奥托汽车变速箱箱体有限元模态分析_李政
变速箱体静力和模态数值模拟及结构改进
1引言
旋耕机变速箱不仅是用于档位切换实现行走速度控制，同 时还是输出扭矩和提供拖动后面犁耙拉力的关键零件，其强度和 刚度对整机工作性能影响较大。如果变速箱强度不足，就会导致
图5等效应力云图 Fig.5 Equivalent Stress Cloud 总结其主要原因是:变速箱的工况不是静止载荷。它受到 的载荷主要有:螺栓预紧力载荷、发动机振动冲击载荷、拉力冲击 载荷等共同作用。在复杂多轴载荷瞬时冲击激励作用下,变速箱 会产生共振,当使用应力超过许用应力时，零件就会破裂失效，因
图4简化计算受力模型 Fig.4 Simplified Computational Force Model
4.3模拟计算结果分析
静力学分析得到Von Mises等效应力云图显示，如图5所示。 应力集中区域的最大等效应力为:107.6MPa,小于材料允许的最 大值220MPa。根据叭<[o■冋以判断箱体应该不会破裂,但是, 试制结果表明，上箱体发生破裂失效。通过模拟计算与实验结果 对比分析,仅有静力载荷作用下，箱体强度是足够的，但是箱体却 破裂了。
第7期
机械设计与制造
2021年7月
Machinery Design & Manufacture
187
变速箱体静力和模态数值模拟及结构改进
冯翠云 （桂林电子科技大学信息科技学院，广西桂林541004）
摘要:变速箱体破裂是变速箱失效的重要方式之一，基于ABAQUS有限元软件建立变速箱体结构力学分析模型,对其进 行静力、模态和冲击振动响应方面的数值模拟分析。模态分析和冲击振动响应分析可以确定箱体共振频率范围、最大应
基于有限元的汽车变速器二轴模态特性分析
基于有限元的汽车变速器二轴模态特性分析最近，汽车变速器作为汽车驱动系统的一个重要组件，它的工作特性对于汽车整体性能有很大的影响。
在设计汽车变速器时，解变速器的动力学特性特别重要。
有限元法是研究变速器动力学性能的重要方法，它可以有效地模拟整个变速器的动力学性能。
本文以一种常见的汽车变速器二轴模型为例，通过有限元法来分析它的模态特性。
在这里，使用有限元软件ANSYS来建立变速器的模型，实现了二轴变速器的模态仿真分析。
在本文中，首先给出了变速器的几何参数以及材料性质，然后就变速器的模态特性进行仿真分析，研究变速器的模态特性。
本文的研究基于有限元理论，使用ANSYS来建立有限元模型，实现对汽车变速器的模态仿真分析。
首先，为了实现变速器模态仿真分析，需要根据变速器的几何结构来求解结构的模态特性，同时考虑到受力原因，其中有些参数需要在模型中进行修正。
首先，根据变速器的几何结构，给定变速器各个部件的材料参数，并考虑一些其他参数，如接触状态、接触角等，此外，还需要根据汽车变速器的具体结构，给定各个部件的几何参数，比如操纵杆的位置、运动轨迹等等。
接下来，基于有限元技术，结合ANSYS软件，建立变速器二轴模型，进行模态仿真分析，以求解变速器二轴模型的模态特性。
首先，根据有限元理论，建立变速器模型，并计算各个部件的约束和振动特性；然后，采用ANSYS程序，构建完整的变速器模型，包括单元选择、材料定义、模态分析等，以便求解变速器的模态特性；最后，对变速器的模态特性进行分析，研究变速器的动力学特性，以便更好地设计和优化变速器。
通过本文的研究，可以发现，有限元法可以有效地模拟汽车变速器二轴模型的模态特性，并为汽车变速器的设计和优化提供有效的参考依据。
综上所述，有限元法是研究汽车变速器的重要工具，可以有效地模拟变速器的动力学特性，以便更好地设计和优化变速器。
本文通过建立变速器二轴模型，实现了变速器模态仿真分析，研究了变速器的模态特性，以便为汽车变速器的设计提供有效的参考依据。
汽车变速器箱体拓扑优化研究
图1结构应变能变化置的极限性。
载荷、约束条件及设计目标本文以一档100%即的工况进行分析，内部齿轮啮合力作用下的载荷作为工作载荷作用在箱体各轴承孔处。
利RoamxDesigner软件建立该变速器传动系模型，根据速比及载荷谱关系，可以得到各轴承孔承受的载荷和力矩。
在箱体与发动机连接的大端面螺栓孔位置施加零位移约不管是螺纹孔还是通孔，只要最终通过螺栓连接到发动机缸体上都可认为是零位移约束。
本文拓扑优化以柔度即刚度最大化）作为优化目标，以密度作为设计变量。
综合考虑多个影响因素，以质量分数、应力、轴承孔位移和模态等为外界约束条件。
拓扑优化结果成上述模型的建立和基本参数设置后，在中对箱体展开拓扑优化计算。
经过多次迭代运得到拓扑优化结果，如图1，2所示。
纵坐标表示的是拓扑优化的目标，即结构的应变纵坐标表示质量分数，两张图横坐标都为迭代次从以上结果大体上可以看出，应变能是逐渐减小的。
当优化前后箱体的各项性能指标进行对比，如表1由表1可以看出，拓扑优化前后左箱重量由降为5.0002kg，重量降低了14.9%，右箱重量由7.1039kg为6.2124kg，重量降低了12.5%；一档100%扭矩工况下，化前后左箱最大应力由84.889MPa降为72.631MPa了14.4%，右箱最大应力由86.332MPa变为90.121MPa升高了4.4%，左右箱最大应力均远小于材料的屈服强度，满足强度要求；一档100%扭矩工况下，箱体轴承孔径向最大位移由104m变为70m，轴向最大位移由77变为轴承孔位移值越小说明箱体刚度越好，优化前后箱体刚度均满足企业的刚度标准；优化前后箱体约束模基频由718.5Hz变为709.9Hz，自由模基频由999.2Hz 859.2Hz，优化前后箱体模态表现均满足企业的模态标准。
4结论本文以国内某公司汽车变速器优化问题的研究展开，对该问题做了一系列的探究，以箱体性能为前提，现轻量化目标。
本论文的优化方案不仅有强大的理论知识支持，而且也考虑到了实际工况，对变速器箱体展开了模图2质量分数变化项目原箱体拓扑后的箱体变化率说明左箱重量/kg 5.8745 5.000214.9%左箱重量减少了右箱重量/kg7.1039 6.212412.5%右箱重量减少了100%齿轮啮合力作用下的左箱强度/MPa84.88972.63114.4%均满足强度要求100%齿轮啮合力作用下的右箱强度/MPa86.33290.121 4.4%均满足强度要求轴承孔径向最大位移/m104（输入轴左轴承）70（输入轴左轴承）32.7%均满足刚度要求轴承孔轴向最大位移/m77（输入轴左轴承）105（中间轴左轴承）36.4%均满足刚度要求约束模态基频/Hz718.5709.9 1.2%均满足模态要求自由模态基频/Hz999.2859.214.0%均满足模态要求表1拓扑优化后性能对比。
齿轮箱箱体的有限元模态与试验模态分析
０前言
以上矩阵通常都是实对称的矩阵．其他阻尼通
齿轮箱作为一种传动机械。具有传动比固定、 过周期耗散相等原则转化为等效黏性阻尼。
传递功率大、结构紧凑的优点．是机械设备的重要 结构．其运转状况直接影响到整个系统的正常运
设零初始条件，并对式（１）进行拉氏变换，得
（ｓ猢们【ｃ】＋陋】）｛ｙ（ｓ）｝－矿（ｓ）｝
ｐｒａｃｔｉｃａｂｌｅ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｏｆ ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ｃａｎ ｂｅ ｕｓｅｄ ｔｏ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ｏｆ ｔｈｅ ｇｅａｒｂｏｘ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｇｅａｒｂｏｘ－ｂｏｘ；ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｏｄａｌｉｔｙ；ｔｅｓｔ ｍｏｄａｌｉｔｙ
—９３—
责任编辑：于秀文 收稿日期：２００９—１２－－０２
万方数据
齿轮箱箱体的有限元模态与试验模态分析
作者： 作者单位： 刊名：
英文刊名： 年，卷(期)： 被引用次数：
范江东， 潘宏侠， FAN Jiang-dong， PAN Hong-xia 中北大学机械工程与自动化学院,太原,030051
煤矿机械 COAL MINE MACHINERY 2010,31(5) 1次
通过对齿轮箱箱体的有限元模态分析．可以了
模态测试的原理是建立拥有输入和输出的测 试系统，测试时保证输入信号和输出信号的同时性。 对信号进行离散化处理。从而测箅出被测系统的脉 冲响应函数．为模态分析提供可靠的数据。
试验模态测试采用力锤敲击．在上下箱体上布 置若干测点．单点敲击获取其他点响应的测试方
解齿轮箱的振动特性．为齿轮箱的结构优化提供参 考依据。经过分析，可以尽量提高齿轮箱的总体刚 度，以达到提高齿轮箱固有频率、降低振动强度的 目的。用ＡＮＳＹＳ对齿轮箱进行模态分析．可以深入 了解齿轮箱的固有振动特性．据此，可以修改和优 化其结构，使齿轮箱具有较好的动态特性。ＡＮＳＹＳ
基于有限元的汽车变速器二轴模态特性分析
基于有限元的汽车变速器二轴模态特性分析最近，汽车变速器以其优异的性能受到了广泛的关注，在不断发展的汽车变速器中，二轴变速器已成为许多汽车设计者和研究人员最关注的焦点。
因此，对二轴变速器的模态特性分析变得越来越重要。
本文基于有限元技术，以《基于有限元的汽车变速器二轴模态特性分析》为标题，展开了汽车变速器二轴模态特性分析的相关研究。
首先，本文采用有限元法分析了二轴变速器的勺形容器腔体的模态特性，并据此建立了一个专有的模型。
在建立的模型中，变速器容器腔体的模型采用了具有更高实时性能的有限元分析，用于分析由容器腔体模型中的各个模态自由度的动力学特性。
在模型分析的基础上，接下来建立了一个数字仿真模型，用于计算变速器容器腔体的模态特性。
紧接着，本文进行了详细的动力学性能分析，计算出了变速器容器腔体的有效模态数，以及每个有效模态的对应的振幅和频率。
在此基础上，进一步进行了全面的模态响应分析，计算出了变速器容器腔体的模态响应谱，以及不同负载条件下模态响应和振动特性。
最后，本文研究了变速器容器腔体的模态特性，以及不同负载条件下模态特性的变化情况，从而得出结论：变速器容器腔体二轴模态特性随负载条件变化而变化，负载较大时，变速器容器腔体的模态特性更复杂，模态频率变化幅度较大。
总的来说，本文通过有限元的方法，研究了变速器二轴模态特性。
上述研究和结论均表明，通过有限元法，可以详细研究变速器二轴模态特性，可为汽车变速器的设计和分析提供有用的研究根据。
此外，本文的研究也可以作为后续研究的参考，为汽车变速器的设计提供更多研究结论。
本文详细研究并分析了基于有限元的汽车变速器二轴模态特性。
在本文的研究过程中，建立了数字仿真模型，分析了变速器容器腔体模态特性以及不同负载条件下的模态特性，从而得出以上研究结论。
今后，本文的研究结果可以为设计高效汽车变速器提供有用的参考信息。
综上所述，本文通过有限元法研究了汽车变速器二轴模态特性，研究结果对汽车变速器的设计有重要意义。
SF2D154汽车变速箱箱体有限元力学分析
SF2D154汽车变速箱箱体有限元力学分析徐卓伟;黄长征;郑建标【摘要】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.%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 WorkbenchV14.5, 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.【期刊名称】《韶关学院学报》【年(卷),期】2014(000)012【总页数】5页(P28-32)【关键词】变速箱箱体;有限元分析;静力分析;模态分析【作者】徐卓伟;黄长征;郑建标【作者单位】韶关学院物理与机电工程学院，广东韶关 512005;韶关学院物理与机电工程学院，广东韶关 512005;韶关飞翔自动变速箱有限公司，广东韶关512000【正文语种】中文【中图分类】TH123+.3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.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.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.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.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.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.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.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.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.【相关文献】［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．。
齿轮箱箱体高精度模态识别方法研究及结构优化设计
2023年第47卷第9期Journal of Mechanical Transmission齿轮箱箱体高精度模态识别方法研究及结构优化设计董怀玉何立东贾兴运侯启炀（北京化工大学化工安全教育部工程研究中心，北京100029）摘要考虑到齿轮箱箱体结构的复杂性，使用单点激励-多点响应模态识别技术对其前6阶模态进行识别，模态置信度即模态识别精度高。
以试验获得的齿轮箱箱体前6阶模态为指标，提出了兼顾计算精度和计算效率的模态有限元计算方法；使用拓扑优化方法对齿轮箱箱体结构进行优化设计，优化后齿轮箱箱体在不同固有频率处的变形均得到了减小。
研究为齿轮箱箱体结构优化设计提供了新思路。
关键词齿轮箱箱体模态分析结构优化设计Research on High Precision Modal Identification Method and StructuralOptimization Design of GearboxesDong Huaiyu He Lidong Jia Xingyun Hou Qiyang(Ministry of Chemical Safety Education Engineering Research Centre, Beijing University of Chemical Technology, Beijing 100029, China)Abstract Considering the complexity of the gearbox structure, the first six orders are identified by using the single-point excitation and multipoint response modal identification technology, and the modal confidence, namely, the modal identification accuracy is high. Based on the first six orders of the gearbox obtained from the test, a modal finite element calculation method considering both calculation accuracy and calculation efficiency is proposed. Subsequently, the topology optimization method is used to optimize the structure of the gearbox. Af⁃ter optimization, the deformation of the gearbox at different natural frequencies is reduced, which provides a new idea for the optimization design of the gearbox structure.Key words Gearbox Modal analysis Structural optimization design0 引言齿轮传动系统具有结构紧凑、传动比精确、传动转矩大等优势，在现代工业中广泛应用。
奥托汽车变速箱箱体有限元模态分析
孔的螺纹及其他小结构予以忽略或简化 ; (2) 假设下箱体与底部的换档轴盖刚性联接 ,在建
模时作为整体考虑 ; (3) 在实际中 ,为了便于加工而将上下箱体分开 ,
装配时用螺栓联接 ,在建模时 ,将上下箱体看作一个整 体。
COSMOSWorks 有限元分析软件作为 SolidWorks 三 维 CAD 软件的一个插件使用 ,当 COSMOSWorks 软件 安装完成后 ,COSMOSWorks 便可与 SolidWorks 软件无 缝集成 。在应用 SolidWorks 提供的三维实体造型功能 完成图 1 所示的变速器箱体的三维实体模型后 ,进入 COSMOSWorks 分析环境 ,通过指定分析类型 ,指定材 料以及定义边界约束条件 ,即可实施对变速箱箱体的 实体 模 型 进 行 网 格 划 分 , 生 成 有 限 元 模 型 。COS2 MOSWorks 中的自动网格器会根据全局要素大小 、公差 及局部网格控制规格来生成网格 。COSMOSWorks 在 估计模型的全局要素大小时会将它的体积 、表面积及 其它几何细节考虑在内 。生成的网格的大小 (节和要 素的数量) 取决于模型的几何结构和尺寸 、要素大小 、 网格公差 、网格控制及接触规格 。在设计分析的初期 , 近似结果足以满足需要 ,因此可以指定较大的要素大 小来提高解算速度 。要想进行更精确的解算 ,可能必 须使用较小的要素大小 。在 COSMOSWorks 中建立变 速器箱体有限元模型的主要步骤如下 :
78 机械传动 2008 年
在 COSMOSWorks 中求解模型的固有频率和振型有直 接法和快速有限元法 。直接法 , 就是求解载荷边界条 件和刚度矩阵形成的稀疏矩阵方程 , 采用的是分离变 量的传统的方程组求解方法 ,所得解精确 ,但是速度很 慢 ,而且要占用很多空间 。快速有限元法是一种新的 求解方法 ,求解快 , 收敛好 , 而且因为它采用的是比较 先进的语言 C + + 来编程 , 对机器内存空间的使用很 有效率 ,计算时需要的内存空间比较小 。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
C A M E O 楷模C A E 案例库w w w .c a m e o .o r g .c n 文章编号:1004-2539(2008)04-0076-03奥托汽车变速箱箱体有限元模态分析(西华大学后备军官学院, 四川成都 610039)李 政摘要 汽车变速箱是一个多自由度弹性振动系统,作用于该系统的各种激振力使变速箱产生复杂振动,其必然带来整车的振动和噪声,影响汽车乘坐舒适性。
本文以奥托汽车变速箱为研究对象,基于SolidWorks 建立奥托汽车变速箱的三维实体模型,并应用C OSMOSWorks 有限元分析软件建立变速箱箱体的有限元模型,完成了该汽车变速器箱体的模态分析,分析结果可为寻找变速箱箱体产生振动的敏感部位和箱体的结构设计提供依据。
关键词 变速箱 有限元 模态分析引言汽车噪声作为汽车乘坐舒适性的重要评价指标,在很大程度上反映出生产厂家的设计水平及工艺水平。
汽车的噪声源有多种,如发动机、变速器、驱动桥、传动轴、车厢、玻璃窗、轮胎、继电器、喇叭、音响等等[1]。
目前,对发动机、轮胎的降噪技术已经比较成熟,而且对此方面的研究也比较多。
但对于变速箱的降噪问题则一直未得到重视。
然而,随着发动机降噪技术的不断提高,变速箱的噪声会越来越明显,将会成为汽车噪声的重要因素[2]。
汽车变速箱是一个多自由度弹性振动系统,作用于这个系统的各种激振力就是使变速箱产生复杂振动的动力源[3]。
引起各种激振力的因素可概括为两类:一是发动机运转时,工作冲程燃烧爆发压力和活塞往复惯性力引起的简谐激振。
二是变速箱内传动齿轮副的啮合激励。
如果这些激振力的激振频率和变速箱箱体的某一阶固有频率相吻合或相近时,就会产生共振,并导致在箱体某些部位产生数值很大的共振动载荷,并发出强烈的噪声,影响乘坐的舒适性。
因此,变速箱的动态设计要求箱体具有一定的固有频率和振型,且应避开内部齿轮的啮合频率,这样才能保证变速箱总成具有良好的动态特性。
所以,对汽车变速箱箱体进行模态分析,确定变速箱的固有频率和振型,完善变速箱箱体结构设计,为变速箱的减振、降噪具有重要的工程意义。
模态分析为各产品的结构设计和性能评估提供了一个强有力的工具,其可靠的实验结果往往作为产品性能评估的有效标准,而围绕其结果开展的各种动态设计方法更使模态分析成为结构设计的重要基础。
特别是计算机技术和各种计算方法(如FEM)的发展,为模态分析的应用创造了更加广阔的环境。
以模态分析为基础的结构动态设计,是近年来振动工程界开展的最广泛的研究领域之一,其相关的研究报道也在逐渐增多[4-8]。
为此,以奥托微型汽车变速箱箱体为研究对象,应用SolidWorks 软件对箱体进行建模,在COS -MOSWorks 软件中建立了箱体有限元模型,通过对变速箱箱体进行模态分析,研究了箱体的固有频率及振型,从理论上分析了变速箱箱体产生振动的敏感部位。
1 变速箱箱体有限元模型奥托微型汽车变速箱包括4个前进档和1个倒档。
变速箱采用常啮合齿轮传动,通过同步器换档机构换档,可以使输入动力经过不同的齿轮对进行啮合得以传递,同时实现了不同的传动比。
通过对实物的测量和反求,在SolidWorks 软件中建立的变速箱箱体的三维CAD 模型如图1所示。
图1 变速箱箱体的三维CAD 模型为了使分析结果最大限度的接近实际情况,在实体建模过程中,对箱体所作的简化要尽量少,确保计算结果具有很高的精度,能较为真实地反映箱体的模态特性。
但是由于箱体上分布有各种加强筋、凸台、放油孔、圆角及各种螺栓联接孔等小结构,并且太小的特征结构在建立有限元模型时需要划分很小的单元格,从而增大数据处理量,可能造成无法分析。
因此,在建立箱体有限元模型时,不可能使模型的质量矩阵和刚度矩阵完全与实际一致,须依据等效原理对结构进行必要的简化。
考虑起主导作用的因素建立箱体的简化模型:(1)由于箱体模型是供进行模态分析使用,不需要了解箱体局部的特性和应力状况,因此对螺纹孔、放油76机械传动 2008年C A M E O 楷模C A E 案例库w w w .c a m e o .o r g .c n 孔的螺纹及其他小结构予以忽略或简化;(2)假设下箱体与底部的换档轴盖刚性联接,在建模时作为整体考虑;(3)在实际中,为了便于加工而将上下箱体分开,装配时用螺栓联接,在建模时,将上下箱体看作一个整体。
COSMOSWorks 有限元分析软件作为SolidWorks 三维CAD 软件的一个插件使用,当COSMOSWorks 软件安装完成后,COSMOSWorks 便可与SolidWorks 软件无缝集成。
在应用SolidWorks 提供的三维实体造型功能完成图1所示的变速器箱体的三维实体模型后,进入COSMOSWorks 分析环境,通过指定分析类型,指定材料以及定义边界约束条件,即可实施对变速箱箱体的实体模型进行网格划分,生成有限元模型。
COS -MOSWorks 中的自动网格器会根据全局要素大小、公差及局部网格控制规格来生成网格。
C OSMOSWorks 在估计模型的全局要素大小时会将它的体积、表面积及其它几何细节考虑在内。
生成的网格的大小(节和要素的数量)取决于模型的几何结构和尺寸、要素大小、网格公差、网格控制及接触规格。
在设计分析的初期,近似结果足以满足需要,因此可以指定较大的要素大小来提高解算速度。
要想进行更精确的解算,可能必须使用较小的要素大小。
在COSMOSW orks 中建立变速器箱体有限元模型的主要步骤如下:(1)创建频率研究 定义研究的属性,设置频率阶数为16。
(2)定义实体材料 镁合金AZ91D 的性能参数如表1。
表1 镁合金AZ91D 的性能参数属性名称弹性模量/(N/m 2)泊松比抗剪模量/(N/m 2)质量密度/(kg/m 3)张力强度/(N/m 2)压缩强度/(N/m 2)屈服强度/(N/m 2)数值 4.5e+0100.35 1.7e+01018102.3e+0086.5e+0081.5e+008(3)根据需要定义约束 FFE 和FFEPlus 解算器会自动检测刚性实体模式。
因此,它们不需要任何约束的应用程序,刚性实体模式不会计入所要求的模式数。
例如,如果要求无支撑模型实体的5个模式,FFE 和FFEPlus 会提取6个刚性实体模式和5个柔性模式。
另外,频率研究中不允许自由和接合之外的接触条件,为了能够反映变速器的实际工作状态,箱体的边界条件取箱体与车架相配合的面和连接孔为不可移动(即无平移)约束,从而求解箱体的模态。
(4)网格化模型 本箱体结构十分复杂,采用自由网格划分的方法,设定网格类型为四面体,要素大小为6.5m m,整个箱体共划分出113139个网格,210010个结点。
网格化以后的有限元模型如图2。
图2 变速箱箱体的有限元模型2 变速箱箱体有限元模型求解在动载荷R (t)作用下,节点位移X (t)随时间t 变化,箱体的有限元方程可表示为KX (t)=R(t)(1)R (t)=F(t )+P T (t)+P C (t)(2)式中,F (t)为外载激励,P T (t )为惯性力,P C (t)阻尼力,K 为总刚度矩阵,X (t)为节点位移,且有P T (t)=-M X ##(t)(3)P C (t)=-C X #(t)(4)由式(1)~式(4)得到箱体振动基本方程为M X ##(t)+C X #(t)+KX (t)=F(t )(5)式中,X ##(t)为加速度矢量,X #(t )为速度矢量,M 为质量矩阵,C 为阻尼矩阵。
对于无阻尼自由振动情况,式(5)中的阻尼项C X #(t)和外力项F (t)均为零,则式(5)可写为M X ##(t)+KX (t)=0(6)由于任何弹性体自由振动都可以分解为一系列简谐振动的叠加,因此设式(6)有如下简谐振动解X (t)=X 0sin X t (7)将式(7)代入式(6)得到(K -X 2M)X 0=0(8)若在自由振动时各节点的振幅X 0不为零,则系数行列式必为零,即det (K -X 2M )=0(9)结构的刚度矩阵K 和质量矩阵M 都是n 阶方阵,其中n 是节点自由度的数目,所以上式是关于X 2的n 次代数方程,求解上述方程组,便可得到系统的n 个固有频率X i (i =1,2,,,n ),再依次代入方程(8),即可得到各阶正则化的振型向量X 0i 。
因此,求解一个多自由系统的固有频率和振型的问题就归结为求方程组(9)的特征值和特征向量问题。
77第32卷 第4期 奥托汽车变速箱箱体有限元模态分析C A M E O 楷模C A E 案例库w w w .c a m e o .o r g .c n 在COSMOSWorks 中求解模型的固有频率和振型有直接法和快速有限元法。
直接法,就是求解载荷边界条件和刚度矩阵形成的稀疏矩阵方程,采用的是分离变量的传统的方程组求解方法,所得解精确,但是速度很慢,而且要占用很多空间。
快速有限元法是一种新的求解方法,求解快,收敛好,而且因为它采用的是比较先进的语言C++来编程,对机器内存空间的使用很有效率,计算时需要的内存空间比较小。
3 变速箱箱体模态分析结果选用COSMOSW orks 中的FFE Plus 解算器对模型进行解算,箱体模态分析结果如表2。
表2 固有频率值频率阶数12345678频率值/Hz 1851.82127.72249.82547.82582.92795.32857.62923.9频率阶数910111213141516频率值/Hz 3128.43265.93337.53443.53488.63579.33694.13753.4图3 变速箱箱体的前6阶振型从表2由以上结果表明,变速箱箱体的频率分布较紧密,这与变速箱复杂的外形结构是完全吻合的。
各阶振型图如3所示(限于篇幅,仅列出前6阶)。
分析前6阶振型图动画演示可知,一阶频率为沿X 轴(变速器轴向)的平移振动,换档轴盖处的振幅最大;二阶频率为沿Y 轴(竖直方向)的平移振动,换档轴盖处的振幅最大;三阶频率为沿Z 轴(水平方向)的平移振动,连接离合器壳体部分最下端振动最剧烈,四阶为绕X 轴的扭转振动,下箱体底部振幅最大;五阶为绕Y 轴的扭转振动,下箱体中部靠差速器一侧的侧壁振幅最大;六阶为绕Z 轴的扭转振动,上箱盖差速器部分正上方的两片加强筋振动最剧烈。
4 结论通过对奥托微型汽车变速箱的实测量和反求,在SolidWorks 软件中建立的变速箱的三维CAD 模型。
利用所建立的变速箱箱体实体模型,在COSMOSWorks 有限元软件中生成了箱体有限元模型,通过对变速箱箱体进行模态分析,研究了箱体的固有频率及振型。
通过对变速箱箱体的振型图和动态显示,能够直观地分析了箱体的动态特性和薄弱环节,找出变速箱箱体产生振动的敏感部位。