分動(dòng)箱油冷器側(cè)邊連接結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)研究

馮顯松，付邦璀

（東風(fēng)特種裝備事業(yè)部（東風(fēng)越野車有限公司），湖北 武漢 430000）

前言

目前高機(jī)動(dòng)越野車輛為實(shí)現(xiàn)在復(fù)雜苛刻路面上行駛，需配置分動(dòng)箱，對(duì)動(dòng)力總成輸入扭矩進(jìn)行有效分配，將不同的扭矩傳遞給前、中、后驅(qū)動(dòng)橋。受制于箱體本身結(jié)構(gòu)，并且布置于車體中部，無(wú)法通過(guò)周邊環(huán)境或自身殼體進(jìn)行有效散熱，箱體內(nèi)的潤(rùn)滑油無(wú)法維持于合理溫度。首先，為確保分動(dòng)箱正常工作，需采用外置式油冷器；其次，為達(dá)到整車重量限制，就要采用輕量化材料，并且需要盡可能地提高油冷器散熱能力，這就要求油冷器和側(cè)邊支架采用鋁合金材質(zhì)。其中，側(cè)邊支架能否可靠地支撐油冷器，使其正常工作，決定了分動(dòng)箱能否正常運(yùn)轉(zhuǎn)[1]-[4]。

1 問(wèn)題描述

某越野車輛分動(dòng)箱油冷器為實(shí)現(xiàn)最佳的散熱性能，固定于機(jī)艙水箱上，位于水箱正前方，見(jiàn)圖1，該布置有效利用水箱后部風(fēng)扇吸氣時(shí)產(chǎn)生的氣流，對(duì)其進(jìn)行主動(dòng)降溫。其中，油冷器與側(cè)邊支架焊接成一體，側(cè)邊支架通過(guò)螺栓與固定支架連接，固定支架通過(guò)螺栓固定于水箱上。

據(jù)試驗(yàn)報(bào)告反饋，實(shí)車在越野路行駛過(guò)程中，出現(xiàn)了側(cè)邊支架斷裂的故障，如圖2 所示。

圖1 油冷器安裝示意圖

圖2 油冷器側(cè)邊支架斷裂圖

2 側(cè)邊支架斷裂原因分析

車輛在苛刻的可靠性考核路面上行駛時(shí)，復(fù)雜的沖擊振動(dòng)通過(guò)車輪、懸架、車架、車身等系統(tǒng)傳導(dǎo)到油冷器上，側(cè)邊支架作為油冷器的主要承重件，在上萬(wàn)公里的路試中，長(zhǎng)時(shí)間的激振造成側(cè)邊支架薄弱處斷裂。

3 改進(jìn)設(shè)計(jì)

水箱前部空間有限，只能在原方案基礎(chǔ)上對(duì)側(cè)邊支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并在側(cè)邊支架與固定支架間增加橡膠軟墊組合件，見(jiàn)圖3 所示。

圖3 油冷器側(cè)邊結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的安裝示意圖

該套裝置的詳細(xì)設(shè)計(jì)如下：L 型且豎向相對(duì)設(shè)置的兩個(gè)側(cè)邊支架，兩個(gè)側(cè)邊支架間設(shè)有豎向的中間固連板，三者連接形成開(kāi)口水平、兩臂間距可調(diào)整的U 型結(jié)構(gòu)，U 型結(jié)構(gòu)在遠(yuǎn)離開(kāi)口的水平外側(cè)分別安裝一個(gè)橡膠軟墊組件，見(jiàn)圖4 所示。橡膠軟墊組件由橡膠、襯芯、墊片組成，見(jiàn)圖5 所示。

圖4 側(cè)邊連接結(jié)構(gòu)示意圖

圖5 橡膠軟墊組合件示意圖

4 改進(jìn)方案和原方案有限元約束模態(tài)、靜強(qiáng)度和頻率響應(yīng)分析結(jié)果對(duì)比

4.1 建立有限元模型及確定邊界條件

根據(jù)有限元理論，對(duì)油冷器及側(cè)邊支架進(jìn)行有限元建模[5]。其中，上、下蓋板、側(cè)邊支架是鋁合金，鋁合金材料碼是3678H，屈服強(qiáng)度是65MPa，中間固連板、固定支架材料是Q235，屈服強(qiáng)度是235MPa。利用Hypermesh 軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。相關(guān)的有限元模型如圖6 所示。

圖6 有限元模型

車輛行駛時(shí)，油冷器通過(guò)固定支架與水箱固連成一體，油冷器受到自身重力和水箱傳遞激振的相互作用，約束固定支架位于水箱上4 個(gè)固定孔的所有自由度，其余節(jié)點(diǎn)的自由度都釋放。

4.2 約束模態(tài)分析

模態(tài)反映了結(jié)構(gòu)件的固有振動(dòng)特性，通過(guò)模態(tài)分析可得到結(jié)構(gòu)件的固有頻率和模態(tài)振型[6]。根據(jù)第4.1 規(guī)定的約束條件，運(yùn)用ANSYS 軟件進(jìn)行模態(tài)分析，分別得出原方案和改進(jìn)方案前4 階頻率和振型圖，見(jiàn)圖7、8 所示。

圖7 原方案振型圖

圖8 改進(jìn)方案振型圖

表1 原方案和改進(jìn)方案固有頻率

該越野車輛發(fā)動(dòng)機(jī)為六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其怠速激勵(lì)頻率根據(jù)下式算出：

其中f 為激勵(lì)頻率，n 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，z 為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)，τ 為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。該發(fā)動(dòng)機(jī)怠速為800rpm，故怠速激勵(lì)頻率是40Hz，根據(jù)表1 統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，原方案和改進(jìn)方案前四階模態(tài)均大于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率，避開(kāi)共振頻率，避免油冷器及其側(cè)邊支架發(fā)生共振情況。

4.3 靜強(qiáng)度分析

圖9 原方案靜強(qiáng)度分析應(yīng)力云圖

圖10 改進(jìn)方案靜強(qiáng)度分析應(yīng)力云圖

油冷器及側(cè)邊支架的靜強(qiáng)度分析，需要選取對(duì)其影響最惡劣的工況進(jìn)行校核，才具有實(shí)際價(jià)值。現(xiàn)以垂直跳動(dòng)工況和制動(dòng)工況作為校核工況，垂直跳動(dòng)工況是在Z 向施加2.5g，制動(dòng)工況是在X 向施加1.0g，根據(jù)第4.1 規(guī)定的約束條件，運(yùn)用ANSYS 軟件進(jìn)行分析，分別得出原方案和改進(jìn)方案相應(yīng)的計(jì)算結(jié)果：原方案的最大應(yīng)力為16.9MPa，見(jiàn)圖9 所示，改進(jìn)方案的最大應(yīng)力為16MPa，見(jiàn)圖10 所示，應(yīng)力大小都小于材料許用應(yīng)力。

4.4 頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)分析方法有直接頻率響應(yīng)與模態(tài)頻率響應(yīng)2 種方法，其中模態(tài)頻率響應(yīng)法更高效[7]-[9]，故采用模態(tài)頻率響應(yīng)法。

在第4.1 規(guī)定約束條件基礎(chǔ)上，分別在固定點(diǎn)處施加X(jué)、Y、Z 三個(gè)方向激勵(lì)，大小分別是1.5g、1.5g、3g，掃頻范圍是5～200Hz，模態(tài)阻尼系數(shù)設(shè)定為0.06，運(yùn)用ANSYS 軟件進(jìn)行分析，分別得出原方案和改進(jìn)方案相應(yīng)的計(jì)算結(jié)果：兩種方案最大應(yīng)力都是在62Hz 時(shí)產(chǎn)生，原方案的最大應(yīng)力為158.9MPa，見(jiàn)圖11 所示，改進(jìn)方案的最大應(yīng)力為35.7MPa，見(jiàn)圖12 所示，原方案最大應(yīng)力大于材料許用應(yīng)力，改進(jìn)方案最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力。從分析結(jié)果也可以看出，原方案應(yīng)力較大處與實(shí)物斷裂處相吻合，并且改進(jìn)方案已有明顯改善。

圖11 原方案62Hz 時(shí)的應(yīng)力云圖

圖12 改進(jìn)方案62Hz 時(shí)的應(yīng)力云圖

5 實(shí)車可靠性試驗(yàn)

該越野車輛將油冷器及側(cè)邊支架跟換為改進(jìn)方案后，在安徽定遠(yuǎn)國(guó)家汽車試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行道路可靠性試驗(yàn)。試驗(yàn)總里程超過(guò)3 萬(wàn)公里，路況包括高速環(huán)路、越野路、石塊路、砂石路、蛇形路、搓板路、扭曲路等。試驗(yàn)完成后，油冷器及側(cè)邊支架未出現(xiàn)脫焊、變形、斷裂等故障，表明改進(jìn)方案通過(guò)了可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證。

6 結(jié)束語(yǔ)

（1）在有限的空間中，通過(guò)優(yōu)化側(cè)邊支架結(jié)構(gòu)，并使用橡膠軟墊組件，實(shí)現(xiàn)方案的優(yōu)化。（2）計(jì)算出兩種方案油冷器及側(cè)邊支架的前四階模態(tài)固有頻率，均大于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率，避開(kāi)了共振頻率，避免油冷器側(cè)邊支架發(fā)生共振。（3）通過(guò)垂直跳動(dòng)和制動(dòng)兩種最惡劣工況的靜強(qiáng)度分析，兩種方案油冷器側(cè)邊支架的最大應(yīng)力都小于材料許用應(yīng)力，滿足靜強(qiáng)度要求。（4）通過(guò)頻率響應(yīng)分析，得出原方案?jìng)?cè)邊支架最大應(yīng)力是158.9MPa，應(yīng)力較大處與實(shí)物斷裂處相吻合，改進(jìn)方案最大應(yīng)力是35.7MPa，小于材料許用應(yīng)力，滿足設(shè)計(jì)要求。（5）改進(jìn)方案通過(guò)了整車可靠性試驗(yàn)，滿足使用要求。