張翠

(安徽江淮汽車股份有限公司 ，安徽合肥 230601)

基于CAE分析的微卡后橋主減殼優(yōu)化設(shè)計

張翠

(安徽江淮汽車股份有限公司 ，安徽合肥 230601)

介紹基于CAE分析的一種微卡后橋主減速器殼體的優(yōu)化設(shè)計。運用Patran建立該主減速器殼體的有限元分析模型，并通過Romax施加載荷，通過仿真分析對主減速器殼體強度、剛度進行評估，并進行優(yōu)化設(shè)計，為后期新車型開發(fā)時后橋主減速器殼體的設(shè)計提供了參考。

CAE分析；主減速器殼體；優(yōu)化設(shè)計

0 引言

有限元法是一種現(xiàn)代化的機構(gòu)設(shè)計計算方法，在一定的前提條件下，它可以計算各種機械零件的強度，表征任何部位的應(yīng)力和變形。以主減速器殼體為研究對象，用有限元方法計算極限工況下主減速器殼體的應(yīng)力和變形，通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)實現(xiàn)主減速器殼體的優(yōu)化設(shè)計，并對優(yōu)化前后主減速器殼體仿真結(jié)果進行比較分析。

1 主減速器殼體功能

主減速器殼體是主減速器的座艙，提供對主減速器的支承、防護，主要是對主動齒輪和被動齒輪起支承作用，同時在汽車啟動或倒車的過程中承受傳動軸、車架和道路傳遞的載荷及扭轉(zhuǎn)力矩。主減速器殼體根據(jù)主動齒輪的支承形式及安置方式的不同，分為懸臂式和騎馬式兩種。

(1)懸臂式

懸臂式是指主動齒輪以其輪齒大端的一側(cè)軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增強主減速器殼體的支承剛度，應(yīng)使兩軸承中心間的距離比齒輪齒面寬中點的懸臂長度大2 倍以上。

(2)騎馬式

騎馬式是指齒輪前后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱為兩端支承。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小。

文中以騎馬式主減速器殼體為研究對象，根據(jù)該主減速器殼體結(jié)構(gòu)的特點，對該模型進行整體分析計算。

2 主減速器殼體設(shè)計原則

由于主減速器殼體是主減速器的座艙，對主減速器起支承、防護作用，并承受傳動軸、車架和道路傳遞的載荷，因此對主減速器殼體的設(shè)計應(yīng)充分考慮其支撐剛度、扭轉(zhuǎn)剛度、主動齒輪的安裝及與橋殼的配合安裝方便性等。

3 主減速器殼體強度分析

運用Patran建立一種承載2 t的微卡主減速器殼體的有限元分析模型，并通過Romax施加運行工況載荷，通過仿真分析計算對主減速器殼體強度進行評估，并進行優(yōu)化設(shè)計。

3.1 有限元模型建立

3.1.1 網(wǎng)格劃分

將幾何清理后的CAD模型(見圖1)導(dǎo)入MSC.PATRAN中進行網(wǎng)格劃分，如圖2所示。

圖1 主減速器殼體模型

圖2 主減速器殼體有限元網(wǎng)格劃分模型

3.1.2 材料屬性

主減速器殼體的材料為QT450-10，其屬性如表1所示。

表1 主減速器殼體材料QT450-10的屬性

3.1.3 邊界條件及載荷

通過Romax對主減速器殼體進行加載，Romax工況載荷加載情況見表2和圖3。

表2 加載情況

圖3 工況載荷圖

3.2 主減速器殼體強度與剛度分析結(jié)果

3.2.1 主減速器殼體強度分析結(jié)果

從主減速器殼體應(yīng)力云圖分析結(jié)果(圖4—5)可以看出：主減速器螺栓孔處應(yīng)力較大，但小于應(yīng)力極限；主減速器殼體安裝止口局部位置出現(xiàn)應(yīng)力集中，局部應(yīng)力達到392 MPa，應(yīng)力值遠(yuǎn)超于材料的屈服強度，安全系數(shù)為0.795。

圖4 主減速器殼體應(yīng)力云圖

圖5 應(yīng)力集中部位

3.2.2 主減速器殼體剛度分析結(jié)果

主減速器殼體剛度分析結(jié)果見圖6，主減殼軸承安裝部位最大位移量為0.132 mm。

圖6 位移云圖

綜上分析結(jié)果，主減速器殼體出現(xiàn)局部應(yīng)力集中，應(yīng)力超過材料的屈服強度，但低于材料的抗拉強度，建議通過結(jié)構(gòu)設(shè)計進行優(yōu)化。

4 主減速器殼體優(yōu)化

4.1 優(yōu)化方案

主減速器殼體安裝止口直徑增加3 mm，尖角圓弧過渡。優(yōu)化后方案如圖7所示。

圖7 優(yōu)化方案

4.2 優(yōu)化后主減速器殼體強度與剛度分析結(jié)果

4.2.1 主減速器殼體強度分析結(jié)果

從優(yōu)化后主減速器殼體應(yīng)力云圖(圖8)可以看出：主減螺栓孔處應(yīng)力較大，最大應(yīng)力為286.2 MPa，小于材料的屈服強度，應(yīng)力最大處安全系數(shù)1.08。

圖8 主減速器殼體應(yīng)力云圖

4.2.2 主減速器殼體剛度分析結(jié)果

主減速器殼體剛度分析結(jié)果見圖9，主減殼軸承安裝部位最大位移量為0.129 mm。

5 結(jié)論

綜上分析，通過對主減速器殼體應(yīng)力薄弱部位進行優(yōu)化設(shè)計，主減速器殼體最大應(yīng)力由原來的392 MPa降低為286.2 MPa，安全系數(shù)提升為1.08，最大應(yīng)力處強度小于材料的屈服強度，滿足主減速器殼體強度設(shè)計要求。

由此可見CAE分析可以快速預(yù)測設(shè)計零部件的強度和剛度情況，為前期設(shè)計開發(fā)提供理論依據(jù)，縮短了零部件的開發(fā)周期，減少了不必要的試驗，節(jié)約了設(shè)計成本，提供了一種快速有效的產(chǎn)品開發(fā)思路。

[1]劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001:296.

[2]劉惟信.汽車車橋設(shè)計[M].北京:清華大學(xué)出版社,2004.

[3]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].3版.北京:機械工業(yè)出版社,2009.

[4]陳言東，王解生.驅(qū)動橋主減速器殼體的有限元分析[J].機械工程師,2009(10)：70-72.

[5]江淮汽車技術(shù)中心.江淮輕型卡車設(shè)計規(guī)范[M].合肥:安徽江淮汽車股份有限公司，2006.

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OptimalDesignofOneMainReducerShellofaMinitruckRearAxleBasedonCAEAnalysis

ZHANG Cui

(Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Hefei Anhui 230601,China)

The optimal design of one main reducer shell of a mini truck rear axle was introduced based on CAE analysis. By using Patran, a finite element analysis model of the main reduction shell is established and the working load was applied through Romax. The strength and rigidity of the main reducer shell were evaluated and its structure was optimized.The research provides reference for the design of new main reducer shell when new model is developed.

CAE analysis; Main reducer shell; Optimal design

2017-03-27

張翠，女，碩士，目前從事輕型卡車底盤設(shè)計工作。E-mail：1187816027@qq.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.08.011

U463.2

A

1674-1986(2017)08-049-03