搜索基于CAE技術(shù)的殼體輕量化【轉(zhuǎn)發(fā)】
2017-11-01 by:CAE仿真在線 來(lái)源:互聯(lián)網(wǎng)
1 引言
近年,很多學(xué)者對(duì)變速器殼體等機(jī)械零部件的輕量化做了大量的研究試驗(yàn)。陳黎卿等(1)采用微粒子群優(yōu)化算法對(duì)差速器殼體進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。馬闖等(2)對(duì)利用工程經(jīng)驗(yàn)對(duì)汽車真空助力器的前殼體進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)研究。宋春雷等(3)利用有限元技術(shù)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋的差速器殼體輕量化進(jìn)行分析。彭幫亮等(4)利用拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)對(duì)變速器殼體進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。由于目前新能源汽車對(duì)變速器的要求越來(lái)越高。例如輕量化要求,NVH要求、壽命要求、易維護(hù)性要求。有研究表明(5),油耗和汽車自身質(zhì)量成線性關(guān)系,汽車質(zhì)量的增加同時(shí)導(dǎo)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(yè)發(fā)展和能源、環(huán)境之間矛盾的有效途徑之一,也是目前各主機(jī)廠商和零部件供應(yīng)商研究的熱點(diǎn)問(wèn)題之一。而輕量化對(duì)變速器殼體的要求就是在滿足強(qiáng)度、剛度等指標(biāo)的情況下減少壁厚和增加加強(qiáng)筋等等技術(shù)手段。本文是對(duì)我司一款用于公交大巴和物流車的純電動(dòng)變速器殼體的輕量化所作的分析總結(jié)。
2.建立殼體有限元模型
目前由于變速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜,受力不均勻,無(wú)法使用傳統(tǒng)的解析法對(duì)殼體上任意一點(diǎn)的應(yīng)力σi進(jìn)行求解。所以本文采用有限元法來(lái)計(jì)算變速器殼體的強(qiáng)度。有限元法能對(duì)整個(gè)結(jié)構(gòu)建立精確的模型并進(jìn)行求解。它的主要優(yōu)點(diǎn)是能夠以三維可視化來(lái)準(zhǔn)確體現(xiàn)結(jié)構(gòu)的實(shí)際形狀、約束情況和受力情況。在正確建模的基礎(chǔ)上,不僅可以得到較準(zhǔn)確的計(jì)算分析結(jié)果,而且還可以對(duì)整個(gè)結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布進(jìn)行可視化觀察分析。
應(yīng)用有限元法對(duì)變速器殼體進(jìn)行分析,通常包括以下三個(gè)步驟:
1) 有限元模型的建立(前處理);
2) 有限元模型的計(jì)算;
3) 有限元結(jié)果分析(后處理)。
我司一般根據(jù)針對(duì)變速器殼體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)來(lái)確定劃分網(wǎng)格的數(shù)量、節(jié)點(diǎn)的數(shù)量、求解的時(shí)間范圍及精度等。在殼體前處理時(shí)對(duì)殼體進(jìn)行一些合理的簡(jiǎn)化,以減少隱式計(jì)算方程的個(gè)數(shù),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(nèi)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(jī)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(wǎng)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(wǎng)格加密。
前處理步驟:
1) 簡(jiǎn)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(biāo)簽號(hào)碼等);
2) 導(dǎo)入到前處理軟件Hypermesh里;
3) 根據(jù)企業(yè)網(wǎng)格標(biāo)準(zhǔn)建立部件網(wǎng)格;
4) 定義殼體材料、屬性;
5) 添加殼體約束;
6) 導(dǎo)入到Romax獲取載荷;
之后就可以提交給求解軟件NASTRAN計(jì)算,然后計(jì)算完成的結(jié)果可以在Hyperview等后處理軟件中查看編輯。
2.1材料參數(shù)
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(shù)表
屈服失效常用畸變能密度理論來(lái)進(jìn)行判別(6)。該理論認(rèn)為畸變能密度是引起屈服的主要因素。即認(rèn)為無(wú)論什么應(yīng)力狀態(tài),只要畸變能密度達(dá)到與材料性能有關(guān)的某一極限值,材料就會(huì)發(fā)生屈服。
畸變能密度屈服準(zhǔn)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(qiáng)度。
在任意應(yīng)力狀態(tài)下,畸變能密度計(jì)算公式為:
(2)式中,σ1、σ2、σ3為單元體的主應(yīng)力。
將式代入式中,得到屈服準(zhǔn)則為:
把σs除以安全系數(shù)得到許用應(yīng)力[σ],于是畸變能密度理論的強(qiáng)度條件(Humber—Mises—Hencky屈服條件)是:
式中,σi為殼體上任意一點(diǎn)的應(yīng)力,[σ]為材料的許用應(yīng)力,其計(jì)算公式為:
式中,ns為殼體材料的安全系數(shù)。
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(duì)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(chǎn)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(shù)為1.5,得出675N.m為計(jì)算扭矩,然后根據(jù)傳動(dòng)分析計(jì)算軟件Romax計(jì)算各檔工況最后得出一檔工況最惡劣。在Romax中的計(jì)算過(guò)程是:先建立軸系(輸入軸總成、中間軸總成、輸出軸總成),再進(jìn)行各零部件的空間定位,之后將載荷工況輸入計(jì)算,然后將Hypermesh中劃分完的網(wǎng)格以BDF格式導(dǎo)入到Romax進(jìn)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(dǎo)出到FEMAP計(jì)算。在其中剛度矩陣是一個(gè)重點(diǎn)。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(zhì)形變能力的一個(gè)量,此處被用作計(jì)算加載載荷后的殼體變形量及單元變形引起的應(yīng)力變化。從理論角度來(lái)說(shuō),倒檔工況由于該變速器為純電動(dòng)汽車變速器,電機(jī)能反轉(zhuǎn),不需要惰輪,并且考慮到殼體基本是軸對(duì)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(gè)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(qiáng)度指標(biāo)。動(dòng)力傳動(dòng)路線見圖1。
外部其他載荷主要是懸置對(duì)殼體產(chǎn)生的,由于主機(jī)廠未提供載荷要求,所以未考慮加載加速度對(duì)變速器殼體的要求。
圖1 動(dòng)力傳動(dòng)路線
圖2 約束點(diǎn)位置
2.2.2 約束
懸置處6個(gè)螺栓連接定義為6個(gè)自由度全約束。而前殼體和電機(jī)由于通過(guò)接合面的螺栓相連,后殼體和懸置通過(guò)兩側(cè)螺栓相連。考慮到不進(jìn)行殼體接合面密封性校核以及螺栓預(yù)緊校核,所以螺栓連接均采用RBE2模擬,并定義6個(gè)自由度全固定,殼體約束點(diǎn)位置見圖2。
3.1 靜態(tài)結(jié)果分析
從Femap計(jì)算出的結(jié)果文件導(dǎo)入Hyperview中后。從原前殼體的應(yīng)力云圖上可以得出如下結(jié)論。
圖3 原前殼體應(yīng)力原圖
原前殼體的兩個(gè)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(yīng)力主要集中在前殼體內(nèi)腔支撐中間軸前軸承的三根加強(qiáng)筋處,見圖3,最大應(yīng)力為105MPa。根據(jù)評(píng)估原前殼體內(nèi)腔上的3根加強(qiáng)筋對(duì)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(zhǔn)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(gè)寬度范圍內(nèi)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(méi)有加強(qiáng)筋且壁厚只有7mm,不能對(duì)軸向力的分擔(dān)起作用。外腔由于沒(méi)有加強(qiáng)筋,所以在中間軸前軸承孔外腔凸出基準(zhǔn)面的圓角過(guò)渡區(qū)域有平均大小為58~70Mpa的應(yīng)力。
而原前殼體輸入軸軸承孔處的幾個(gè)加強(qiáng)筋均顯示出較富余的強(qiáng)度,考慮可以減少筋的厚度。
圖4 原后殼體應(yīng)力原圖
原先的后殼體應(yīng)力主要集中在兩個(gè)懸置的加強(qiáng)筋處和殼體上輸出軸后軸承孔的加強(qiáng)筋,見圖4。
從受力分析得出后殼體的兩個(gè)軸承孔中的輸出軸后軸承孔處為最惡劣受力處。最大應(yīng)力為74MPa。符合材料要求。
3.2 模態(tài)結(jié)果分析
模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性一種方法,一般應(yīng)用在工程振動(dòng)領(lǐng)域。其中,模態(tài)是指機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)特性,每一個(gè)模態(tài)都有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。分析這些模態(tài)參數(shù)的過(guò)程稱為模態(tài)分析。按計(jì)算方法,模態(tài)分析可分為計(jì)算模態(tài)分析和試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。
本文所做的分析是計(jì)算模態(tài)分析,是由有限元方法計(jì)算得到的。
在有限元分析程序中,振動(dòng)方程表示為:
該方程作為特征值問(wèn)題,對(duì)無(wú)阻尼情況,阻尼項(xiàng)被忽略,方程可簡(jiǎn)化為:
其中2(固有頻率的平方)表示特征值;{u}表示特征向量,在振動(dòng)的物理過(guò)程中表示振型,指示各個(gè)位置在不同方向振動(dòng)幅值之間的比例關(guān)系,它不隨時(shí)間變化。對(duì)于有阻尼的情況,振動(dòng)方程可轉(zhuǎn)化為:
以上各式中:[M]為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣;[C]為結(jié)構(gòu)的阻尼矩陣;[K]為結(jié)構(gòu)的剛度矩陣;{u}為結(jié)構(gòu)的位移列陣;
模態(tài)分析就是求解振動(dòng)方程的特征值即特征方程的根
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