基于HyperWorks某变速器壳体强度分析与优化

赵志专，王同银

(南京越博动力系统股份有限公司，江苏南京 210019)

0 引言

变速器可降速增扭，且可通过切换挡位，满足不同使用条件，保证了汽车的动力性和燃油经济性[1]。静扭试验是一种测定变速器总成抵抗扭矩的试验，可反映变速器的强度。汽车行业标准中规定，静扭强度后备系数需大于或等于规定值[2]。

HyperWorks[3]是功能强大的应用软件包，包含多个前处理、后处理工具，如HyperMesh、SimLab、HyperView，以及求解器OptiStruct，可完成不同类型的结构分析和优化。

公司某款变速器在试验扭矩3 570 N·m时，变速器内部齿坏，壳体开裂，如图1所示。为保证试验完成时壳体无裂纹，现需对壳体结构进行优化。

迄今已有大量学者通过仿真或试验手段对变速器壳体强度进行研究。吴仕斌等[4]应用ABAQUS软件对变速器总成铝壳体进行有限元分析，并进行试验验证。黄德健等[5]考虑了变速器壳体承受内部齿轴力和外部冲击力的影响，应用RADIOSS计算铸铝壳体在一挡下的应力、变形的分布情况，并针对壳体薄弱处提出了优化方案。宫唤春[6]在提高强度分析效率的同时，考虑了齿轮轴及轴承对变速器壳体强度的影响，为结构设计提供参考。以上均考虑了壳体承受轴承力，但所述工况不尽相同。

图1 试验实物

本文作者基于HyperWorks软件对变速器壳体静扭工况下的强度进行有限元分析，检验仿真结果与试验是否具有一致性，并提出优化方案。

1 计算工况确定

轴承载荷由齿轮设计软件KISSsys计算得到，KISSsys模型如图2所示，将其反作用力施加于壳体相应轴承孔处[7]。静扭工况下，轴承孔所受载荷如表1所示。

图2 KISSsys模型

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2 分析模型建立

2.1 有限元模型

采用SimLab前处理，建立如图3所示的有限元模型。

图3 有限元模型

单元类型为Tet4[8]，单元平均尺寸3 mm，局部区域2 mm，共计网格数量2 182 683，节点数524 064。壳体材料为ZL114A，详细参数由厂家提供，见表2。

表2 材料参数表

考虑到壳体壁厚方向单元层数少，为读取真实的壳体表面应力，故在壳体表面增加一层很薄的壳单元(厚度0.05 mm)[9]。避免计算结果被过度平均，工况设置输出角点应力。

2.2 边界条件

根据试验现场可知，变速器前壳体电机结合面通过螺栓与试验台架固定连接，故对前壳体螺栓连接处采用固定约束。由于试验完成后，前后壳体连接螺栓无破坏，故将前、后壳体简化定义为Tie接触。轴承孔处受力按表1加载。采用非线性准静态分析，OptiStruct求解器计算。

3 有限元结果

该壳体为铸件，延伸率为3.5%，小于5%，为脆性材料，需用最大主应力评价强度。

σ1≤[σ]

(1)

其中：σ1为最大主应力；[σ]为强度极限。

图4、图5为壳体最大主应力云图(均为壳体表面应力，下同)，其中前壳最大主应力218.5 MPa；后壳体最大主应力为281 MPa，塑性区域分布如图6所示。由图6可知，后壳体油槽处及背面有塑性变形。脆性材料进入塑性段后，极容易发生突然断裂。进一步检查模型发现，油槽处壁厚仅为4 mm，该处最有可能成为起裂区，设计显然不合理。

图4 前壳最大主应力云图

图5 后壳体最大主应力云图

图6 后壳体塑性区域

4 方案优化

为避免壳体开裂，需对后壳体进行优化。考虑到轴承孔所受径向力的方向(如图7所示)，最理想方案是将油槽位置换至对称侧。但为避免轴承积油，现将油槽位置改至正下方。其次为保证壁厚，填充背面两轴承孔连接区域。

图8、图9为改进后的计算结果。可知：改进后壳体最大应力值小幅度降低，前壳为216.8 MPa，后壳为276.8 MPa。油槽处应力明显降低，无塑性变形，降低了壳体开裂的风险。后壳体背面依然有少量塑性变形，但该处不在边界位置，不容易成为起裂点。

针对改进后的状态进行了试验验证，最大扭矩4 855 N·m，壳体无裂纹，内部齿轮打滑，表明方案可行。图10为试验实物图。

图7 后壳体径向力分布

图8 壳体最大主应力云图(改进后)

图9 后壳体塑性区域(改进后)

图10 试验实物(改进后)

5 结论

通过分析静扭工况下的变速器壳体强度，并与试验对比，可得出如下结论：

(1)分析结果与试验基本吻合。

(2)变动油槽位置，能降低壳体开裂风险，且试验证明该方案可行。

(3)该研究对设计变速器壳体有指导意义。