基于CAE技術的殼體輕量化【轉發】

2017-11-01 by:CAE仿真在線來源:互聯網

1 引言

近年,很多學者對變速器殼體等機械零部件的輕量化做了大量的研究試驗。陳黎卿等(1)采用微粒子群優化算法對差速器殼體進行輕量化設計。馬闖等(2)對利用工程經驗對汽車真空助力器的前殼體進行輕量化設計研究。宋春雷等(3)利用有限元技術對驅動橋的差速器殼體輕量化進行分析。彭幫亮等(4)利用拓撲優化技術對變速器殼體進行輕量化設計。由于目前新能源汽車對變速器的要求越來越高。例如輕量化要求,NVH要求、壽命要求、易維護性要求。有研究表明(5),油耗和汽車自身質量成線性關系,汽車質量的增加同時導致油耗和尾氣排放量的增加。因此,汽車輕量化是解決汽車工業發展和能源、環境之間矛盾的有效途徑之一,也是目前各主機廠商和零部件供應商研究的熱點問題之一。而輕量化對變速器殼體的要求就是在滿足強度、剛度等指標的情況下減少壁厚和增加加強筋等等技術手段。本文是對我司一款用于公交大巴和物流車的純電動變速器殼體的輕量化所作的分析總結。

2.建立殼體有限元模型

目前由于變速器殼體結構復雜,受力不均勻,無法使用傳統的解析法對殼體上任意一點的應力σi進行求解。所以本文采用有限元法來計算變速器殼體的強度。有限元法能對整個結構建立精確的模型并進行求解。它的主要優點是能夠以三維可視化來準確體現結構的實際形狀、約束情況和受力情況。在正確建模的基礎上,不僅可以得到較準確的計算分析結果,而且還可以對整個結構的應力分布進行可視化觀察分析。

應用有限元法對變速器殼體進行分析,通常包括以下三個步驟:

1) 有限元模型的建立(前處理);

2) 有限元模型的計算;

3) 有限元結果分析(后處理)。

我司一般根據針對變速器殼體的結構特點來確定劃分網格的數量、節點的數量、求解的時間范圍及精度等。在殼體前處理時對殼體進行一些合理的簡化,以減少隱式計算方程的個數,加快有限元模型的求解速度和精度。

該變速器殼體包括前殼體和后殼體兩部分,前殼體和后殼體之間的連接采用螺栓連接,在分析模型中使用剛性單元模擬,而殼體內部的軸承孔處使用rbe3單元代替軸承。而約束方面是前殼體與電機接合面之間的螺栓連接和懸置處的螺栓連接均采用剛性單元模擬。模型采用四面體單元做網格劃分,平均單元為5mm、最小單元為1mm。在螺栓連接面及重要部位均采用合適的網格加密。

前處理步驟:

1) 簡化處理CATIA模型(具體措施例如刪除螺栓孔倒角、油封倒角、裝配倒角、刪除標簽號碼等);

2) 導入到前處理軟件Hypermesh里;

3) 根據企業網格標準建立部件網格;

4) 定義殼體材料、屬性;

5) 添加殼體約束;

6) 導入到Romax獲取載荷;

之后就可以提交給求解軟件NASTRAN計算,然后計算完成的結果可以在Hyperview等后處理軟件中查看編輯。

2.1材料參數

原變速器殼體材料選用鋁合金ZL101A、新變速器殼體材料選用鋁合金ADC12。材料屬性如表1所示。兩種材料均屬于塑性材料,常見失效方式為屈服。

表1 材料參數表

屈服失效常用畸變能密度理論來進行判別(6)。該理論認為畸變能密度是引起屈服的主要因素。即認為無論什么應力狀態,只要畸變能密度達到與材料性能有關的某一極限值,材料就會發生屈服。

畸變能密度屈服準則為:

(1)式中,υd為畸變能密度,μ為泊松比,E為彈性模量,σs為屈服強度。

在任意應力狀態下,畸變能密度計算公式為:

(2)式中,σ1、σ2、σ3為單元體的主應力。

將式代入式中,得到屈服準則為:

把σs除以安全系數得到許用應力[σ],于是畸變能密度理論的強度條件(Humber—Mises—Hencky屈服條件)是:

式中,σi為殼體上任意一點的應力,[σ]為材料的許用應力,其計算公式為:

式中,ns為殼體材料的安全系數。

2.2 邊界條件定義

2.2.1 載荷

變速器所受載荷有自重、軸承支撐反力、懸置載荷以及外部其他載荷等。

由于自重對變速器殼體的影響很小,所以在本文中不考慮自重因素。

軸承的支撐反力,是由輸入軸、輸出軸。中間軸以及各檔齒輪組上的力產生的作用力引起的。該變速器最大輸入扭矩為450N.m,一般定義扭矩安全系數為1.5,得出675N.m為計算扭矩,然后根據傳動分析計算軟件Romax計算各檔工況最后得出一檔工況最惡劣。在Romax中的計算過程是:先建立軸系(輸入軸總成、中間軸總成、輸出軸總成),再進行各零部件的空間定位,之后將載荷工況輸入計算,然后將Hypermesh中劃分完的網格以BDF格式導入到Romax進行剛度矩陣的縮聚,之后將具有軸承受力狀況的文件以DAT格式導出到FEMAP計算。在其中剛度矩陣是一個重點。在有限元分析中基本方程式為

式中,[K]稱為剛度矩陣。剛度是表示物質形變能力的一個量,此處被用作計算加載載荷后的殼體變形量及單元變形引起的應力變化。從理論角度來說,倒檔工況由于該變速器為純電動汽車變速器,電機能反轉,不需要惰輪,并且考慮到殼體基本是軸對稱模型,倒檔工況占比很小并且扭矩小于1檔工況,所以可以用1檔工況代替。而二檔、三檔、四檔的速比比一檔小,所以不需考慮這幾個檔位的工況。所以本文考慮工況為一檔工況675N.m下變速器的強度指標。動力傳動路線見圖1。

外部其他載荷主要是懸置對殼體產生的,由于主機廠未提供載荷要求,所以未考慮加載加速度對變速器殼體的要求。

圖1 動力傳動路線

圖2 約束點位置

2.2.2 約束

懸置處6個螺栓連接定義為6個自由度全約束。而前殼體和電機由于通過接合面的螺栓相連,后殼體和懸置通過兩側螺栓相連。考慮到不進行殼體接合面密封性校核以及螺栓預緊校核,所以螺栓連接均采用RBE2模擬,并定義6個自由度全固定,殼體約束點位置見圖2。

3.1 靜態結果分析

從Femap計算出的結果文件導入Hyperview中后。從原前殼體的應力云圖上可以得出如下結論。

圖3 原前殼體應力原圖

原前殼體的兩個軸承孔中的中間軸前軸承孔處為最惡劣受力處。原前殼體應力主要集中在前殼體內腔支撐中間軸前軸承的三根加強筋處,見圖3,最大應力為105MPa。根據評估原前殼體內腔上的3根加強筋對支撐軸承處的軸向力作用不是很明顯。

軸承徑向方向上,原前殼體外腔的中間軸前軸承孔外腔突出基準面18mm,有效支撐軸承的寬度即殼體軸承孔軸向厚度僅有13.1mm。在中間軸前軸承的整個寬度范圍內缺少有效支撐。而軸承軸向方向上,特別是在孔末端承受軸向力的位置缺少有效支撐,沒有加強筋且壁厚只有7mm,不能對軸向力的分擔起作用。外腔由于沒有加強筋,所以在中間軸前軸承孔外腔凸出基準面的圓角過渡區域有平均大小為58~70Mpa的應力。

而原前殼體輸入軸軸承孔處的幾個加強筋均顯示出較富余的強度,考慮可以減少筋的厚度。