某轻卡变速箱壳体开裂原因CAE分析

王明亚， 张 锦， 随 磊， 李晓润

（中北大学机械与动力工程学院，山西 太原 030051）

引言

变速箱壳体是变速箱的重要部件之一，起到支撑、保护齿轮传动的作用。壳体性能好坏直接影响整个变速箱结构的性能，间接地影响整车的使用性能。壳体强度不够会造成局部出现裂纹甚至壳体损坏；壳体刚度不足会影响齿轮传动平稳性、精确性，从而降低整个变速箱的动态性能和使用寿命［1］。邓洪超、张少睿等分别对不同类型汽车变速箱的壳体结构进行了强度分析，并找出了壳体薄弱环节［2－4］。下面以轻卡变速箱壳体为研究对象，为了分析变速箱壳体开裂原因，利用CAE技术对该变速箱壳体进行了模态，强度的分析。

1 变速箱几何模型及有限元模型

变速箱壳体主要由离合器壳、中壳、后壳及后盖等部分组成，离合器与中壳、中壳与后壳、后壳与后盖之间通过螺栓连接，根据轻卡变速箱壳体的平面几何尺寸，利用PRO／E软件建立变速箱壳体三维实体模型如图1所示。

图1 变速箱壳体三维实体模型

将PRO／E软件中建立的三维实体模型导入workbench软件，由于轻卡变速箱壳体厚度比较薄，结构比较复杂，小特征比较多，为了使整个模型网格划分合理，采用自由网格和手工局部网格划分相结合的方法，对变速箱壳体进行了有限元网格离散划分，得到变速箱壳体有限元模型如图2所示，该模型共有433 170个节点和251 324个单元［5］。

变速箱壳体的材料为压铸铝材料，其弹性模量为69Gpa，泊松比为0.3，材料密度为2.7×103kg／m3，抗拉强度为230MPa，变速箱输入扭矩为245N·m，最大扭矩转速为2 100r／min，额定功率转速为3 000r／min。

图2 变速箱壳体有限元模型

2 变速箱壳体模态分析

变速箱主要与车架连接，传动系统与变速箱及传动轴连接，因此必然受到外部激励，如果外部激励与变速箱壳体发生藕合，则会产生共振现象，从而可能导致变速箱箱体开裂。首先对变速箱的模态进行分析，由变速箱箱体动力学分析［1］，得到变速箱前四阶计算模态频率分布如表1所示，并进行模态实验研究，验证了该模态分析的可靠性。

表1 前四阶模态频率和阻尼

根据实际情况该变速箱所配发动机激振频率范围在35Hz～141Hz内，由于该变速箱的一阶频率远大于发动机激振频率，因此变速箱壳体不会与发动机发生共振现象。

3 轴承的受力计算

根据实际变速箱壳体受力情况，在变速箱离合器壳与飞轮壳的螺纹孔及后盖悬挂螺纹孔处施加位移边界条件，则变速箱所受外力除了变速箱壳体自重，还有牵引力所引起的轴承支反力。

计算各轴承的受力情况，才可以清楚了解变速箱壳体的受力情况。当变速箱挂一挡即起步挡位置时，由发动机传递过来的牵引力最大，则分析一挡时变速箱壳体所受外力作为外部载荷。

轻卡变速箱在运行过程中，变速箱壳体所受的力是通过各轴承传递过来的作用力。为了计算出轴承的受力情况，先要清楚变速箱内各齿轮对之间的相互作用力，这些力通过齿轮和轴传递到轴承上，再通过轴承外圈传递到变速箱壳体上。建立基于ADAMS的齿轮传动系统虚拟样机简化模型，对应结构简图如图3所示，从输入轴到输出轴逆时针方向看，在输入轴加载扭矩值245N·m，输入轴轴承1处为输入轴角接触球轴承中心位置，为了进行静平衡分析，此处采用固定约束；中间轴轴承2、3处为中间轴圆锥滚子轴承中心位置，此处采用球铰约束；输出轴轴承4处为输出轴角接触球轴承中心位置，此处采用球铰约束；输出轴的左端与输入轴采用了旋转副，此旋转副计算出的受力叠加到输入轴承1和输出轴承4上面。其他为固定约束；简化的齿轮对之间采用齿轮副约束，实现了齿轮传动系统的静动态实时仿真分析计算结果如表2变速箱一挡时各轴承受力情况。

图3 齿轮传动系统一档结构简图（mm）

表2 变速箱一档各轴承受力

将轴承所受支反力按余弦规律分布在圆周表面上，从而面力载荷也将按余弦规律分布且沿圆周120°范围内对称分布如图4所示，壳体孔面压力的分布函数如下：

式中：r指壳体孔的半径；l是壳体

孔的厚度；αi是面力载荷与合力F的夹角；F是轴承对壳体作用力的合力。将计算后的作用力按照余弦分布法则加载到变速箱壳体上。

图4 轴承孔径压力受力图

4 变速箱壳体强度分析

轻卡变速箱可以实现五个挡位之间的转化，但在一挡时变速箱工作情况最恶劣，对变速箱工作在一挡挡位的情况下进行有限元结构强度分析。

将计算后的力按照余弦分布法则加载到变速箱壳体上，通过workbench软件仿真分析，得出轻卡变速箱壳体在一挡时的位移云图和应力云图［6］如图5～8。图6是变速箱壳体位移云图，整个壳体变形有上下变化的趋势，相对于离合器壳体，变速箱壳体变形最大位移为0.594mm，发生在后壳轴承孔与后盖相接触处，在后壳与后盖接触区域（即XZ面）附近的变形位移为0.443mm，其他位移都比较小。图5～8是壳体等效应力云图，最大应力值为246.8MPa，发生在后盖右侧悬挂螺纹孔上边缘处。在后盖输出轴轴承孔处应力为127.3MPa，后盖与后壳联接处的两个中间对称螺栓孔附近应力为87.4MPa。中壳应力最大为40.83MPa，发生在输入轴轴承孔附近的加强筋处，其他加强筋应力值比较小，是由于离合器壳体对中壳有支撑作用。后壳最大应力为97.37 MPa，发生在输出轴轴承孔右上角螺栓孔边缘附近。在输出轴端后壳两轴承孔相交区域应力为68.76MPa，由于两轴承对壳体轴承孔的相互作用力夹角在150°～170°之间所致。

上述计算的应力均未超过变速箱壳体材料的抗拉强度230MPa，但是变速箱壳体最大变形位移为0.594mm，发生在后壳轴承孔与后盖相接触处；后盖右侧悬挂螺纹孔上边缘处最大应力值为246.8MPa，变速箱在一档工况下壳体强度是存在安全隐患的。仿真分析的危险点与实际开裂位置基本一致，壳体开裂的原因可能是壳体强度不足引起。

图5 变速箱壳体位移云图

图6 中壳等效应力云图

图7 后壳等效应力云图

图8 后盖等效应力云图

通过对开裂的变速箱壳体材料进行切片，对切片材料进行抗拉强度实验分析，如图9所示。实验表明：材料的抗拉强度为175MPa小于材料抗拉强度230MPa，可以得出开裂的壳体材料是由于疲劳破坏所致。

图9 拉伸实验示意图

5 结论

1）从变速箱壳体应力云图与应变云图看，变速箱壳体最大变形位移为0.594mm，发生在后壳轴承孔与后盖相接触处；后盖右侧悬挂螺纹孔上边缘处最大应力值为246.8MPa，找到了变速箱壳体结构薄弱区域。壳体结构危险区域与实际壳体开裂位置一致，壳体开裂的原因可能是壳体强度不足引起，为变速箱壳体结构优化提供理论依据。

2）通过对开裂箱体材料切片进行抗拉强度实验分析，表明：切片材料的抗拉强度为175MPa与实际材料抗拉强度230MPa存在一定差异，可以得出壳体开裂是由于材料疲劳破坏所致。

3）为了更进一步分析壳体开裂原因，根据变速箱壳体仿真分析结果，可以对变速箱壳体进行试验测试分析，分析变速箱壳体开裂具体原因。

［1］ 柴斌虎，马维金，王俊元，等.某轻卡变速箱箱体静动力学特性分析与结构优化［J］.机械传动，2014（9）：138－141.

［2］ 董晓露.变速箱后壳体开裂分析及优化设计［J］.机械工程与自动化，2011（5）：180－182.

［3］ 邓洪超，马文星.基于多零件接触的重型汽车变速器壳体强度分析 ［J］.机械设计与制造，2009（4）：111－113.

［4］ 张少睿.镁合金汽车变速箱壳体强度分析 ［J］.机械科学与技术，2004，23（2）：154－156.

［5］ 许京荆.ANSYS12.0workbench数值模拟技术［M］.北京：中国水利水电出版社，2012.

［6］ 薛延华，王志广，邵滨，等.齿轮箱箱体结构对其振动模态的影响研究 ［J］.机械传动，2008（6）：107－110.