宮喚春

（燕京理工學(xué)院）

變速器是汽車傳動系統(tǒng)中的重要部件。當(dāng)汽車在不同路面上行駛時，易受到各種振動和沖擊，因此要求變速器殼體具備較強的強度以抵抗外界的沖擊和振動。在設(shè)計汽車變速器時，殼體強度、結(jié)構(gòu)以及質(zhì)量是影響其設(shè)計好壞的關(guān)鍵環(huán)節(jié)[1]。通常變速器殼體設(shè)計是利用試驗臺架或通過各種道路試驗現(xiàn)場測試獲取數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，但是試驗過程漫長且耗費了大量的人力和物力，影響設(shè)計進(jìn)度和周期，同時也會增加設(shè)計成本。文章以某轎車變速器殼體為例，通過建立有限元模型，分析應(yīng)力及位移分布，提出了變速器殼體的優(yōu)化設(shè)計方法。

1 有限元模型建模

變速器殼體通常包括離合器殼體與變速器殼體，因為變速器有各擋位齒輪、同步器及軸承等眾多部件，同時齒輪與軸承等部件存在倒角、螺紋孔等過渡特征，從而導(dǎo)致變速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜。為提高模型計算精度，以2 mm作為單元尺寸，建立變速器殼體模型。

離合器和變速器殼體通常由螺栓連接。文章利用HyperWorks軟件[2]中 Beam（梁）和 RBE2（剛性連接）單元相結(jié)合的方式建模，其中，梁單元模擬螺桿，其截面屬性與實際螺栓相符。變速器殼體的材料通常是鋁合金，在有限元模型添加相關(guān)材料屬性，其中彈性模量為2.2×105MPa，泊松比為 0.3，體積質(zhì)量為 2.7×103kg/m3。由于變速器殼體與發(fā)動機相連接，所以連接端面約束其螺栓連接孔全部自由度。文章建立的有限元變速器殼體模型，如圖1所示。

圖1 某轎車有限元手動變速器殼體模型

2 變速器殼體施加載荷

變速器殼體有限元模型建立后，在殼體上施加載荷，通常變速器殼體主要承受的載荷是軸承孔處的徑向力和軸向力[3]。變速器殼體載荷通過HyperWorks計算得出，在變速器處于不同擋位時，變速器殼體承受的載荷大小和方向各不相同，由于1擋起步時受到的牽引力最大，文章重點計算分析變速器處于1擋時，變速器殼體的強度變化。建立的變速器是三軸式手動變速器[4]，齒輪軸分為輸入軸、中間軸和輸出軸，與之相對應(yīng)的是變速器殼體和離合器殼體各軸軸承孔處的徑向力和軸向力分布及大小，分別如圖2和表1所示。

圖2 變速器和離合器殼體各軸承孔處受力分布

表1 變速器各軸承孔處軸向力和徑向力數(shù)據(jù)N

在變速器殼體各軸承中，無論是滾動軸承還是滑動軸承，載荷都是通過軸承外圈或軸承座傳遞的，屬于面上的分布壓強載荷，因此應(yīng)把集中力載荷轉(zhuǎn)化為壓強施加于軸承孔處。軸向載荷可以等效為作用在軸承蓋法蘭面或軸承外圈軸肩上的均布壓強。軸向施加載荷，如圖3所示。

圖3 變速器殼體軸承孔軸向施加載荷

變速器殼體軸承孔的徑向載荷，可以等效為120°范圍內(nèi)的余弦分布壓強，其施加方式，如圖4所示。變速器殼體徑向壓強[5]計算公式為：

式中：Pα——變速器殼體徑向壓強，Pa；

α——施加載荷點與徑向力夾角，（°）；

F——徑向力，N；

R——軸承孔半徑，m；

L——軸承軸線長度，m。

圖4 變速器殼體軸承孔徑向載荷施加示意圖

變速器殼體軸承孔載荷疊加完成后，如圖5所示。

圖5 變速器殼體軸向和徑向載荷疊加示意圖

3 計算仿真分析

通過對變速器殼體與發(fā)動機相連接的螺栓孔位處進(jìn)行全約束，提交分析計算，得出其變速器殼體位移云

圖及應(yīng)力云圖，如圖6所示。

圖6 變速器殼體受力后位移及應(yīng)力分布云圖

從圖6a中紅色區(qū)域可以看出，變速器殼體后端和1擋齒輪軸相連的部位受力最大，最易發(fā)生變形，變速器殼體其余位置能夠很好地抵抗外界干擾，基本不產(chǎn)生位移。由此可以得出，這種分布較為合理，由于變速器殼體前端與發(fā)動機相連，變速器殼體后端處于懸空狀態(tài)。在圖6b中最大應(yīng)力集中于加強筋的倒角處，建議對倒角進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，以滿足使用要求。從圖6b中還可以看到，變速器殼體軸承與齒輪軸相接觸的位置處，其應(yīng)力值比其他位置明顯偏高。

4 結(jié)論

文章采用HyperWorks軟件建立某轎車手動變速器殼體有限元分析模型，該建模方法在提高殼體強度分析速度的同時，還考慮了齒輪軸及軸承對殼體強度的影響，模擬出更加真實的殼體受力，提高了分析結(jié)果的精度，可進(jìn)一步預(yù)測殼體在真實工作環(huán)境下的疲勞損傷和壽命，為進(jìn)行結(jié)構(gòu)疲勞設(shè)計提供參考。