某重型卡車變速箱支架輕量化設計

車前，賀洋洋，陳文博，劉靜，梁博文

（陜西萬方汽車零部件有限公司，陜西 西安 710200）

1 引言

汽車輕量化是目前各個車企的主要研究對象，各大主機廠在推出換型換代車型時，都會對整車的重量作出嚴格的要求。而且隨著國家對環境的重視以及目前已經出臺新的汽車尾氣排放法規要求，使得用戶越來越重視車輛載貨的重量以及汽車的油耗，如何降低整車重量、減小油耗已經是各大車企的主要關注點。目前各大車企主要通過采用新材料、新工藝、新結構等方式來對汽車零部件進行輕量化的設計。

本文主要介紹了通過采用高強度鋼材料代替普通鑄鋼、結構優化等方式對某重型卡車的變速箱支架進行輕量化結構的設計，并利用有限元分析軟件Hyperworks 對原有結構及輕量化結構進行分析。驗證輕量化結構的可行性，通過分析得出在滿足強度要求及裝配要求的同時可以對原有結構進行輕量化結構設計。

2 數據模型的建立

2.1 三維數模的建立

變速箱左右支架作為變速箱與車架連接的重要組成部件，對變速箱的靜態平衡、支撐及運行有著重要作用，其通過螺栓連接在車架上。圖1 為裝配關系圖。

圖1 左右支架裝配關系

輕量化前左右支架采用的材質、屈服強度、彈性模量、泊松比、密度重量如表1 所示。

表1 輕量化前各種數據表

2.2 有限元模型的建立

本文采用Hypermesh 軟件進行有限元模型的建立，為減少計算規模提高計算精度，對模型原有的結構進行簡化處理，對分析過程中影響較小的部分進行簡化，如簡化圓角的設計、簡化倒角設計等，將簡化后的結構另存為STP 格式的導入到Hypermesh 軟件中采用四面體網格劃分模塊，對模型進行有限元網格劃分，得到圖2 所示的有限元模型。

圖2 有限元模型

3 有限元分析

3.1 分析工況與加載

（1）約束條件：約束與車架連接的兩個螺栓的6 個自由度后進行靜態有限元分析。

（2）載荷條件：靜態分析情況下，變速箱支架的受力情況為向下6000N 的力，故在有限元分析時對變速箱支架施加負Z 向6000N 的力。

按照上述的約束條件及載荷條件利用Hypermesh 軟件進行載荷的添加后，對其結構進行受力分析及安全因子、位移情況的計算[2]。

通過OptiStruct 求解器進行求解后，得到最大位移為0.083，位移云圖如圖3 所示；最大的應力為108.55MPa，安全因子為2.49，應力云圖如圖4 所示。

圖3 位移云圖

圖4 應力云圖

通過有限元分析得到以下結論：原有設計結構的最大應力值為108.55MPa，小于材料的屈服強度270MPa。安全因子等于屈服強度除以最大應力值為2.49，大于1，滿足結構強度要求。

4 輕量化設計

通過上述的有限元分析，原有的結構強度滿足要求，且安全因子比較高，結構的強度滿足輕量化要求，可以對其進行結構優化設計，在滿足強度的前提下盡可能地完成整車質量的降低。

4.1 輕量化結構

以原有設計結構為基礎，在原有結構上進行材料的去除及結構的優化設計，并采用鑄鋼RZG310-570 材質，考慮到其裝配關系及強度要求，對其進行結構進行輕量化設計，得到如圖5 所示的輕量化結構。

圖5 輕量化后結構

RZG310-570 材質的屈服強度為310MPa，彈性模量為210GPa，泊松比為0.3，密度為7860kg/m3。

4.2 輕量化后有限元分析

按照前面所述的設計工況將輕量化的結構導入到Hyper-mesh 軟件中進行有限元分析，通過OptiStruct 求解器進行求解后，得到最大位移為0.122，位移云圖如圖6；最大的應力為139.05MPa，安全因子為2.23，應力云圖如圖7 所示。

圖6 輕量化結構位移云圖

圖7 輕量化結構應力云圖

4.3 分析對比

輕量化后結構的產品重量、應力值、位移、安全系數變化對比見表2。

表2 輕量化前后對比

結論分析如下：

（1）輕量化方案位移相比原結構增大0.039mm；

（2）輕量化方案最小安全因子相比原方案減小0.26，但二者最小安全系數均大于1，結構強度滿足要求；

（3）輕量化方案質量相比原方案減輕53.74%，達到了輕量化的要求。

5 結論

本文建立了某重型載貨汽車變速箱支架的有限元模型，利用 Hyperworks 軟件對其優化前結構及輕量化結構進行了靜力分析對比，最終在滿足結構強度及裝配要求的前提下，使原有設計零部件產品重量減輕了53.74% 。本文的分析過程和結果為支架零件的輕量化設計提供了思路，對輕量化設計具有一定的指導作用[3]。