镁合金汽车变速箱壳体强度分析

镁合金汽车变速箱壳体强度分析

第２３卷第２期机械科学与技术

Ｖ０１．２３Ｎｏ．２２００４年２月

ＭＥＣＨＡＮＩＣＡＬＳＣＩＥＮＣＥＡＮＤＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ

Ｆｅｂｎｌａｒｙ

２００１４

文章编号：１００３－８７２８（２００４）０２旬１５４国３

镁合金汽车变速箱壳体强度分析

张少睿，罗应兵，李大永，彭颖红。

（上海交通大学机械与动力学院，上海２０００３０）

张少睿

摘要：镁舍金作为工业产品中最轻的金属结构材料，又具有比较好的回收性能，在汽车减重、性能改善和环保中的作用日益得到工业界重视。目前，镁合金以压铸件的形式在汽车零部件中得到了应用。本文结合镁合金汽车变速

箱壳体的设计，采用有限元分析方法对汽车用变速箱壳体的强度进行了分析，并针对变速箱壳体强度薄弱部位，提

出变速箱壳体结构的改进建议。

关键词：有限元模型；变速箱；强度分析中圈分类号：ＴＨｌ４０．１

文献标识码：Ａ

ＳｔｒｅｎｇｔｈＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＭａｇｎ鹤ｉｕｍＡｕｏｙＧｅａｒＢｏｘ

ＺＨＡＮＧＳｈａｏ—ｒｕｉ，ＬＵＯＹｉｎｇ－ｂｉｎｇ，ＬＩＤａ－ｙｏｎｇ，ＰＥＮＧＹｉｎｇ－ｈｏｎｇ

（ＳｃｈｏｏｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＳｈａｎｇｈａｉＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｓｈａｎｇｈ８ｉ２０００３０）

Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｍａｇｎｅｓｉｕｍａｌｌｏｙｉｓ出ｅｌｉｇｈｔｅｓｔｍｅｔａｌｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｍａｔｅｄａｌｗｉｔｌｌｇｏｏｄｒｅｕｓ８ｂｉｌｉｔｙ，ｓｏｉｔｉｓａｔｔａｃｈｅｄｍｏｒｅａｎｄｍｏｒｅｉｍｐｏｎａｎｃｅｂｙｉｎｄｕｓｔｒｙｉｎｔｌｌｅａｓｐｅｃｔｓｏｆ

ｄｅｃｒｅａｓｉｎｇｗｅｉｇｈｔ，ｉｍｐｍｖｉｎｇｐｅｒｆｏｍａｎｃｅａｎｄｐｍｔｅｃｔｉｎｇｅｎＶｉｆｏｎｍｅｎｔ．Ｎｏｗａｄａｙｓ，Ｍａｇｎｅｓｉｕｍａｌｌｏｙｉｓａｐｐｌｉｅｄｉｎａｕｔｏｍｏｂｉｌｅｐａｒｔｓｔｌｌｒｏｕｇｈｄｉｅ－ｃａｓｔｉｎｇ．ＩｎｔＩｌｉｓｐａｐｅｒ，ｔｈｅｓｔｒｅｎｇｔｈｏｆｍａｇｎｅｓｉｕｍａｌｌｏｙｇｅ８ｒｂｏｘｉｓａｎａｌｙｚｅｄ

ｂｙＦＥＭｍｅｍｏｄｆｏｒｉｔｓｄｅｓｉｇｎ．Ｆｕｒ．

ｔｈｅｒｍｏｒｅ，ｐｒｏｐｏｓａｌｓｆｏｒｉｍｐｒｏｖｉｎｇｔｌｌｅｓｔｍｃｔｕｒｅｓｔｒｅｎｇｔｌｌｉｓｇｉｖｅｎａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓｒｅｓｕｌｔｓｏｆｔＩｌｅｄａｎｇｅｒｓｅｃｔｉｏｎｓ．

Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ＦＥＭａｎａｌｙｓｉｓ；Ｇｅａｒｂｏｘ；Ｓｔｒｅｎｇｔｈａｎａｌｙｓｉｓ

镁合金作为工业产品中最轻的金属结构材料，又具有转速为５０００

ｒ／ｍｉｎ。

比较好的回收性能，在汽车减重、性能改善和环保中日益得

根据变速箱受力情况，在变速箱悬挂螺纹孔处施加位

到工业界重视。目前，镁合金以压铸件的形式在汽车零部

移边界条件，则变速箱所受外力为其自重和由于牵引所引件中得到了应用，如镁合金变速箱壳体、轮毂等。某汽车公起的力。根据汽车理论…，当变速箱位于一档即起步档位司采用镁合金变速箱壳体代替铝合金壳体，为尽可能利用

置时，所受到的牵引力最大，所以选取一档时变速箱壳体所原模具结构，降低设计成本，需要对在相同结构下采用镁合受外力作为外载荷。变速箱在工作过程中，受力是通过轴金后的壳体进行强度分析。

承与壳体相接触来传递的，故分析壳体的受力情况，先要分本文采用ｃＡＤ软件Ｕｃ对壳体进行建模，并划分有限

析轴承的受力情况。为了计算出变速箱壳体内所受的力，元网格。选取启动状态时的载荷为计算工况，在ＭＡＲｃ软须先得到变速箱内各齿轮对间的力，这些力通过齿轮和齿件中建立该壳体有限元力学模型，对变速箱壳体进行载荷

轮轴传到轴承上，再由轴承传到壳体上。

分析，分析了壳体的受力情况。随后，针对变速箱壳体强度齿轮之间有径向力、周向力和轴向力，其计算公式分别为

薄弱部位，对局部结构改进提出了建议。

弘半

（１）１

模型简化及受力分析

Ｆ，＝Ｆ。ｔａｎｄ／ｃｏ够

（２）变速箱壳体拟采用型号为Ａｚ９ｌＤ的镁合金，其弹性模

Ｆ．＝Ｆ。ｔａ邴

（３）

量为４５ＧＰａ，泊松比为０．３５，体密度为Ｉ．８ｇ／ｃｍ３。抗拉强式中：，为扭矩；ｄ为分度圆直径；，。为周向力；，，为径向度为２００ＭＰａ，屈服强度为１２０ＭＰａ，疲劳强度为７５ＭＰａ。力；Ｆ．为轴向力；ａ为分度圆上的压力角；卢为分度圆上的变速箱输入转矩为７４Ｎ ｍ，标定转速为３５００ｒ／ｍｉｎ，最大螺旋角。

这三种力只有径向力的方向和齿轮轴线垂直，而周向力收稿日期：２００２一１２—２６

基金项目：８６３项目计划（２００２ＡＡ３３“２０）资助可以分解为一个力矩和一个作用在齿轮轴线上并和齿轮轴

作者简介：张少睿（１９７４一）。女（汉），河南，博士生

线相垂直的力，因此可得到一个作用在齿轮轴线上的径向合

万　

方数据

镁合金汽车变速箱壳体强度分析

第２期张少窖等：镁合金汽车变速箱壳体强度分析１５５

力，＝、历＝『Ｚ。这些径向合力必然在齿轮轴支撑点上产

生支反力。由于轴承采用向心球轴承，主要承受径向载荷，可忽略轴向因素的影响，因此只分析径向力的影响。

变速箱一轴和二轴及中间轴的轴承支反力根据材料力学不难求出，６个轴承孔处的支撑反力结果如表ｌ所示。

表ｌ轴承孔处支反力

２变速箱壳体有限元模型

变速箱壳体采用ｕＧ进行造型。由于壳体形状非常复杂，并且受力不均匀，因此取其整体作为分析对象，并将部

分与材料强度无关的结构（如倒角、螺纹孔等），进行拉直，

填平等结构上的简化。

图ｌ壳体外形网格图

将壳体划分为四面体单元，外形网格如图ｌ所示，该模型共有４０８１３个节点，

１４９４２０个单元。分析计算及后处理采用软件ＭＡＲＣ

Ｍｅｎ—

ｔａｔ进行。轴受力时，力经过轴承传递到壳体上。当壳体的有限元模型建立好以后，这些力以节点力的形式施

Ｒ

加。由于轴承与轴及壳体是图２轴承集中力的分解

通过过盈配合连接的，轴作

用到轴承上的集中力Ｆ通过轴承作用到壳体上就转换为沿壳体圆周的分布力心，Ｒ。，Ｒ：，…，Ｒ．，并且包角可近似认为等于１８０。如图２所示。载荷Ｆ在包角范围内可假定按余弦

分布旧Ｊ１，即ＲＩ＝Ｒ２ｃｏ够，且

Ｆ＝Ｒｏ＋２Ｒｌ＋２Ｒ２＋…＋２Ｒ．

（４）

式中：凡＝５Ｆ／：，ｚ为壳体受力圆周面上节点个数。

３有限元分析结果３．１应力分析

应用软件ＭＡＲｃ进行三维有限元分析后。得到了变速

万　

方数据箱壳体位移和应力分布规律。从主应力的计算结果中可以

看出，壳体轴承位置处与齿轮轴相接触部位及其附近的应力值普遍比其他部位偏高，因此我们针对放置轴承的３个

高应力面进行了剖面处理，剖面位置如图ｌ中Ａ、曰、ｃ所

示。各截面处的应力分布分别如图３～５所示。最大主应力位于一档齿轮轴与轴承相接触部位（见图４），其值为

２９．８３

ＭＰａ，所在节点编号为１２５２２，此处也即变速箱最易

发生开裂的地方。丽最小主应力也在此截面上，节点编号为１１３４４，其值为一１７．８５ＭＰａ。

图３＾剖面主应力分布图

图４Ｂ剖面主应力分布图

图５

ｃ剖面主应力分布图

镁合金汽车变速箱壳体强度分析

１５６机械科学与技术

第２３卷

３．２位移分析

图６是壳体剖面ｚ向位移变形云图。可见，在壳体后部及与一档齿轮轴相接的部位变形量较大，最大位移值为

Ｏ．Ｏ１０９６

ｍｍ，其他部位的位移值较上述部位的位移值要小。

这样的分布是合理的，因为壳体前部与发动机相连，而壳体后部悬空，并且在壳体受力分析中Ｂ截面处受力相对较大。

图６壳体纵剖面ｚ向位移变形图

图７改进后模型Ｂ截面应力分布图

３．３壳体模型的改进

依据以上力学分析，可知壳体承受强度部位主要位于３个轴承所在的截面，尤其是中间剖面嚣。由于变速箱结构比较复杂，结构设计涉及到的因素很多，因此在不要改变整体结构很多的前提下，为了提高壳体的强度，在中间剖面Ｂ上添加了部分加强筋，并将原有的加强筋进行了加厚处理。

应用ＭＡＲｃ软件进行三维有限元分析后，得到了新的变速箱壳体位移和应力分布规律（见圉７）。变速箱最易发

生破坏破裂部位的最大主应力值２９．８３ＭＰａ降低为１８．６ＭＰａ；其他部位主应力值相应有所增加，３个主要承受区的强度差值降低。由此可见，改进后壳体的最大强度承受能

力得到改善，并且应力分布趋于分散化，具有较好的强度分配性能。

３．４

疲劳强度校核

壳体最大受力处是在轴承座部位，汽车在一档行驶时，

可以认为该部位受到单向循环应力，进行疲劳强度校核时

万　

方数据采用单向应力下的疲劳强度计算方法，应力的平均值改进

前为盯－０＝２９．８３ＭＰａ；改进后为仃．１＝１８．６ＭＰａ。对于应力幅值，由于缺少载荷谱，按汽车运行情况可取应力幅值为盯。＝ｏ．１口．。其安全系数计算公式为

ｎ：Ｆ』上一

（５）

：否盯 ＋妒ｔ盯一

式中：盯．。为极限疲劳强度；盯．为平均应力；Ｋ、占印分别为

影响疲劳强度的应力集中系数、尺寸系数及表面系数；驴。

＝盯一ｌ／口‘ｏ

为安全起见，取有效应力集中系数Ｋ＝２【４’。由于在

拉压疲劳实验中，轻金属的尺寸系数在１左右，为安全起见，取占＝０．９‘”。表面加工系数ｐ取０．９‘“。于是，安全系数为

改进前

‰２

ｎ。＝—１————兰——１ｒ＝７．５ｉ丢ｉ鬲忑丽

７５

＝４．４

丽专丽ｘｏ １Ｘ２９ ８３＋茄地９ ８３

改进后

ｎＩ

２——丁————————— 丙—～２， ）

丽专丽加 ｌ“８．６＋茄刈８．６

对于变速箱壳体这种大尺寸铸件，在材质的均匀性和工艺质量中等，并且难以精确计算时的许用安全系数［ｎ］

为１．４—１．７¨５。因此认为变速箱壳体符合疲劳强度要求，并与改进前的安全系数４．４相比，可知改进后变速箱的抗疲劳性能得到很大的改善。

４结论

（１）基于目前的分析结果，在不改变原结构的基础上采用镁合金变速箱壳体是可行的。

（２）本文计算结果的高应力区和汽车变速箱曾经易开

裂部位一致，说明有限元分析结果合理。

７（３）计算出的壳体最大应力小于其疲劳强度极限应

力。并且改进后壳体的实际安全系数ｎ＝７．５＞［ｎ］，因

此认为变速箱壳体符合疲劳强度要求。

（４）如果要更为精确地分析壳体的振动与疲劳，需要在汽车行驶条件下，实验得到确定载荷谱及激振力的功率

谱‘”。

［参考文献】

（１］张洪欣．汽车系统动力学［Ｍ］．上海：同济大学出版社，

１９９６

［２］徐灏．疲劳强度设计［Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９８ｌ【３］

刘宏昭。邵跃，曹惟庆．轨道车变速箱壳体强度研究【Ｊ］．机

械强度，１９９５，７（１）

［４］吴宗泽主编．高等机械设计［Ｍ］．北京：清华大学出版社，

１９Ｓ９

［５］

张晓东，柴春正．发动机一变速箱系统振动分析［Ｊ１．重型汽

车。１９９９，５２（３）

镁合金汽车变速箱壳体强度分析

镁合金汽车变速箱壳体强度分析

作者：作者单位：刊名：英文刊名：年，卷(期)：被引用次数：

张少睿， 罗应兵， 李大永， 彭颖红

上海交通大学,机械与动力学院,上海,200030机械科学与技术

MECHANICAL SCIENCE AND TECHNOLOGY2004，23(2)4次

参考文献(5条)

1.张洪欣 汽车系统动力学 19962.徐灏 疲劳强度设计 1981

3.刘宏昭.邵跃.曹惟庆 轨道车变速箱壳体强度研究 1995(07)4.吴宗泽 高等机械设计 1989

5.张晓东.柴春正 发动机--变速箱系统振动分析 1999(03)

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