汽车2×4驱切换控制机构强度分析与结构优化

郭朝纶，何锋，高洋洋，李家俊

(1.贵州大学机械工程学院，贵州贵阳 550025；2.贵州华烽汽车零部件有限公司，贵州贵阳 550005)

0 引言

汽车2×4驱切换控制机构是由驾驶员根据具体路况，通过手动接通或断开分动器来选择两轮驱动或四轮驱动的一种扭矩分配机构，是汽车分动器的关键零部件。因此，设计结构合理、质量轻的控制机构，对分动器总成技术升级具有重要意义。

目前研究主要集中在分动器上，国内对其换挡控制机构研究较少。其中针对机构强度的研究，M L BOESSIO等[1]对某商用车架结构进行分析，研究车架在不平路面上随机载荷作用下的强度，并分析其疲劳寿命；陈黎卿等[2]对智能四驱汽车分动器壳体进行强度分析，并对分动器结构进行优化；张庆等人[3]基于变密度的拓扑优化分析方法对汽车分动器箱体进行了结构设计；黄民锋等[4]以某SUV分动器壳体为研究对象，分析分动器壳体应力和应变，并对应力集中部分进行了优化。

作者通过建立某汽车四驱分动器换挡机构壳体三维实体模型，对其进行随机振动和结构强度分析并进行优化，为结构优化设计提供参考。

1 模态分析理论

模态分析是研究结构动力特性的一种方法，主要用于确定结构及其零部件的振动特性，包括固有频率和振型，是随机振动载荷作用下结构设计的重要参数[5]。

物体的动力学有限元方程式：

(1)

研究该机构的固有振动特性，其结构没有阻尼和外载荷，即C=0，F(t)=0，又因为使用小位移理论不包括非线性行为，得到无阻尼线性系统自由振动的运动方程为：

(2)

由于自由振动是做正弦规律的简谐振动，即：

x=φisin(ωit+θ)

(3)

式中：θ为初始相位角；φ为自由振动的振幅即振型。

φ与θ均取决于振动初始条件，而ω是结构的固有属性，与初始条件无关，仅取决于质量m和刚度k。

将式(3)代入式(2)可得：

2 三维实体建模

作者采用SolidWorks对切换控制机构建模，包括箱体、齿轮、轴和轴承。装配后的图形如图1所示。

图1 控制机构三维实体

控制机构壳体材料为铝A380，其材料参数如表1所示；齿轮的材料为FD0405，其材料参数如表2所示。

表1 壳体材料铝A380参数

表2 齿轮材料FD0405参数

3 模态分析

对控制机构进行模态分析，利用Block Lanczos法提取各阶模态，表3所示是前6阶固有频率及振型。

表3 前6阶固有频率及振型

由图2—图7和表3可知:控制机构固有频率较高，其中壳体振动变形明显，结构设计不合理，故需对其进行优化设计。

图2 控制机构1阶振型图

图3 控制机构2阶振型图

图4 控制机构3阶振型图

图5 控制机构4阶振型图

图6 控制机构5阶振型图

图7 控制机构6阶振型图

4 控制机构强度分析

4.1 轴承载荷计算

利用齿轮受力分析计算各轴承座的受力值，其受力简图如图8所示，根据输出齿轮最大负载转矩40 N·m，轴承受力大小如表4所示。

图8 齿轮受力分析

表4轴承受力分析结果

N

分动器相连部分采用螺栓连接，分析时将圆柱约束作为边界条件。

4.2 静力学分析

由控制机构壳体应力云图(图9)可知：壳体最大应力区域主要集中在3个螺栓孔处及大齿轮与小齿轮在壳体轴承附近部位，最大应力为16.985 MPa。

图9 控制机构应力云图

同时壳体应力主要分布在凸起加强筋及其周边区域，故应对凸起加强筋进行适当调整，对减小壳体应力集中和减小壳体变形具有一定的帮助。

4.3 随机振动分析

对上述所得的模态分析结果进行随机振动分析，模拟汽车在C级路面上行驶。在ANSYS中输入C级路面的功率谱密度进行随机振动分析，分析计算得到1σ应力和1σ位移响应云图，分别如图10—图11所示。

由图10—图11可知：最大应力发生在壳体螺栓孔附近部位，控制机构整体结构等效应力分布较为均匀，且最大应力为82.76 MPa，远小于材料屈服强度，与静力学分析结果相一致，故需进一步对该机构的壳体进行减重优化。

图10 1σ应力响应

图11 1σ位移响应

5 壳体拓扑优化

5.1 壳体优化与改进

优化区域为机构的上下壳体。将计算出的轴承力作为壳体的载荷，考虑减小变形和减重优化，以材料体积减少和全局最大应力为约束，进行优化计算。根据文献[6]中的研究结论：在拓扑优化时，体积减少设置为40%～60%可以获得理想的结果，此处设置体积约束为体积减少60%，收敛公差为0.4%。其优化的密度云图如图12所示，去除材料密度云图如图13所示。

根据图12和图13所示的结果，在保证结构完整性的前提下对壳体作如下改进：(1)减小壳体内部配电线槽与齿轮之间挡板的厚度；(2)将上壳体整体减薄0.3 mm，将下壳体减薄1.2 mm；(3)对图13所示去除材料部分，在不改变结构特征前提下，减少其厚度；(4)在变形较大的部位，对凸起加强筋进行适当调整。

图12 密度云图

图13 去除材料的密度云图

5.2 优化前后对比分析

对优化后的模型进行静力学分析，其约束条件与优化前的相同。优化后的模型应力云图和变形云图分别如图14、图15所示。

图14 改进后壳体应力云图

图15 改进后壳体变形云图

由图14可得出：优化后壳体最大变形减小了，最大应力为14.176 MPa，最大应力较优化前减小了16.54%，壳体的质量较优化前较少11.61%。

6 结论

通过对汽车四驱分动器2×4驱切换控制机构进行随机振动和结构强度分析，得出如下结论：

(1)通过分析控制机构前6阶固有频率和振型，可知该机构固有频率较高，壳体振动变形明显，说明壳体设计不合理，故需对该机构进行结构优化。

(2)分析控制机构强度时，可知该机构最大应力集中在3个螺栓孔附近，最大应力远小于材料的屈服强度，说明该机构存在减重优化空间，故可对机构进行减重优化。

(3)通过该机构壳体进行拓扑优化，对壳体进行了改进。对改进后的壳体进行强度分析，得出优化后的壳体应力减小16.54%，同时变形也减小了，并且通过计算质量减轻11.61%。

参考文献:

[1]BOESSIO M L,MORSCH I B,AWRUCH A M.Fatigue Lifetime Estimation of Commercial Vehicles[J].Journal of Sound and Vibration,2006,291(1/2):169-191.

[2]陈黎卿,陈无畏,王钰明,等.智能四驱汽车分动器壳体有限元分析与模态试验[J].中国机械工程,2013,24(16):2168-2172.

CHEN L Q,CHEN W W,WANG Y M,et al.FEA and Mode Experiment of Intelligent 4WD Transfer Case Box[J].China Mechanical Engineering,2013,24(16):2168-2172.

[3]张庆,张斌,李洪彪,等.分动器箱体结构拓扑优化设计[J].机械传动,2016，40(6):115-118.

ZHANG Q，ZHANG B，LI H B，et al.Topology Optimization Design of Transfer Case Houseing[J].Journal of Mechanical Transmission,2016,40(6):115-118.

[4]黄民锋,王钰明,刘恒,等.基于Workbench的分动器壳体有限元分析[J].湖北汽车工业学院学报,2011,25(2):20-22.

HUANG M F，WANG Y M，LIU H，et al.Finite Element Analysis of Power Transfer Shell Based on Workbench[J].Journal of Hubei Automotive Industries Institute,2011,25(2):20-22.

[5]熊兴荣,王正浩,沈磊.擦窗机吊臂伸展机构模态和随机振动分析[J].建筑机械,2015(7):81-85.

XIONG X R,WANG Z H,SHEN L.Model and Random Vibration Analysis on Extension Boom Mechanism of BMU[J].Construction Machinery,2015(7):81-85.

[6]邓扬晨，陈华，马明亮,等.基于拓扑优化技术的飞机普通框设计方法研究[J].强度与环境，2005，32(2)：39-45.

DENG Y C,CHEN H,MA M L,et al.Studies of Aircraft Frame Design Based on Topology Optimization[J].Structure & Environment Engineering,2005,32(2)：39-45.