汽车变速器箱体轻量化设计

汽车变速器箱体轻量化设计摘要：本文根据汽车变速器总成结构和工作原理，运用静力学分析，得到各挡离合器总成与 箱体之间的最大轴承力，作为箱体有限元分析的边界载荷；采用有限元分析方法对箱体进行强度分 析，得到最大应力与最大变形量分布情况；对箱体做轻量化处理后，以相同边界载荷进行强度校核； 最终将汽车变速器箱体壁厚减去2mm.。关键词：变速器箱体；静力分析；有限元分析；轻量化1. 绪论1.1引言随着汽车工业的快速发展和日益突出的能源问题，节能减排在汽车工业中越来越受到 人们的重视。目前，降低制造成本和提高整车燃油效率已成为汽车设计的要求，为实现这 一目标，各大汽车制造商纷纷关注汽车轻量化技术的研究与应用。研究表明，汽车约60% 燃料消耗于自重，汽车质量每减轻10%，可降低油耗6%至8%1。由此可见，汽车燃油消耗 率同汽车整车整备质量密切相关，而汽车轻量化则通过对汽车结构的优化设计，最大程度 内减小汽车整车整备质量，降低汽车的燃油消耗率，减少油耗。除此之外，轻量化还可以 减少汽车原材料的消耗，降低汽车的生产成本，提高汽车的操控性能，减小振动和冲击， 降低噪音。随着汽车技术的发展，现代汽车日益数字化、智能化、高级化，附加的汽车电 子装置越来越多，导致汽车的质量不断增加，为控制汽车质量，必须加快汽车各组成部分 的轻量化技术研究。变速器作为汽车传动系统关键组成部分，主要由各档齿轮、轴系和变速器箱体组成， 发动机输出的动力经离合器传到变速器输入轴，再通过齿轮系啮合传动将动力传至传动 轴，最后动力经传动轴、驱动桥等装置传给车轮。变速器可以改变传动比，扩大驱动轮转 矩和转速的变化范围，以适应起步、加速、上坡等经常变化的行驶条件，使发动机在有利 的工况下工作；还可以在不改变发动机旋转方向的前提下，使汽车能倒退行驶；此外利用 空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，便于变速器换挡或进行动力输出。变 速器箱体作为安装、保护齿轮传动的机构，是保证齿轮传动副精度的基础。在变速器工作 过程中，箱体因齿轮传动承受较大的载荷，可能产生较大的变形和应力。如果变速器箱体 的刚强度不足，导致箱体产生裂纹或变形，这会造成齿轮和轴的安装误差，再加上齿轮和 轴受载变形，破坏了齿轮理论上正确的啮合条件，降低了齿轮传动精度，引起齿轮传动系 统的振动、冲击和噪声、齿轮的过早疲劳破坏，导致整个变速器的性能下降。为了避免 上述问题，在变速器设计时常常通过加大变速器箱体的厚度来提高其刚强度，但同时也加 大了变速器箱体自重，进而增加了车重量，影响汽车的动力性和经济性，故设计合适的变 速器箱体至关重要。1.2轻量化技术国内外研究现状和发展趋势汽车轻量化实现途径主要有两种：一是使用轻金属、现代复合材料等低密度轻质料， 达到减重目标；二是从结构出发，通过改变结构，在保证刚强度不变的前提下轻重量。 第一种途径存在成本高，技术不成熟等困难，这表明通过材料的轻量化减轻汽车自重虽然 具有巨大潜力，但在现阶段很难实施。而随着cad/cae技术的不成熟，后一种途径已经 广泛应用到汽车行业。目前，汽车结构轻量化设计的思想已入到产品设计前期，以达到汽 车轻量化、操控性、安全性及成本的统一。另外，新制造工艺的使用，使得某些结构能实 现“以空代实”达到简化结构的目的。这些关技术决定了汽车轻量化未来发展意义重大。80年代，国外学者将结构优化设计技术和刚柔体耦合动力学仿真技术结合起来实现变 速器箱体轻量化，分析变速器箱体在动态载荷下结构刚强度，根据分析结果，对箱体进行 整体或局部改进，达到优化设计的目的。国内汽车变速器箱体结构优化设计方法的研究刚刚开始，国内汽车变速器箱体结构优 化设计方法的研究刚刚开始，传统的变速器箱体设计多采用有限元分析和经验设计相结合 的方法，以达到目的。如赵丽娟，刘宏梅等人先利用软件Pro/E建立了矿用减速箱体的三 维实体模型，再利用ANSYS软件对箱体进行结构刚强度分析，并找出了危险区域，对箱 体结构进行再设计，这种优化方法效果显著，使箱体重量和材料成本均有降低。1.3研究内容和意义研究内容根据汽车变速器总成结构和工作原理，重点研究变速器箱体在静载荷和动载荷下结构 刚强度，并基于结构强度分析结果对箱体进行轻量化设计，实现变速器箱体轻量化的目的。 具体内容可分为以下五部分：1运用静力学分析，得到各挡离合器总成与箱体之间的最大轴承力，作为箱体有限元 分析的边界载荷；2采用有限元分析方法对箱体进行强度分析，得到最大应力与最大变形量分布情况；3根据分析结果对变速箱体拟定轻量化处理计划.4对箱体做轻量化处理后，以相同边界载荷进行强度校核，选择适当部位增加凸台， 增加面积避免个别部位的应力过于集中。5对改后箱体进行强度分析,检验其安全系数能否合格，若合格则此方案可行,反之则 再次对箱体进行静力学，应力及变形量的分析,修改相应参数使其最终达到合格的安全系 数.研究意义箱体支撑着变速箱内的所有部件，使所有部件在工作的同时保持相对准确的位置，是 变速器的骨架。同时箱体是属于箱体类的铸造零件，结构是非常的不规则的，在其内部有 着各种凸台，强筋，轴承孔，横隔板和油道孔，使其难以用偏微分方程和常微分方程来描 述这个复杂的空间几何形状，也很难取得理论解析式。箱内分布着2轴和13个齿轮，在 工作过程中的受力情况不容易分析，各个齿轮承受各级轴给的作用力。正因为箱体结构和 受力的复杂性才决定箱体是整个变速箱强度分析的主要对象。变速器箱体是变速器的关键零部件，它在动态载荷下的刚强度问题是影响变速器齿轮 正确啮合和可靠性工作的关键问题之一，因此对其结构刚强度分析与轻量化设计研究对保 证变速器产品使用性能、提高零部件可靠性以及整车性能具有重要意义变速器箱体产品原型样机采用铝合金材料，由于铝合金材料技术工艺复杂，成本较高; 企业为了降低制造成本，提高产品的市场竞争力，新开发的变速器产品采用铸铁箱体，但 铸铁箱体最大的缺点是太重。本文结合企业实际生产需要，针对汽车变速器研发过程中出 现的重量超标以及可能出现的箱体结构强度不足等问题，采用基本静力学分析和有限元分 析，实现变速器箱体轻量化。通过本文的研究，可降低公司现有变速器产品生产和制造成本，达到降本增效的目的, 使得该变速器产品能够以较高的性价比优势进入市场，比同类产品更具有竞争能力。因而 本研究具有很强的工程实用价值和重要的理论指导意义。2. 变速器箱体静力学分析2.1基本参数汽车基本参数：额定功率50kw ;额定转速4500 r/min ;额定输入扭矩106 N.m2.2受力分析变速器箱体的结构可划分为一个箱体和一个箱盖，并通过紧固螺栓及其组件将两部分 紧固，紧固螺栓和它附近的受力不作为分析的重点，所以可以将其认为是刚性约束。根据 局部影响力定理，这种局部近似处理对远处的应力和应变结果不会有明显的影响，在这里 将两个部分作为一个整体来分析。我们需要知道各挡离合器总成与箱体之间的轴承载荷，才能得到箱体的受力情况。在此，将各挡轴与齿轮作为整体，由齿轮力学分析得到齿轮力，利用理论力学原理向轴中简 化，同时计算轴承对轴的支撑力根据变速器的结构及动力传动路线，若求解箱体的最大受 力载荷，分析前进一挡受力情况即可。以下给定输入轴转矩为106N.m。该变速器均为直齿轮传动，每对齿轮所受的力互为作用力与反作用力，齿轮间有圆周 力与径向力，无轴向力，其计算公式为：2TF = a(2-1)ti diF 二 F tan a(2-2)riti式中：F各齿轮圆周力；F各齿轮径向力，N； T输入转矩，N.m；tiriid分度圆直径，m； i齿轮序号，i=l13； a齿轮压力角，a =20。i受力分析时参考的直角坐标系如图所示，其中，Z轴平行于各轴轴线，各挡离合器总 成与箱体之间的轴承力用N表示，角标m代表图1中的轴，m=12； n表示对应轴上的轴mn承，n=12； lmn为计算m轴上n轴承力所需的结构尺寸。N和N分别代表轴承力Nmnxmnymn沿X轴和y轴方向的分量；r为第i个齿轮啮合点出径向力与x轴所夹的锐角。前进一挡1时受力分析如下，以输入轴I轴为研究对象，发动机输入转矩为顺时针，整体受力情况及啮合力的空间作用方向示意图如图2-1所示,图2-1前进一档时输入轴受力分析示意图通过方程(3) (8)，求解一轴轴承力:(2-3)2TF = 一 tidiF 二 F tan ar1tiN+ N+ F sin r + F cos r 二 0(25)11X12Xt11T11N+ N+ F cos r + F sin r 二 0(26)11Y 12Y t11 T11N(l +1 ) + (F sin r + F cos r )l 二 0(27)12 X 1112t11T11 11N (1 +1 ) + (F sin r + F cos r )1 二 0(28)12Y 1112r11t11 11同理，分别以前进一挡时，输入轴与输出轴为研究对象，进行受力分析，具体受力分 析图及方程式在此省略，计算得到所有轴承力结果如表2-2所示，正号代表与图示方向相 同，负号代表与图示方向相反。表2-2前进一档时各轴承力输入轴/N输出轴/NN11XN11YN12 XN12YN21XN21YN22 XN22Y1067758659476520520468988222515218703. 箱体有限元分析3.1有限元分析简介有限元法（FEM ）是求解复杂工程问题的一种近似数值析方法。他的基本思想可概括为 “先分后合”或“化整为零又积零为整”，具体来讲就是将一个复杂结构的连续体离散为 通过有限个节点连接的有限个单元，并为每个单元选择一个能近似表达单元物理量的函 数，接着建立单元节点的平衡方程组，这些平衡方程组的集合就构成代表整个结构力学特 性的代数方程组，通过引入边界条件求解代数方程组，将每个单元的力学特征的组合起来 就可以得到整体结构的力学特性。这种将连续体离散成为有限的单元数和有限的节点数目 的方法称为有限元法。有限元法是一种近似的求解方法，其近似性表现在两个方面：（1） 单元与单元之间是通过节点连接，所以力和约束也是通过节点传递；这与实际连续体的力 和约束传递方式不同。（2）由于为每个单元选择的表达单元物理量的函数是近似的，所以 单元上物理量的分布规律是近似假定的。有限元分析过程可划分为三个阶段有限元分 析的前处理、有限元分析的计算和有限元分析的后处理。有限元方法是随着电子计算机的发展而迅速发展起来的一种弹性力学的数值分析方 法，它将弹性连续体划分为若干个单元，并将它们用节点连接起来，在一定的精度要求下, 用每一个单元来描述它的力学特性，这些单元体力学特性的总和就是弹性单元体的力学特 性。它是一种离散化的数值计算方法，是从变分原理演变而来的，是利用矩阵方法来解决 结构力学和弹性力学问题的。因为有限元法的理论基础牢靠、物理概念清晰、适用性强， 目前己成为机械产品动、静、热特性分析的重要手段。有限元法在机械工程领域中应用广 泛，主要有两个方面，一是进行产品的优化设计，分析结构刚强度及动态响应特性，再根 据计算结果进行结构优化，优化后结构的应力和应变分布应该更加合理及经济性更好。一 方面就是对已有结构刚强度分析及故障诊断，当一个产品结构件在工作过程中发生断裂、 出现裂纹或磨损等现象时，可以应用有限元法对构件结构分析，找出危险区域并分析造成 这些现象的原因，通过算数据打印应力应变图的绘制分析结果校核与显示础上，作出相应 的改进或修改，从而避免再出现上述问题。3.2简化几何模型几何模型为有限元分析提供原始数据，因此必须保证几何模型的准确性。对于复杂的 几何模型，为了简化建模和缩短计算时间，在划分网格前必须进行几何清理，包括去除某 些不必要的零件或忽略对整体力学性能影响较小的几何细节，如倒角、过渡圆角、小直径 的工艺孔以及较小的凸台等 现在对变速器箱体的几何模型进行以下简化：1）简化箱体结构各处的过渡圆角；2）简化箱体上螺栓孔、定位孔上的倒角及其忽略一些小尺寸的孔；3）用圆柱形凸台代替箱体内壁和外壁上的半球体型凸台；4）忽略箱体上拨叉口处的凸台；5）简化箱体与离合器壳体连接面，忽略其凹下去部分的非工作面。这些假设都不会对变速器箱体的分析结果产生大的影响，完全能保证足够的计算精度。3.3三维绘图软件与有限元软件的无缝连接三维绘图软件与有限元软件各有其强大的一面，也有其欠缺的一面，将二者“强强 联合”来进行有限元分析是当前国际上主流的研究方案。在此分别以三维实体建模软Pro/E 与有限元分析软件ANSYS为例，对箱体进行分析。在Pro/E环境下建立好箱体的实体模型，如图3-1所示，然后将其导入到ANSYS环 境下，以往的导入方法是将模型在三维软件中转成第三方格式，通常保存为IGES件，再 通过有限元软件中的命令File/Import/External Geometry File将其导入。这种导入方式存在 很多弊端：1）装配体导入时，系统会默认为是一个整体，影响受力分析，还要分别导入或 对整体模型重新分割；2）装配体导入后对于接触的定义较复杂；3）导入后的几何体与原 来的外部几何体没有任何关联。由于变速器箱体进行有限元分析对计算机硬件要求较高，采用另一种导入方式将 ANSYS的Workbench平台嵌入到三维软件中，嵌入之后，便在三维软件的菜单上出现了ANSYS选项，这种导入方式成功率极高，最重要的是模型导入后与三维软件中的原模型 具有关联性，即如果当前CAD系统已打开，与导入后的模型自动保持双向刷新功能10，这 样有利于模型参数的随时修改与相应有限元方法的随时对比分析。图3-1箱体实体模型图3.4有限元模型加载当变速器箱体的三维组件导入到ANSYS Workbench软件后，ANSYS Workbench软 件会自动识别所有接触表面，只需确定识别出的接触表面是否是我们所需要和关心的部 位，并确定接触类型和接触方式。变速器箱体零件接触都设置为绑定接触。其次要定义其 材料属性，包括弹性模量、泊松比、密度等。箱体材料均选用灰铸铁，其具体的材料属性 值见表3-1。表3-1箱体材料属性属性名称数值属性名称数值弹性模量1.1x105 MPa泊松比0.28质量密度7280kg/m3抗拉强度270MPa固定支撑添加在箱体两侧的8个安装孔处。网格按Workbench自动划分为四面体结 构，手动设定单元长度为10 mm,最终箱体划分节点数为106 060个，单元数为56 811个。轴承载荷按照2.2小节 中得Workbench中可以添加轴承载荷，这使加载大为便利。前壳体前端面为受压支撑约束，止口端面的12个 螺栓孔为圆柱支撑约束，在ANSYS Workbench中将其设置为Cylindrical Support即可。 本次计算中，变速器箱体载荷为变速器处于一档、加载为最大输入扭矩3倍情况下的载荷， 此处的3倍为分析的安全系数11。该变速器的最大输入扭矩为106N*m, 档速比为14.3, 通过力平衡原理和扭矩关系，可以计算各个轴承处的载荷。将计算出的载荷施加到变速器 箱体上只需执行Solve就可以进行求解了。3.5有限元分析结果箱体是由灰铸铁铸成的脆性材料，其强度条件应按照第一强度理论(最大拉应力理论) 进行判断箱体的应力分布和变形图如图3.2所示。由图3-2 (a)可见，箱体较大的应力主要分布在输出轴侧的安装孔及各轴与箱体连接 的轴承孔附近，最大值为68.4MPa，远小于第一强度理论应力最大值270MPa,且安全系 数为270/68.4=3.9。对于安全系数的取值，没有明确的规定标准，该变速器箱体材料为铸 铁，按照设计经验，安全系数一般为2-4之间12说明该箱体安全系数较高，具备轻量 化改进的必要性由图3-2 (b)可以看出，箱体的最大变形量为0.34mm，出现在输出轴与箱体连接的轴承孔附近，可认为满足箱体设计要求。& natk Strudunl (ANSSStr ”Type: Equivalent frtn-Mi*es) Stress Unit PaTrn! 12012/5/17 22233jM2142MIM仙皿MOMMin0J)000500300 (m)B: Static aructurl (ANSYSEqubalent Elastic StrainTc: Equdent (von-Msei) Elastic Strom Untm/rr*Tmw:l2012/5A7 2W434222SMax3JM2*-52M18-S2JS15-51J013I-5ld4W-$3J031I-6TXMtMe 10 Min04750225OQOO01500300 (m)1OJJTS0J25(b)箱体变形图(a)箱体应力云图图3-2改进前箱体应力分布和变形图4. 轻量化改进由上述计算得出，可以对箱体进行轻量化改进，将箱体壁厚减去2mm,并施加相同的 载荷条件进行对比分析。基于Pro/E与Workbench的无缝连接，在Pro/E环境下将箱体修 改后，在Workbench环境下刷新后便可直接进行计算，得到结果，如图4-1所示。B: Satie Structural (ANFfS)E9Xln Elactic Strain UnibmAn2M2/srnvarrz2AlM-5iJ699e-S8459&42332-643MU 10 Min(b)箱体变形图(a)箱体应力云图图4-1改进后箱体应力分布和变形图由图4-1可知，壁厚减去2mm之后，应力变化不大，最大变形量由0.342mm增加到 0.380mm，增大了 9%,仍可认为该变形量是可行的，此方案可行。改进前后变形区域都出现在轴孔面上的轴孔位置，根据这种情况，我们可以在轴孔处 添加凸台，增加面积，减少此处应力过于集中。按此方案，改进前后的数值对比分析见表 41。表4-1箱体轻量化改进前后对比分析项目最大应力值/MPa最大变形里/mm总质量/kg改进前64.40342229.53改进后76.10.380204.40变化量1.70.038减轻25.13变化率2.6%9%减轻10.9%由表4-1可知，减速器箱体在满足强度条件下，质量减轻。对于壁厚减去后的安全系 数仍然较大，若想继续对箱体作轻量化的改进，并控制最大变形量的数值，可以在以后的 研究中对箱体在结构上作进一步分析。5.结论本文通过基础力学理论分析，得到汽车变速器箱体轴承端处的最大轴承载荷，作为其 有限元分析的边界载荷条件；基于三维建模软件与有限元软件的双向无缝连接，建立了箱 体的有限元模型；对目前箱体进行了强度分析，结果显示其具有很大的安全系数。经改进, 将箱体厚度减去2mm，并施加以相同载荷对比分析，其安全系数仍满足设计要求，最终使 箱体总质量减轻约25kg。本文的研究为变速器箱体的轻量化设计提供了参考依据，箱体的 轻量化改进也可为今后的产业化降低成本。参考文献：1 赵永辉.大客车车身骨架结构拓扑优化设计D.武汉：武汉大学汽车工程学院,2008.2 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