某越野车主减速器箱体强度优化分析

2020-07-07陈育荣张文勋孙章栋

湖北汽车工业学院学报 2020年2期

陈育荣，张文勋，孙章栋

（湖北汽车工业学院机械工程学院，湖北十堰442002）

主减速器壳体是主减速器的座舱，提供对主减速器的支撑、防护，承受传动轴、车架和道路传递的载荷［1］，工作时受到机械负荷和冲击载荷的共同作用，产生裂纹而破裂的现象时有发生［2］，因此利用有限元法对主减速器壳体进行强度和刚度分析，提高其可靠性具有重要意义［3］。张淑艳［4］等在对齿轮箱轴承及轴承座受力分析的基础上进行了有限元分析，并对齿轮箱进行拓扑优化。范伶松［5］等根据动力学软件的计算结果，确定了不同工况下变速箱箱体轴承座处的载荷情况，使用有限元软件对变速箱箱体进行强度分析，针对倒车工况不满足强度要求的情况，在薄弱处对箱体结构进行改进。杨长辉［6］等利用有限元软件对主减速器壳体进行模态和静力分析后对其壳体进行优化。张艳林［7］以有限元静力分析结果为基础，对箱体结构进行改进，降低了下箱体的强度风险。赵志专［8］等利用Hyperworks 软件对壳体进行强度验证并提出改进方案，试验验证表明优化方案可行。上述文献中均考虑了壳体承受轴承力，但所述工况不尽相同。文中利用Hyperworks 软件对某越野车主减速器箱体在爬坡、打滑和高速工况下进行强度分析，对箱体强度不满足要求的地方进行优化，降低应力水平，使之满足强度要求。

1 箱体有限元模型

1.1 简化模型

根据设计图纸使用三维软件Caxa构建主减速器箱体实体模型。由于箱体的实体模型复杂、细节较多，在网格划分之前对三维模型进行一定的简化处理［9］，即将螺纹孔、排油口、工艺倒角和退刀槽等结构进行简化处理。主减速器箱体采用ZL204A材料铸造而成，材料属性如表1所示。

表1 主减速器箱体相关参数

图1 主减速器箱体网格划分图

综合考虑模型的尺寸及复杂程度，用3 mm 四面体单元进行网格划分，得到725 549 个单元和180 140个节点，如图1所示。实际模型中，主减速器箱体通过螺栓连接，此处采用刚性连接（RBE2）模拟螺栓。

1.2 施加载荷与约束

实际工况下，主减速器箱体通过左侧法兰与车架采用螺栓固定，右侧法兰通过衬套与车架连接，因此对主减速器壳体左侧法兰处螺栓孔施加固定约束，如图2所示。

图2 对箱体施加约束与载荷

主减速器工作时，齿轮啮合力通过轴、轴承及轴承座传至箱体，所以轴承座处为施加载荷的部位。对于箱体中的安装孔，通过刚性单元Rigids将内壁节点连接到位于孔口的主节点，添加载荷时对主节点进行添加即可［10］，如图3所示。根据理论计算结果得到3 种工况下的轴承座孔处载荷，如表2所示，其坐标参照图1中全局坐标。

图3 主减速器箱体轴承安装位置图

2 计算结果与分析

对主减速器箱体进行有限元分析求解，最终得到箱体不同工况下的应力云图，如图4所示。分析结果表明：爬坡工况下，箱体较大应力主要出现在箱体与纵梁连接法兰附近，大小为305.7 MPa（图4a）；打滑工况下，最大应力出现在箱体中部，大小为137.9 MPa（图4b）；高速工况下，最大应力出现在箱体与纵梁连接法兰附近，大小为10.6 MPa（图4c）。爬坡工况的分析结果大于材料的许用应力275 MPa，故强度不满足设计要求。

图4 改进前不同工况下主减速器箱体应力图

3 箱体优化

图5 改进前应力集中图

图6 改进后的主减速器箱体

图7 改进后不同工况下主减速器箱体应力图

主减速器箱体结构不合理导致最大应力位置通常集中在箱体中部和与纵梁连接法兰附近，如图5所示。为提高箱体承载能力，在箱体中部和箱体与纵梁连接法兰附近构建加强筋，并加厚法兰附近的箱体壁厚，改进后的主减速器箱体如图6 所示，不同工况下主减速器应力图如图7 所示。爬坡工况下最大应力从305.7 MPa降至203.9 MPa；打滑工况下最大应力从137.9 MPa降至108.3 MPa；高速载荷工况下最大应力从10.6 MPa降至7.8 MPa。优化前后各工况下箱体的最大应力对比见表3，可看出改进后箱体的最大应力明显减小，满足设计要求。