楊方媛，李 冬，王利娟

（1.重慶交通大學(xué) 機(jī)電與車輛工程學(xué)院，重慶400041；2.中國電建集團(tuán)成都電力金具有限公司，成都610100；3.重慶理工大學(xué) 車輛工程學(xué)院，重慶400054）

0 前言

UTV（（Utility Vehicles），即全地形越野車。最開始UTV 是以農(nóng)業(yè)和林業(yè)生產(chǎn)使用為主，目前多為越野愛好者使用。其結(jié)構(gòu)屬于半封閉式駕駛室，有方向盤，后部有開放式車箱，相比以前，現(xiàn)在的車型在動(dòng)力和安全性上都有所提升，包括增加了防滾架、賽車座椅、多點(diǎn)式安全帶等。同時(shí)，也進(jìn)一步提高了舒適性。但是，由于目前UTV 戶外娛樂使用較多，工作環(huán)境多為山區(qū)叢林、沙灘等，較為惡劣，常常會(huì)出現(xiàn)箱體出現(xiàn)裂紋等情況，給用戶體驗(yàn)帶來了危險(xiǎn)，因此本文通過有限元法對(duì)箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，研究其應(yīng)力分布情況，從設(shè)計(jì)初期對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)。

1 有限元模型建立

UTV 工作條件較為惡劣，發(fā)動(dòng)機(jī)傳輸動(dòng)力到箱體，箱體內(nèi)部通過復(fù)雜的齒輪對(duì)傳動(dòng)，將動(dòng)力傳輸至軸，最后通過軸將動(dòng)力傳輸至后橋。由于箱體內(nèi)部包含齒輪、軸承以及軸等傳動(dòng)零件，并使它們保證正常的運(yùn)動(dòng)關(guān)系及運(yùn)動(dòng)精度，此外，箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)還必須能夠儲(chǔ)存潤滑劑，同時(shí)保證密封性，因此箱體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，常見的箱體結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 箱體結(jié)構(gòu)圖

在建模之前對(duì)模型進(jìn)行合理的簡化十分必要[1]。有限元模型的準(zhǔn)確度將會(huì)對(duì)求解速度和分析結(jié)果的精度產(chǎn)生很大的影響[2，3]。比如，將螺栓聯(lián)接簡化為梁單元，通過后箱體輸入扭矩進(jìn)行傳動(dòng)計(jì)算，求解出齒輪受力分析，再根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)中軸承設(shè)計(jì)理論計(jì)算軸承所受載荷，將其加載至箱體中軸承支承面。在本文中，其中網(wǎng)格單元類型選擇四面體單元，前后箱體的材料均為ZL108，該材料抗拉強(qiáng)度σb= 255 MPa，考慮疲勞強(qiáng)度，許用應(yīng)力值取50 MPa。結(jié)構(gòu)強(qiáng)度合格的判斷依據(jù)為：結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力材料許用應(yīng)力[4，5]。

本研究中，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸最大扭矩為55.6 N·m/4 500 r/min，綜合考慮CVT（無極變速器Continuously Variable Transmission）及主副軸的傳動(dòng)效率（CVT 的傳動(dòng)效率取85%），根據(jù)UTV 的后驅(qū)運(yùn)行工況，得出：后箱體的輸入扭矩為547 N·m，前箱體的輸入扭矩為273.5 N·m。前后箱體的齒輪參數(shù)如表所示：

表1 弧齒錐齒輪的基本參數(shù)表

建立的箱體FE 模型如圖2 所示：

圖2 箱體FE 模型

2 箱體齒輪與軸承受力計(jì)算

前后箱體中采用的齒輪是弧齒錐齒輪?；↓X錐齒輪的齒面有凸齒面及凹齒面，工作面不同，輪齒所受的作用力也不同。在本模型中，驅(qū)動(dòng)齒輪采用的是左旋（L）小齒輪，被動(dòng)齒輪采用的是右旋（R）大齒輪。前后箱體中齒輪的旋轉(zhuǎn)方向及輪齒的受力分析如圖3、表2、表3 所示。

圖3 弧齒錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向及輪齒受力分析圖

表2 箱體的齒輪受力分析表

表3 后驅(qū)工況下齒輪受力分析計(jì)算表

后驅(qū)工況下正常行駛時(shí)，主動(dòng)軸逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，驅(qū)動(dòng)小齒輪左旋（L），輪齒面凸面嚙合，CVT 發(fā)動(dòng)機(jī)有四個(gè)檔位，L（加力檔）、H（前進(jìn)檔）、N（空檔）、R（倒檔），前進(jìn)時(shí)最大扭矩應(yīng)該用L 檔減速比計(jì)算，倒車時(shí)應(yīng)該用R 檔減速比計(jì)算，主動(dòng)軸及從動(dòng)軸軸承的受力分析計(jì)算如表4 所示。

表4 后驅(qū)工況下前進(jìn)時(shí)軸承的受力分析計(jì)算表

后驅(qū)倒車工況時(shí)，主動(dòng)軸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，驅(qū)動(dòng)小齒輪左旋（L），輪齒面為凹面嚙合，主動(dòng)軸及從動(dòng)軸軸承（軸承為標(biāo)準(zhǔn)件，在箱體中僅起到支撐軸的作用，本文分析對(duì)象為箱體殼體結(jié)構(gòu)，故在圖1 中給出箱體結(jié)構(gòu)）的受力分析計(jì)算如表5 所示。

表5 后驅(qū)工況下倒車時(shí)軸承的受力分析計(jì)算表

3 分析結(jié)果

后驅(qū)工況下只有后輪驅(qū)動(dòng)，箱體的輸入扭矩為547 N·m，故后驅(qū)時(shí)對(duì)后箱體進(jìn)行強(qiáng)度分析。分析結(jié)果如圖4 與圖5 所示。

圖4 前進(jìn)時(shí)后箱體分析結(jié)

圖5 倒車時(shí)后箱體分析結(jié)果

圖4 中關(guān)中重部位的最大應(yīng)力值為80 MPa，且安裝孔附近的應(yīng)力值達(dá)210 MPa，圖5 中關(guān)重最大應(yīng)力值為62 MPa，且安裝孔附近的應(yīng)力值達(dá)200 MPa，大于許用應(yīng)力值50 MPa，強(qiáng)度不合格。

4 優(yōu)化方案

針對(duì)以上箱體分析結(jié)果，對(duì)箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部加強(qiáng)筋設(shè)計(jì)，具體優(yōu)化方案如圖6 所示。

圖6 后箱體優(yōu)化方案

圖6 中，左邊圖中加強(qiáng)筋布置位置如圖紅色圈內(nèi)所示，加強(qiáng)筋厚度為4 mm，右邊圖中加強(qiáng)筋改進(jìn)方案為將圖示中加強(qiáng)筋延長至安裝孔端面，并且加強(qiáng)筋厚度由2.8 mm 增加至4 mm。優(yōu)化分析結(jié)果如圖7 所示。

與原結(jié)構(gòu)箱體應(yīng)力值相比，圖7 中關(guān)中重部位的最大應(yīng)力值由80 MPa 下降為55 MPa，且安裝孔附近的應(yīng)力值由210 MPa 下降至170 MPa，圖8 中關(guān)重最大應(yīng)力值由62 MPa 下降為47 MPa，且安裝孔附近的應(yīng)力值由200 MPa 下降為111 MPa，比原結(jié)構(gòu)應(yīng)力值大幅度下降，表明優(yōu)化方案合理。

圖8 優(yōu)化倒車時(shí)分析結(jié)果

5 結(jié)束語

本文采用有限元數(shù)值模擬方法，對(duì)UTV 全地形越野車后橋箱體在后驅(qū)工況下進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析，并基于分析結(jié)果對(duì)原結(jié)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，總結(jié)如下：

（1）UTV 全地形越野車工作環(huán)境較為復(fù)雜，需要對(duì)后驅(qū)與四驅(qū)工況均進(jìn)行評(píng)價(jià)，本文只考慮了后驅(qū)前進(jìn)與倒車兩個(gè)工況，需要進(jìn)一步改進(jìn)。

（2）后驅(qū)前進(jìn)與倒車兩個(gè)工況下，箱體應(yīng)力值大于許用應(yīng)力，箱體強(qiáng)度不合格。

（3）對(duì)箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部加強(qiáng)，優(yōu)化方案分析結(jié)果表明，應(yīng)力集中區(qū)域應(yīng)力值減小，優(yōu)化方案合理。