镁合金汽车变速箱壳体强度分析

1 56 机 械 科 学 与 技 术 第 23 卷
3. 2 位移分析 图 6 是壳体剖面 Z 向位移变形云图 。可见 ,在壳体后
部及与一档齿轮轴相接的部位变形量较大 ,最大位移值为 0. 01096 mm ,其他部位的位移值较上述部位的位移值要小 。 这样的分布是合理的 ,因为壳体前部与发动机相连 ,而壳体 后部悬空 ,并且在壳体受力分析中 B 截面处受力相对较大 。
模 型 共 有 40813 个 节 点 ,
149420 个单元 。分析计算及
后处理采用软件 MARC Men2
tat 进 行 。轴 受 力 时 , 力 经 过
轴承传递到壳体上 。当壳体
的有 限 元 模 型 建 立 好 以 后 ,
这些 力 以 节 点 力 的 形 式 施
加 。由于轴承与轴及壳体是 图 2 轴承集中力的分解 通过 过 盈 配 合 连 接 的 , 轴 作
为 1. 4～1. 7[1] 。因此认为变速箱壳体符合疲劳强度要求 ,
并与改进前的安全系数 4. 4 相比 ,可知改进后变速箱的抗
疲劳性能得到很大的改善 。
图 7 改进后模型 B 截面应力分布图
3. 3 壳体模型的改进 依据以上力学分析 ,可知壳体承受强度部位主要位于
3 个轴承所在的截面 ,尤其是中间剖面 B 。由于变速箱结构 比较复杂 ,结构设计涉及到的因素很多 ,因此在不要改变整 体结构很多的前提下 ,为了提高壳体的强度 ,在中间剖面 B 上添加了部分加强筋 ,并将原有的加强筋进行了加厚处理 。 应用 MARC 软件进行三维有限元分析后 ,得到了新的 变速箱壳体位移和应力分布规律 (见图 7) 。变速箱最易发 生破坏破裂部位的最大主应力值 29. 83 MPa 降低为 18. 6 MPa ;其他部位主应力值相应有所增加 ,3 个主要承受区的 强度差值降低 。由此可见 ,改进后壳体的最大强度承受能 力得到改善 ,并且应力分布趋于分散化 ,具有较好的强度分 配性能 。 3. 4 疲劳强度校核
齿轮之间有径向力、周向力和轴向力 ,其计算公式分别为
Ft
=
2000 T d
(1)
Fr = Fttanα/ cosβ
(2)
Fa = Fttanβ
(3)
式中 : T 为扭矩 ; d 为分度圆直径 ; Ft 为周向力 ; Fr 为径向 力 ; Fa 为轴向力 ;α为分度圆上的压力角 ;β为分度圆上的
螺旋角 。
(4)
式中 : R0 = 5 F/ z , z 为壳体受力圆周面上节点个数 。
3 有限元分析结果 3. 1 应力分析
应用软件 MARC 进行三维有限元分析后 ,得到了变速 箱壳体位移和应力分布规律 。从主应力的计算结果中可以
图 3 A 剖面主应力分布图 图 4 B 剖面主应力分布图 图 5 C 剖面主应力分布图
量为 45 GPa ,泊松比为 0. 35 ,体密度为 1. 8 g/ cm3 。抗拉强 度为 200 MPa ,屈服强度为 120 MPa , 疲劳强度为 75 MPa 。 变速箱输入转矩为 74 N·m ,标定转速为 3500 r/ min , 最大转
收稿日期 :2002 12 26 基金项目 :863 项目计划 (2002AA331120) 资助 作者简介 :张少睿 (1974 - ) ,女 (汉) ,河南 ,博士生
力 。并且改进后壳体的实际安全系数 n = 7. 5 > [ n ] , 因 此认为变速箱壳体符合疲劳强度要求 。
(4) 如果要更为精确地分析壳体的振动与疲劳 ,需要 在汽车行驶条件下 ,实验得到确定载荷谱及激振力的功率 谱[5] 。
[ 参考文献 ]
[1 ] 张洪欣. 汽车系统动力学[M] . 上海 :同济大学出版社 , 1996 [2 ] 徐灏. 疲劳强度设计[M] . 北京 :机械工业出版社 , 1981 [3 ] 刘宏昭 ,邵跃 ,曹惟庆. 轨道车变速箱壳体强度研究[J ] . 机械
看出 ,壳体轴承位置处与齿轮轴相接触部位及其附近的应 力值普遍比其他部位偏高 ,因此我们针对放置轴承的 3 个 高应力面进行了剖面处理 ,剖面位置如图 1 中 A 、B 、C 所 示 。各截面处的应力分布分别如图 3～5 所示 。最大主应 力位于一档齿轮轴与轴承相接触部位 (见图 4) ,其值为 29. 83 MPa ,所在节点编号为 12522 ,此处也即变速箱最易发生 开裂的地方 。而最小主应力也在此截面上 , 节点编号为 11344 ,其值为 - 17. 85 MPa 。
壳体最大受力处是在轴承座部位 ,汽车在一档行驶时 , 可以认为该部位受到单向循环应力 ,进行疲劳强度校核时
4 结论 (1) 基于目前的分析结果 ,在不改变原结构的基础上
采用镁合金变速箱壳体是可行的 。 (2) 本文计算结果的高应力区和汽车变速箱曾经易开
裂部位一致 ,说明有限元分析结果合理 。 (3) 计算出的壳体最大应力小于其疲劳强度极限应
155
生支反力 。由于轴承采用向心球轴承 ,主要承受径向载荷 , 可忽略轴向因素的影响 ,因此只分析径向力的影响 。
变速箱一轴和二轴及中间轴的轴承支反力根据材料力 学不难求出 ,6 个轴承孔处的支撑反力结果如表 1 所示 。
表 1 轴承孔处支反力
Hale Waihona Puke Baidu
作用点
A
B
C
D
E
F
支反力 (N) 3455. 7 5760. 7 705. 4 3470. 2 6466. 1 127. 1
2 变速箱壳体有限元模型 变速箱壳体采用 UG进行造型 。由于壳体形状非常复
杂 ,并且受力不均匀 ,因此取其整体作为分析对象 ,并将部 分与材料强度无关的结构 (如倒角 、螺纹孔等) ,进行拉直 , 填平等结构上的简化 。
图 1 壳体外形网格图
将壳体划分为四面体单
元 ,外形网格如图 1 所示 ,该
改进前
n0
=
2 0. 9 ×0. 9
75
×0.
1
×29.
83
+
75 200
×29. 83
= 4. 4
改进后
n1
=
2 0. 9 ×0. 9
×0. 1
75
×18.
6
+
75 200
×18. 6
=
7. 5
对于变速箱壳体这种大尺寸铸件 ,在材质的均匀性和
工艺质量中等 ,并且难以精确计算时的许用安全系数 [ n ]
这三种力只有径向力的方向和齿轮轴线垂直 ,而周向力 可以分解为一个力矩和一个作用在齿轮轴线上并和齿轮轴
线相垂直的力 ,因此可得到一个作用在齿轮轴线上的径向合
力 F = F2t + F2r 。这些径向合力必然在齿轮轴支撑点上产
第 2 期 张少睿等 :镁合金汽车变速箱壳体强度分析
第 23 卷 第 2 期 机 械 科 学 与 技 术 Vol. 23 No. 2 2004 年 2 月 MECHANICAL SCIENCE AND TECHNOLOGY February 2004 文章编号 :100328728 (2004) 0220154203
镁合金作为工业产品中最轻的金属结构材料 ,又具有 比较好的回收性能 ,在汽车减重 、性能改善和环保中日益得 到工业界重视 。目前 ,镁合金以压铸件的形式在汽车零部 件中得到了应用 ,如镁合金变速箱壳体 、轮毂等 。某汽车公 司采用镁合金变速箱壳体代替铝合金壳体 ,为尽可能利用 原模具结构 ,降低设计成本 ,需要对在相同结构下采用镁合 金后的壳体进行强度分析 。
图 6 壳体纵剖面 Z 向位移变形图
采用单向应力下的疲劳强度计算方法 ,应力的平均值改进
前为 σm0 = 29. 83 MPa ;改进后为σm1 = 18. 6 MPa 。对于应力
幅值 , 由于缺少载荷谱 , 按汽车运行情况可取应力幅值为
σa = 0. 1σm 。其安全系数计算公式为
n
=
σ- 1 εβKσσa + ψaσm
Strength Analysis of Magnesium Alloy Gear Box ZHANG Shao2rui , LUO Ying2bing , LI Da2yong , PENG Ying2hong (School of Mechanical Engineering , Shanghai Jiaotong University , Shanghai 200030) Abstract : Magnesium alloy is the lightest metal structural material with good reusability , so it is attached more and more importance by industry in the aspects of decreasing weight , improving performance and protecting en2 vironment . Nowadays , Magnesium alloy is applied in automobile parts through die2casting. In this paper , the strength of magnesium alloy gear box is analyzed by FEM method for its design. Furthermore , proposals for im2 proving the structure strength is given according to the analysis results of the danger sections. Key words : FEM analysis ; Gear box ; Strength analysis
速为 5000 r/ min。 根据变速箱受力情况 ,在变速箱悬挂螺纹孔处施加位
移边界条件 ,则变速箱所受外力为其自重和由于牵引所引 起的力 。根据汽车理论[1] ,当变速箱位于一档即起步档位 置时 ,所受到的牵引力最大 ,所以选取一档时变速箱壳体所 受外力作为外载荷 。变速箱在工作过程中 ,受力是通过轴 承与壳体相接触来传递的 ,故分析壳体的受力情况 ,先要分 析轴承的受力情况 。为了计算出变速箱壳体内所受的力 , 须先得到变速箱内各齿轮对间的力 ,这些力通过齿轮和齿 轮轴传到轴承上 ,再由轴承传到壳体上 。
(5)
式中 : σ- 1 为极限疲劳强度 ;σm 为平均应力 ; Kσ、ε、β分别为 影响疲劳强度的应力集中系数 、尺寸系数及表面系数 ;ψa = σ- 1/ σb 。
为安全起见 ,取有效应力集中系数 Kσ = 2[4] 。由于在拉
压疲劳实验中 ,轻金属的尺寸系数在 1 左右 , 为安全起见 , 取ε = 0. 9[2] 。表面加工系数β取 0. 9[1] 。于是 ,安全系数为
镁合金汽车变速箱壳体强度分析
张少睿
张少睿 ,罗应兵 ,李大永 ,彭颖红
(上海交通大学 机械与动力学院 ,上海 200030)
摘 要 :镁合金作为工业产品中最轻的金属结构材料 ,又具有比较好的回收性能 ,在汽车减重 、性能改善和环保中的 作用日益得到工业界重视 。目前 ,镁合金以压铸件的形式在汽车零部件中得到了应用 。本文结合镁合金汽车变速 箱壳体的设计 ,采用有限元分析方法对汽车用变速箱壳体的强度进行了分析 ,并针对变速箱壳体强度薄弱部位 ,提 出变速箱壳体结构的改进建议 。 关 键 词 :有限元模型 ;变速箱 ;强度分析 中图分类号 : TH140. 1 文献标识码 :A
本文采用 CAD 软件 UG 对壳体进行建模 ,并划分有限 元网格 。选取启动状态时的载荷为计算工况 ,在 MARC 软 件中建立该壳体有限元力学模型 ,对变速箱壳体进行载荷 分析 ,分析了壳体的受力情况 。随后 ,针对变速箱壳体强度 薄弱部位 ,对局部结构改进提出了建议 。
1 模型简化及受力分析 变速箱壳体拟采用型号为 AZ91D 的镁合金 ,其弹性模
用到轴承上的集中力 F 通过轴承作用到壳体上就转换为
沿壳体圆周的分布力 R0 , R1 , R2 , …, Rn ,并且包角可近似认 为等于 180°如图 2 所示 。载荷 F 在包角范围内可假定按余
弦分布[2 ,3] ,即 R1 = R2cosβ, 且
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F = R0 + 2 R1 + 2 R2 + … + 2 R n