有限元分析在汽车零部件优化设计中的应用

客４Ｏ　第２期　车技术与研究　ＢＵＳ＆ＣｏＡＣＨ　ＴＥＣＨＮ０ＬｏＧＹ　ＡＮＤ　ＲＥＳＥＡＲＣＨ　有限元分析在汽车零郜件优化设计中的应用　孟祥伟，陈富强，谢（安徽江淮汽车股份有限公司，合肥磊　２３０６０１）　摘要：针对某ｓｕｖ车型分动器壳体强度进行有限元分析，在此基础上提出三种优化方案，并分别进行对　比分析，以确定最佳方案。　关键词：ｓｕＶ：分动器：壳体强度；有限元分析　中图分类号：Ｕ４６４．１３　文献标志码：Ｂ　文章编号：１００６—３３３１（２０１２）０２—００４０—０３　Ｆｉｎｉｔｅ　Ｅｌｅｍｅｎｔ　Ａｎａｌｙｓｉｓ　Ａｐｐｌｉｅｄ　ｔｏ　Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ　Ｐａｒｔｓ　Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　Ｄｅｓｉｇｎ　ＭＥＮＧ　Ｘｉａｎｇ－ｗｅｉ，ＣＨＥＮ　Ｆｕ－ｑｉａｎｇ，ＸＩＥ　Ｌｅｉ　（Ａｎｈｕｉ　Ｊｉａｎｇｈｕａｉ　Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ　Ｃｏ．，Ｌｔｄ，Ｈｅｆｅｉ　２３０６０１，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｂａｓｅｄ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｆｉｎｉｔｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｎ　ａ　ＳＵＶ　ｔｒａｎｓｆｅｒ　ｃａｓｅ　ｈｏｕｓｉｎｇ　ｓ￣ｅｎｇｔｈ，ｔｈｅ　ａｕｔｈｏｒｓ　ｐｒｏｐｏｓｅ　ｔｈｒｅｅ　ｔｙｐｅｓ　ｏｆｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｐｌａｎｓ　ａｎｄ　ｃａｒｒｙ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｃｏｎｔｒａｓｔｉｖｅ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｓｅｐａｒａｔｅｌｙ，ＳＯ　ａｓ　ｔｏ　ｄｅｔｅｒｍｉｎｅ　ｔｈｅ　ｂｅｓｔ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｐｌａｎ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ＳＵＶ；ｔｒａｎｓｆｅｒ　ｃａｓｅ；ｈｏｕｓｉｎｇ　ｓｔｒｅｎｇｔｈ；ｆｉｎｉｔｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎａｌｙｓｉｓ　随着汽车工业的发展，汽车本身的安全性和舒适性　越来越多地被用户关注，而汽车零部件的材料和结构不　仅影响着零部件本身的性能，更直接影响整车的安全　性。现在计算机辅助设计和制造技术的日趋成熟，计算　机有限元分析技术在汽车零部件设计中的应用越来越　广泛，它能够在零部件概念设计阶段帮助工程师判断零　部件的设计是否满足要求，进而做出进一步的优化。　本文主要以某ＳＵＶ车型分动器优化设计为例，阐述有　限元分析在汽车零部件中的应用。　整车行驶工况定义如下：　１）工况一：智能四驱。整车　在行驶过程中，在不需要驾驶员　干预的工况下，能够自动判断、　实时在两驱和四驱两种模式之　间自动切换。　图１分动器模型及　２）工况二：前轮打滑。整车　在行驶过程中，出现前轮空转的工况。　传动简图　３）工况三：全时四驱。使汽车四个车轮一直保持动　力输出的四驱系统［４１。　１　分动器模型的受力分析　１．１分动器模型及工况　在多桥驱动的汽车上，发动机经过变速器输出的动　１＿２轴承受力分析　轴承受力简图如图２所示。　力是无法直接同时分配给前、后驱动桥的，因此，需要给　车辆增加一个分配动力的分动器（又称取力器）。因为分　动器是汽车的重要传力件：一方面要承受有发动机经变　速器传递过来的力矩；另一方面要承受由车轮和传动轴　传递过来的路面反作用力和力矩。分动器壳由于承受不　同载荷的作用容易发生变形或开裂ｌ１］。因此，分动器壳体　应有足够的强度和刚度。　该分动器为一级减速，输入轴和输出轴分别由两　个轴承支撑，其模型如图１所示。模型的材料特性为弹　性模量：７２　ＧＰａ；泊松比：０．３３；抗拉强度：３１５　ＭＰａ【　。　作者简介：孟祥伟（１９８６一），男，助理工程师；底盘设计工程师。　ｌ　图２轴承受力简图　由图２可得，轴承Ｂ、Ｄ只受径向力作用，轴承Ａ、Ｃ　受径向力和轴向力共同作用　，由公式　２　Ｔ／Ｌ计算，　第２期　孟祥伟，陈富强，谢磊：有限元分析在汽车零部件优化设计中的应用　４１　推导得：　主动齿轮轴向力：　＝　ｔａｎａｓｉｎｙ—ｓｉｎｆｌｃｏｓｙ）／ｃ０　（１）　从动齿轮轴向力：　＝　ｔａｎａｓｉｎｙ＋ｓｉｎｌｆｃｏｓｔ）／ｃｏｓ￣（２）　主动齿轮径向力：　ｔａｎｃｔｃｏｓＴ＋ｓｉｎｆｌｓｉｎＴ）／ｃｏ　（３）　从动齿轮径向力：　＝　ｔａｎａｃｏｓＴ—ｓｉｑ３ｓｉｎＴ）／ｃｏｑ３（４）　轴承Ａ径向力：　Ｘ／［Ｆ（ａ＋ｂ）／ａ］２＋［　（叶６　一Ｆ＝ＤＪ（２ａ￣］　（５）　轴承Ｂ径向力：　ｘ／（乃　＋（Ｆｅ￣ｂ／ａ－ＦＪＤＪ（２ａ））　（６）　轴承Ｃ径向力：　、／（飓，ｃ＋　】２＋（　ｃ　）＋　Ｄ　（２（ｃ＋ｄ））］　（７）　轴承Ｄ径向力：　、／【（　＋ａ９１２＋￣ＦＲＧＣ／（Ｃ　ｄ）一　（２（　＋ｄ））】２　（８）　且轴承Ａ的轴向力等于　，轴承Ｃ的轴向力等于　。　式中：　、　为轴承的法向压力角；Ｄ　Ｄ　分别为主从动　齿轮宽中点处的分度圆直径。各参数取值为　＝２０。、　＝３５。、　ａ＝３６　ｍｍ、ｂ＝３０．７５　ｍｍ、ｃ＝２７　ｍｍ、ｄ＝７３　ｍｍ、Ｄ　１＝１３５　ｍｍ、　Ｄｍ２＝７５．１６ｍｍ。　根据整车相关参数，计算出三种工况下输入力Ｆ分　别为　：ｌ　９３３　Ｎ・ｍ，　＝１　２９６　Ｎ・ｉｎ，　＝１　０１７　Ｎ・ＩＴＩ，分别　代入公式（１）一（８），得出各轴承的受力如表２所示。　表２轴承受力分析结果　工况　工况一　工况二　工况三　径向力，Ｎ　６２ｌ６Ｏ　４１　６７５　３２　７０２．９　轴承Ａ　轴向力，Ｎ　３　２８９．６　２　２０５．５　ｌ　７３０．７　径向力／Ｎ　２７　ｌ３５．６　ｌ８１９３．１　１４　２７６．１　轴承Ｂ　轴向力／Ｎ　Ｏ　Ｏ　Ｏ　轴承Ｃ　径向力，Ｎ　２２０１３．９　１４　７５９　１１　５８１．６　轴向力，Ｎ　２２　３２４．９　１４　９６７．５　ｌｌ　７４５　轴承径向力，Ｎ　９６２５．９　６４５３．６　１０９４５．５　Ｄ　轴向力／Ｎ　０　Ｏ　０　２分动器壳体有限元分析　２．１模型网格划分　采用ｓｏｌｉｄ９５六面　体网格化分动器壳体，　共１６５　１４０个节点和　８６　６５７个单元，网格图　如图３所示。　２＿２有限元分析结果　５０　ｌ５０　按照分动器在整　图３分动器壳体网格图　车中的实际安装情况，在分动器四个螺栓孔上加载固定　约束，一个定位销限制其ｘ、Ｙ方向位移和转动。根据齿　轮和轴承相关装配尺寸进行轴承受力分析，其结果如表　２所示　卅；有限元分析结果如表３所示。　表３三种工况下的位移与应力比较　工况一　工况二　工况三　最大位移／ｍｍ　１．４７　２．１６　１．２２　最大应力／ＭＰａ　３８６．３１　５６３．８７　３４４．６９　安全系数　０．８２　Ｏ．５６　０．９ｌ　由三种工况的分析结果可得出，三种工况下，壳体　大部分应力在３０～４９　ＭＰａ之间，但局部极限应力安全系　数均小于１，不满足强度要求。其中，在工况二下，最大　变形量达到２．１６　ｍｍ，同时应力值达到５６３．８７　ＭＰａ，超过　了材料的许可范围。　通过对最大应力发生处的检查，与三种行驶工况下　的最大应力发生处对比可以得出，最大应力全部发生在　输入轴壳体附件的螺栓孔部位（见图４），需要对该部位　进行优化设计。　５０　１００　１５０　图４标记处为应力集中处　２．３分动器壳体优化　将工况二作为典型工况，对分动器壳体进行模型改　进，分别用以下三个方案进行优化。　方案一：连接螺栓孔深度增加２　ｍｍ，同时螺栓孑Ｌ处　加强筋厚度增加２　ｍｍ。　方案二：将连接螺栓公称直径增加２　ｍｍ，连接螺栓　由ＭＩＯ变更为Ｍ１２，同时，螺栓孑Ｌ处加强筋厚度增加２　ｍｍｏ　方案三：方案一与方案二组合。　优化后有限元分析结果如图５、表４所示。　４２　客车技术与研究　２０１２年４月　栓公称直径、增加螺栓孔深度和增加螺栓孔处加强筋的　厚度等，对分动器壳体加强带来的效果最佳［９－砌。　参考文献：　【１】王海波，陈无畏，朱茂飞．基于ＣＡＥ客车驱动桥壳强度和模　态分析【Ｊ】．客车技术，２０１０，（５）：１９—２２．　【２】杨伯源．材料力学（Ｉ）【Ｍ】．北京：机械工业出版社，２００１．　［３］ＧＢ／Ｔ　１１７３—１９９５，铸造铝合金【ｓ］．北京：中国标准出版社，　２５　７５　１９９５．　应力云图　图５方案三优化结果　【４Ｊ刘清波．智能四驱系统的仿真研究［Ｄ】．北京：中国农业大学　工学院，２００６．　表４三种优化模型分析结果比较　方案一　最大位移／ｍｍ　最大应力，ＭＰａ　［５】王霄锋．汽车底盘设计［Ｍ］．北京：清华大学出版社，２０１０．　方案三　０．６４　２５７．５　方案二　０．６８１　２９６．８４　［６］龙振宇．机械设计［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２００２．　［７】过学迅，邓亚东．汽车设计［Ｍ】．北京：人民交通出版社，２００５．　【８］王望予．汽车设计（第４版）［Ｍ　Ｅ京：机械工业出版社．２００６．　［９】张坤，杨波，杨涛．半挂车有限元车架挠度和模态分析『Ｊ１．专　用汽车，２００９，（１Ｏ）：５０—５１．　［１Ｏ］马迅，盛勇生．车架刚度及模态的有限元分析及优化【Ｊ１＿客　０．７０７　３１１＿３　安全系数　１．０１　１．ｏ６　１．２２　由改进后的三种分析结果看，分动器壳体应力基本　仍在３０～５０　ＭＰａ之间，方案三最大位移和最大应力最小，　安全系数也大于Ｉ，分动器壳体强度满足要求（方案三　３６５．０３　ＭＰａ处应力由于螺栓￣ＬＪＪＩ厚带来的模型冲突，不　予采用）。因此，从三种方案分析的情况来看，通过加大螺　车技术与研究，２００４，２６（８）：８－１１．　修改稿日期：２０１１—０２—１２　Ｐ　Ｐ　、　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　Ｐ　◆产品推介　郑州奥特科技有限公司　安徽安凯汽车股份有限公司　北汽福田北京新能源客车分公司　河北南风汽车设备集团有限公司　深圳市新沧海机械有限公司　（封一）　方盛车桥（柳州）有限公司　东莞新能源科技有限公司　中航锂电（洛阳）有限公司　上海鸿隆电子技术有限公司　无锡市新高汽车电机厂　（中插六）　（中插七）乞　（中插八）　（后插一）　（后插二）　（封二）　（封三）　（封四）　（前插一）　（前插二）　（前插三）　深圳市景佑能源科技有限公司　金龙联合汽车工业（苏州）有限公司　惠州市亿能电子有限公司　（后插三）　深圳市比亚迪汽车有限公司　江西博能上饶客车有限公司　（后插四）《　（后插五）　江苏陆地方舟新能源电动汽车有限公司　（前插四）　潍柴动力股份有限公司　郑州宇通客车股份有限公司　郑州多元客车装备有限公司　中通客车控股股份有限公司　深圳市大地和气有限公司　三浪集团股份有限公司　（前插五）　（前插六）　（中插一）　（中插二）　（中插三）　（中插四）　（中插五）　河谷（佛山）汽车润滑系统制造有限公司　（后插六）　斯佩尔汽车零部件（上海）有限公司　（后插七）　大连威而装备技术有限公司　（后插八）　国家客车检中心建成重型汽车油耗转鼓测试能力（３４）　国家客车验中心又建成一批新能力并通过认可（３６）》　重庆车检院国家客车检测中心检测设备研发　（６　１）　Ｃ　、　、、　２　太原泰立机电新技术有限公司　。　ｓ、　。　《　’、　．｝Ｅ　、　、《　、