有限元分析在汽車零部件優化設計中的應用

孟祥偉，陳富強，謝 磊

（安徽江淮汽車股份有限公司，合肥 230601）

隨著汽車工業的發展，汽車本身的安全性和舒適性越來越多地被用戶關注，而汽車零部件的材料和結構不僅影響著零部件本身的性能，更直接影響整車的安全性。現在計算機輔助設計和制造技術的日趨成熟，計算機有限元分析技術在汽車零部件設計中的應用越來越廣泛，它能夠在零部件概念設計階段幫助工程師判斷零部件的設計是否滿足要求，進而做出進一步的優化。本文主要以某SUV車型分動器優化設計為例，闡述有限元分析在汽車零部件中的應用。

1 分動器模型的受力分析

1.1 分動器模型及工況

在多橋驅動的汽車上，發動機經過變速器輸出的動力是無法直接同時分配給前、后驅動橋的，因此，需要給車輛增加一個分配動力的分動器（又稱取力器）。因為分動器是汽車的重要傳力件：一方面要承受有發動機經變速器傳遞過來的力矩；另一方面要承受由車輪和傳動軸傳遞過來的路面反作用力和力矩。分動器殼由于承受不同載荷的作用容易發生變形或開裂[1]。因此，分動器殼體應有足夠的強度和剛度。

該分動器為一級減速，輸入軸和輸出軸分別由兩個軸承支撐，其模型如圖1所示。模型的材料特性為彈性模量：72 GPa；泊松比：0.33；抗拉強度：315 MPa[2-3]。

整車行駛工況定義如下：

1）工況一：智能四驅。整車在行駛過程中，在不需要駕駛員干預的工況下，能夠自動判斷、實時在兩驅和四驅兩種模式之間自動切換。

2）工況二：前輪打滑。整車在行駛過程中，出現前輪空轉的工況。

3）工況三：全時四驅。使汽車四個車輪一直保持動力輸出的四驅系統[4]。

1.2 軸承受力分析

軸承受力簡圖如圖2所示。

由圖2可得，軸承B、D只受徑向力作用，軸承A、C受徑向力和軸向力共同作用[5-6]，由公式F=2 T/L計算，推導得：

且軸承A的軸向力等于Faz，軸承C的軸向力等于Fac。

式中：α、β為軸承的法向壓力角；Dm1、Dm2分別為主從動齒輪寬中點處的分度圓直徑。各參數取值為α=20°、β=35°、a=36 mm、b=30.75 mm、c=27 mm、d=73 mm、Dm1=135 mm、Dm2=75.16 mm。

根據整車相關參數，計算出三種工況下輸入力F分別為 F1=1933 N·m，F2=1296 N·m，F3=1017 N·m，分別代入公式（1）-（8），得出各軸承的受力如表2所示。

表2 軸承受力分析結果

2 分動器殼體有限元分析

2.1 模型網格劃分

采用solid95六面體網格化分動器殼體，共165140個節點和86657個單元，網格圖如圖3所示。

2.2 有限元分析結果

按照分動器在整車中的實際安裝情況，在分動器四個螺栓孔上加載固定約束，一個定位銷限制其X、Y方向位移和轉動。根據齒輪和軸承相關裝配尺寸進行軸承受力分析，其結果如表2所示[7-8]；有限元分析結果如表3所示。

表3 三種工況下的位移與應力比較

由三種工況的分析結果可得出，三種工況下，殼體大部分應力在30～49 MPa之間，但局部極限應力安全系數均小于1，不滿足強度要求。其中，在工況二下，最大變形量達到2.16 mm，同時應力值達到563.87 MPa，超過了材料的許可范圍。

通過對最大應力發生處的檢查，與三種行駛工況下的最大應力發生處對比可以得出，最大應力全部發生在輸入軸殼體附件的螺栓孔部位（見圖4），需要對該部位進行優化設計。

2.3 分動器殼體優化

將工況二作為典型工況，對分動器殼體進行模型改進，分別用以下三個方案進行優化。

方案一：連接螺栓孔深度增加2 mm，同時螺栓孔處加強筋厚度增加2 mm。

方案二：將連接螺栓公稱直徑增加2 mm，連接螺栓由M10變更為M12，同時，螺栓孔處加強筋厚度增加2 mm。

方案三：方案一與方案二組合。

優化后有限元分析結果如圖5、表4所示。

表4 三種優化模型分析結果比較

由改進后的三種分析結果看，分動器殼體應力基本仍在30～50 MPa之間，方案三最大位移和最大應力最小，安全系數也大于1，分動器殼體強度滿足要求（方案三365.03 MPa處應力由于螺栓孔加厚帶來的模型沖突，不予采用）。因此，從三種方案分析的情況來看，通過加大螺栓公稱直徑、增加螺栓孔深度和增加螺栓孔處加強筋的厚度等，對分動器殼體加強帶來的效果最佳[9-10]。

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