劉葉花 劉文昌 傅兵

關鍵詞：變速器殼體；懸置；斷裂；沖擊載荷；靜態(tài)拉伸；CAE 分析

0 引言

變速器殼體一般由多個殼體組成，各殼體之間通過螺栓連接形成一個密閉空間，從而對傳動總成起到支撐、包絡和密封的作用[1]。在內(nèi)部零件具有較理想間隙的情況下，變速器殼體應盡量沿著內(nèi)部零部件外輪廓布局，使殼體結構尺寸盡量較小，以實現(xiàn)輕量化設計[2]。變速器殼體的靜強度是反映殼體綜合性能的重要指標，通過提升變速器殼體靜強度，可以提高殼體遭受破壞時的極限承載力。

Leite 等研究了自動變速器殼體的輕量化設計方法，可適用于殼體概念設計階段[3]。José 等根據(jù)高階剪切變形理論，建立了板殼結構離散模型與靈敏度分析模型，對板殼結構進行了載荷分析與優(yōu)化，并給出了功能梯度材料板殼結構的通用分析公式[4]。張睿建立了某款變速器的剛柔耦合動力學模型，研究了殼體在承受靜態(tài)載荷與動態(tài)載荷下的強度與剛度特性[5]。高娜等對不同擋位下發(fā)動機最大扭矩時箱體的耦合模型進行了動響應計算，獲得了危險區(qū)域應力幅值的分布情況[6]。

雖然國內(nèi)外業(yè)內(nèi)人士對變速器殼體優(yōu)化設計開展了大量研究，但針對汽車變速器殼體懸置部位強度分析的研究較少。為此，本文從工程實際出發(fā)，基于某變速器產(chǎn)品，通過試驗與仿真相結合的方法，對殼體懸置連接處靜強度進行分析與設計改進，為變速器殼體的優(yōu)化設計提供一定參考。

1 問題分析

懸置部位是變速器與車體之間的連接結構，同一款變速器匹配不同車型時，懸置部位的殼體往往需要重新設計。在樣機階段，懸置是變速器結構上較易發(fā)生故障的部位。變速器進行車型匹配時，首先會通過變速器殼體樣件開展整車搭載測試。某變速器產(chǎn)品樣件路試過程中，殼體懸置部位出現(xiàn)開裂故障（圖1），裂紋位于懸置部位與殼體法蘭面的連接處。

經(jīng)初步分析，變速器懸置的受力包括：車輛在急加圖1 變速器殼體裂紋部位示意圖速、急減速以及急轉彎等工況時，由于慣性作用，變速器懸置承受巨大的沖擊載荷；車輛在顛簸路面行駛時，懸置受到路面沖擊力的影響。因此，變速器殼體懸置部位受力狀態(tài)極為復雜。為了進一步確定殼體懸置結構的薄弱點，項目組對發(fā)生故障的殼體進行靜態(tài)拉伸試驗。

2 殼體靜態(tài)拉伸試驗

靜態(tài)拉伸試驗裝置主要由變速器殼體、液壓缸和測試工裝等組成。其中拉伸載荷來自液壓油缸的壓力，油缸通過液壓頂杠作用在測試工裝上的環(huán)形面上。為分析懸置部位在不同方向的靜強度，將拉伸方向設定為X、Y、Z 三個方向（圖2a）。根據(jù)變速器殼體拉伸方向安裝好試驗臺，分別對X、Y、Z 三個方向進行拉伸試驗，調(diào)節(jié)液壓控制旋鈕，逐漸增加液壓壓強，觀察前殼體懸置結構的變化，直至殼體出現(xiàn)裂紋。試驗過程如圖2b ～圖2d 所示。

試驗后發(fā)現(xiàn)，X、Y 方向拉伸試驗的液壓缸壓力加載到5.5 MPa時，殼體均未發(fā)生破壞。而Z 方向拉伸試驗的液壓缸壓力加載到4.8 MPa 時，殼體發(fā)生破壞，將油缸壓強換算成作用在測試工裝環(huán)形面上的拉力為41 376 N。如圖3 所示，殼體破壞部位位于懸置與端面連接處。試驗過程中，圖3 中紅圈標記的某處最先產(chǎn)生裂紋。隨著拉伸力的增大，裂紋沿著懸置結構與殼體下端面連接面擴展，最終造成殼體破壞。這與之前殼體故障的部位是一致的。因此，可認為該懸置部位在Z 方向的承載能力最差，是結構的薄弱點。因此，項目組接下來主要針對變速器Z 方向拉伸強度進行分析。

3 殼體靜強度CAE 分析

上述拉伸試驗為變速器懸置部位的靜強度設計提供了一個參考基準，接下來項目組通過CAE 方法進行建模。首先建立變速器殼體幾何模型，殼體內(nèi)部的油道、定位銷孔和倒角等細小結構不會影響變速器殼體懸置部位的整體受力，故在建模時對上述細節(jié)進行簡化。由于殼體結構復雜，在此采用四面體單元進行自由網(wǎng)格劃分。選取的單元類型為10 節(jié)點四面體單元，該單元具有二次位移模式，可以較好地適應不規(guī)則的形狀，最終的網(wǎng)格單元數(shù)為151 506（圖4）。材料屬性方面，選擇殼體材料為ADC12 鋁合金，彈性模量為7.1×104 MPa，泊松比為0.33，密度為2 770 kg/m3，材料極限強度為328.3 MPa。

測試工裝通過3 個M12 螺栓與前殼體連接，并與殼體存在多處接觸。為真實模擬試驗拉伸試驗工況，根據(jù)各部件的承載狀態(tài)及傳力方式，進行接觸關系定義（圖5），具體接觸關系如表1 所示。前殼體前端面通過11 個螺栓與測試工裝底板緊固在一起，因此前端面上的11 個螺栓孔為全自由度約束。模型載荷根據(jù)拉伸試驗斷裂時的加載力進行加載，將拉伸載荷加載在測試工裝上，方向沿Z 方向垂直向上，加載力為41 376 N。

根據(jù)前殼體的Von-Mises 等效應力云圖可以看出（圖6），前殼體的受力部位主要位于懸置結構處。其中最大應力區(qū)域為懸置結構與殼體下端面連接處，3 個加強筋連接處出現(xiàn)了應力集中，從左至右依次為486.1 MPa、388.1 MPa 和616.6 MPa（最大應力）。這是由于該部位是變速器殼體懸置與端面之間的過渡部位，結構出現(xiàn)了一定程度的突變。殼體材料的極限強度為328.3 MPa，上述3 個應力集中部位的應力同比超出極限應力48%、18% 和87%。

前殼體總變形結果如圖7 所示，最大變形位置位于懸置結構上端螺栓孔連接處，變形量為0.580 mm。懸置結構與殼體下端面連接處的變形相對懸置結構上端面變形量較小，從下往上依次為 0.296×10-2 mm、0.114 mm、 圖 9 改進后懸置部位的仿真分析0.203 mm 和0.267 mm。此處的變形梯度較大，再加上殼體下端面螺栓孔被約束住，此部位極易產(chǎn)生較大的應力。

將圖7 與圖3 所示的前殼體Z 方向拉伸試驗破壞圖對比可知，裂紋擴展線及斷裂部位與仿真結果高度吻合。因此根據(jù)仿真和試驗，可以推測殼體斷裂的原因是：變速器殼體與懸置部位連接處存在應力集中，且最大應力值超過殼體極限強度，從而使得殼體發(fā)生斷裂。與此同時，上述仿真與試驗結果的對比也驗證了所建立的有限元仿真分析模型的正確性。

4 殼體設計改進

根據(jù)試驗和仿真分析結果可知，前殼體懸置結構在Z 方向上無法承載足夠大的拉伸載荷，導致在實車行駛過程中變速器殼體懸置結構連接處出現(xiàn)開裂的現(xiàn)象。為提升懸置結構的強度，在此對殼體結構進行針對性的改進。為提高殼體強度和剛度，減小應力集中和變形，對殼體懸置連接處結構進行如下改進： ①在懸置結構的左邊，將垂直的加強筋改變成2 個水平的加強筋；②加高右邊第二排的加強筋，后面的斜向加強筋改為正向加強筋（圖8）。

對結構改進后的殼體開展仿真分析（圖9），有限元邊界條件與改進前一致。由改進后殼體懸置部位的Von-Mises 等效應力云圖可知，Z 方向最大應力為297.2 MPa，較改進前模型的616.6 MPa 減少了319.4 MPa， 最大應力同比降低了約52%，同時該應力小于殼體材料的極限強度328.3 MPa。由改進后的總變形云圖可知，改進后模型的最大變形量為0.166 mm，比原有模型最大變形量0.580 mm 減少了0.414 mm，最大變形量同比降低了約71%。其主要原因是，通過優(yōu)化加強筋結構，增加了懸置部位周圍的支撐結構，從而使得最大應力值降低。

綜上分析可知，改進后模型懸置部位的最大應力和最大變形較改進前顯著降低，且最大應力值已低于材料抗拉極限。殼體懸置部位的強度和剛度得到提升，改進方案的合理性得到了驗證。

5 結論

本文針對某變速器懸置斷裂問題，采用試驗測試與仿真分析相結合的方法，設計靜強度拉伸試驗，構建了殼體懸置的仿真模型并開展仿真分析?；谠囼灪头抡娣治鼋Y果，對原殼體開展了針對性的設計改進，對改進后的殼體再次進行仿真分析。結果表明：改進后的殼體懸置部位的最大應力降低了約52%，最大變形量降低了約71%，改進后的結構強度得到了有效提升。文中的試驗和仿真分析方法可為變速器殼體結構優(yōu)化設計提供一定參考。