變速器殼體密封性能仿真分析研究

鄧慶斌 位君 李鵬 趙楊

(華晨汽車工程研究院， 沈陽 110027)

0 引言

變速器殼體是齒軸系統(tǒng)、軸承系統(tǒng)和換擋系統(tǒng)等變速器內(nèi)部構(gòu)件的重要支撐載體，同時(shí)對變速器內(nèi)部齒輪及軸承起到潤滑作用，因此在殼體設(shè)計(jì)初期，需兼顧系統(tǒng)潤滑而使殼體增加導(dǎo)油功能，因此變速器殼體接合面的密封性能對變速器產(chǎn)品設(shè)計(jì)至關(guān)重要。

與此同時(shí)，售后市場中變速器漏油屬于高發(fā)故障之一，極易引起客戶抱怨。齒輪油泄露影響生態(tài)環(huán)境，還易引起因變速器潤滑不良，從而導(dǎo)致齒輪燒傷、換擋卡滯等，影響行車安全。鑒于此，各大車企對變速器殼體接合面密封性能越加關(guān)注，變速器殼體接合面密封性能已儼然成為變速器產(chǎn)品設(shè)計(jì)的一項(xiàng)重要評(píng)估指標(biāo)。

1 模型假設(shè)與分析方法

為提升計(jì)算效率，對仿真模型進(jìn)行如下假設(shè)：

1) 模型中所有的材料都假定為線性材料，塑性變形引起的剛度變化不考慮；

2) 考慮到溫度對變速器金屬材質(zhì)特性影響較小，因此溫度變化因素不考慮；

3) 所有分析工況都是在最大螺栓預(yù)緊力前提下完成；

4) 最小的螺栓預(yù)緊力用于評(píng)估結(jié)合面的滑移和分開；

5) 軸承的剛度用非線性彈簧模擬，軸承載荷通過彈性單元施加在軸承外圈上；

6) 所有的接合面和螺栓的連接面用接觸模擬；

7) 模型中的重力通過對一個(gè)質(zhì)量點(diǎn)的屬性定義完成；

8) 螺紋處的應(yīng)力應(yīng)變狀態(tài)不是關(guān)心重點(diǎn)，不需要對螺紋精確建模，而是在螺栓和螺紋孔的內(nèi)表面之間建立綁定約束[3]，這樣簡化建?？杀苊馐諗坷щy。

密封性能仿真分析基于有限元方法計(jì)算，分析步驟概況如下：

1) 基于HyperMesh軟件建立有限元分析模型，施加邊界條件，并定義接觸面及預(yù)緊力；

2) 通過Romax軟件計(jì)算得到一擋最大載荷工況下殼體各軸承位置的載荷力；

3) 將Romax計(jì)算得到的各軸承載荷力施加到殼體。

4) 最后基于Abaqus軟件進(jìn)行接觸分析，通過計(jì)算得到接觸應(yīng)力，完成對密封性能的預(yù)測。

2 有限元分析模型建立

變速器殼體采用兩段式設(shè)計(jì)，包括離合器殼體和變速器殼體，兩段殼體通過法蘭螺栓連接，將Catia軟件中的實(shí)體模型導(dǎo)入到HyperMesh軟件中，通過前處理模塊，去除一些細(xì)小倒角和重合凌邊后進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并建立約束條件和施加載荷，再通過求解和后處理模塊最終得到分析結(jié)果。

2.1 網(wǎng)格劃分與材料屬性定義

根據(jù)殼體幾何體的狀態(tài)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，應(yīng)力相對集中的區(qū)域網(wǎng)格采用3 mm網(wǎng)格，為提升計(jì)算效率，大平面受力較為均勻的部分采用5 mm網(wǎng)格劃分，中間連接部分應(yīng)做好過渡。變速器殼體使用2階4面體單元，使用C3D10I單元。軸承和螺栓使用線性6面體單元C3D8，軸承單元和彈簧單元之間做耦合。建立完成的有限元模型如圖1所示。

圖1 殼體密封性能分析有限元模型Fig.1 Finite element model of shell sealing performance analysis

該有限元模型包括離合器殼體、變速器殼體、發(fā)動(dòng)機(jī)缸體端面、懸置及扭力臂、法蘭螺栓、軸承，材料屬性如表1所示。

表1 材料屬性參數(shù)表Table 1 Material attribute parameter

2.2 接觸與預(yù)緊力定義

接觸定義分為接觸和綁定兩種約束形式。將離合器殼體與變速器殼體之間、發(fā)動(dòng)機(jī)缸體與離合器殼體之間、變速器殼體與左懸置之間、離合器殼體與扭力臂之間、殼體與各軸承外圈之間均定義為接觸約束，將殼體與法蘭螺栓之間定義為綁定約束。

需要關(guān)注兩點(diǎn)，一是建立接觸關(guān)系前，模型中的實(shí)體可能出現(xiàn)剛體位移；二是接觸條件突然改變，將導(dǎo)致Abaqus無法收斂[3]。因此，需要使用額外的分析步和邊界條件，使模型平穩(wěn)地進(jìn)入接觸狀態(tài)，將載荷逐步施加到模型上[3]。為防止分析過程中出現(xiàn)較大滑動(dòng)，因此選用小滑移。各接觸面上使用庫倫摩擦，摩擦系數(shù)為0.15。

殼體連接法蘭螺栓預(yù)緊力如表2所示：

表2 螺栓預(yù)緊力參數(shù)表Table 2 Bolt pre-tightening force parameter

2.3 邊界條件與載荷定義

發(fā)動(dòng)機(jī)缸體端面和懸置通過彈簧單元耦合約束，如圖2-4所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)缸體端面約束Fig.2 Engine block end face constraint

彈簧剛度參數(shù)如表3所示。

表3 彈簧剛度參數(shù)表Table 3 Spring stiffness parameter

通常情況下，變速器處于1擋和R擋時(shí)需承載扭矩最高，但該變速器R擋限扭50%，因此本文只考慮1擋工況下各軸承對殼體施加的載荷。將HyperMesh軟件建立了的有限元?dú)んw模型導(dǎo)入到Romax軟件中，Romax軟件可進(jìn)行精確的變速器齒軸系統(tǒng)和軸承系統(tǒng)的建模，通過兩款軟件聯(lián)合仿真計(jì)算得出，1擋工況下各軸承載荷，如表4所示。

圖3 變速器懸置約束Fig.3 Transmission suspension constraint

圖4 變速器下扭力臂約束Fig.4 Torque arm restraint under transmission

表4 1擋工況各軸承孔承受載荷Table 4 The load borne by each bearing hole in the first gear

將上表計(jì)算得到的軸承各方向載荷結(jié)果施加到HyperMesh軟件殼體軸承孔位置，最終得到完整的有限元分析模型，如圖5所示。

圖5 變速器密封性能有限元分析完整模型Fig.5 Complete model of finite element analysis of transmission sealing performance

3 計(jì)算結(jié)果分析

利用Abaqus軟件Job功能模塊，創(chuàng)建分析作業(yè)后提交進(jìn)行求解。求解完成后進(jìn)入后處理模塊，在Visualization功能中打開結(jié)果文件，得到最大載荷工況下的滑移量和間隙云圖。

通過上述計(jì)算云圖可知，在1擋最大螺栓預(yù)緊力情況下最大接觸滑移量為0.279 mm，在最小螺栓預(yù)緊力情況下最大接觸滑移量為0.367 mm，且接觸滑移區(qū)域更大。在最大螺栓預(yù)緊力情況下最大間隙量為0.048 mm，最小螺栓預(yù)緊力情況下最大間隙量為0.07 mm。

圖6 最大和最小預(yù)緊力狀態(tài)下兩殼體間的接觸滑移量Fig.6 The amount of contact slip between the two shells under the maximum and minimum preload conditions

圖7 最大和最小預(yù)緊力狀態(tài)下兩殼體間的間隙量Fig.7 The gap between the two shells under the maximum and minimum preload conditions

4 結(jié)論

1) 仿真結(jié)果表明殼體接合面絕大區(qū)域接觸良好，最大接觸滑移量為0.367 mm，分布在螺栓連接的外邊緣，遠(yuǎn)離變速器內(nèi)腔，分析結(jié)論不存在漏油風(fēng)險(xiǎn)；

2) 最大間隙量為0.07 mm，該變速器殼體接合面采用硅橡膠平面密封劑，其極限拉伸率為260%，允許接合面極限接觸間隙為0.18 mm，大于兩倍的最大間隙量，滿足密封要求；

3) 殼體連接法蘭螺栓預(yù)緊力與殼體接觸滑移量和間隙量的定性關(guān)系，即螺栓預(yù)緊力與接觸滑移量成反比，而與接觸間隙量成正比；

4) 利用仿真分析方法對變速器殼體密封性能進(jìn)行預(yù)測的方法是可行的，并可通過殼體面壓試驗(yàn)及總成動(dòng)態(tài)密封試驗(yàn)對仿真結(jié)果加以驗(yàn)證；

5) 此外，殼體接合面的剛度及平面度、連接螺栓規(guī)格及擰緊力矩均會(huì)對殼體密封性能造成影響，本文并未贅述，設(shè)計(jì)前期應(yīng)進(jìn)行系統(tǒng)性風(fēng)險(xiǎn)規(guī)避。