RADIOSS在變速箱殼體動靜性能分析中的應用

　　興旺寶五金網整理：變速箱殼體是變速器結構中的重要組成部件，起到支撐、保護齒輪傳動機構的作用。殼體性能好壞直接影響整個變速箱結構的性能，間接地影響整車的使用性能。殼體強度不夠會造成局部出現裂紋甚至殼體損壞；殼體剛度不足會影響齒輪傳動平穩性、性，從而降低整個變速箱的動態性能和使用壽命。殼體的動態性能會直接影響整個變速箱的振動和噪音，從而影響駕乘人員的舒適性。隨著變速箱新技術的應用以及整個社會環保意識的與日俱增，變速箱向尺寸小、質量輕的方向發展。這就對殼體的性能提出了更高的要求，以保證變速器使用性能更佳。

采用有限元方法對變速箱殼體的剛強度、動態性能分析已經成為國內外變速器研究機構和生產廠家的主要手段。劉宏昭[1]的“軌道車變速箱殼體強度研究”、北京理工大學胡紀濱[2]的“液壓機械變速器有限元分析與改進”、東北大學孫德志[3]“金屬帶式無級變速器殼體的強度和剛度分析”都是采用該基本原理進行分析計算。本文以某輕卡變速器殼體作為研究對象，詳細分析了殼體受力情況和約束邊界，并利用專業軟件提取殼體的受力數值，從而提高分析時邊界條件施加的合理性和準確性；此外，對該殼體進行動態分析，提取殼體結構的固有頻率與振型，為后續研究殼體結構的頻率響應分析做準備。

1變速器殼體靜態性能分析
　　
1.1建模

變速箱殼體表面特征多而復雜，不易直接在CAE軟件中建模。本文以某型號輕卡殼體為研究對象，利用三維軟件建立殼體數模，采用專業、HYPERMESH進行殼體模型的幾何清理。由于殼體結構表面的復雜性，采用四面體單元進行網格劃分，同時為了降低四面單元剛化作用：首先在殼體表面布置高階二維單元，再根據已經生成的二維單元生成三維單元，完成后的有限元模型如圖1所示,共生成1044358個10節點四面體單元。
1.2材料與屬性

變速箱殼體的材料采用鋁合金，具體參數見表1：
1.3殼體受力分析

變速箱在運行過程中，工作齒輪嚙合產生的作用力通過軸承作用在變速箱殼體軸承孔上。本文利用專業傳動系統軟件建立整個變速器傳動機構模型；借助CAE軟件提取殼體的剛度矩陣，導入傳動系統軟件中，并在軸承處將殼體與傳動機構相連接。按照變速箱靜扭強度國標要求[5]，zui危險工況為1檔轉速下的3倍扭矩，本文對該工況下變速箱結構的強度、剛度進行校核，zui后提取各軸承處的作用反力，如表2所示。
軸承徑向力是沿著軸承孔徑向分布，具體分布情況如圖3所示，計算公式如下[4]：式中，w為軸承座孔單位線載荷；F為軸承座孔支反力；m為軸承座沿軸線方向的關鍵節點數量；P0為受力zui大單元所承受的zui大載荷；Z為軸承座沿圓周線方向上的關鍵節點總數；k為常數；δn為彈性變形。徑向載荷按照圖2所以示規律施加在軸承孔上，軸向載荷均布施加在相應殼體承載部位上，彎矩施加在軸承孔中心點上。1.4約束和連接處理

位移邊界條件用來描述模型實際支撐條件的約束。變速箱結構主要依靠離合器殼體與發動機進行連接來保持支撐，在后殼體上有輔助支撐，約束施加如圖3中黃色三角形部分所示。離合器殼體、主殼體、后殼體、操縱器殼體、取力器殼體等結構之間裝配是通過螺栓連接，在分析中采用建立剛性連接的方式模擬螺栓連接。
1.5求解計算

根據RADIOSS計算結果可知：離合器殼體上zui大變形為0.22mm，位于與中間軸前軸承相連接的殼體軸承孔處（6號軸承）；主殼體上zui大變形為0.19mm，出現在輸出軸與主殼體相連接的軸承孔處（4號軸承）；后殼體上zui大變形為0.14mm，出現在與主殼體聯接端面螺紋孔處。各殼體變形云圖如圖5所示：離合器殼體上zui大應力為188.3MPa，位于中間軸軸承孔加強筋板上；主殼體上zui大應力為199.5MPa，位于輸出軸后軸承孔加強筋板處；后殼體上zui大應力為166.5MPa，出現在殼體邊緣處；由于計算時是采用3倍靜扭加載，且上述殼體的zui大應力均小于材料許用應力330MPa，故可判定殼體結構安全。殼體各應力云圖如圖6所示。　2變速器殼體動態性能分析
　　
2.1殼體結構振動基本方程

根據彈性力學相關理論，殼體結構運動微分方程為[6]：式中：[M]、[K]、[C]分別為質量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；、{x}、、{F（t）}分別為加速度、位移、速度和激勵向量。結構的固有頻率與振型是結構本身固有屬性，與外界載荷無關；且結構阻尼系數對其影響較小。無阻尼自由振動微分方程為：式6對應的特征方程為：式中ω為系統的固有頻率。

2.2殼體固有頻率及振型求解

變速箱在工作時會產生振動，振動產生噪音。根據整車廠對變速箱總成噪音的實驗要求，對該型號變速箱總成結構進行噪音實驗：在離變速箱距離1000mm處，從四個方向測量輸入轉速1800r/min時變速箱在各檔位的噪音情況，統計數據如表3所示：
從表2可知，輸入轉速1800r/min時不同檔位上變速箱總成的噪音值比較接近，相差zui大1.97db,我們可以推測殼體固有頻率與在該轉速下各檔位齒輪嚙合頻率不重合或不相近，故可知未明顯產生共振現象。下面我們分別計算該轉速下各檔位齒輪嚙合頻率和殼體的固有頻率，以驗證上述推斷。

當輸入轉速為1800r/min時，根據各檔位的傳動比以及齒輪參數可以計算出每檔位齒輪嚙合頻率，如表4所示：
利用RADIOSS求解出變速器殼體*階固有頻率及振型如表5所示。
根據表5中殼體*階固有頻率值可知：殼體*階固有頻率基本遠離1800r/min時各檔位齒輪的嚙合頻率，只有1階固有頻率與常嚙齒嚙合頻率、4階固有頻率與5檔齒嚙合頻率較近，但zui小也相差60HZ，該問題需要進行殼體結構頻率響應分析進行進一步驗證。

同時從表5中可以得出變速器殼體不同固有頻率下的振型情況比較復雜：不僅有橫向、上下擺動，還有彎曲、扭轉變形；同時上述變形不是單獨存在而是交錯共存。該現象反應了變速器殼體動力性能的復雜性。

3結論
　　
本文在前人研究基礎上，對某新型號輕卡變速器殼體進行了動靜態性能分析，得出以下幾點結論：

（1）進行殼體動靜態性能分析時，要充分考慮離合器殼體、主殼體、后殼體之間的連接關系；本文采用Rigid模擬螺栓連接，忽略了螺栓預緊力，后續需進一步研究。

（2）進行殼體的靜扭強度分析時，要充分考慮軸承力在殼體上的實際分布情況。

（3）對模態分析結果和變速箱總成噪音實驗數據進行理論比較，一定程度上用實驗驗證模態結果分析的正確性，為今后的模態分析提供一定的指導意義。

（4）HyperMesh軟件提供了方便、快捷幾何清理功能，同時對網格劃分有著其他CAE軟件無法媲美的；同時RADIOSS對于結構動靜態性能求解提供了豐富算法，以便工程師更加地處理實際工程問題。