鄧國(guó)紅，李　玉，楊鄂川，歐　健，張　勇

(1.重慶理工大學(xué)　a.車輛工程學(xué)院； b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶　400054)

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重型汽車變速器箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞分析

鄧國(guó)紅a，李玉a，楊鄂川b，歐健a，張勇a

(1.重慶理工大學(xué)a.車輛工程學(xué)院； b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶400054)

摘要：考慮傳動(dòng)系非穩(wěn)定工況下的動(dòng)載荷效應(yīng)，在某重型汽車變速器箱體的強(qiáng)度校核時(shí)提出了2種極限工況，同時(shí)對(duì)箱體進(jìn)行了疲勞性能優(yōu)化設(shè)計(jì)?；陟o力學(xué)分析得到的強(qiáng)度和剛度結(jié)果,應(yīng)用Miner線性積累疲勞損傷理論進(jìn)行了箱體疲勞壽命分析，根據(jù)分析結(jié)果對(duì)變速器箱體的應(yīng)力集中區(qū)域進(jìn)行了局部結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化后箱體的最大損傷值明顯降低，能夠?yàn)樽兯倨飨潴w的設(shè)計(jì)提供一定的參考。

關(guān)鍵詞：變速器箱體；強(qiáng)度及剛度分析；Miner線性積累疲勞損傷理論；疲勞壽命分析

變速器箱體是變速器重要的組成部分， 同時(shí)也是車輛傳動(dòng)系中不可或缺的部分,對(duì)于車輛傳動(dòng)系的工作性能有著很大的影響[1]。根據(jù)汽車?yán)碚摽芍浩囋贗擋時(shí)所受的牽引力最大，所以在進(jìn)行變速箱強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，大量的研究只考慮了1擋和倒擋2種工況。胡玉梅、解寶常[2]等研究了變速器箱體在1擋齒輪嚙合力和2.5 G沖擊載荷共同作用下的影響，以及在倒擋齒輪嚙合力和1 G沖擊載荷共同作用下的影響。高娟、郭能等[3-4]校核箱體強(qiáng)度時(shí)只是考慮了1擋和倒擋2種工況下齒輪嚙合力對(duì)箱體的影響。趙文峻、陳婷[5]等研究了路面激勵(lì)作用下箱體的強(qiáng)度及疲勞性能。Kristi,Bozidar等[6]在建立卡車齒輪箱模型時(shí)，只考慮了1擋與倒檔2種工況的強(qiáng)度校核。

綜上，之前研究主要考慮1擋和倒擋2種工況下的疲勞強(qiáng)度分析，未考慮傳動(dòng)系在非穩(wěn)定工況下動(dòng)載荷的影響。尤其對(duì)于許多重型車輛而言，在困難路面上起步時(shí)往往會(huì)采用猛接離合器的方法，讓發(fā)動(dòng)機(jī)在高轉(zhuǎn)速下突然與離合器結(jié)合，利用發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪的動(dòng)能對(duì)汽車造成很大的前沖力，從而使汽車起步。同時(shí),在汽車緊急制動(dòng)而沒(méi)有松開(kāi)離合器時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)會(huì)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)作用一個(gè)很大的慣性力矩[7]。在這樣的非穩(wěn)定工況下，動(dòng)載荷的影響往往不能忽略。

本文在這2種典型的非穩(wěn)定工況下對(duì)重型汽車變速箱進(jìn)行研究，對(duì)箱體進(jìn)行強(qiáng)度校核，同時(shí)提出優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

1有限元模型的建立

本文研究的變速器箱體是某重型汽車變速器箱體，由前部箱體和后部箱體組成。建模過(guò)程中在保證不影響模型分析精度的前提下對(duì)其進(jìn)行了必要的簡(jiǎn)化。變速箱的基本參數(shù)如表1所示(長(zhǎng)度單位為mm，質(zhì)量單位為kg)。

箱體網(wǎng)格單元的基本尺寸設(shè)為5 mm。前部箱體共248 543個(gè)四面體單元，67 976個(gè)節(jié)點(diǎn)，質(zhì)量為31.9 kg；后部箱體共208 827個(gè)四面體單元，57 704 個(gè)節(jié)點(diǎn)，質(zhì)量為27 kg。箱體總質(zhì)量為58.9 kg。前、后箱體共用18根螺栓進(jìn)行連接。在有限元模型中對(duì)于螺栓連接全部采用剛性連接進(jìn)行處理。對(duì)于箱體與車身相連部分，也采用剛性連接，同時(shí)約束其全部自由度。經(jīng)調(diào)整，箱體有限元模型的坐標(biāo)系與整車坐標(biāo)系相統(tǒng)一。變速器箱體有限元模型見(jiàn)圖1。

表1　箱體的基本參數(shù)

圖1　變速器箱體有限元模型

2箱體靜力學(xué)分析

2.1非穩(wěn)定工況下動(dòng)載荷的確定

傳動(dòng)系在非穩(wěn)定工況下的動(dòng)載荷主要包括以下2個(gè)方面：

① 猛接離合器是汽車在困難路面上起步的一種方法。試驗(yàn)表明：在困難道路條件下猛接離合器時(shí)，變速器第1軸上的動(dòng)載荷可能為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩的3～3.5倍[8]。因此對(duì)變速器箱體的強(qiáng)度要求要高于一般工況。

② 汽車在行駛的過(guò)程中遇到突發(fā)情況需要緊急制動(dòng)時(shí)，在不松開(kāi)離合器的情況下進(jìn)行緊急制動(dòng)，會(huì)使傳動(dòng)系產(chǎn)生很大的沖擊載荷，該載荷也會(huì)通過(guò)軸承傳遞給箱體。

參考《汽車設(shè)計(jì)》[9]關(guān)于汽車傳動(dòng)系的研究發(fā)現(xiàn)：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速下猛接離合器起步時(shí)其傳動(dòng)系所受的動(dòng)載荷是不一樣的。圖2為某客車在瀝青路面上發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速下突然結(jié)合離合器起步時(shí)傳動(dòng)系的動(dòng)載荷。

圖2　變速器輸入軸的動(dòng)載荷

由圖2可知：2擋時(shí)的動(dòng)載荷比1擋時(shí)大，所以本文對(duì)于猛接離合起步工況采用2擋進(jìn)行仿真計(jì)算。

當(dāng)汽車需要緊急制動(dòng)時(shí)，如果沒(méi)有松開(kāi)離合器，高速旋轉(zhuǎn)的發(fā)動(dòng)機(jī)會(huì)給傳動(dòng)系作用一個(gè)很大的慣性力矩，該慣性力矩與制動(dòng)車輪剎住時(shí)傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)剛度成正比。當(dāng)變速器的傳動(dòng)比最小時(shí)，傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)剛度最大。所以，在緊急制動(dòng)工況下，本文采用直接擋進(jìn)行強(qiáng)度校核。

2.2變速器箱體結(jié)構(gòu)的靜力學(xué)分析

工況分類：

工況1計(jì)算2擋猛接離合器起步的動(dòng)載荷，變速器第1軸上的動(dòng)載荷取3倍發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩。

工況2計(jì)算直接擋緊急制動(dòng)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)給變速器第1軸施加的慣性力矩，用公式Mc=βMemax(β為離合器后備系數(shù)，取1.7；Memax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩)來(lái)計(jì)算[10]。

變速器齒輪基本參數(shù)見(jiàn)表2。

根據(jù)齒輪基本參數(shù)，計(jì)算2種工況各軸承受力情況，結(jié)果如表3、4所示。

強(qiáng)度分析的邊界條件：約束箱體與車身連接處全部自由度，在軸承處施加相應(yīng)的軸承力，同時(shí)施加1g的重力場(chǎng)。分析結(jié)果如圖3所示。

表2　齒輪基本參數(shù)

表3工況1各軸承受力

軸承徑向力/NY向Z向軸向力/NX向輸入軸軸承25920-314287531輸出軸軸承-79923-38556-17493中間軸左軸承-399583666136321中間軸右軸承7452037584-32689

表4工況2各軸承受力

軸承徑向力/NY向Z向軸向力/NX向輸入軸軸承22000-129408960輸出軸軸承-69600-33260-15750中間軸左軸承-236001714031700中間軸右軸承6790035800-31700

根據(jù)靜力學(xué)仿真結(jié)果可知：箱體在猛接離合器起步工況的最大應(yīng)力值為230.2 MPa，出現(xiàn)在第2軸的軸承加強(qiáng)筋處；箱體在緊急制動(dòng)而沒(méi)松開(kāi)離合器時(shí)的最大應(yīng)力值為207.5 MPa，也出現(xiàn)在第2軸的軸承加強(qiáng)筋處。其中，猛接離合器起步工況的最大應(yīng)力值接近材料的屈服強(qiáng)度250 MPa。

圖3　兩種工況仿真應(yīng)力云圖

3箱體的疲勞壽命分析

本文采用的是Palmgren-Miner線性累積損傷理論[11-14]。從靜力學(xué)分析中得知：箱體的最大應(yīng)力值接近材料的屈服強(qiáng)度。該工況下的疲勞處于低周疲勞區(qū)域，因此本文選用局部應(yīng)變法來(lái)進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)。

對(duì)猛接離合器起步工況進(jìn)行疲勞壽命分析。靜力學(xué)分析結(jié)果為初始損傷。以局部應(yīng)變法為疲勞壽命分析方法進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)，其分析結(jié)果如圖4所示。由圖4可知：最大損傷出現(xiàn)在輸出軸承的加強(qiáng)筋處，屬于應(yīng)力集中點(diǎn)，最大損傷值為4.016E-4。

圖4　優(yōu)化前箱體疲勞損傷云圖

根據(jù)仿真結(jié)果，對(duì)箱體最大應(yīng)力處的加強(qiáng)筋進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化方案1：將6 mm寬的加強(qiáng)筋改為兩根8 mm寬的加強(qiáng)筋，將強(qiáng)筋垂直于箱體側(cè)面；優(yōu)化方案2：將6 mm寬的加強(qiáng)筋改為兩根8 mm寬的加強(qiáng)筋，將強(qiáng)筋沿軸承徑向分布。優(yōu)化方案如圖5所示。

圖5　應(yīng)力集中處優(yōu)化方案1與優(yōu)化方案2模型

優(yōu)化方案1的疲勞壽命分析結(jié)果：最大損傷仍然出現(xiàn)在輸出軸承的加強(qiáng)筋處，最大損傷值由原來(lái)的4.016E-4降低到1.588E-4，如圖6所示。

圖6　優(yōu)化方案1箱體疲勞損傷云圖

優(yōu)化方案2的疲勞壽命分析結(jié)果：最大損傷出現(xiàn)在輸出軸承的加強(qiáng)筋處，最大損傷值由原來(lái)的4.016E-4降低到1.443E-4，如圖7所示。

圖7　優(yōu)化方案2箱體疲勞損傷云圖

對(duì)10個(gè)采樣節(jié)點(diǎn)優(yōu)化前、后損傷值進(jìn)行對(duì)比，其對(duì)比結(jié)果如圖8所示。由圖8可見(jiàn)：2種優(yōu)化方案最大損傷值都有明顯降低，優(yōu)化方案2的優(yōu)化效果更為顯著。

圖8　優(yōu)化前后危險(xiǎn)點(diǎn)處的疲勞損傷對(duì)比

4結(jié)論

1) 通過(guò)對(duì)汽車傳動(dòng)系非穩(wěn)定工況下動(dòng)載荷的研究，確定使用猛接離合器起步及緊急制動(dòng)而沒(méi)踩離合器2種工況來(lái)對(duì)箱體進(jìn)行強(qiáng)度校核。

2) 由靜力學(xué)分析可知：該變速箱的應(yīng)力集中點(diǎn)在輸出軸承處的加強(qiáng)筋上，最大應(yīng)力值接近材料的屈服強(qiáng)度。

3) 以靜力學(xué)結(jié)果為初始損傷，對(duì)猛接離合器起步工況進(jìn)行疲勞壽命分析，其最大損傷值為4.016E-4。通過(guò)對(duì)應(yīng)力集中處的幾何優(yōu)化，2種優(yōu)化方案都能明顯降低其最大損傷值，由于軸承處的傳力是沿徑向的，則加強(qiáng)筋沿軸承徑向的優(yōu)化方案效果更明顯。以上分析能為變速器箱體的設(shè)計(jì)提供參考。

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(責(zé)任編輯陳艷)

Body Structure Strength and Fatigue Analysis on the Gear-Box of Heavy Vehicle

DENG Guo-honga, LI Yua, YANG E-chuanb, OU Jiana, ZHANG Yonga

(a.College of Vehicle Engineering; b.College of Mechanical Engineering,Chongqing University of Technology, Chongqing 400054, China)

Abstract:Considering transmission system dynamic load effect under unsteady condition, two kinds of extreme conditions were put forward when the heavy auto transmission housing has intensity checkout. At the same time, the fatigue performance optimization design was carried out for the box body. The box fatigue life was analyzed by using Miner linear cumulative damage theory under the result of strength and stiffness based on statics analysis. Then the area of stress concentration was optimized according to the analysis results. The result shows the maximum damage is decreased obviously and some reference is provided for the design of the transmission box.

Key words：transmission housing; strength and stiffness analysis; Miner linear cumulative damage theory; fatigue life analysis

文章編號(hào)：1674-8425(2016)02-0012-05

中圖分類號(hào)：U461

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

doi:10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.02.003

作者簡(jiǎn)介：鄧國(guó)紅(1965—)，男，四川人，博士，教授，主要從事車輛動(dòng)力學(xué)與控制研究。

基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金青年基金資助項(xiàng)目(51405051)；2014年重慶理工大學(xué)研究生創(chuàng)新基金資助項(xiàng)目(YCX2014201)

收稿日期：2015-10-22

引用格式：鄧國(guó)紅，李玉，楊鄂川，等.重型汽車變速器箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞分析[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2016(2):12-16.

Citation format：DENG Guo-hong, LI Yu, YANG E-chuan,et al.Body Structure Strength and Fatigue Analysis on the Gear-Box of Heavy Vehicle[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(2):12-16.