变速器壳体强度有限元分析与试验验证
安装中央制动器的某型变速器的后壳体设计与开发
改 型设计 及 改 型 加 强 设 计 ， 在 原 后 壳 体 上 增 加 了 直接 安装 中央制 动器 底 板 的结 构 ， 使用 Ｃ ａ ｔ ｉ ａ软 件 对后 壳进 行 了三 维建模 。 （ ２ ） 对 改 型后 的后 壳 体 和 加 强 设 计 的后 壳 体 利用 有 限元 法 进 行 了分 析计 算 ， 改 进 设 计 后 的 变 速器 后 壳 具 有 较 高 的 强 度 ， 在 最 大 制 动 力 矩 ２ ３ ５ ０ Ｎ・ Ｉ ｎ 的作 用 下 ， 壳体最大 Ｖ ｏ ｎ Ｍｉ ｓ ｅ ｓ等 效 应
装 于 变速器 后 壳 体 上 ， 而 原 先 该 变 速 器 输 出凸 缘 直 接连 接传 动 轴 ， 后 壳 体 上 无 安 装 中央 制 动 器 的
结构 ， 为此需 要对 原 ２ ８ ３ ０ ． ５变速 器进 行适 应性 改 型设 计 和开发 。
高 以保 证 该 处 空 间 。为 适 应后 壳体 的 加 高 设 计 ，
变速器 的二 轴也做 了相 应 的加长设 计 。
图１ 为在 Ｃ ａ ｌ ｒ ａ软 件 中对 后 壳 体 建 立 的 三 维
１ 变速器改型和后壳体的设计与建模
在 原有 后 壳上 安装 中央制 动 器将 与 后壳 上 的 选换 档操 纵 机 构 干 涉 ， 为 实 现 在 后 壳 上 安 装 中 央
凸 台周 围设计 加强 筋 以保 证 强 度 。制动 器 底 板安 装 于此 ５个 凸 台 面 上 ， 制 动 鼓 安 装 在 输 出 凸缘 上 与制 动底 板及 制动 蹄组 合 为 中 央制 动 器总 成 。变 速器 总成 的选换 档操 纵 机 构改 为 安 装在 前 壳 相应 的窗 口上 ， 内部 的选换 档机 构亦 做相 应 的调 整 。 安装 制 动器 底板 的 ５个 凸台平 面 与后 壳上 变 速器 悬置 支架 安装平 面间 的距 离 应 能保 证 中央制 动器拉 索 的操 作 空 间 和悬 置 支架 安 装 空 间 ， 且 二
变速器壳体强度有限元计算及结构改进分析
设计 － 计算 ． 究பைடு நூலகம்。 研
变速器壳体 强度有 限元计算及结构 改进分析
康 一坡 霍福 祥 魏 德 永 赫 建 勇 吴 玉 亮
（ 中国第 一汽 车股 份有 限公 司技 术 中心 ）
【 摘要 】 载货汽车变速器壳体为研究对象 ， 以某 应用有 限元方法计算其在 １ 挡和倒挡工况下 的应力分布 ， 并结合
器壳 体作 为重要 基础件 ， 其前 、 壳体应 具有 足够 的 后 强度 抵抗 发动机 扭矩 引起 的齿轮 啮合 力及 不平路 面 引起 的变 速器惯 性力 等载荷 的作 用 ．以达 到支撑 齿 轮轴 、保 护齿 轮传 动机构 及满 足整 车对变 速器 不 同 扭 矩和 转速要 求 的 目的。为 了保证 结构强 度 ，降低
限元模 型 如 图 ２所示 『 ３ １
轴 和 输 出轴 的轴 向旋 转 自 由度 ．以满 足静 力 学 求
解 条 件 其 中旋 转 自 由度上 的支 反 力 即 为齿 轮 轴 的传 递 扭 矩 ．在定 义结 果 输 出 时应 同 时定 义 此 支 反 力 的 输 出 ．这样 可 方便 检 查 所 加 齿 轮 啮合 力 的 正 确 性
ｉ ｄｃ ｔ ｈ ｔｔｅ ｃ ｓ ｔ ｅ ｉ ｒ ｖ ｄ ｐ ａ ａ ａｉｆ ｅ ｒ ｑ ｉ ｍｅ ｔｏ ｅ ｓ ｅ ｇｈ ｔ ｓ． ｎ ｉａ ｅｔ ａ ａ ｅｗｉ ｔ ｍｐ ｏ ｅ ｌ ｎ ｃ ｎ ｓ ｔｓ ｔ ｅ ｕ ｒ ｈ ｈｈ ｙｈ ｅ ｎ ｆｔ ｔ ｎ ｔ ｅ ｔ ｈ ｒ
挡 除具 有 较 大 的速 比外 ．还 具 有 与 前 进 挡 相 反 的
体强 度 ． 进而 为完 善变速 器壳 体结 构提 供技 术支 持 。
２ 有 限元 建 模
数据仿真驱动的产品设计流程优化
数据仿真驱动的产品设计流程优化一、数据仿真在产品设计中的应用背景随着科技的不断发展，产品设计面临着越来越复杂的挑战。
传统的产品设计流程往往依赖于经验和试错法，这不仅效率低下，而且可能导致产品质量不稳定和成本增加。
数据仿真技术的出现为产品设计带来了新的机遇。
在现代制造业中，产品的复杂性不断提高，涉及到多个学科领域的知识和技术。
例如，在汽车设计中，需要考虑机械结构、流体力学、电子系统等多个方面。
传统的设计方法很难在设计阶段全面考虑这些因素的相互影响。
数据仿真技术可以通过建立数学模型，模拟产品在不同工况下的性能表现，从而为设计师提供更全面的信息。
同时，市场竞争的加剧也要求企业能够更快地推出高质量的产品。
数据仿真可以在虚拟环境中对产品进行测试和优化，大大缩短了产品开发周期。
例如，在航空航天领域，通过数据仿真可以在设计阶段对飞行器的性能进行评估，避免了大量的实物试验，节省了时间和成本。
此外，消费者对产品的个性化需求也越来越高。
数据仿真可以帮助企业更好地了解消费者的需求，通过对用户数据的分析和仿真，设计出更符合用户需求的产品。
二、数据仿真驱动的产品设计流程1. 需求分析阶段在这个阶段，首先要收集和分析用户需求。
通过市场调研、用户反馈等方式，获取关于产品功能、性能、外观等方面的需求信息。
同时，还要考虑到产品的使用环境、法规要求等因素。
然后，利用数据仿真技术对这些需求进行量化分析。
例如，可以通过建立用户行为模型，模拟用户在不同场景下对产品的使用方式，从而更准确地确定产品的功能需求。
2. 概念设计阶段基于需求分析的结果，进入概念设计阶段。
在这个阶段，设计师会提出多个设计概念。
数据仿真可以帮助设计师对这些概念进行初步评估。
例如，可以通过建立简单的物理模型，模拟不同设计概念的基本性能，如力学性能、流体性能等。
通过对仿真结果的分析，筛选出具有潜力的设计概念，进一步细化和完善。
3. 详细设计阶段在详细设计阶段，需要对产品的各个部件进行详细设计。
机械设计基础机械系统的强度分析方法
机械设计基础机械系统的强度分析方法机械设计基础——机械系统的强度分析方法1. 引言机械系统的强度分析是机械设计中的关键环节之一，它能够评估和验证机械系统在工作过程中的承载能力和安全性。
机械系统的强度分析方法多种多样，其中最常用的包括应力分析法、有限元分析法和试验验证法。
本文将会对这几种方法进行详细探讨。
2. 应力分析法应力分析法是机械系统强度分析最常用的方法之一。
它通过理论计算和分析，确定机械系统在受力状态下的最大应力和应力分布情况。
常见的应力分析方法包括静力学分析、动力学分析和疲劳寿命分析。
通过应力分析，设计者可以确定合适的材料和结构尺寸，以满足系统的强度要求。
3. 有限元分析法有限元分析法是一种基于数值计算的强度分析方法，它是近年来发展起来的一种先进的计算机模拟技术。
有限元分析将机械系统分割为有限个小单元，利用力学和数学原理对每个小单元进行应力分析和计算。
通过分析每个小单元的应力和变形情况，可以得到整个机械系统的强度和稳定性评估结果。
有限元分析法在复杂机械系统的强度分析中具有广泛的应用。
4. 试验验证法试验验证法是机械系统强度分析的一种重要手段。
通过在实际工作环境中进行试验，直接测量机械系统的应力、位移和变形等参数，以验证设计的合理性和可靠性。
试验验证法可以对理论计算和模拟分析的结果进行验证，发现和解决可能存在的问题，并对设计进行优化。
试验验证法是机械系统强度分析中不可或缺的一部分。
5. 小结机械系统的强度分析是机械设计过程中的重要环节。
应力分析法、有限元分析法和试验验证法是目前应用最广泛的强度分析方法。
应力分析法通过理论计算分析系统的应力分布情况，有限元分析法则是一种基于数值计算的模拟方法，而试验验证法则是通过实际试验来验证和优化设计。
设计者可以根据实际情况选择合适的分析方法，以确保机械系统在工作过程中具备足够的强度和安全性。
以上是对机械系统强度分析方法的简要介绍，希望能对读者有所启发和帮助。
新型轻卡变速器壳体动静态性能分析
Ｆ／ ｙＮ
３９ ８ ５
Ｆ， ｚＮ
１ ０ ０９６
Ｍ／ ｘ Ｍｒ ／ Ｍ （ Ｎ ・ｍ） （ ｍｍ （ ｍ ｍ Ｎ・ ） Ｎ－ｍ）
１ ３ ３０ ２ ３ｏ４ ８ ０ ７ Ｏ
ｌ 用 有 限元 方 法 对 变 速 器 壳 体 的刚 强 度 、 睬 动 态 性 能 分 析 已经 成 为 国 内外 变 速 器 研 究 机 构 和 生产 厂 家 的 主要 手 段 。本 文 以 某 轻 卡 变 速 器 壳
Ｃ Ｅ软件 中建模 。本文 以某 型轻 卡壳 体 为研 究 对 Ａ 象 ， 用 Ｕ 软 件 建 立 壳 体 数 模 ， 人 Ｈ Ｐ Ｒ 利 Ｇ 导 ＹＥ． ＷＯ Ｋ Ｒ Ｓ软件进 行几何 清理 并 划分 网格 ， 成有 限 完
ａ ｄ ｂ ｕ ｄａ ｙ ｃ ｎ ｔａｎ ｓ ｒ ｌｔｏ ｆｈ ｕ ｉ ｓ ｅ ｐ ｔ ｔｄ，ａ ｄ ｓｉ ｎｅ ｓ ａ ｄ ｓｒ ｎ ｔ ｅ ｏ ａ ｃ ｆ ｎ ｏ ｎ ｒ ｏ ｓｒ ｉ ｔ ｅａｉｎ ｏ ｏ ｓｎｇ ｉ ｘ ａｉ ｅ ａ ｎ ｔｆ ｓ ｎ ｔｅ ｇ ｈ ｐ ｒ ｒ ｎ ｅ ｏ ｆ ｆ ｍ ｈ ｕ ｉ ｇ ｉ ｎ ｌｚ ｄ． Ｂｅ ｉ ｅ ，ｔ ｒ ｕ ｈ ｔ ｅ ｃ ｌ ｕ ａｉｎ ｏ ｅ ｒ ｍｅ ｈ ｆｅ ｕｅ ｃ ｆｅ ｃ ｅ ｒｌ ｖ ｌｗｉｈ ｏ ｓｎ ｓａ ａｙ ｅ ｓｄ ｓ ｈ ｏ ｇ ｈ ａｃ ｌｔｏ ｆｇ ａ ｓ ｑ ｎ ｙ ｏ ａ ｈ ｇ ａ －ｅ ｅ ｔ ｒ ｔ ｅ ｓ ｅ ｄ ｏ ０ ／ｍｉ ｈ ｐ ｅ ｆ１ ０ｒ ８ ｎ，ｔ ｅ ｒ ｌｔｏ ｓ ｉ ｔ ｅ ｒ ｎ ｍｉｓｏ ｏ ｓ ｎｄ ｈ ｕｓｎ ａｕ ａ ｅ ｕｅ ｃ ｓ ｈ ｅａｉ ｎ ｈ ｐ ｂｅｗｅ ｎ ｔａ ｓ ｓ ｉｎ ｎ ｉｅ ａ ｏ ｉ ｇ ｎ ｔ ｒ ｌｆ ｑ ｎ ｙ ｉ ｒ ｓｕ ｉ ｄ ｂ ｏ ｉ ｉ ａａ ｒ ｓ ｌｓ ａ ｏ ｔｔａ ｓ ｓ ｉｎ ａ ｓ ｍｂ ｙ ｎ ｉｅ ｅ ｔｗｉ ａ ｕ ａ ｅ ｕ ｎ ｙ ａ ｄ ｔ ｄ ｅ ｙ ｃ ｍｂ ｎｎｇ ｄ ｔ ｅ ｕ ｔ ｂ ｕ ｒ ｎ ｍｉｓｏ ｓｅ ｌ ｏ ｓ ｔｓ ｔ ｎ ｔ ｒ ｌｆ ｑ ｅ ｃ ｎ ｈ ｒ
变速器壳体强度有限元分析与试验验证
Principal） 查看。 图 4 是壳体的位移变形图，从壳体后端向前看，整
个壳体有顺时针旋转变形的趋势，相对于离合器壳体 前端固定位置的最大位移为 0． 388 mm，发生在后盖的 右上部位的固定销销孔附近，位移较小。图 5 ～ 图 7 是壳体的应力云图，最大应力值为 198． 6 MPa，发生在 壳体副箱支撑第 2 轴后轴承孔的加强肋上，靠近后盖 一侧。支撑第 2 轴后轴承孔的加强肋共有 3 条，按顺 时针排列，其他 2 条应力依次减小，最大相差 90 MPa， 可以考虑在不增加加强肋数量的同时将这 3 条加强肋 绕逆时针旋 转 一 定 角 度，使 它 们 能 比 较 均 匀 地 受 力。 副箱中的第 2 轴后轴承孔最大应力值为 96． 1 MPa，主 要是由副箱常啮合主动齿轮的轴向力引起的，可以将 放置定位盘的凹槽填平，以增加该位置的强度和刚度。 后盖轴承孔最大应力值为 152． 3 MPa，发生在后盖的 右下轴承孔上，此轴承孔的变形较大，建议布置加强肋 增加刚度。壳体主箱中的常啮合齿轮传动速比较小及 离合器壳体对主箱前端面具有支撑作用，所以计算出 的一轴前轴承孔应力和中间轴前轴承孔的应力均比较 小。主箱中间主体部分有较大的抗扭截面模量，应力 值不大，可以将主箱中间主体部位进行减薄以减小质 量，同时要注意刚度变化。
验值对比情况如图 11 所示。
图 11 计算值与试验值对比
在图 11 中，应力相对误差位于 20． 0% 以内的测 点有 8 个，其中 9 号测点的误差最小，为 2． 6% ； 误差 位于 20． 0% ～ 30． 0% 的测点有 2 个，它们是 5 号和 10 号测点，其 误 差 分 别 为 27． 8% 和 20． 8% ，5 号 测
按照 ABAQUS 软件的推荐，求解接触非线性问题
基于有限元分析的电驱动商用车减速器壳体优化设计
AUTO TIME115AUTOMOBILE DESIGN | 汽车设计1 引言新能源汽车传动系统功能是将电动机总成的动力传递到驱动车轮。
其传动系统主要由集成减速器、差速器、电动机的电驱动桥总成组成。
减速器能改变电动机输出的转矩、转速特性，使电动机的输出扭矩增大、输出转速下降以适应汽车的实际行驶需求。
为达到降速增扭的功能，电驱动减速器总成普遍采用三级平行轴齿轮设计。
图1是某款电驱动减速器总成，结构主要由减速器壳体、差速器总成、输入轴齿轮、中间轴齿轮、差速器齿轮、圆锥滚子轴承、油封、堵盖等零件组成。
由于电动机峰值输出扭矩大、转速高的特性，会造成减速器总成因润滑不足导致轴承烧蚀、减速器壳体破损的情况[1]。
因此需将分析设计工作前置，解决相关技术问题。
传统的减速器壳体设计往往依赖于经验与试错，设计及优化改进周期长，成本高。
本覃万龙1 黄文聪21.南宁职业技术学院 广西南宁市 5300002.柳州英勤拓蓝汽车科技有限公司 广西柳州市 545000摘 要： 随着汽车电动化的进程日益加快，电驱动城市物流商用车已成为了市场上一个重要车型。
作为城市物流车的核心零部件，减速器的性能稳定变得至关重要。
而减速器壳体在减速器运行中起到支撑保护功能，会受到多种重力负荷的作用。
在面对电驱动状态下出现的复杂转速及扭矩工况时，往往会出现减速器壳体因应力集中受损、轴承因润滑不足烧蚀等多种问题。
减速器壳体的结构设计直接影响到减速器总成的整体性能与可靠性。
本文主要采用Masta 、Particleworks 软件，对电驱动商用车的减速器壳体进行有限元分析及结构优化设计。
并搭载后桥总成进行台架试验验证。
结果证明，所优化设计的减速器壳体符合相关汽车行业标准及实际应用需求。
通过这一实用方法，提高了减速器壳体的强度、刚度及减速器总成轴承润滑能力。
为电驱动商用车的高效、稳定运行提供了保障。
也为后续电驱动后桥总成零部件开发及优化设计提供了思路。
变速器壳体28工况仿真
变速器壳体28工况仿真变速器壳体的28工况仿真是一项重要的技术手段，它在汽车工程中具有广泛的应用。
本文将对变速器壳体28工况仿真的意义、方法和结果进行详细介绍，以期为相关领域的研究和工程实践提供指导。
变速器壳体作为汽车变速器的重要部件，其结构设计直接影响着整个变速器的性能和寿命。
28工况仿真是一种综合考虑变速器在不同工况下的受力、载荷和疲劳破坏情况的方法。
通过模拟实际使用过程中的不同工况，可以全面评估变速器壳体的强度、刚度和振动特性，为设计优化和寿命预测提供科学依据。
在进行28工况仿真时，首先需要建立变速器壳体的数值模型。
通过CAD软件对壳体的几何结构进行建模，并考虑到细节特征，如孔洞、连接结构和法兰等。
然后，根据不同的工况要求，设定相应的加载条件和边界条件。
例如，对于不同速度和转矩要求，可以设定壳体的材料和厚度，以及轴承的支撑方式等。
最后，使用有限元分析软件对模型进行分析，得到壳体在不同工况下的应力分布、变形和振动情况。
通过28工况仿真，可以获得丰富的数据和信息。
首先是壳体的应力分布和刚度特性。
这些数据可以帮助工程师评估壳体的强度和刚度是否满足设计要求，是否存在应力集中和疲劳破坏的风险。
其次是壳体的变形和振动情况。
这些数据可以用于评估壳体的动态特性和振动传递特性，为减震和降噪设计提供参考。
此外，通过对不同工况下的壳体应力和变形进行综合分析，可以预测壳体的寿命，并进行结构优化和材料选择。
变速器壳体28工况仿真为汽车工程提供了一种高效、准确和经济的设计手段。
通过仿真分析，可以降低开发成本和时间，提高产品质量和可靠性。
同时，仿真还为设计优化和全寿命周期管理提供了科学依据。
因此，在汽车工程中广泛应用变速器壳体28工况仿真是非常有意义的。
综上所述，变速器壳体28工况仿真是一项重要的技术手段，它可以全面评估变速器壳体的强度、刚度和振动特性，在汽车工程中具有广泛的应用前景。
通过建立数值模型、设定加载和边界条件，并使用有限元分析软件进行仿真分析，可以获得丰富的数据和信息，为壳体设计和寿命预测提供科学依据。
纯电动汽车变速箱壳体CAE分析及拓扑优化
优化结果表明,优化后壳体刚度和固有频率均有提高。根据拓扑 优化结果对变速箱壳体结构进行改进,通过仿真计算验证表明, 改进后的壳体提高了刚度和前两阶固有频率,使得齿轮传动精度 更高,避开了常用转速下的齿轮啮合激励频率,且改进后质量减 轻了7%,性能得到明显改善,达到设计要求。
采用仿真分析与试验相结合的方法,分别利用ABAQUS和 b对壳体动态特性进行仿真和试验研究。仿真与试 验结果对比表明,不论在自由状态还是约束状态下,计算模态振 型与试验模态振型基本吻合,且固有频率相对误差均在4%以内, 从而验证了变速箱壳体有限元模型的准确性。
另外,通过研究壳体模态参数,发现其前两阶固有频率与常用转 速下齿轮啮合激励频率比较接近,可能引起共振现象的发生,为 多目标拓扑优化提供基础数据。3.基于变密度法建立静动态联 合多目标拓扑优化数学模型,通过Optistruct进行拓扑优化,以 设计域内单元密度为设计变量,约束优化前后体积比,以一挡及 倒挡工况下的柔度最小化和前两阶固有频率的加权响应最大化 为优化目标。
主要研究内容如下:1.详细介绍了纯电动汽车变速箱壳体的研究 背景及意义,然后阐述了纯电动汽车变速箱研究现状,接着介绍 了壳体有限元分析及拓扑优化研究现状。2.详细介绍了变速箱 壳体结构设计过程,利用CATIA和HyperMesh分别建立体一挡及倒挡工况进行静力学仿真分析。 分析结果表明,在两种工况下该壳体满足刚强度要求,并且有优 化设计空间。
纯电动汽车变速箱壳体CAE分析及拓扑 优化
随着能源问题的日益突出,节能减排在汽车行业中越来越受到重 视,因此纯电动汽车得到了快速发展。众所周知,汽车变速箱是 汽车传动系统的核心装置,而壳体性能优劣对变速箱正常工作起 着重要作用,因此壳体性能与整车性能有直接关系,应保证其满 足使用要求。
基于有限元法的离合器壳体静强度分析及改进
１２ 边 界 条 件 ． 根 据 变 速 箱 悬 挂 时 的 受 力情 况 ，在 离 合 器 壳 前 端 连 接 孔 处 施 加 位 移 边 界 条 件 以模 拟 离合 器 壳 与 发 动 机 飞 轮 壳 连 接 处 的 约 束 。 变 速 箱 的 各 个 部 件 之 间 ， 笔 者 是 模 拟 了各 个 接 触 面 的 接 触 ，其 中包 括 上 盖 与 变速 箱 的接 触 面 ，后 盖 与 变 速 箱 壳 体 的 接 触 面 、离 合器 壳体 与 变速 箱 壳 体 的 接 触 面 ，副 箱 中 间 轴 盖 、 主
Ａ ｓ ａｔ ｎｏｄｒ ｏａａ ｚ ｅｓ ｅｇ ｆ ｈ ｌｔ ｏｓ ｇ ｈ ｈｌ ｔ ｎｍ ｓ ｏ ａｅｍ ｄｌ ａ ｂ ｉ ｐｂ Ｅ （ ｉｉ ｌ— ｂｔ ｃ：ｉ ｒｅ ｎｌ ｅｔ ｔ ｎ ｔ ｏ ｔｅｃ ｃ ｈｕｉ ，ｔｅｗ ｏｅ ｒ ｓ ｉ ｉｎｃｓ ｏｅ ｗ ｓ ｕｌ ｕ ｙＦ Ｍ Ｆｎ ｅＥｅ ｒ ｔ ｙ ｈ ｒ ｈ ｕｈ ｎ ａ ｓ ｔ ｔ
倍 的整 箱 重 量 。 文 中 用 ＰｏＥ建 立 相 关 零 件 的 三 维 实 体 模 型 ， ｒ— 其 中包 括 离合 器 壳 、变 速 箱 壳 体 、后 盖 、上 盖 、 副箱 中 间 轴 盖 等 ；并 在 Ａ Ｓ 中进 行 网格 划 分 、模 型 组 装 、边 界 条 件 和 载 荷 ＮＡ
汽车变速器壳体结构振动特性研究
阻尼 。
（ １ ）
式中： 以上矩 阵通 常都 是 实对称 的矩 阵 ，其 他 阻尼通 过 周期 耗散 相等 原则 转化 为第 二次 黏性 设 零初 始条 件 ，并对 式 （ １ ） 进行 拉 氏变 换 ，得
第 ２期
缪 国：汽车变速器 壳体结构振动特性研究
优 化 ， 以减小 变速 器 壳体 的结 构振 动 。
２ 有 限 元 模 态 分 析 理 论 基 础
目前 ，有 限元模 态 分析 已成 为振 动 模态 分 析有 效 途径 之 一 ，利用 有 限元 方 法对 变速 器 壳 体 进行 模态 分 析 ，可 以在变 速器 设 计初 期确 定变速 器 壳体 的振 动特 性 （ 固有 频率 和主振 型 ） ，
汽 车变 速 器 壳 体 结 构 振 动 特 性 的 改进 提 供 理 论 依 据 。
关键词 ：变速器 ；壳体 ；振动；模态
汽车 工业 经 过一 百 多年 的发 展 ，到现 在 已经 发展 成 为全 球各 经济 体 的支 柱产 业 。近 ３ Ｏ 年
来 ， 中国 的汽车 工业 得 到迅速 发 展 ，２ ０ １ ０ 年 成为 世界 第一 汽 车产 销大 国。 巨大 市 场 吸引 了 国
内累计 降低４ ｄ Ｂ。该提 案一 旦获得 通过 ，势 必会给 汽 车行业 造成 重大影 响。
车 辆 的噪 声主要 包 括动 力 总成 噪声 、传 动 系统 噪 声和轮 胎 噪声 等等 ，发动 机和 变速 器 结 构 组成 的动 力 总成 装 置是 车辆 行驶 噪 声 的一个 最主 要 的振动 和 噪声 源 ，车辆 行 驶 噪声 限值 标 准 的降低 ，势必要 求 同时控 制和 降低 发动机 和变速 器系 统 的振动 和噪 声特 性 。
联合收割机HR601变速器壳体实验研究
农 机 化 研 究
第 ８期
联 合 收 割 机 Ｈ ０１变 速 器 壳 体 实 验 研 究 Ｒ６
庞洪 臣 ，杨 芳 ，鲁 学柱 ，夏 波
２０ １ ５ ０ ４；３ 青 岛 ．
（ ． 门职 业技 术 学 院 机 电 技 术 系 ，广 东 江 门 ５ ９ ９ １江 ２ ０ ０；２ 济 南 职 业学 院 机 械 系 ，济 南 ．
图 ５ 模 拟 施 加 载 衙
Ｆｇ ５ Ｉ ｏｉｇｌａ ｉ ｌｔ ｎ ｉ ． ｍｐ ｓｎ ｏ ｄ ｓｍｕ ａｉ ｏ
１ ）首 先对加 载 杠 杆反 复 几 次 加 力 ， 除 离合 器 片 消 的峰值摩 擦 力 ， 得 在 以后 的加 载过 程 中加 上 的 力 能 使
特制 了专用的加载杠杆 （ 图 ｌ 如 所示 ） 和压力传感器
固定 架 （ 图 ２所 示 ） 如 。以模 拟 变速 器 的 输入 力 矩 ， 加 载杠 杆 的 ６个 固定螺 栓 与输 入变 速器 的皮 带 轮上 的 固
研究 是 相互促 进 、 互 补 充 的 。本 实 验 的 一 个 主 要 目 相 的是 验证 用有 限元 法分 析 的正 确 性 ， 主要 任 务 是 用 电
６ １２
，
Ｆｇ １ Ｌ ａ ｅｅ ｉ ． ｏ ｄ ｌｖ ｒ
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ｌ （０ ８。一占５） ４ 。＋（ ０ ４ ） 。 ９ 。一 ５ 。
主方向为主应变与 轴夹角 为
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收 稿 日期 ：２０ ０ ９一ｌ ２ １— ５
ｐ ｇｃ２ ｍｌ ｈ １ ３＠ １ ３ ｃ ｍ。 ６ ．ｏ
在槽 钢 开 口处 均 布焊 接 加 ５～８ ｍ 强 板 （ 维 图 ａ ｒ 二
变速箱壳体强度和模态分析
变速器的有限元分析变速箱壳体静力学分析本文所研究的变速箱壳体结构的几何模型如下图所示，其中变速箱壳体结构的材料为ADC12，ADC12是日本牌号，又称12号铝料，Al-Si-Cu系合金，是一种压铸铝合金，适合气缸盖罩盖、传感器支架、缸体类等，执行标准为：JIS H5302-2006《铝合金压铸件》，具体材料参数如表2.5所示。
图2.5 变速箱壳体结构几何模型表2.5 ADC12材料参数表采用ansys自带网格划分功能对变速箱壳体结构进行网格划分，在ansys中采用四面体单元进行网格划分，单元类型为solid187，该单元为高阶单元，即带有中间节点，单元的形函数为二次函数，可以更好的模拟不规则的模型。
一般来说，形函数阶次越高，计算结果越精确，因而，同线性单元相比，采用高阶的单元类型可以得到相对较好的计算结果。
Solid187单元共有10个节点，每个节点具有三个平动自由度。
,图2.6 solid187单元类型最终划分完整的有限元网格模型如下图所示，其中网格总数为1555702，节点总数为3395130，网格尺寸为3mm。
图2.7 变速箱壳体结构有限元模型变速箱壳体结构的安装孔位置施加固定约束，变速箱壳体上下盖之间通过绑定接触连接，一档和倒挡工况的轴承支反力施加在变速箱壳体结构的轴承配合面上。
一档和倒挡工况下变速箱壳体结构的载荷边界条件条件如下所示。
图2.8 一档工况下变速箱壳体结构载荷边界条件图2.9 倒挡工况下变速箱壳体结构载荷边界条件一档工况下变速箱壳体结构的等效应力云图和位移云图如下所示，其中变速箱壳体结构最大变形为0.13mm，最大值位置如图2.10所示的max标志位置处。
变速箱壳体结构最大等效应力为108.3Mpa, 最大值位置如图2.11所示的max标志位置处，位移上盖内部，如图2.12所示。
基于材料力学第四强度理论，无论什么应力状态，只要构件内一点处的形变改变比能达到单向应力下的极限值，材料就要发生屈服破坏，其中等效应力可以标准形变改变比能，材料屈服极限为180MPa,变速箱壳体结构在一档工况下最大等效应力为108.3MPa,最大值小于材料屈服极限，可以认为变速箱壳体结构在一档工况下满足强度要求，其安全系数为1.66。
变速器壳体密封性的有限元分析与优化
变速器壳体密封性的有限元分析与优化作者：陈一峰来源：《时代汽车》2020年第08期摘要：本文通过某变速器在路试过程中出现壳体漏油渗油现象，对问题分析后，使用Hyperworks和Abaqus软件对壳体进行有限元分析，计算出壳体结合面的间隙，找出渗油的原因。
并给出优化变速器壳体结合面密封性能的多种方法，为提高变速器密封性能提供了参考。
关键词：变速器;渗油;结合面;密封;优化1 引言变速器润滑油在整个变速器中有着不可或缺的作用，润滑油用于变速器内部的齿轴、轴承等零部件以减少摩擦，主要有润滑、冷却、抗腐蚀防锈、清净冲洗、动能传递、密封和应力分散缓冲等作用。
因此，一旦在变速器工作过程中发生润滑油的泄漏，变速器在工作状态中的性能将受到影响，甚至会产生因润滑不良而齿轮抱死等故障，从而导致行车的安全性问题。
因此，变速器的密封性也是变速器壳体设计中的重要指标之一。
绝大多数整车厂对此也有严格的考核标准。
2 变速器壳体结合面密封性能有限元分析2.1 问题描述某项目的变速器在pt耐久的试验中发现变速器壳体有漏油渗油现象，经过使用荧光剂，可以判断漏油位置如图1所示（图中绿色荧光剂部分）。
因此，对壳体的结合面进行了有限元密封性分析，找出漏油的具体位置并对壳体密封面行进有效的优化，以改善密封效果。
2.2 接触应力计算的有限元基础假设主动轮为弹性体A，从动轮为弹性体B。
A和B在相互接触的地方有许多接触点对，在外载荷{PA}和{PB}的作用下，产生了位移{UA}和{UB}。
根据有限元基本理论可得到平衡方程：[KA]{UA}={PA}+{RA} （1）[KB]{UB}={PB}+{RB} （2）其中，[KA]、[KB]為A，B的整体刚度矩阵;{UA}、{UB}为A，B的节点位移向量;{PA}、{PB}为A，B的整体外载荷向量;{RA}、{RB}为A，B的接触力向量。
当A，B材料、单元类型、外载荷条件确定后，上式中的[KA]、[KB]、{PA}、{PB}就已知了，但是有{UA}、{UB}、{RA}、{RB}4个未知量，只有方程（1）和方程（2）两个方程无法解出，所以要补充接触点对的接触连续条件。
部分变速器壳体模态试验分析与验证
部分变速器壳体模态试验分析与验证摘要：本文通过对部分变速器壳体的模态试验进行分析与验证，探讨其在车辆工程领域中的应用。
首先介绍了部分变速器壳体的基本结构和工作原理，然后对其进行了有限元建模，并使用ANSYS有限元软件对其进行了模态分析。
根据模态分析的结果，我们对部分变速器壳体进行了优化，以提高其结构的稳定性。
最后，我们通过实验验证了本文的分析与改进，证明了我们的改进方案具有显著的效果。
关键词：部分变速器壳体；模态试验；有限元建模；ANSYS软件；结构优化；试验验证。
一、引言自动变速器是汽车的重要组成部分之一，而变速器壳体则是自动变速器的主要结构部件之一。
部分变速器壳体在汽车行驶中处于重要的负荷承载位置，其结构的稳定性影响着汽车的安全性能和使用寿命。
因此，对部分变速器壳体的研究具有重要的意义。
本文旨在通过对部分变速器壳体的模态试验进行分析与验证，探讨其在车辆工程领域中的应用。
文章首先介绍了部分变速器壳体的基本结构和工作原理，然后对其进行了有限元建模，并使用ANSYS有限元软件对其进行了模态分析。
根据模态分析的结果，我们对部分变速器壳体进行了优化，以提高其结构的稳定性。
最后，我们通过实验验证了本文的分析与改进，证明了我们的改进方案具有显著的效果。
二、部分变速器壳体的基本结构和工作原理部分变速器壳体是自动变速器中的一个组成部分，其作用是承担变速器内部传递动力的职责。
部分变速器壳体通常由铸件或冷镦加工而成，其底部一般采用多边形的形式，以适应变速器的各种形式和尺寸。
下图是部分变速器壳体的示意图。
部分变速器壳体中包含了多个部件，包括油泵、制动器和离合器等组件。
这些组件的工作往往会对部分变速器壳体的结构造成一定的冲击负荷，因此，部分变速器壳体需要具有足够的强度和刚度来承担这些负荷。
三、有限元建模和模态分析为了对部分变速器壳体的结构进行分析，我们采用了有限元建模的方法。
根据部分变速器壳体的外形和内部结构，我们进行了三维模型的建模，并在模型中添加了油泵、制动器和离合器等部件。
柠条收割机变速箱壳体有限元分析
１ ３ ］ 邵鹏 礼 ， 魏来 生 ， 贾 爽． 传 动箱 有 限元 强 度计 算 与优 化 ［ Ｊ ］ ． 车辆与动力技术 ， ２ ０ ０ ２ ， １ （ ３ ） ： ３ １ — ３ ２ ． ４ ］ 曾攀 ， 雷丽 萍 ， 文刚． 结构 的 建模 与分析 ［ Ｍ］ ． 北京 ： 机 械
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小 。同 时 ， 材料 的抗拉 强度 远 远 大 于壳 体 所 承 受 到 的
变速器壳体强度分析
1变速器壳体强度分析4．1变速器箱体的有限元结构强度计算分析变速器箱体是变速器系统的主要组成部分，在齿轮传动过程中，箱体承受较大的载荷并产生较大的变形和应力。
变速器的各轴均通过轴承支撑在箱体上，因此箱体的受力变形对变速器工作的可靠性和寿命有较大的影响。
本节着重研究了变速器箱体的实体建模及有限元结构强度分析。
4．1．1变速器箱体三维实体模型的建立M5ZRI的箱体分为前箱体后箱体两个部分由8个螺栓连接，为铸铝件，其结构非常复杂，外形不规则，尤其是前箱体的钟型罩部分是由大量的曲面构成。
建模工作中使用大型CA D软件uG进行了箱体的三维实体建模，分别建立了前后两个箱体后再将其装配到一起。
建立的箱体实体模型如图4一l：图4一l变速器箱体的实体模型从上图可以看出该实体模型十分复杂，直接导入AN SYS并划分网格十分困难，并且由于铸造结构的大量小过渡圆角等结构的存在将使有限元分析的规模过大以至计算机难以承受。
因此在不影响分析精度的前提下，必须对这个实体进行简化，得到的简化模型参见图3—9。
4．1．2变速器箱体结构强度分析有限元模型的建立变速器箱体的有限元分析使用了通用有限元分析软件ANS YS。
箱体有限元强度分析采用与了上文有限元模态分析同样的方法建立有限元模型，即在0G的结构分析St ructu re模块中进行有限元模型的分网加载等前处理，利用inp命令流文件导入ANSY S，使用ANSY S的求解器求解并进行后处理。
一、网格划分单元类型及材料属性的确定在UG的St ructu re结构分析模块中首先设定有限元模型使用A NSYS格式，设定网格划分类型为自动四面体网格划分。
对于比较复杂的模型，使用二次单元通常会比线性单元的求解效率高且产生良好的效果，因此单元类型使用了SO LID92，为3-D固体结构二次单元，每个单元有l O个节点，每个节点上有x，Y，zZ个方向上的平移自由度，此单元可以应用于弹塑性、大变形及大应变分析，与线性的实体单元SOL ID45相比，SOLl992更适用于不规则的实体模型网格划分。
重卡变速器壳体有限元分析
重卡变速器壳体有限元分析作者：姚理木魏雪姿来源：《汽车世界·车辆工程技术（中）》2020年第06期摘要：变速器壳体是变速器上关键的零部件，他将变速器中轴、齿轮、轴承、拨叉等有关零件组装成一个整体，并保证相互之间的正确位置，按照一定的传递关系传递动力。
本介绍了重卡变速器壳体强度分析的步骤。
应用Pro/E软件建立三维数模，应用ANSYS Workbench 软件对壳体进行有限元分析。
通过对ANSYS Workbench后处理数据进行分析，得出重卡变速器壳体应力、变形的分布情况，为重卡变速器壳体的进一步优化提供了依据。
关键词：Workbench;有限元;后处理1 重卡变速器参数分析的重卡变速器的主要参数有：输入扭矩：190kgm;主箱一档速比：3.55;内齿圈啮合半径：125mm;太阳轮啮合半径：38mm;液力缓速器重量：90kg;螺栓预紧力：38 400N;铝后壳体屈服强度：≥240MPa;该变速箱主箱为双中间轴结构，后副箱为行星齿轮机构，带液力缓速器机构。
目前该款铸铁壳体变速器已在市场上批量生产，为降低整车重量、较少油耗，现将壳体由铸铁改为压铸铝材料，通过ANSYS有限元分析软件判断其强度是否满足设计要求。
2 应用Pro/E建立三维数模2.1 软件介绍Pro/EGINEER（简称Pro/E）是美国PTC公司推出的一套博大精深的三维CAD/CAM/CAE 参数化软件系统，其内容涵盖了产品从工业造型设计、三维模型设计、动态模拟与仿真，到生产加工成产品的全过程，应用范围涉及汽车、数控加工、电子等诸多领域。
ANSYS Workbench软件集设计、优化、网格变形等功能于一体，对各种数据进行项目协同管理，具有复杂装配件接触关系的自动识别、接触建模功能，可对复杂的几何模型进行高质量的网格处理，自带可定制的工程材料数据库，方便操作者进行编辑、应用。
2.2 应用软件建模重卡变速器的壳体非常复杂。
应用Pro/E软件的拉伸旋转、扫描、混合、倒角等命令可以画出壳体的三维零件图，如图1所示。
自动变速箱壳体强度研究
自动变速箱壳体强度研究刘喜涛【摘要】研究自动变速箱壳体强度分析的方法,即利用应力测定的方法进行变速箱壳体的静扭转测试.分析采用应变片测定变速箱壳体应力的原理,通过扭转机对变速箱总成施加扭力,进行变速箱壳体应变量、应力的测定,实施壳体强度耐久测试,以验证变速箱壳体的强度.比较各测点的实测应力与有限元分析得到的应力,结果表明:各测点实测应力与有限元分析得到的应力值相当,验证了有限元模型的正确性.根据该施加扭力的测试方法,实施变速箱壳体的强度耐久测试,能有效验证变速箱壳体的疲劳损伤及寿命.【期刊名称】《汽车零部件》【年(卷),期】2018(000)003【总页数】4页(P20-23)【关键词】自动变速箱;强度;应力测试【作者】刘喜涛【作者单位】广汽零部件有限公司技术中心,广东广州510640【正文语种】中文【中图分类】U4630 引言随着汽车工业的发展，整车性能对变速箱性能提出了更高的要求。
自动变速箱作为汽车传动系统的核心零部件，其性能对整车的安全性、燃油经济性、动力性、乘坐舒适性等有重大影响。
因此，开展对自动变速箱的研究显得尤为重要。
汽车变速箱用于改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转速，其功用主要有：改变传动比，拓宽驱动轮转矩和转速的变化范围，从而适应不同的汽车行驶条件，如原地起步、爬坡、加速等，使得发动机在有利的工况下工作；在不改变发动机转速的前提下，设置倒挡，使汽车倒退行驶；设置空挡，切断动力传递，以便发动机能够实现起动、怠速，便于变速箱进行换挡操作。
目前，主流汽车采用的自动变速箱主要分为4类：液力自动变速箱(Automatic Transmission，AT)、电控机械式自动变速箱(Automated Transmission，AMT)、双离合器自动变速箱(Dual Clutch Transmission，DCT)和无级自动变速箱(Continuously Variable Transmission，CVT)[1]。
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模型中力的传递主要依靠定义在零部件之间的接 触对实现，这些接触对包括： 轴承孔 － 轴承外圈接触对 （ 摩擦因数为 0． 002） 、轴承外圈 － 球 / 滚柱接触对（ 摩 擦因数 为 0． 002 ） 、壳 体 － 后 盖 接 触 对 （ 摩 擦 因 数 为 0. 15） ，接触对之间不考虑过盈，按间隙为 0 处理。 1． 2 单元选取与材料定义
关键词： 变速器壳体； 有限元； 强度； 轴承； 齿轮； 齿轮轴 中图分类号： U463． 2 文献标识码： A 文章编号： 1001 － 2354（ 2011） 01 － 0021 － 04
变速器壳体支撑着齿轮传动机构及其他附件，是 变速器的重要基础件。为了保护壳体内部的零部件， 保证齿轮传动机构的正常运转，变速器壳体应有足够 的强度抵抗发动机强力转矩引起的齿轮传动力和车体 剧烈振动引起的变速器惯性力等载荷。
（ 3） 基于文中模型施加单位转矩载荷，并结合道 路实车采集的变速器载荷谱，可进一步预测壳体在真 实工作环境下的疲劳损伤和寿命，为进行结构疲劳设 计提供参考。
24
机械设计
第 28 卷2］ ［3］ ［4］ ［5］ ［6］ ［7］ ［8］ ［9］
图 3 变速器一挡受力分析
表 1 齿轮传动力
N
主箱常啮 合齿轮对 主箱一挡
齿轮对 副箱常啮 合齿轮对 副箱减速
齿轮对
圆周力 Ft 16 449． 6 31 977． 5 50 449． 6 127 607． 9
径向力 Fr 6 177． 4 12 281． 6 19 455． 5 66 479． 5
轴向力 Fa 0． 0 0． 0
31 293． 8 31 192． 5
为了模拟壳体与后盖之间的装配过程，还需要在
拧紧螺栓上施加大小为 24 000 N 的预紧力。
边界条件施加在离合器壳体前端面的螺栓孔上，
固定螺栓孔不动； 同时还需约束齿轮轴的轴向旋转自
由度，以满足静力学求解条件。
2 结果分析与讨论
计算用 ABAQUS 软件，强度用最大主应力（ Max．
（ 1） 由 仿 真 结 果 可 知，变 速 器 壳 体 满 足 强 度 要 求 ，壳 体 的 薄 弱 位 置 位 于 壳 体 副 箱 内 的 轴 承 孔 ，以 及 支撑轴承孔 的 加 强 肋 上，这 些 位 置 应 作 为 壳 体 强 度 设计的重 点 部 位。计 算 与 试 验 对 比，测 点 应 力 计 算 值 与 试 验 值 整 体 变 化 趋 势 一 致 ，数 值 基 本 吻 合 ，验 证 了壳体强度分析的正确性及有限元模型的有效性， 表明以变速器总成为单位的壳体强度分析具有一定 的可靠性。
抛物线分布，这种形式的载荷分布是由齿轮轴弯曲变
2011 年 1 月
康一坡，等： 变速器壳体强度有限元分析与试验验证
23
形、轴承径向和翘曲变形共同引起的。当轴承孔的径 向刚度较小时，上面的抛物线载荷会消失，下面的仍将 继续存在。轴承孔受力与轴承外圈受力大小相等，方 向相反。
图 8 轴承受力分布形式
3 试验验证
按照 ABAQUS 软件的推荐，求解接触非线性问题
* 收稿日期： 2009 － 12 － 22； 修订日期： 2010 － 07 － 11 基金项目： 国家自然科学基金资助项目（ 50305034） ； 浙江省自然科学基金资助项目（ Y104440） 作者简介： 康一坡（ 1979—） ，男，河北新乐人，工程师，主要从事汽车零部件 CAE 方面的分析和研究。
22
机械设计
第 28 卷第 1 期
应选用修正 2 阶四面体单元 C3D10M［7］。 零部件的材料假设为各向同性的线弹性材料，变
速器壳体 和 离 合 器 壳 体 材 料 为 HT250，其 弹 性 模 量 1. 39 × 105 MPa，泊松比 0． 156； 轴承材料为 GCr15，其弹 性模量 2． 19 × 105 MPa，泊 松 比 0． 30； 齿 轮 轴 材 料 为 20CrMnTi，其弹性模量 2． 12 × 105 MPa，泊松比 0． 278。 1． 3 受力分析与工况确定
双中间轴变速器的结构特点是 2 个中间轴总成 关于第 1 轴和第 2 轴呈对称分布，这就使得第 1 轴和 第 2 轴上的齿轮径向力相等，使得这 2 个轴只承受转 矩不承受弯矩。图 3 是变速器处于一挡时的受力示 意图，图中的 齿 轮 传 动 力 移 到 了 相 应 的 齿 轮 节 点 外 侧显示。根 据 齿 轮 传 动 受 力 分 析 公 式［8］，以 及 变 速 器最大输入转矩和齿轮啮合参数计算的齿轮传动力 如表 1 所示。
基于上述文献的研究，文中利用刚体单元模拟齿 轮、实体单元模拟轴承和齿轮轴建立双中间轴变速器 的一挡总成有限元分析模型，应用接触非线性有限元 理论计算壳体的强度。同时对变速器进行静扭试验， 验证壳体强度分析的正确性和有限元建模方法的合理 性，为变速器壳体强度和刚度计算提供借鉴方法。
1 有限元模型
1． 1 网格划分 变速器壳体属于薄壁构件，结构复杂，小特征多。
验值对比情况如图 11 所示。
图 11 计算值与试验值对比
在图 11 中，应力相对误差位于 20． 0% 以内的测 点有 8 个，其中 9 号测点的误差最小，为 2． 6% ； 误差 位于 20． 0% ～ 30． 0% 的测点有 2 个，它们是 5 号和 10 号测点，其 误 差 分 别 为 27． 8% 和 20． 8% ，5 号 测
第 28 卷第 1 期 2011 年1 月
机械设计
JOURNAL OF MACHINE DESIGN
Vol． 28 No． 1 Jan． 2011
*
变速器壳体强度有限元分析与试验验证
康一坡，霍福祥，魏德永，王长明
（ 第一汽车集团公司 技术中心，吉林 长春 130011）
摘要： 运用 Hypermesh 软件，在合理简化的基础上，建立双中间轴变速器壳体有限元分析模型，考虑齿轮、轴承和齿 轮轴对壳体强度的影响，应用接触非线性有限元理论分析了壳体的强度。分析表明，壳体强度较弱的位置位于副箱内的 轴承孔和加强肋上，强度满足要求； 轴承孔受力呈抛物线分布。同时对有限元分析结果进行了试验验证，计算值与试验 值整体变化趋势一致，数据基本吻合，从而验证了壳体强度分析正确，有限元建模方法合理。
通常分析变速器壳体强度比较有效的方法是有限 元法。应用有限元法的关键在于建立合理的有限元分 析模型。目前可查的箱体建模方法有 3 种，第 1 种是 利用结构单元模拟齿轮、轴承和齿轮轴建立载荷传递 路径，建立齿轮箱的有限元分析模型［1］； 第 2 种是将由 材料力学方法得到的轴承力以一定的分布方式加载到 轴承孔上，建立箱体的有限元分析模型［2 － 6］； 第 3 种是 利用实体单元模拟齿轮、轴承和齿轮轴建立载荷传递 路径，建立变速器壳体的有限元分析模型［7］。前 2 种 建模方法简单、方便，但都没有考虑齿轮轴和轴承刚度 对箱体强度的影响，特别是对于箱体轴承孔强度的影 响。后一种建模方法考虑的影响因素较全，但轴承和 齿轮的建模比较复杂，有限元计算也比较耗时。
在变速器试验过程中，变速器壳体没有出现裂纹 或发生断裂，说明壳体有一定的强度储备，满足强度要 求，这与有限元分析结果也是一致的。
4 结论
图 9 应变片粘贴位置
图 10 变速器台架试验
对比用的测点试验应力值由每个测点两次测量的
最大应变值进行平均并应用虎克定律得到，测点计算
应力值可直接从有限元计算结果中读取，计算值与试
Principal） 查看。 图 4 是壳体的位移变形图，从壳体后端向前看，整
个壳体有顺时针旋转变形的趋势，相对于离合器壳体 前端固定位置的最大位移为 0． 388 mm，发生在后盖的 右上部位的固定销销孔附近，位移较小。图 5 ～ 图 7 是壳体的应力云图，最大应力值为 198． 6 MPa，发生在 壳体副箱支撑第 2 轴后轴承孔的加强肋上，靠近后盖 一侧。支撑第 2 轴后轴承孔的加强肋共有 3 条，按顺 时针排列，其他 2 条应力依次减小，最大相差 90 MPa， 可以考虑在不增加加强肋数量的同时将这 3 条加强肋 绕逆时针旋 转 一 定 角 度，使 它 们 能 比 较 均 匀 地 受 力。 副箱中的第 2 轴后轴承孔最大应力值为 96． 1 MPa，主 要是由副箱常啮合主动齿轮的轴向力引起的，可以将 放置定位盘的凹槽填平，以增加该位置的强度和刚度。 后盖轴承孔最大应力值为 152． 3 MPa，发生在后盖的 右下轴承孔上，此轴承孔的变形较大，建议布置加强肋 增加刚度。壳体主箱中的常啮合齿轮传动速比较小及 离合器壳体对主箱前端面具有支撑作用，所以计算出 的一轴前轴承孔应力和中间轴前轴承孔的应力均比较 小。主箱中间主体部分有较大的抗扭截面模量，应力 值不大，可以将主箱中间主体部位进行减薄以减小质 量，同时要注意刚度变化。
为使整个模型的网格疏密有致，既能捕捉到危险点，又 能节省计算资源，文中将壳体轴承孔处的网格大小定 义为 2 ～ 4，轴承孔附近的加强肋及试验贴片部位为 4 ～ 6，壳体其他部分为 6 ～ 8； 齿轮轴按实际外廓形状 建模，网格大小为 9 ～ 11； 轴承外圈同时与轴承孔和 球 / 滚柱接触，它的网格大小为 2 ～ 4，球 / 滚柱与其相 同。齿轮离壳体轴承孔较远，认为其刚度对壳体强度 影响较小，所以齿轮用刚体单元（ RBE2） 模拟，其主点 选择在齿轮节点上，从点选择在齿轮与齿轮轴相交位 置的节点上。此外还建立了用于施加边界条件的离合 器壳体有限元模型。建立的变速器总成有限元模型如 图 1 所示，模型中的球轴承及圆柱滚子轴承的简化模 型如图 2 所示。
图 4 壳体位移云图
图 5 壳体应力云图（ 一）
图 6 壳体应力云图（ 二）
图 7 后盖应力云图
以上计算的应力均未超过变速器壳体材料的抗拉
强度极限 250 MPa，所以在一挡工况下，壳体强度是安