興旺寶五金網(wǎng)整理：變速箱殼體是變速器結(jié)構(gòu)中的重要組成部件，起到支撐、保護齒輪傳動機構(gòu)的作用。殼體性能好壞直接影響整個變速箱結(jié)構(gòu)的性能，間接地影響整車的使用性能。殼體強度不夠會造成局部出現(xiàn)裂紋甚至殼體損壞；殼體剛度不足會影響齒輪傳動平穩(wěn)性、性，從而降低整個變速箱的動態(tài)性能和使用壽命。殼體的動態(tài)性能會直接影響整個變速箱的振動和噪音，從而影響駕乘人員的舒適性。隨著變速箱新技術(shù)的應(yīng)用以及整個社會環(huán)保意識的與日俱增，變速箱向尺寸小、質(zhì)量輕的方向發(fā)展。這就對殼體的性能提出了更高的要求，以保證變速器使用性能更佳。

采用有限元方法對變速箱殼體的剛強度、動態(tài)性能分析已經(jīng)成為國內(nèi)外變速器研究機構(gòu)和生產(chǎn)廠家的主要手段。劉宏昭[1]的“軌道車變速箱殼體強度研究”、北京理工大學(xué)胡紀濱[2]的“液壓機械變速器有限元分析與改進”、東北大學(xué)孫德志[3]“金屬帶式無級變速器殼體的強度和剛度分析”都是采用該基本原理進行分析計算。本文以某輕卡變速器殼體作為研究對象，詳細分析了殼體受力情況和約束邊界，并利用專業(yè)軟件提取殼體的受力數(shù)值，從而提高分析時邊界條件施加的合理性和準(zhǔn)確性；此外，對該殼體進行動態(tài)分析，提取殼體結(jié)構(gòu)的固有頻率與振型，為后續(xù)研究殼體結(jié)構(gòu)的頻率響應(yīng)分析做準(zhǔn)備。

1變速器殼體靜態(tài)性能分析
　　
1.1建模

變速箱殼體表面特征多而復(fù)雜，不易直接在CAE軟件中建模。本文以某型號輕卡殼體為研究對象，利用三維軟件建立殼體數(shù)模，采用專業(yè)、HYPERMESH進行殼體模型的幾何清理。由于殼體結(jié)構(gòu)表面的復(fù)雜性，采用四面體單元進行網(wǎng)格劃分，同時為了降低四面單元剛化作用：首先在殼體表面布置高階二維單元，再根據(jù)已經(jīng)生成的二維單元生成三維單元，完成后的有限元模型如圖1所示,共生成1044358個10節(jié)點四面體單元。
1.2材料與屬性

變速箱殼體的材料采用鋁合金，具體參數(shù)見表1：
1.3殼體受力分析

變速箱在運行過程中，工作齒輪嚙合產(chǎn)生的作用力通過軸承作用在變速箱殼體軸承孔上。本文利用專業(yè)傳動系統(tǒng)軟件建立整個變速器傳動機構(gòu)模型；借助CAE軟件提取殼體的剛度矩陣，導(dǎo)入傳動系統(tǒng)軟件中，并在軸承處將殼體與傳動機構(gòu)相連接。按照變速箱靜扭強度國標(biāo)要求[5]，zui危險工況為1檔轉(zhuǎn)速下的3倍扭矩，本文對該工況下變速箱結(jié)構(gòu)的強度、剛度進行校核，zui后提取各軸承處的作用反力，如表2所示。
軸承徑向力是沿著軸承孔徑向分布，具體分布情況如圖3所示，計算公式如下[4]：式中，w為軸承座孔單位線載荷；F為軸承座孔支反力；m為軸承座沿軸線方向的關(guān)鍵節(jié)點數(shù)量；P0為受力zui大單元所承受的zui大載荷；Z為軸承座沿圓周線方向上的關(guān)鍵節(jié)點總數(shù)；k為常數(shù)；δn為彈性變形。徑向載荷按照圖2所以示規(guī)律施加在軸承孔上，軸向載荷均布施加在相應(yīng)殼體承載部位上，彎矩施加在軸承孔中心點上。1.4約束和連接處理

位移邊界條件用來描述模型實際支撐條件的約束。變速箱結(jié)構(gòu)主要依靠離合器殼體與發(fā)動機進行連接來保持支撐，在后殼體上有輔助支撐，約束施加如圖3中黃色三角形部分所示。離合器殼體、主殼體、后殼體、操縱器殼體、取力器殼體等結(jié)構(gòu)之間裝配是通過螺栓連接，在分析中采用建立剛性連接的方式模擬螺栓連接。
1.5求解計算

根據(jù)RADIOSS計算結(jié)果可知：離合器殼體上zui大變形為0.22mm，位于與中間軸前軸承相連接的殼體軸承孔處（6號軸承）；主殼體上zui大變形為0.19mm，出現(xiàn)在輸出軸與主殼體相連接的軸承孔處（4號軸承）；后殼體上zui大變形為0.14mm，出現(xiàn)在與主殼體聯(lián)接端面螺紋孔處。各殼體變形云圖如圖5所示：離合器殼體上zui大應(yīng)力為188.3MPa，位于中間軸軸承孔加強筋板上；主殼體上zui大應(yīng)力為199.5MPa，位于輸出軸后軸承孔加強筋板處；后殼體上zui大應(yīng)力為166.5MPa，出現(xiàn)在殼體邊緣處；由于計算時是采用3倍靜扭加載，且上述殼體的zui大應(yīng)力均小于材料許用應(yīng)力330MPa，故可判定殼體結(jié)構(gòu)安全。殼體各應(yīng)力云圖如圖6所示。　2變速器殼體動態(tài)性能分析
　　
2.1殼體結(jié)構(gòu)振動基本方程

根據(jù)彈性力學(xué)相關(guān)理論，殼體結(jié)構(gòu)運動微分方程為[6]：式中：[M]、[K]、[C]分別為質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；、{x}、、{F（t）}分別為加速度、位移、速度和激勵向量。結(jié)構(gòu)的固有頻率與振型是結(jié)構(gòu)本身固有屬性，與外界載荷無關(guān)；且結(jié)構(gòu)阻尼系數(shù)對其影響較小。無阻尼自由振動微分方程為：式6對應(yīng)的特征方程為：式中ω為系統(tǒng)的固有頻率。

2.2殼體固有頻率及振型求解

變速箱在工作時會產(chǎn)生振動，振動產(chǎn)生噪音。根據(jù)整車廠對變速箱總成噪音的實驗要求，對該型號變速箱總成結(jié)構(gòu)進行噪音實驗：在離變速箱距離1000mm處，從四個方向測量輸入轉(zhuǎn)速1800r/min時變速箱在各檔位的噪音情況，統(tǒng)計數(shù)據(jù)如表3所示：
從表2可知，輸入轉(zhuǎn)速1800r/min時不同檔位上變速箱總成的噪音值比較接近，相差zui大1.97db,我們可以推測殼體固有頻率與在該轉(zhuǎn)速下各檔位齒輪嚙合頻率不重合或不相近，故可知未明顯產(chǎn)生共振現(xiàn)象。下面我們分別計算該轉(zhuǎn)速下各檔位齒輪嚙合頻率和殼體的固有頻率，以驗證上述推斷。

當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1800r/min時，根據(jù)各檔位的傳動比以及齒輪參數(shù)可以計算出每檔位齒輪嚙合頻率，如表4所示：
利用RADIOSS求解出變速器殼體*階固有頻率及振型如表5所示。
根據(jù)表5中殼體*階固有頻率值可知：殼體*階固有頻率基本遠離1800r/min時各檔位齒輪的嚙合頻率，只有1階固有頻率與常嚙齒嚙合頻率、4階固有頻率與5檔齒嚙合頻率較近，但zui小也相差60HZ，該問題需要進行殼體結(jié)構(gòu)頻率響應(yīng)分析進行進一步驗證。

同時從表5中可以得出變速器殼體不同固有頻率下的振型情況比較復(fù)雜：不僅有橫向、上下擺動，還有彎曲、扭轉(zhuǎn)變形；同時上述變形不是單獨存在而是交錯共存。該現(xiàn)象反應(yīng)了變速器殼體動力性能的復(fù)雜性。

3結(jié)論
　　
本文在前人研究基礎(chǔ)上，對某新型號輕卡變速器殼體進行了動靜態(tài)性能分析，得出以下幾點結(jié)論：

（1）進行殼體動靜態(tài)性能分析時，要充分考慮離合器殼體、主殼體、后殼體之間的連接關(guān)系；本文采用Rigid模擬螺栓連接，忽略了螺栓預(yù)緊力，后續(xù)需進一步研究。

（2）進行殼體的靜扭強度分析時，要充分考慮軸承力在殼體上的實際分布情況。

（3）對模態(tài)分析結(jié)果和變速箱總成噪音實驗數(shù)據(jù)進行理論比較，一定程度上用實驗驗證模態(tài)結(jié)果分析的正確性，為今后的模態(tài)分析提供一定的指導(dǎo)意義。

（4）HyperMesh軟件提供了方便、快捷幾何清理功能，同時對網(wǎng)格劃分有著其他CAE軟件無法媲美的；同時RADIOSS對于結(jié)構(gòu)動靜態(tài)性能求解提供了豐富算法，以便工程師更加地處理實際工程問題。