限元建模

分動器殼體是一個(gè)復(fù)雜的薄壁殼體，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，殼體上有軸承孔、定位銷孔和加強(qiáng)筋等部分。為了簡化有限元模型，在不影響分析結(jié)果的前提下，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行如下簡化：①忽略殼體結(jié)構(gòu)各處過小的面；②忽略殼體上小的過度圓角和螺紋等結(jié)構(gòu)特征。采用四面體二次網(wǎng)格設(shè)置，網(wǎng)格整體尺寸為2.5mm，共劃分網(wǎng)格646 224個(gè)，節(jié)點(diǎn)144 168個(gè)。分動器殼體有限元網(wǎng)格如圖1所示。

圖1 分動器殼體有限元網(wǎng)格

為了簡化計(jì)算且又能準(zhǔn)確反映分動器殼體的實(shí)際工作環(huán)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(shè)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(jié)構(gòu)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(shè)置螺栓預(yù)緊力。邊界處理如圖2所示。

圖2 邊界處理

2 計(jì)算模態(tài)分析與試驗(yàn)研究

2.1 計(jì)算模態(tài)

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

表1 計(jì)算模態(tài)前6階模態(tài)結(jié)果

2.2 試驗(yàn)?zāi)B(tài)研究

2.2.1 試驗(yàn)裝置及測點(diǎn)布置

使用軟繩懸掛的方式模擬分動器殼體的自由模態(tài)進(jìn)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(lì)方式：試驗(yàn)時(shí)對分動器殼體進(jìn)行的激勵(lì)力由力錘錘擊產(chǎn)生，使分動器殼體產(chǎn)生振動，同時(shí)在分動器殼體的適當(dāng)位置布置加速度傳感器，試驗(yàn)采用固定響應(yīng)點(diǎn)，改變激勵(lì)點(diǎn)的多次觸發(fā)采樣，輸出信號與輸入信號經(jīng)過電荷放大器進(jìn)入到采集系統(tǒng)。

（3）測試系統(tǒng)：測試系統(tǒng)包括傳感器、信號采集系統(tǒng)和分析軟件等，試驗(yàn)時(shí)用到的設(shè)備見表2，儀器連接簡圖見圖3。

表2 試驗(yàn)設(shè)備

圖3 試驗(yàn)設(shè)備簡圖

（4）測點(diǎn)選擇：根據(jù)計(jì)算模態(tài)振型，在振動較大處布置較多的測點(diǎn)，以便較好地測得振動效果；振動較小處適當(dāng)布置，以免模態(tài)丟失。測點(diǎn)布置如圖4所示。

圖4 測點(diǎn)布置圖

2.2.2 試驗(yàn)結(jié)果

對測得的信號進(jìn)行處理得到前6階的模態(tài)參數(shù)，如表3所示。

表3 試驗(yàn)?zāi)B(tài)前6階模態(tài)結(jié)果

2.3 結(jié)果比較

通過比較發(fā)現(xiàn)，計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)前6階具有相同的振型，頻率值誤差均在5%以內(nèi)，說明了有限元模型的準(zhǔn)確性。計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)對比如表4所示。

表4 試驗(yàn)?zāi)B(tài)與計(jì)算模態(tài)的對比

3 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

3.1 載荷條件

3.1.1 軸承載荷計(jì)算

以某款智能汽車所用分動器為研究對象，該款車輛相關(guān)參數(shù)如表5所示，分動器結(jié)構(gòu)如圖5所示。

表5 分動器總成相關(guān)參數(shù)

分動器殼體的受力主要是由與其相連的4個(gè)軸承傳遞，因此軸承的受力計(jì)算是殼體分析的基礎(chǔ)，常規(guī)的方法采用傳統(tǒng)的軸承計(jì)算公式進(jìn)行求解，該方法與實(shí)際中軸承受力情況有差異。本文采用Romax軟件構(gòu)建分動器傳動部件動力學(xué)模型，具體步驟如下。

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

圖5 分動器總成結(jié)構(gòu)示意圖

（2）從軸承數(shù)據(jù)庫中選擇軸承型號，并建立在確定的位置；根據(jù)軸承的受力特點(diǎn)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(jù)齒輪的相關(guān)參數(shù)建立齒輪模型，按照三維模型中位置進(jìn)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(shè)置2種極限載荷工況，即汽車在行駛中由于路面情況導(dǎo)致動力切換為四驅(qū)：①前進(jìn)極限工況，四驅(qū)工況下發(fā)動機(jī)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(qū)工況下發(fā)動機(jī)以最大扭矩且變速器以倒擋傳遞動力。按照分動器工作時(shí)轉(zhuǎn)速和扭矩輸入，經(jīng)過運(yùn)動仿真后得出分動器4個(gè)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(shí)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(gè)定位銷限制其X、Y方向位移和轉(zhuǎn)動，根據(jù)軸承受力分析結(jié)果在Abaqus中采用專門的軸承載荷形式加載。

3.2 靜力學(xué)分析

3.2.1 應(yīng)力和位移量分析

圖7 靜力學(xué)分析結(jié)果

由分動器殼體的極限工況應(yīng)力云圖（圖7）可見：分動器殼體的高應(yīng)力區(qū)域主要集中在分動器大齒輪安裝部分兩側(cè)，這主要是因?yàn)榇簖X輪兩側(cè)安裝有支撐傳動軸的兩個(gè)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(shí)殼體上加強(qiáng)筋的設(shè)計(jì)也主要布置在殼體應(yīng)力較大區(qū)域，說明加強(qiáng)筋的布置相對合理，對減小殼體應(yīng)力和提高殼體的疲勞強(qiáng)度有一定的幫助。

通過分動器殼體的前進(jìn)極限工況和倒擋極限工況應(yīng)力云圖比較后發(fā)現(xiàn)，最大應(yīng)力分別為196.8MPa和190.3MPa，相差不是很大。同時(shí)，殼體材料許用應(yīng)力屈服極限為190MPa，殼體所受應(yīng)力大于許用應(yīng)力，說明殼體設(shè)計(jì)不能滿足實(shí)際需求，需要對殼體進(jìn)行修改。由2種工況的應(yīng)變分析結(jié)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(shè)置疲勞分析工況為：前進(jìn)極限工況時(shí)載荷為正向加載，倒車極限工況時(shí)載荷為反向加載，以完成1次正向和1次反向?yàn)?個(gè)循環(huán)?？紤]到智能四驅(qū)汽車在整個(gè)行駛過程中動力切換到四驅(qū)工況時(shí)的概率僅為5%，因此對于分動器殼體的疲勞分析取進(jìn)行2萬次循環(huán)的疲勞工況分析，疲勞分析結(jié)果如圖8所示（數(shù)字表示壽命的10的對數(shù)次）。由圖8可以得知：殼體上在大齒輪軸承座安裝區(qū)域疲勞壽命較低，不能滿足設(shè)計(jì)要求。

圖8 疲勞分析結(jié)果

4 分動器殼體改進(jìn)

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

圖9 修改后分動器應(yīng)力圖

為了更加說明應(yīng)力和位移修改前后的變化趨勢，沿圖9中黑色線區(qū)域，分別取100個(gè)點(diǎn)，統(tǒng)計(jì)圓周上各點(diǎn)應(yīng)力和位移變化情況，如圖10所示。由圖10可看出，修改前有應(yīng)力集中現(xiàn)象，同時(shí)應(yīng)力主要保持在100MPa上下，經(jīng)過修改后，應(yīng)力明顯下降，且應(yīng)力過渡平穩(wěn)，基本上保持在50MPa以下。說明修改后的數(shù)?？傮w應(yīng)力取得了較大進(jìn)步。

圖10 數(shù)模修改前后應(yīng)力對比效果圖

5 結(jié)論

（1）通過模擬真實(shí)分動器裝配情況，分析完成了準(zhǔn)確的約束邊界條件和載荷的加載，建立了準(zhǔn)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(xué)模型，并準(zhǔn)確計(jì)算出了軸承的受力。與傳統(tǒng)的運(yùn)用理論公式計(jì)算軸承受力相比，該方法結(jié)合實(shí)際工況進(jìn)行分析，得出的受力結(jié)果更為準(zhǔn)確。

（3）通過模態(tài)試驗(yàn)和有限元仿真相結(jié)合的方法得到了準(zhǔn)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(yīng)力應(yīng)變和疲勞的有限元計(jì)算保證了設(shè)計(jì)開發(fā)模型的準(zhǔn)確性，為下一步分動器的分析打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。

［1］郭立書，葛安林，張?zhí)?電子控制最佳扭矩分配4WD系統(tǒng)研究［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2002，33（6）：16－19.Guo Lishu，Ge Anlin，Zhang Tai，et al.Study on Electronic Control Optimal Torque Distribute System for 4WD［J］.Transactions of the Chinese Society of Agricultural Machinery，2002，33（6）：16－19.

［2］高陽，李靜，雷雨龍，等.基于配備取力器的越野車牽引力控制方法［J］.吉林大學(xué)學(xué)報(bào)（工學(xué)版），2009，39（3）：18－21.Gao Yang，Li Jing，Lei Yulong，et al.Traction Control Methods Based on Special Off－road Vehicle with Power Take－off［J］.Journal of Jilin University（Engineering and Technology Edition），2009，39（3）：18－21.

［3］賈巨民，高波.越野汽車分動器非圓行星差速器概念模型 ［J］.中 國 機(jī) 械 工 程，2008，19（24）：3003－3005.Jia Jumin，Gao Bo.A Conceptive Noncircular Planetary Differential for Off－road Vehicles［J］.China Mechanical Engineering，2008，19（24）：3003－3005.

［4］王洪軍，葉斌，盧旭東.汽車分動器齒形鏈疲勞失效分析［J］.機(jī)械傳動，2012，36（1）：60－64.Wang Hongjun，Ye Bin，Lu Xudong.Fatigue Failure Analysis of Automobile Transfer Case Silent Chain［J］.Journal of Mechanical Transmission，2012，36（1）：60－64.

［5］史建鵬，孫慶和.分動器轉(zhuǎn)矩分配比確定理論研究［J］.汽車工程，2007，29（10）：889－892.Shi Jianpeng，Sun Qinghe.A Theoretical Study on the Determination of the Torque Distribution Ratio in Transfer Case［J］.Automotive Engineering，2007，29（10）：889－892.

［6］陳習(xí)江.淺析一種新型分動器換擋機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)［J］.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2009，32（18）：194－195.Chen Xijiang.Brief Analysis on a New Shift Agency of the Sub－actuator Designing［J］.Journal of Hefei University of Technology，2009，32（18）：194－195.

［7］郭學(xué)軍.新一代5t級越野汽車全時(shí)分動器開發(fā)［J］.汽車技術(shù)，2011（2）：18－21.Guo Xuejun.Development of Full－time Transfer Case for New Generation 5tOff－road Vehicle［J］.Automobile Technology，2011（2）：18－21.

［8］李志鑫，李小清，陳學(xué)東，等.有限元分析中邊界條件對模態(tài)影響的研究［J］.中國機(jī)械工程，2008，19（9）：1083－1086.Li Zhixin，Li Xiaoqing，Chen Xuedong，et al.The Study on Boundary Conditions to the Effect of Mode Analysis in FEA［J］.China Mechanical Engineering，2008，19（9）：1083－1086.