汽車(chē)2×4驅(qū)切換控制機(jī)構(gòu)強(qiáng)度分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

郭朝綸，何鋒，高洋洋，李家俊

(1.貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，貴州貴陽(yáng) 550025；2.貴州華烽汽車(chē)零部件有限公司，貴州貴陽(yáng) 550005)

0 引言

汽車(chē)2×4驅(qū)切換控制機(jī)構(gòu)是由駕駛員根據(jù)具體路況，通過(guò)手動(dòng)接通或斷開(kāi)分動(dòng)器來(lái)選擇兩輪驅(qū)動(dòng)或四輪驅(qū)動(dòng)的一種扭矩分配機(jī)構(gòu)，是汽車(chē)分動(dòng)器的關(guān)鍵零部件。因此，設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理、質(zhì)量輕的控制機(jī)構(gòu)，對(duì)分動(dòng)器總成技術(shù)升級(jí)具有重要意義。

目前研究主要集中在分動(dòng)器上，國(guó)內(nèi)對(duì)其換擋控制機(jī)構(gòu)研究較少。其中針對(duì)機(jī)構(gòu)強(qiáng)度的研究，M L BOESSIO等[1]對(duì)某商用車(chē)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，研究車(chē)架在不平路面上隨機(jī)載荷作用下的強(qiáng)度，并分析其疲勞壽命；陳黎卿等[2]對(duì)智能四驅(qū)汽車(chē)分動(dòng)器殼體進(jìn)行強(qiáng)度分析，并對(duì)分動(dòng)器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化；張慶等人[3]基于變密度的拓?fù)鋬?yōu)化分析方法對(duì)汽車(chē)分動(dòng)器箱體進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；黃民鋒等[4]以某SUV分動(dòng)器殼體為研究對(duì)象，分析分動(dòng)器殼體應(yīng)力和應(yīng)變，并對(duì)應(yīng)力集中部分進(jìn)行了優(yōu)化。

作者通過(guò)建立某汽車(chē)四驅(qū)分動(dòng)器換擋機(jī)構(gòu)殼體三維實(shí)體模型，對(duì)其進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析并進(jìn)行優(yōu)化，為結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的一種方法，主要用于確定結(jié)構(gòu)及其零部件的振動(dòng)特性，包括固有頻率和振型，是隨機(jī)振動(dòng)載荷作用下結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的重要參數(shù)[5]。

物體的動(dòng)力學(xué)有限元方程式：

(1)

研究該機(jī)構(gòu)的固有振動(dòng)特性，其結(jié)構(gòu)沒(méi)有阻尼和外載荷，即C=0，F(xiàn)(t)=0，又因?yàn)槭褂眯∥灰评碚摬话ǚ蔷€性行為，得到無(wú)阻尼線性系統(tǒng)自由振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)方程為：

(2)

由于自由振動(dòng)是做正弦規(guī)律的簡(jiǎn)諧振動(dòng)，即：

x=φisin(ωit+θ)

(3)

式中：θ為初始相位角；φ為自由振動(dòng)的振幅即振型。

φ與θ均取決于振動(dòng)初始條件，而ω是結(jié)構(gòu)的固有屬性，與初始條件無(wú)關(guān)，僅取決于質(zhì)量m和剛度k。

將式(3)代入式(2)可得：

2 三維實(shí)體建模

作者采用SolidWorks對(duì)切換控制機(jī)構(gòu)建模，包括箱體、齒輪、軸和軸承。裝配后的圖形如圖1所示。

圖1 控制機(jī)構(gòu)三維實(shí)體

控制機(jī)構(gòu)殼體材料為鋁A380，其材料參數(shù)如表1所示；齒輪的材料為FD0405，其材料參數(shù)如表2所示。

表1 殼體材料鋁A380參數(shù)

表2 齒輪材料FD0405參數(shù)

3 模態(tài)分析

對(duì)控制機(jī)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，利用Block Lanczos法提取各階模態(tài)，表3所示是前6階固有頻率及振型。

表3 前6階固有頻率及振型

由圖2—圖7和表3可知:控制機(jī)構(gòu)固有頻率較高，其中殼體振動(dòng)變形明顯，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，故需對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖2 控制機(jī)構(gòu)1階振型圖

圖3 控制機(jī)構(gòu)2階振型圖

圖4 控制機(jī)構(gòu)3階振型圖

圖5 控制機(jī)構(gòu)4階振型圖

圖6 控制機(jī)構(gòu)5階振型圖

圖7 控制機(jī)構(gòu)6階振型圖

4 控制機(jī)構(gòu)強(qiáng)度分析

4.1 軸承載荷計(jì)算

利用齒輪受力分析計(jì)算各軸承座的受力值，其受力簡(jiǎn)圖如圖8所示，根據(jù)輸出齒輪最大負(fù)載轉(zhuǎn)矩40 N·m，軸承受力大小如表4所示。

圖8 齒輪受力分析

表4軸承受力分析結(jié)果

N

分動(dòng)器相連部分采用螺栓連接，分析時(shí)將圓柱約束作為邊界條件。

4.2 靜力學(xué)分析

由控制機(jī)構(gòu)殼體應(yīng)力云圖(圖9)可知：殼體最大應(yīng)力區(qū)域主要集中在3個(gè)螺栓孔處及大齒輪與小齒輪在殼體軸承附近部位，最大應(yīng)力為16.985 MPa。

圖9 控制機(jī)構(gòu)應(yīng)力云圖

同時(shí)殼體應(yīng)力主要分布在凸起加強(qiáng)筋及其周邊區(qū)域，故應(yīng)對(duì)凸起加強(qiáng)筋進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整，對(duì)減小殼體應(yīng)力集中和減小殼體變形具有一定的幫助。

4.3 隨機(jī)振動(dòng)分析

對(duì)上述所得的模態(tài)分析結(jié)果進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)分析，模擬汽車(chē)在C級(jí)路面上行駛。在ANSYS中輸入C級(jí)路面的功率譜密度進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)分析，分析計(jì)算得到1σ應(yīng)力和1σ位移響應(yīng)云圖，分別如圖10—圖11所示。

由圖10—圖11可知：最大應(yīng)力發(fā)生在殼體螺栓孔附近部位，控制機(jī)構(gòu)整體結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力分布較為均勻，且最大應(yīng)力為82.76 MPa，遠(yuǎn)小于材料屈服強(qiáng)度，與靜力學(xué)分析結(jié)果相一致，故需進(jìn)一步對(duì)該機(jī)構(gòu)的殼體進(jìn)行減重優(yōu)化。

圖10 1σ應(yīng)力響應(yīng)

圖11 1σ位移響應(yīng)

5 殼體拓?fù)鋬?yōu)化

5.1 殼體優(yōu)化與改進(jìn)

優(yōu)化區(qū)域?yàn)闄C(jī)構(gòu)的上下殼體。將計(jì)算出的軸承力作為殼體的載荷，考慮減小變形和減重優(yōu)化，以材料體積減少和全局最大應(yīng)力為約束，進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算。根據(jù)文獻(xiàn)[6]中的研究結(jié)論：在拓?fù)鋬?yōu)化時(shí)，體積減少設(shè)置為40%～60%可以獲得理想的結(jié)果，此處設(shè)置體積約束為體積減少60%，收斂公差為0.4%。其優(yōu)化的密度云圖如圖12所示，去除材料密度云圖如圖13所示。

根據(jù)圖12和圖13所示的結(jié)果，在保證結(jié)構(gòu)完整性的前提下對(duì)殼體作如下改進(jìn)：(1)減小殼體內(nèi)部配電線槽與齒輪之間擋板的厚度；(2)將上殼體整體減薄0.3 mm，將下殼體減薄1.2 mm；(3)對(duì)圖13所示去除材料部分，在不改變結(jié)構(gòu)特征前提下，減少其厚度；(4)在變形較大的部位，對(duì)凸起加強(qiáng)筋進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整。

圖12 密度云圖

圖13 去除材料的密度云圖

5.2 優(yōu)化前后對(duì)比分析

對(duì)優(yōu)化后的模型進(jìn)行靜力學(xué)分析，其約束條件與優(yōu)化前的相同。優(yōu)化后的模型應(yīng)力云圖和變形云圖分別如圖14、圖15所示。

圖14 改進(jìn)后殼體應(yīng)力云圖

圖15 改進(jìn)后殼體變形云圖

由圖14可得出：優(yōu)化后殼體最大變形減小了，最大應(yīng)力為14.176 MPa，最大應(yīng)力較優(yōu)化前減小了16.54%，殼體的質(zhì)量較優(yōu)化前較少11.61%。

6 結(jié)論

通過(guò)對(duì)汽車(chē)四驅(qū)分動(dòng)器2×4驅(qū)切換控制機(jī)構(gòu)進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，得出如下結(jié)論：

(1)通過(guò)分析控制機(jī)構(gòu)前6階固有頻率和振型，可知該機(jī)構(gòu)固有頻率較高，殼體振動(dòng)變形明顯，說(shuō)明殼體設(shè)計(jì)不合理，故需對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

(2)分析控制機(jī)構(gòu)強(qiáng)度時(shí)，可知該機(jī)構(gòu)最大應(yīng)力集中在3個(gè)螺栓孔附近，最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度，說(shuō)明該機(jī)構(gòu)存在減重優(yōu)化空間，故可對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行減重優(yōu)化。

(3)通過(guò)該機(jī)構(gòu)殼體進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，對(duì)殼體進(jìn)行了改進(jìn)。對(duì)改進(jìn)后的殼體進(jìn)行強(qiáng)度分析，得出優(yōu)化后的殼體應(yīng)力減小16.54%，同時(shí)變形也減小了，并且通過(guò)計(jì)算質(zhì)量減輕11.61%。

參考文獻(xiàn):

[1]BOESSIO M L,MORSCH I B,AWRUCH A M.Fatigue Lifetime Estimation of Commercial Vehicles[J].Journal of Sound and Vibration,2006,291(1/2):169-191.

[2]陳黎卿,陳無(wú)畏,王鈺明,等.智能四驅(qū)汽車(chē)分動(dòng)器殼體有限元分析與模態(tài)試驗(yàn)[J].中國(guó)機(jī)械工程,2013,24(16):2168-2172.

CHEN L Q,CHEN W W,WANG Y M,et al.FEA and Mode Experiment of Intelligent 4WD Transfer Case Box[J].China Mechanical Engineering,2013,24(16):2168-2172.

[3]張慶,張斌,李洪彪,等.分動(dòng)器箱體結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械傳動(dòng),2016，40(6):115-118.

ZHANG Q，ZHANG B，LI H B，et al.Topology Optimization Design of Transfer Case Houseing[J].Journal of Mechanical Transmission,2016,40(6):115-118.

[4]黃民鋒,王鈺明,劉恒,等.基于Workbench的分動(dòng)器殼體有限元分析[J].湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào),2011,25(2):20-22.

HUANG M F，WANG Y M，LIU H，et al.Finite Element Analysis of Power Transfer Shell Based on Workbench[J].Journal of Hubei Automotive Industries Institute,2011,25(2):20-22.

[5]熊興榮,王正浩,沈磊.擦窗機(jī)吊臂伸展機(jī)構(gòu)模態(tài)和隨機(jī)振動(dòng)分析[J].建筑機(jī)械,2015(7):81-85.

XIONG X R,WANG Z H,SHEN L.Model and Random Vibration Analysis on Extension Boom Mechanism of BMU[J].Construction Machinery,2015(7):81-85.

[6]鄧揚(yáng)晨，陳華，馬明亮,等.基于拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)的飛機(jī)普通框設(shè)計(jì)方法研究[J].強(qiáng)度與環(huán)境，2005，32(2)：39-45.

DENG Y C,CHEN H,MA M L,et al.Studies of Aircraft Frame Design Based on Topology Optimization[J].Structure & Environment Engineering,2005,32(2)：39-45.