徐卓伟，黄长征*，郑建标

SF2D154汽车变速箱箱体有限元力学分析

徐卓伟1，黄长征1*，郑建标2

（1.韶关学院物理与机电工程学院，广东韶关512005；2.韶关飞翔自动变速箱有限公司，广东韶关512000）

汽车变速箱箱体需有足够的强度、刚度及良好的动态性能.采用Pro/E软件建立箱体三维模型，基于ANSYS Workbench 14.5软件对Ⅰ档工况下变速箱箱体进行静应力分析及预应力模态分析，求得变速箱静应力及模态参数，为产品的优化设计提供依据.

变速箱箱体；有限元分析；静力分析；模态分析

汽车变速箱箱体是整车动力总成的一个重要部分.为保证箱体内部传动系统的正常运转，箱体需有足够的强度、刚度及良好的动态性能.箱体的强度不足将引起变速箱内部传动系统啮合精度下降，甚至破坏［1］.因此，研究分析变速箱箱体的静、动态特性，对提高变速箱的工作性能具有重要的意义.同时，变速箱在系统内部和外部的激励下将产生振动，影响整车的NVH性能［2］.在国外变速箱技术水平相对成熟，且已商品化.而我国变速箱箱体生产企业自主创新不足，与国际水平差距较大［3］.为此，基于有限元方法对国内某变速箱厂某型号的变速箱箱体进行了结构静力分析及模态分析.

1 箱体模型的建立

采用Pro/Engineer 5.0建立变速箱箱体三维实体模型，运用有限元分析软件ANSYS Workbench V14.5进行有限元分析分析.该变速箱箱体主要由壳体、连接盘及后盖等三部分组成，相互之间采用螺栓连接构成箱体封闭结构，其装配实体模型如图1所示.

图1 箱体装配实体模型

根据变速箱的分析需要，选用了智能网格划分方式划分箱体网格，节点总数585 984个，单元总数335 874个，箱体网格划分模型如图2所示.箱体材料力学性能如表1所示.

图2 箱体有限元网格模型

表1 箱体主要零件材料力学性能

2 箱体有限元静力分析

2.1接触设置

箱体后盖与壳体通过17个六角法兰面带齿螺栓固定在一起，以“绑定”线性接触来模拟；连接盘与壳体通过六角头螺栓固定在一起，以“摩擦”非线性接触来模拟；建立变速箱箱体的线性与非线性接触单元.

2.2变速箱载荷及约束

变速箱的载荷主要是变速箱内部的齿轮传动系统中齿轮啮合作用时通过轴承作用在箱体上的力.各轴支撑位作用力如表2所示.输入端载荷Fa为8 399 N，输出端载荷Fa为17 149 N；对连接盘螺栓连接端面设置固定约束限制其所有自由度，对连接盘连接圆周面设置无摩擦约束，限制圆周面法向自由度.各轴加载情况如图3所示，有限元加载模型如图4所示.

图3 各轴受力分析图

表2 各轴支撑处作用力

图4 有限元加载模型

表2中FNH为轴承位水平方向作用力，FNV为轴承位铅垂方向作用力，Fa为轴向力.

2.3静应力分析

变速箱有静止和工作两种工况［4］.静止工况下变速箱所受的载荷主要为箱体重力，对箱体的影响很小，故忽略不计.工作工况下，变速箱除承受自身的重力载荷外还承受各轴承对轴承孔的作用力，将各节点所受的力施加到有限元模型并求解，即得变速箱工作工况下的应力和变形.

通过ANSYS Workbench V14.5得变速箱的整体应力云图（图5）和位移云图（图6）.由图可知最大等效应力位于后盖板的一个螺栓孔边缘处，为131.69 MPa，小于材料的强度极限200 MPa；最大位移位于输出轴孔处，为0.173 82 mm；应力和变形均满足要求.

图5 变速箱应力云图

图6 变速箱应力变形云图

后盖板应力云图和位移云图分别如图7和图8所示，由图可知应力较大的区域都位于后盖与后盖板连接的螺栓孔及轴承孔处.在Ⅰ档时二轴大扭矩输出，后盖轴承处受力大，导致这些螺栓孔、轴孔受力和变形较大.

图7 后盖应力云图

图8 后盖位移云图

3 箱体预应力模态分析

模态分析主要适用于确定结构的振动特性，同时也是动力学分析的基础［5］.变速箱箱体是变速箱的重要部件，其动态特性对变速箱的寿命及整车的舒适性影响较大.若外界激励源频率或者倍频与变速箱箱体的某阶固有频率相近时就会产生共振，影响箱体的疲劳寿命［6］.为此，利用ANSYS Workbench模态分析模块求解箱体的振型和固有频率，为避开激励源的频率、控制噪声、提高箱体安全性提供依据.

3.1箱体振动激励源

（1）发动机转动频率

因发动机转速随时可变，所以其振动频率连续可变，是一个连续的区域.以电机最高转速计算，电机最高转速为n=3 800 r/min=63 r/s，则T=1/63 s，基频f=63 Hz.

（2）变速箱齿轮啮合频率

变速箱系统内部齿轮在啮合过程中，将产生周期振动.齿轮的齿数不同，不同档位传动线路不同，加之转速的变化，齿轮啮合产生的激励频率范围很广.根据该型变速箱的工作情况，其传动系统产生的低阶频率主要集中在498～1 100 Hz［7］.

（3）道路不平产生的激振频率

汽车在道路上行驶过程中，其受振频率随车速和路况不同而变化.由于道路产生的激振一般不会超过100 Hz［8］，以最高激振频率考虑，取100 Hz.而变速箱的悬置也将产生振动频率，一般为（7～15）Hz，取15 Hz.

3.2有限元模态分析

结构分析中，模态分析包括自由模态分析和约束模态分析.因为约束模态分析将考虑结构的实际工况会使得分析的结果更接近实际工作模态.本次变速箱模态分析采用预应力模态分析.利用前面的静力分析结果与模态分析建立连接，进行变速箱箱体的预应力模态分析.由于低阶模态对零件的影响较大，所以分析箱体的前6阶模态，其固有频率及相应阶数如表3所示.变速箱预应力模态分析前6阶模态振型如图9所示.

图9 变速箱箱体前6阶振型图

通过比较分析箱体固有频率和外界激励频率可知，变速箱箱体的各阶模态频率均可避开各外界激励频率，变速箱不会发生共振.从前6阶的振型中可观察到变速箱发生了局部振动，其中最为突出的部分位于箱体总成的后盖及后盖板上.因此，在变速箱设计的过程中应将后盖及后盖板做进一步的优化设计，以提高其整体模态频率，降低局部振幅.

表3 变速箱前6阶模态频率

4 结语

采用Pro/E软件建立箱体实体模型，采用ANSYS软件对箱体进行静力学和模态分析，分析结果表明，箱体能满足静应力强度要求，其模态频率能避开外部激励频率，但箱体后盖及后盖板处局部振幅较大，可通过优化设计降低其振幅.

［1］李颖.变速器壳体建模与分析［D］.河北:河北工业大学，2010.

［2］袁敏刚，陈晓峰，尹晓飞.基于模态分析的乘用车变速器壳体振动优化设计［J］.机械工程与自动化，2012（6）：80-82.

［3］百川.我国自动变速器发展现状及未来趋势（上）［J］.现代零部件，2010(10):67-72.

［4］田增强,郑德聪,郭玉明,等.变速箱壳体静力分析及模态分析［J］.中国农机化学报，2013，34(4):178-181.

［5］张超辉.ANSYS12.0结构分析工程应用实例解析［M］.北京:机械工业出版社，2010.

［6］刘进华.静液压传动装置壳体模态分析［J］.机械工程与自动化，2010(6):26-27.

［7］卢学军，魏智.变速箱噪声的频谱分析与故障诊断［J］.振动与冲击，1999，18(2):75-78.

［8］王若平，焦贤正，王国林.基于汽车车身垂直加速度的典型道路路面谱识别研究［J］.汽车工程，2008，30(12):1047-1051．

Finite element mechanics analysis for SF2D154 gear-box

XU Zhuo-wei1,HUANG Chang-zheng1*,ZHENG Jian-biao2
(1.School of Physics and Mechanical&Electrical Engineering,Shaoguan University,Shaoguan 512005, Guangdong,China;2.Shaoguan Future Auto transmission CO.,Ltd,Shaoguan 512000,Guangdong,China）

Automobile gear-box needs sufficient strength,stiffness and fine dynamic performance.The Pro/E software was adopted to establish a 3D model of a gearbox casting.Based on ANSYS Workbench V14.5,a static stress analysis and a pre-stressed modal analysis were done using this 3D model on the first gear working condition.The static stress and modal parameters were achieved successfully,which will provide the basis for product optimum design.

gearbox casting;finite element analysis;static analysis;modal analysis

TH123+.3

A

1007-5348（2014）12-0028-05

（责任编辑：李婉）

2014-05-20

广东省科技计划项目（2012B091100199）.

徐卓伟（1991-），男，广东揭阳人，韶关学院物理与机电工程学院学生，主要从事机械有限元分析研究.*通讯作者.