摘要：某純電動輕型貨車殼體路試過程出現(xiàn)斷裂失效現(xiàn)象。以斷裂殼體為研究對象，分析材質(zhì)和斷裂紋確定斷裂源，應(yīng)用有限元方法計算斷裂工況下殼體應(yīng)力、應(yīng)變分布，結(jié)合強度理論分析，得到最大應(yīng)力處與斷裂源保持一致，基于有效模型提出優(yōu)化方案，通過分析和臺架驗證，殼體滿足強度要求。

關(guān)鍵詞：純電動；殼體；強度理論；有限元靜力學(xué)分析；開裂；優(yōu)化

殼體作為減速器的重要零件，殼體的作用是將減速器內(nèi)的齒輪、軸承、軸及差速器等零件組裝成一個整體，保證各個零件的平穩(wěn)運行。同時還與電動機、懸置等整車部件連接，保證整車動力的持續(xù)傳遞。殼體在工作中承受了復(fù)雜的載荷力，內(nèi)有扭矩輸入，經(jīng)齒軸產(chǎn)生軸承對殼體的載荷力；外有整車加速或制動時總成引起的慣性力與沖擊[1]。強度設(shè)計不足容易會導(dǎo)致局部裂紋，剛度不足影響傳動穩(wěn)定性、精確性，從而降低減速器的動態(tài)性能和壽命[2]。憑經(jīng)驗設(shè)計的殼體體積大、結(jié)構(gòu)笨重，極易出現(xiàn)局部裂紋，優(yōu)化需要與試驗反復(fù)迭代。王雄等對某變速器殼體失效原因分析與優(yōu)化，利用有限元手段能準(zhǔn)確分析出懸置失效原因[3]；宋起龍介紹了各軸承空位載荷的大小及加載方式，利用Altair公司的有限元軟件Hypermesh對變速器殼體進行了強度分析，獲得了應(yīng)力及位移集中位置，為后續(xù)方案定型提供了指導(dǎo)[4]。張世寶等對輕型貨車變速器殼體的有限元分析與優(yōu)化研究，通過變速器殼體軸承安裝孔施加三向力分析，獲得了與試驗一致的產(chǎn)品失效結(jié)果[5]。以上證明有限元分析方法是殼體強度分析的有效方法，并能為優(yōu)化提供方向。

本文將對斷裂殼體進行分析，通過材質(zhì)分析和斷裂紋分析，確定殼體斷裂性質(zhì)為過載，研究殼體的作用載荷力，利用有限元軟件分析計算殼體的應(yīng)力、位移[6]，結(jié)合強度理論進行力學(xué)分析，殼體斷裂源與最大應(yīng)力區(qū)相吻合，基于準(zhǔn)確的有限元模型優(yōu)化結(jié)構(gòu)滿足準(zhǔn)則要求，殼體通過臺架試驗。

斷裂紋分析

1.外觀檢查

某純電動輕型貨車減速器殼體在進行路試試驗時出現(xiàn)殼體斷裂，經(jīng)目視檢查，殼體外觀大部分表面（毛坯面）呈淺灰色，部分表面（機加工面）呈金屬色，斷裂位置為減速器后殼差速器軸承孔處，沿內(nèi)孔向斷裂掉塊，如圖1所示，且內(nèi)孔處表面可見明顯的擠壓痕跡，宏觀未見腐蝕和裂紋形貌，如圖2所示。

2.斷口分析

觀察斷面形貌，均呈淺灰色，且可見明顯的撕裂楞線，根據(jù)愣線收斂方向判斷，斷裂均起始于靠孔一側(cè)，起始部位未見擊打及碰磨痕跡，如圖3所示。經(jīng)掃描電境進行斷口觀察，斷裂均起始于靠內(nèi)孔一側(cè)表面，起始部位未見冶金缺陷，斷面微觀形貌為準(zhǔn)解理+少量韌窩[7]，如圖4所示，為該類材料典型的過載斷裂特征。

3.金相檢查

在斷裂部位附近取樣進行金相剖切檢查，殼體顯微組織α（Al）+（α+Si）共晶，共晶硅呈條塊狀，未見晶界加粗、三角晶界和復(fù)熔球等過燒組織特征，顯微組織正常，如圖5所示，同時進行化學(xué)成分分析，該殼體成分符合JIS—H5302—2006中的ADC12要求，分析結(jié)果見表1。

4.硬度測試

在斷裂部位附件取樣進行宏觀硬度測試，該殼體硬度為92.8HB，符合要求（75～105HB）。

綜上，該減速器總成斷裂性質(zhì)為過載；殼體材質(zhì)及冶金質(zhì)量符合圖樣要求。

有限元分析

1.有限元模型建立

為保證分析結(jié)果與實際更加貼近，縮減計算時長，分析模型包括斷裂殼體、軸承外圈、橋殼三部分，利用creo軟件對三維實體進行造型建模，如圖6所示，并通過有限元軟件劃分網(wǎng)格，螺栓連接區(qū)域均簡化綁定連接，殼體與軸承外圈摩擦接觸連接，約束橋殼兩端安裝處。

2.作用載荷及邊界

減速器安裝在整車上承受的載荷包括兩部分，外部載荷由整車加減速工況下對殼體的沖擊載荷，失效往往位于殼體懸置位置，一般基于通用北美28懸置工況進行靜強度校核[7]。內(nèi)部載荷則由電動機前進、倒退工況下扭矩輸入產(chǎn)生的軸承支撐反作用力，用于評價殼體的承載能力。根據(jù)斷裂工況和斷裂位置，本文研究采用內(nèi)部載荷420N·m輸入作為分析此次失效的載荷輸入，并要求極限工況下殼體屈服強度安全系數(shù)大于1。為得到模型的準(zhǔn)確載荷，須建立完整的有限元模型[8，9]，因此本文利用MASTA軟件建立齒軸模型，并對輪輻、差速器殼體等異形件進行有限元模型替代，使得計算模型與實際模型一致，從而保證分析的準(zhǔn)確性。載荷作用軸承外圈，計算420N·m扭矩輸入下各載荷，見表2。

3.分析斷裂與驗證

材料的破壞按其物理本質(zhì)分為脆斷和屈服兩類形式，常用四大強度理論來作為這兩類破壞形式的評價依據(jù)。第一強度理論認(rèn)為，不論復(fù)雜、簡單的應(yīng)力狀態(tài)，只要第一主應(yīng)力達(dá)到單向拉伸時的強度極限，即斷裂，其破壞主因為最大拉應(yīng)力；第二強度理論認(rèn)為，不論復(fù)雜、簡單的應(yīng)力狀態(tài)，只要第一主應(yīng)變達(dá)到單向拉伸時的極限值，即斷裂，其破壞主因是最大伸長線應(yīng)變；第三強度理論認(rèn)為，不論復(fù)雜、簡單的應(yīng)力狀態(tài)，只要最大切應(yīng)力達(dá)到單向拉伸時的極限切應(yīng)力值，即屈服，其破壞的主因是最大切應(yīng)力；第四強度理論認(rèn)為，不論材料處在什么應(yīng)力狀態(tài)，材料發(fā)生屈服的原因是由于形狀改變比能達(dá)到了某個極限值[10]。

本文采用強度理論作為評價依據(jù)，根據(jù)強度理論的適用范圍，不僅取決于材料的性質(zhì)，而且還與危險點處的應(yīng)力狀態(tài)有關(guān)。本文優(yōu)先采用第四強度理論計算同時結(jié)合第一強度理論作為評價依據(jù)。殼體的最大mise應(yīng)力為197.6MPa，存在兩個區(qū)域超出材料屈服強度154MPa，如圖7所示，根據(jù)放大變形系數(shù)的變形云圖（見圖8），可確定該兩處應(yīng)力較大主要是承受拉應(yīng)力，對于該兩處危險區(qū)域，采用第一強度理論判定，計算殼體的最大主應(yīng)力，如圖9所示，最大主應(yīng)力值為227MPa，接近抗拉強度228MPa，且與斷裂位置保持一致。

結(jié)構(gòu)優(yōu)化

1.薄弱點原因分析

根據(jù)仿真結(jié)果分析，減速器殼體在極限工況下的馮米塞斯應(yīng)力大于材料屈服強度，根據(jù)變形趨勢，判斷危險區(qū)域主要承受拉應(yīng)力，觀察其最大主應(yīng)力與材料抗拉強度非常接近，考慮材料強度極限值及建模的存在一些誤差，判定原因是最大拉應(yīng)力超過材料強度極限導(dǎo)致斷裂。而造成該處薄弱點原因是殼體軸承孔處存在油槽口及倒角特征，增大了局部應(yīng)力集中系數(shù)，且該處變形較大位于拉應(yīng)力集中處，導(dǎo)致油槽倒角口斷裂。

2.結(jié)構(gòu)優(yōu)化方向

如圖10所示，針對薄弱原因進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化（序號與圖11中序號一一對應(yīng)）：

①取消兩端開口U形槽，調(diào)整方向并改用油孔，避免應(yīng)力集中。

②差速器軸承安裝孔底部增加存油槽，提高軸承潤滑效果。

③增加軸承外圈拆卸槽。

④優(yōu)化所有尖角，要求曲面之間光滑過渡，降低應(yīng)力集中。

⑤加強筋抬高至軸承安裝凸臺端面。

⑥增加和加厚軸承孔附近加強筋，提高剛度。

⑦增加與橋殼安裝的止口，改變受力，避免單向受拉。

⑧增加止口與橋殼安裝。

⑨下面止口寬度增加。

3.優(yōu)化后分析結(jié)果

優(yōu)化后結(jié)果如圖11～圖14所示，1倍靜扭工況下殼體最大應(yīng)力位于軸承孔臺階邊緣處，最大應(yīng)力為120.6MPa，屈服安全系數(shù)為1.27，最大變形由0.735 5mm降至0.0661 6mm；3倍靜扭工況下殼體最大應(yīng)力位于軸承孔臺階邊緣處，最大應(yīng)力為210.9MPa，抗拉安全系數(shù)為1.08，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)殼體強度得到加強，理論上能承受3倍靜扭工況。

靜扭臺架驗證

1.試驗設(shè)備

測試試驗采用電磁制動三相異步電動機、行星擺線針輪減速機、扭矩傳感器、角度傳感器及靜扭臺架（見圖15）等設(shè)備，通過測調(diào)試該試驗臺架滿足轉(zhuǎn)速

0～2500r/min，扭矩輸入0～2000N·m，并保證±0.5%FS的測試精度，以滿足不同樣箱的測試。

2.測試過程

減速器和橋殼一起安裝在靜扭臺架上，試驗過程將車橋內(nèi)一端輸出軸固定，要求輸入軸扭轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速不超過15r/min，且裝配輸入軸和輸出軸時保證較好的同軸度連接，使得輸入軸和輸出軸只承受扭矩，不允許有附加的彎矩作用。試驗過程采集了靜扭試驗臺0N·m加載到破壞扭矩時的輸入軸的輸入扭矩及轉(zhuǎn)角。

3.測試結(jié)果

計算靜扭后備系數(shù)K1（要求K1＞3）

K1=M/Mmax" " " " " " " " " " " " " " （1）

式中" M——試驗結(jié)束時記錄的扭矩，單位為N·m，本

次最大輸入扭矩Mmax取420N·m。

圖16為優(yōu)化前殼體（取失效殼體同一批次減速器）的靜扭臺架測試數(shù)據(jù)，試驗在輸入轉(zhuǎn)角為487 o、輸入扭矩877.5N·m時減速器功能破壞，導(dǎo)致試驗停止，故M取877.5N·m，根據(jù)公式（1）計算減速器的靜扭后備系數(shù)為2.08，不滿足要求，拆箱后發(fā)現(xiàn)，殼體差速器位置油槽處斷裂，與理論分析薄弱處相吻合，減速器中最薄弱零件為殼體。

圖17為優(yōu)化后殼體的靜扭臺架測試數(shù)據(jù)，試驗在輸入轉(zhuǎn)角為2332 o、輸入扭矩1279N·m時減速器功能破壞，導(dǎo)致試驗停止，故M取1345N·m，根據(jù)公式（1）計算靜扭后備系數(shù)為3.045，大于要求靜扭后備系數(shù)3，減速器滿足設(shè)計要求，拆解減速器后發(fā)現(xiàn)輸出半軸斷裂，齒輪、軸承、殼體等接觸位置存在微小壓印，其他均無異常，說明殼體改進后滿足設(shè)計要求，減速器中最薄弱零件是輸出半軸。

結(jié)語

1）塑性材料選用關(guān)于屈服的強度理論分析，但對于危險點主要受拉應(yīng)力時，利用最大拉應(yīng)力理論分析更加精確。

2）本文建立的分析模型，能夠準(zhǔn)確分析失效原因，且與試驗一致，證明建模有效，有限元方法可行，對同類殼體的設(shè)計與優(yōu)化具有指導(dǎo)意義。

3）有限元方法是解決零部件失效問題的有效方法，能夠大大節(jié)約工程項目開發(fā)時間，提高零部件設(shè)計的安全性。

參考文獻

[1] 董曉露.變速箱后殼體開裂分析及優(yōu)化設(shè)計[J].機械工程與自動化，2011（5）：180-18.

[2] 王麗娟，馬維金，于瑞湘.基于靜力學(xué)分析與靜扭試驗的殼體強度研究[J].機械工程師，2014（4）：18-19.

[3] 王雄.某變速箱殼體失效原因分析與優(yōu)化設(shè)計[C].2019中國汽車工程學(xué)會年會論文集，2019：843-847.

[4] 宋起龍. 變速箱殼體強度有限元分析[C].2018Altair結(jié)構(gòu)仿真與優(yōu)化技術(shù)暨OptiStruct用戶大會論文集，2018：250-255.

[5] 張世寶，高艷軍.輕卡變速箱殼體的有限元分析與優(yōu)化研究[J].安徽職業(yè)技術(shù)學(xué)院學(xué)報，2019，18（2）：1-4.

[6] Buchanan G.R. Schaum’s outline of theory and problems of finite elementanalysis[M]. McGraw-Hill，1995.

[7] DHARS. Fracture analysis of wheel hub fabricated from pressuredie cast aluminum alloy [J] .Theoretical and Applied Fracture Me-chanics，1988，9（1）：45-53.

[8] 王勖成.有限單元法[M].北京：清華大學(xué)出版社，2003.

[9] 杜平安，甘娥忠，于亞婷.有限元法原理、建模及應(yīng)用[M].北京：國防工業(yè)出版社，2004.

[10] 單輝祖.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2009：276-280.