汽車驅(qū)動橋橋殼的有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

趙麗娟

(遼寧曙光汽車集團(tuán)股份有限公司，遼寧 丹東 118001)

0 引言

作為主減速器、差速器和半軸的裝配基體，驅(qū)動橋殼是汽車的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅(qū)動車輪上的牽引力、制動力、橫向力，也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或者車廂上的。因此，驅(qū)動橋殼不僅是承載件還是傳力件，它的使用壽命直接關(guān)系到汽車的有效使用壽命。所以，合理地設(shè)計(jì)驅(qū)動橋殼，使其在動載荷下具有足夠的強(qiáng)度、剛度和良好的動態(tài)特性，減少橋殼的質(zhì)量，有利于降低動載荷，提高汽車行駛平順性和舒適性。

根據(jù)汽車設(shè)計(jì)理論，為保證車橋工作的安全性和可靠性，驅(qū)動橋殼設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足應(yīng)力和變形要求，局部應(yīng)力集中不應(yīng)導(dǎo)致橋殼的斷裂或塑性變形。因此對驅(qū)動橋殼進(jìn)行應(yīng)力、變形分析，提高工作可靠性具有非常重要的意義。但汽車驅(qū)動橋殼形狀復(fù)雜，且汽車的行駛條件千變?nèi)f化，利用傳統(tǒng)方法很難精確計(jì)算橋殼各處的應(yīng)力及變形大小。然而利用有限單元方法對其進(jìn)行計(jì)算和分析可以得到較為準(zhǔn)確的分析結(jié)果。下面即采用工程通用有限元分析軟件ANSYS，對某重型貨車整體式橋殼進(jìn)行應(yīng)力場和位移場分析，并對其進(jìn)行合理優(yōu)化。

1 驅(qū)動橋殼受力分析及強(qiáng)度計(jì)算

橋殼可視為一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支撐于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受汽車的簧上載荷，而沿左右輪項(xiàng)目胎中心線，地面給輪胎以反力(雙胎時(shí)則沿雙胎之中心)，橋殼承受此力與車輪重力之差［1］。

對橋殼進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)，將橋殼復(fù)雜的受力狀況簡化成3種典型的計(jì)算工況，即:車輪承受最大鉛垂力(當(dāng)汽車滿載并行駛于不平路面，受沖力載荷);車輪承受最大切向力(當(dāng)汽車滿載并以最大牽引力行駛和緊急制動);車輪承受最大側(cè)向力(當(dāng)汽車滿載側(cè)滑)。只要在這4種載荷計(jì)算工況下橋殼的強(qiáng)度得到保證，就可認(rèn)為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的，計(jì)算如下:

(1)橋殼承受最大垂向力工況

此工況為汽車滿載并通過不平路面，受沖擊載荷的工況，這時(shí)不考慮側(cè)向力和切向力。此時(shí)的橋殼猶如一個(gè)簡支梁，橋殼通過半軸套管軸承支承于輪轂上，半軸套管的支撐點(diǎn)位于車輪的中心線上，取2.5倍滿載軸荷，載荷施加在2個(gè)鋼板彈簧座上，最大垂向力為:

式中:G為后驅(qū)動橋殼滿載軸荷。

(2)橋殼承受最大制動力工況

此工況為汽車滿載緊急制動時(shí)的工況，不考慮側(cè)向力。汽車緊急制動時(shí)，左右驅(qū)動車輪除作用有垂直反力外，還作用有地面對驅(qū)動車輪的制動力，最大制動力大小為:

式中:G為汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動橋給地面的載荷;

m′為汽車制動時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對載貨汽車后驅(qū)動橋一般取0.75～0.95;

φ為驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取0.75～0.8。

(3)橋殼承受最大側(cè)向力工況

當(dāng)汽車滿載、高速急轉(zhuǎn)彎時(shí)，會產(chǎn)生一個(gè)作用于質(zhì)心處的很大的離心力，即側(cè)向力。當(dāng)它達(dá)到地面給輪胎的側(cè)向反作用力的最大值即側(cè)向附著力時(shí)，汽車處于側(cè)滑的臨界狀態(tài)，側(cè)向力一旦超過側(cè)向附著力，汽車就側(cè)滑。考慮此臨界狀態(tài)，此時(shí)驅(qū)動橋的全部載荷由側(cè)滑方向一側(cè)的驅(qū)動車輪承擔(dān)，驅(qū)動橋承受的側(cè)向力為:

式中:P為驅(qū)動橋承受的側(cè)向力，N;

G為汽車滿載靜止據(jù)橋殼模型和劃分的網(wǎng)格的特點(diǎn)，對載荷的加載方式是按照集中力于水平路面時(shí)驅(qū)動橋給地面的載荷，N;

φ1為輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)，取1.0。

(4)橋殼承受最大牽引力工況

此工況為汽車滿載以最大牽引力作直線行駛時(shí)的工況，不考慮側(cè)向力。此時(shí)左右驅(qū)動輪除作用有垂向反力外，還作用有地面對驅(qū)動車輪的最大切向反作用力(即牽引力)，最大牽引力大小為:

式中:Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m;

igI為變速器，擋傳動比;

i0為驅(qū)動橋的主減速比;

ηT為傳動系的傳動效率;

rr為驅(qū)動車輪的滾動半徑，m。

2 有限元模型的建立

常規(guī)有限元分析時(shí)，通常要將研究對象理想化，在對橋殼進(jìn)行有限元分析時(shí):(1)認(rèn)為半軸套管和橋殼本體是一體，即不考慮焊接處材料特性的變化;(2)橋殼的材料為均質(zhì)線彈性材料。

在建立有限元模型時(shí)，對驅(qū)動橋橋殼實(shí)體進(jìn)行簡化。略去擋油盤座環(huán)、后制動底板固定法蘭、襯環(huán)、油管支架、通氣孔、擋油罩、注油螺塞、放油螺塞，以及各處螺紋孔和一些較小的倒角等。考慮到橋殼存在不規(guī)則曲面，先利用三維實(shí)體建模軟件Pro/E進(jìn)行實(shí)體建模，然后利用有限元分析軟件ANSYS中數(shù)據(jù)輸入接口讀入實(shí)體模型。每個(gè)節(jié)點(diǎn)有6個(gè)自由度:x、y、z方向的平動和繞x、y、z方向的轉(zhuǎn)動。對整個(gè)橋殼結(jié)構(gòu)采用分塊劃分的原則進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分。根據(jù)上述原則，得出如圖1橋殼網(wǎng)格模型，整個(gè)模型共生成9934個(gè)節(jié)點(diǎn)和29529個(gè)單元。

3 橋殼有限元模型分析

設(shè)計(jì)載貨汽車滿載軸荷為10 t，橋殼主體材料采用16Mn鋼，材料的屈服極限強(qiáng)度為345 MPa;外端焊接的輪轂軸管材料為45#鋼，材料的屈服極限強(qiáng)度為355 MPa。兩種材料具有相同的泊松比，其值為:泊松比π=0.3。16Mn的彈性模量E=2.1 ×105MPa，45#鋼的彈性模量 E=2.06 ×105MPa［2－3］。

各工況下橋殼的靜力分析如下。

3.1 最大垂向力工況

汽車后橋滿載軸荷10 t(10000 kg)，按照2.5倍動載荷加載到橋殼上，橋殼只承受最大垂向力，橋殼的等效應(yīng)力和總體變形如圖2和3所示。

從圖2可以看出，橋殼最大變形量發(fā)生在中間部分，其值為0.000627 mm，每米輪距變形量為0.000627/1.822=0.00034 mm，如《汽車驅(qū)動橋臺架試驗(yàn)評價(jià)指標(biāo)》規(guī)定滿載軸荷時(shí)每米輪距最大變形不超過1.5 mm/m，可見該型橋殼的每米輪距變形量符合國家標(biāo)準(zhǔn)，故其垂直彎曲剛度滿足要求。因?yàn)榇四Ｐ蜑樽笥覍ΨQ式橋殼，故左右兩邊的應(yīng)力分布和變形均一樣，因此橋殼中間位置處計(jì)算結(jié)果偏大。

3.2 最大制動力工況

此工況按驅(qū)動車輪與地面的附著系數(shù)為0.8計(jì)算，制動時(shí)制動器能使車輪在地面上滑動。橋殼主要承受垂向力和最大制動力，橋殼的應(yīng)力分布和變形如圖4和5所示。

最大制動力工況下，橋殼在兩鋼板彈簧座的外側(cè)部分還承受制動力所引起的制動轉(zhuǎn)矩，其最大應(yīng)力發(fā)生在橋殼開口部分的內(nèi)側(cè)處，如圖5、6所示，最大應(yīng)力值為60 MPa，小于許用強(qiáng)度。最大變形量出現(xiàn)在左端輪轂軸管的端部，最大等效位移值為0.003 mm，則每米輪距變形量為0.0016 mm/m，符合國家標(biāo)準(zhǔn)。

3.3 最大側(cè)向力工況

此種工況下，汽車所承受的側(cè)向力達(dá)到地面給輪胎的側(cè)向反作用力的最大值即側(cè)向附著力，汽車處于側(cè)滑的臨界狀態(tài)。此時(shí)，驅(qū)動橋的全部荷重由側(cè)滑方向一側(cè)的車輪承擔(dān)，橋殼這種極端情況對驅(qū)動橋的強(qiáng)度極其不利，應(yīng)避免發(fā)生。此時(shí)，橋殼主要承受垂向力和最大側(cè)向力，橋殼的應(yīng)力分布和變形如圖6和7所示。

由ANSYS分析計(jì)算可知，最大側(cè)向力工況下的最大應(yīng)力發(fā)生在位于側(cè)滑方向一側(cè)的輪轂軸管的臺階面上，其最大值為72.58 MPa，小于許用應(yīng)力，如圖7所示，該圖一定程度上反映了內(nèi)側(cè)軸承圓角處的應(yīng)力集中。這種工況下的應(yīng)力，主要由側(cè)滑時(shí)外側(cè)軸承處的垂向力引起的。此模型沒有考慮內(nèi)側(cè)軸承處的圓角，實(shí)際上在圓角處會產(chǎn)生應(yīng)力集中，圓角處的應(yīng)力將比72.58 MPa大。最大變形量出現(xiàn)在位于側(cè)滑方向一側(cè)的輪轂軸管的端部，其值為0.725830 mm，則每米輪距變形量為0.3988 mm/m，符合國家標(biāo)準(zhǔn)。

3.4 最大牽引力工況

此工況下，汽車滿載，發(fā)動機(jī)以最大轉(zhuǎn)矩工作，也為最大啟動工況。橋殼主要承受垂向力和最大牽引力。橋殼的應(yīng)力分布和變形如圖8和9所示。

最大牽引力工況下，各危險(xiǎn)點(diǎn)處的應(yīng)力如圖8所示。其中，最大等效應(yīng)力點(diǎn)發(fā)生在左半部分的輪轂軸管上，最大應(yīng)力值為85.46 MPa，如圖9所示。最大變形量出現(xiàn)在左端輪轂軸管的軸端，其最大變形量為0.00198 mm，則每米輪距變形量為0.0011 mm/m，符合國家標(biāo)準(zhǔn)。

4 驅(qū)動橋橋殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

方案1:根據(jù)設(shè)計(jì)要求，將驅(qū)動橋橋殼的厚度減少1 mm。再次用Pro/E進(jìn)行建模，將建立好的模型導(dǎo)入到ANSYS中去，定義材料屬性參數(shù)，進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，施加位移約束、載荷約束，建立參數(shù)化的驅(qū)動橋殼有限元模型，然后進(jìn)行計(jì)算，完后進(jìn)入后處理模塊。得出最大牽引力工況下應(yīng)力圖和變形圖。

最大牽引力工況下，各危險(xiǎn)點(diǎn)處的應(yīng)力如圖10所示。其中，最大等效應(yīng)力點(diǎn)發(fā)生在右半部分的輪轂軸管的臺階面上，最大應(yīng)力值為327.137 MPa，如圖11所示。最大變形量出現(xiàn)在橋殼中間偏右處，其最大變形量為0.112 mm，則每米輪距變形量為0.061 mm/m，符合國家標(biāo)準(zhǔn)。

因此將驅(qū)動橋殼去掉1 mm的厚度是可行的，這樣做可以減輕驅(qū)動橋橋殼的重量，去除了大約3.5 kg的質(zhì)量。

方案2:采用鋁合金ZL104，材料參數(shù)為:彈性模量E=69 GPa，泊松比π=0.34，材料抗拉強(qiáng)度σb=145 MPa，抗壓強(qiáng)度σc＞430 MPa。再次用Pro/E進(jìn)行建模，將建立好的模型導(dǎo)入到ANSYS中去，定義分析單元類型和材料屬性參數(shù)和厚度參數(shù)，進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，施加位移約束、載荷約束，建立參數(shù)化的驅(qū)動橋殼有限元模型，然后進(jìn)行計(jì)算，完后進(jìn)入后處理模塊。得出最大牽引力工況下應(yīng)力圖和變形圖。

最大牽引力工況下，各危險(xiǎn)點(diǎn)處的應(yīng)力如圖12所示。其中，其最大應(yīng)力發(fā)生在橋殼的中間部分，最大應(yīng)力值為398.4 MPa，如圖13所示。所以其危險(xiǎn)點(diǎn)最大應(yīng)力小于其許用應(yīng)力。滿足條件。

由于方案2使用的鋁合金材料較之16Mn貴，在實(shí)際生產(chǎn)中會增大企業(yè)的生產(chǎn)成本，不利于降低生產(chǎn)成本的要求。因此，選擇方案1。

5 結(jié)論

對汽車驅(qū)動橋橋殼的仿真研究表明，通過利用CAD軟件Pro/E建立3D參數(shù)化模型進(jìn)行轉(zhuǎn)化建立汽車零部件的有限元計(jì)算模型，在CAE軟件ANSYS中進(jìn)行仿真計(jì)算和分析，可降低設(shè)計(jì)開發(fā)成本，減少試驗(yàn)次數(shù)，縮短設(shè)計(jì)開發(fā)周期，從而節(jié)省設(shè)計(jì)成本、提高產(chǎn)品質(zhì)量，使得汽車在輕量化、抗振性、舒適性和操縱穩(wěn)定性方面得到改進(jìn)和提高，具有非常重要的指導(dǎo)作用和實(shí)際意義。

【1】陳家瑞．汽車構(gòu)造(下)［M］．3版．北京:人民交通出版社，2005．

【2】陳效華，劉心文．基于有限元方法的微型汽車驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)分析［J］．中國制造業(yè)信息化，2003(32):65 －67．

【3】鄭燕萍．汽車驅(qū)動橋殼的有限元?jiǎng)討B(tài)分析．林業(yè)機(jī)械與木工設(shè)備，2004，32(11):22 －25．