主減速器殼體作為減速器的承載結(jié)構(gòu)，殼體性能優(yōu)劣對(duì)減速器的正常運(yùn)轉(zhuǎn)起到至關(guān)重要作用。汽車行駛過程中，造成減速器殼體失效的原因主要分為兩個(gè)方面，一方面殼收到機(jī)械負(fù)荷和沖擊載荷的共同作用，產(chǎn)生裂紋導(dǎo)致破裂失效；另一方面，從發(fā)動(dòng)機(jī)到車輪的動(dòng)力傳輸過程中產(chǎn)生的激勵(lì)，導(dǎo)致不同部件間產(chǎn)生耦合振動(dòng)，進(jìn)而引起共振失效。

因此，有必要對(duì)減速器殼體進(jìn)行固有頻率計(jì)算以及強(qiáng)度分析。

二技術(shù)參數(shù)及邊界條件

2.1 CAD模型

主減速器三維模型

圖2.1：主減速器模型

減速器殼體各部件規(guī)格如下表所示：

2.2等效載荷

根據(jù)某車型實(shí)驗(yàn)結(jié)果，選取1350Nm作為主減速器輸入軸扭矩。將輸入軸扭矩轉(zhuǎn)換成每個(gè)軸承外圈上的均布載荷。考慮到減速箱殼體的實(shí)際裝配工況，強(qiáng)度分析加載螺栓軸向預(yù)緊力，M10螺栓加載27600N，M8螺栓加載17300N。

主減速器殼體的受力主要是主動(dòng)齒輪大小端軸承和兩個(gè)差速器軸承，而軸承與殼體之間是過盈配合。故可以在軸承外圈上加載均布載荷,以此等效替代軸1350Nm輸入軸扭矩，如圖3.3所示。

三建模

建模過程主要分為：導(dǎo)入幾何，確定相關(guān)零部件；定義材料參數(shù)；使用Automatic connnection工具創(chuàng)建連接關(guān)系；對(duì)連接錯(cuò)誤或質(zhì)量不過關(guān)的連接關(guān)系進(jìn)行手動(dòng)連接；修改并確認(rèn)連接類型（contact type）;創(chuàng)建分析類型（nonlinear static、modal）;添加載荷及約束。

3.1 材料參數(shù)

減速器殼體與殼蓋均采用鋁質(zhì)材料，軸承外圈與預(yù)緊螺栓使用鑄鐵材料。具體材料參數(shù)見表3.1。將EN_AB_46000添加到SimSolid材料庫中，并將這兩種材料參數(shù)添加到對(duì)應(yīng)部件。

3.2 接觸處理

基于SimSolid強(qiáng)大的模型識(shí)別能力，之間將主減速器殼體的幾何模型導(dǎo)入到SimSolid中，殼體的接觸設(shè)置按如下步驟進(jìn)行。

1. 將幾何模型導(dǎo)入SimSolid軟件中，根據(jù)系統(tǒng)提示，進(jìn)行幾何清理，去除不相關(guān)碎片和質(zhì)量不佳的幾何。

2. 使用自動(dòng)化連接創(chuàng)建接觸，由于軟件默認(rèn)Bonded(綁定)接觸，導(dǎo)致部分接觸設(shè)置不合理,因此進(jìn)行手動(dòng)調(diào)節(jié)。如本次分析中，將殼體，殼蓋，軸承外圈改成Separating接觸，并根據(jù)對(duì)應(yīng)材料設(shè)置摩擦系數(shù)等。

3. 處理完畢模型如圖3.1所示。

圖3.1 接觸邊界

3.3 載荷及約束

3.3.1 載荷

圖3.1展示四個(gè)軸承外圈分布位置,驅(qū)動(dòng)工況時(shí),將1350Nm輸入軸扭矩等效成1至4號(hào)軸承外圈上的均布載荷。對(duì)M10和M8兩種型號(hào)螺栓分別加27600N、17300N的軸向預(yù)緊力。對(duì)應(yīng)載荷分布位置如圖3.3所示，具體載荷方向及數(shù)值參照表3.2。（坐標(biāo)系采用圖中全局坐標(biāo)系；其中載荷正負(fù)代表力及扭矩的方向）

圖3.2 軸承外圈位置

圖3.3 螺栓分布

圖3.4 均布載荷及螺栓預(yù)緊力

圖3.3中所示載荷x，y，z三個(gè)方向的合力。軸承外圈的分布載荷在全局坐標(biāo)系中的分量如表3.3所示。

3.3.2 約束

強(qiáng)度和模態(tài)工況的約束條件相同，對(duì)支架和底座安裝孔進(jìn)行全約束。圖3.4為約束狀態(tài)。

基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算的圖31 圖3.5 約束狀態(tài)

四結(jié)果分析

計(jì)算結(jié)果分為模態(tài)和應(yīng)力兩個(gè)部分。

4.1 模態(tài)頻率與振型

模態(tài)結(jié)果取前三階的模態(tài)頻率及振型：798.4Hz，1351.9Hz，1645.2Hz。

基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算的圖38 圖4.1 一階模態(tài)

第二階模態(tài)頻率1351.9Hz,對(duì)應(yīng)振型沿Z軸作往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算的圖41 圖4.2 二階模態(tài)

第三階模態(tài)頻率1645.2Hz,對(duì)應(yīng)振型繞Y軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

圖4.3 三階模態(tài)

根據(jù)模態(tài)計(jì)算結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，減速器（PTU）殼體的頻率大于700Hz。因?yàn)闇p速器與發(fā)動(dòng)機(jī)直接相連，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于6000rpm/min高轉(zhuǎn)速（四缸機(jī)），直接檔工況時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的主要振動(dòng)頻率為200Hz（發(fā)動(dòng)機(jī)二階）、400Hz（發(fā)動(dòng)機(jī)四階），因此減速箱殼體的固有頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率沒有交疊，殼體的固有特性滿足NVH要求。

4.2 強(qiáng)度

由圖4.4強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果可知，最大應(yīng)力集中位置在支架側(cè)，米塞斯應(yīng)力幅值282.4Mpa。支架采用基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算的圖46 QT450-10(屈服強(qiáng)度310Mpa)材料，所以最大應(yīng)力幅值小于其屈服強(qiáng)度，支架性能滿足設(shè)計(jì)要求。

基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算的圖49 圖4.4 米塞斯應(yīng)力

圖4.5、圖4.6為減速箱殼體的應(yīng)力分布云圖。圖示可以看到箱體應(yīng)力幅值較大的位置主要集中在箱體側(cè)面。選擇應(yīng)力最高的局部區(qū)域繪制應(yīng)力曲線，如圖4.6所示，最大的應(yīng)力幅值為160Mpa，超出了殼體材料EN_AB_46000的屈服強(qiáng)度（140Mpa）。因此，殼體側(cè)面的危險(xiǎn)區(qū)域還需進(jìn)一步優(yōu)化。

圖4.5 減速箱殼體應(yīng)力分布云圖

基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算的圖53 圖4.6 箱體危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力云圖

五結(jié)論與建議

1.利用SmiSolid平臺(tái)進(jìn)行無網(wǎng)格仿真，對(duì)于減速箱殼體此類特征較多的復(fù)雜模型，免去了繁雜的網(wǎng)格化過程；實(shí)現(xiàn)了自動(dòng)搜索接觸、自動(dòng)定義接觸類型、自動(dòng)識(shí)別螺栓等自動(dòng)化建模。極大的提高了建模的效率，將數(shù)天的工作縮短到幾個(gè)小時(shí)。SimSolid方便快捷的無網(wǎng)格建模策略必將使其擁有廣泛的應(yīng)用前景。

2.通過對(duì)減速器箱體進(jìn)行約束模態(tài)分析，得到箱體的一階模態(tài)頻率為798.4Hz，避開發(fā)動(dòng)機(jī)的主要激勵(lì)頻率，滿足零部件設(shè)計(jì)的NVH要求。

3.正常驅(qū)動(dòng)工況時(shí)，減速器側(cè)面箱體的應(yīng)力幅值較大，達(dá)到160Mpa，略微超出箱體材料EN_AB_46000的屈服極限140Mpa。所以，需要進(jìn)一步加強(qiáng)圖4.6中危險(xiǎn)區(qū)域的強(qiáng)度，如加大過渡圓角，布置加強(qiáng)筋等。

基于simsolid平臺(tái)的主減速器殼體模態(tài)與強(qiáng)度計(jì)算.pdf