基于HyperWorks某變速器殼體強度分析與優化

趙志專，王同銀

(南京越博動力系統股份有限公司，江蘇南京 210019)

0 引言

變速器可降速增扭，且可通過切換擋位，滿足不同使用條件，保證了汽車的動力性和燃油經濟性[1]。靜扭試驗是一種測定變速器總成抵抗扭矩的試驗，可反映變速器的強度。汽車行業標準中規定，靜扭強度后備系數需大于或等于規定值[2]。

HyperWorks[3]是功能強大的應用軟件包，包含多個前處理、后處理工具，如HyperMesh、SimLab、HyperView，以及求解器OptiStruct，可完成不同類型的結構分析和優化。

公司某款變速器在試驗扭矩3 570 N·m時，變速器內部齒壞，殼體開裂，如圖1所示。為保證試驗完成時殼體無裂紋，現需對殼體結構進行優化。

迄今已有大量學者通過仿真或試驗手段對變速器殼體強度進行研究。吳仕斌等[4]應用ABAQUS軟件對變速器總成鋁殼體進行有限元分析，并進行試驗驗證。黃德健等[5]考慮了變速器殼體承受內部齒軸力和外部沖擊力的影響，應用RADIOSS計算鑄鋁殼體在一擋下的應力、變形的分布情況，并針對殼體薄弱處提出了優化方案。宮喚春[6]在提高強度分析效率的同時，考慮了齒輪軸及軸承對變速器殼體強度的影響，為結構設計提供參考。以上均考慮了殼體承受軸承力，但所述工況不盡相同。

圖1 試驗實物

本文作者基于HyperWorks軟件對變速器殼體靜扭工況下的強度進行有限元分析，檢驗仿真結果與試驗是否具有一致性，并提出優化方案。

1 計算工況確定

軸承載荷由齒輪設計軟件KISSsys計算得到，KISSsys模型如圖2所示，將其反作用力施加于殼體相應軸承孔處[7]。靜扭工況下，軸承孔所受載荷如表1所示。

圖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前處理，建立如圖3所示的有限元模型。

圖3 有限元模型

單元類型為Tet4[8]，單元平均尺寸3 mm，局部區域2 mm，共計網格數量2 182 683，節點數524 064。殼體材料為ZL114A，詳細參數由廠家提供，見表2。

表2 材料參數表

考慮到殼體壁厚方向單元層數少，為讀取真實的殼體表面應力，故在殼體表面增加一層很薄的殼單元(厚度0.05 mm)[9]。避免計算結果被過度平均，工況設置輸出角點應力。

2.2 邊界條件

根據試驗現場可知，變速器前殼體電機結合面通過螺栓與試驗臺架固定連接，故對前殼體螺栓連接處采用固定約束。由于試驗完成后，前后殼體連接螺栓無破壞，故將前、后殼體簡化定義為Tie接觸。軸承孔處受力按表1加載。采用非線性準靜態分析，OptiStruct求解器計算。

3 有限元結果

該殼體為鑄件，延伸率為3.5%，小于5%，為脆性材料，需用最大主應力評價強度。

σ1≤[σ]

(1)

其中：σ1為最大主應力；[σ]為強度極限。

圖4、圖5為殼體最大主應力云圖(均為殼體表面應力，下同)，其中前殼最大主應力218.5 MPa；后殼體最大主應力為281 MPa，塑性區域分布如圖6所示。由圖6可知，后殼體油槽處及背面有塑性變形。脆性材料進入塑性段后，極容易發生突然斷裂。進一步檢查模型發現，油槽處壁厚僅為4 mm，該處最有可能成為起裂區，設計顯然不合理。

圖4 前殼最大主應力云圖

圖5 后殼體最大主應力云圖

圖6 后殼體塑性區域

4 方案優化

為避免殼體開裂，需對后殼體進行優化。考慮到軸承孔所受徑向力的方向(如圖7所示)，最理想方案是將油槽位置換至對稱側。但為避免軸承積油，現將油槽位置改至正下方。其次為保證壁厚，填充背面兩軸承孔連接區域。

圖8、圖9為改進后的計算結果。可知：改進后殼體最大應力值小幅度降低，前殼為216.8 MPa，后殼為276.8 MPa。油槽處應力明顯降低，無塑性變形，降低了殼體開裂的風險。后殼體背面依然有少量塑性變形，但該處不在邊界位置，不容易成為起裂點。

針對改進后的狀態進行了試驗驗證，最大扭矩4 855 N·m，殼體無裂紋，內部齒輪打滑，表明方案可行。圖10為試驗實物圖。

圖7 后殼體徑向力分布

圖8 殼體最大主應力云圖(改進后)

圖9 后殼體塑性區域(改進后)

圖10 試驗實物(改進后)

5 結論

通過分析靜扭工況下的變速器殼體強度，并與試驗對比，可得出如下結論：

(1)分析結果與試驗基本吻合。

(2)變動油槽位置，能降低殼體開裂風險，且試驗證明該方案可行。

(3)該研究對設計變速器殼體有指導意義。