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申请/专利权人：中国第一汽车股份有限公司

摘要：本发明公开了一种提升变速器壳体极限承载能力预报精度的方法，属于汽车技术领域，该方法通过在变速器壳体装配有限元模型中定义零部件之间的接触关系，变速器壳体本体材料的实际非线性力学性能，变速器壳体与轴承之间的径向过盈量，变速器壳体与齿轮轴总成、差速器总成之间的轴向过盈量等，真实地再现了变速器壳体受力状态，获得了与实际更加一致的塑性应变分布，其为变速器壳体极限承载能力高精度预报提供了高精度塑性应变计算数据；采用随炉试棒材料延伸率确定的变速器壳体极限承载扭矩与变速器总成台架静扭试验所获得的实际扭矩更加吻合，精度更高；有效提升了计算收敛性，大大缩短了计算时间；同时能有效提升变速器壳体极限承载扭矩计算精度。

主权项：1.一种提升变速器壳体极限承载能力预报精度的方法，其特征在于，具体包括如下步骤：S1、建立变速器壳体装配有限元模型：分别对变速器壳体、齿轮轴、齿轮、轴承、差速器、螺栓、轴承垫片进行网格划分，然后通过定义相接触部件之间为接触关系将它们装配在一起；S2、定义有限元模型材料：定义各零部件有限元模型材料的弹性模量E、泊松比μ；S3、定义有限元模型中所有零部件的初始温度为室温；S4、施加有限元模型边界条件：模型边界条件包括两类，一是固定变速器壳体端部螺栓孔，以模拟发动机对变速器的支撑作用；二是在变速器所有齿轮与齿轮两侧轴承之间借助RBE3单元施加齿轮轴的旋转自由度约束，以中断扭矩从各齿轮轴传递到变速器壳体轴承座的路径；S5、施加载荷1：载荷1为螺栓预紧力，其由螺栓预紧力与螺栓拧紧力矩之间的关系式得到，然后施加到螺栓上；S6、施加载荷2：载荷2为变速器壳体轴承座与轴承之间的径向过盈量δR，δR由两部分组成，一是室温25℃时为保证轴承径向预紧而确定的平均径向过盈量δR1，二是低温-30℃时由温度变化引起的过盈量δR2；δR2，根据公式2-4计算得到；δR2＝ΔLR2a-ΔLR2b2ΔLR2a＝ΔT·LR2a·αa3ΔLR2b＝ΔT·LR2b·αR2b4式中，δR2是由温度变化引起的变速器壳体轴承座与轴承之间的径向过盈量，ΔLR2a是由温度变化引起的变速器壳体轴承座的径向变形量，ΔLR2b是由温度变化引起的轴承的径向变形量，LR2a是变速器壳体轴承座的直径，LR2b是轴承直径，αa是变速器壳体材料的热膨胀系数，αR2b是轴承材料的热膨胀系数，ΔT为温差；S7、施加载荷3：载荷3为变速器壳体轴承座与轴承垫片之间的轴向过盈量δL，δL由两部分组成，一是室温25℃时为保证轴承轴向预紧而选择轴承垫片所确定的平均过盈量δL1，二是低温-30℃时由温度变化引起的过盈量δL2；δL2根据公式5-8计算得到；δL2＝ΔLa-ΔLb-ΔLc5ΔLa＝ΔT·La·αa6ΔLb＝ΔT·Lb·αb7ΔLc＝ΔT·Lc·αc8式中，δL2是由温度变化引起的变速器壳体轴承座与轴承垫片之间的轴向过盈量，ΔLa是由温度变化引起的变速器壳体两端轴承座之间的轴向变形量，ΔLb是由温度变化引起的齿轮轴总成或差速器总成的轴向变形量，ΔLc是由温度变化引起的轴承垫片的轴向变形量，La是变速器壳体两端轴承座之间的轴向距离，Lb是为齿轮轴总成或差速器总成的轴向长度，Lc是轴承垫片的轴向厚度，αa是变速器壳体材料的热膨胀系数，αb是齿轮轴或差速器壳体材料的热膨胀系数，αc是轴承垫片材料的热膨胀系数，ΔT为温差；S8、施加载荷4：载荷4为齿轮啮合力，其根据发动机最大输出扭矩Me、齿轮速比以及齿轮载荷计算公式得到，然后施加到相应齿轮的啮合节点上；各齿轮啮合力可分解为圆周力、径向力和轴向力，其采用公式9进行计算，借助局部圆柱坐标系将齿轮啮合力作用到有限元模型中，坐标系的Z轴沿齿轮轴轴线方向，R沿齿轮轴的径向，t由Z、R根据右手准则确定； 式中，Ft、Fr、Fa分别为齿轮的圆周力、径向力和轴向力，M为齿轮传递的扭矩，d为齿轮节圆直径，an为齿轮法向压力角，β为齿轮节圆处螺旋角；S9、定义计算工况；第一计算工况：考虑几何非线性定义第一计算工况，其包括步骤S4中的边界条件、步骤S5中的载荷1、步骤S6中的载荷2和步骤S7中载荷3；第二计算工况：考虑几何非线性定义第二计算工况，其包括步骤S8中的载荷4；S10、进行变速器壳体线弹性有限元分析：按步骤S9中定义的第一计算工况-第二计算工况的顺序，应用abaqus软件依次计算变速器壳体应力；S11、计算变速器壳体静安全系数：考虑结构应力大小、应力状态以及材料强度进行变速器壳体静安全系数计算，根据静安全系数大小确定多个变速器壳体强度薄弱位置；S12、定义有限元模型的塑性属性：在步骤S2基础上，根据公式10-13将零部件材料的名义应力应变转化为真实应力和塑性应变，并赋给相应的零部件有限元模型；零部件材料的名义应力应变是由试棒拉伸试验得到的，所需试棒直接取自零部件；σ＝σnom1+εnom10ε＝ln1+εnom11εpl＝ε-εel12 式中，σ为真实应力，ε为真实应变，σnom为名义应力，εnom为名义应变，εpl为塑性应变，εel为弹性应变。S13、在步骤S8基础上，将发动机最大输出扭矩Me乘以倍数x，重新计算齿轮啮合力，施加到相应齿轮啮合点上；S14、进行变速器壳体的弹塑性有限元分析：按步骤S9中定义的第一计算工况-第二计算工况的顺序，在abaqus软件中通过控制时间增量，逐级施加齿轮啮合力，计算并输出变速器壳体塑性应变计算结果；S15、绘制步骤S11中变速器壳体多个强度薄弱位置塑性应变随时间的变化历程曲线，如果所有曲线中的最大塑性应变均小于步骤S12中从变速器壳体上取样试棒的材料延伸率，则需要进一步增大发动机最大输出扭矩Me的倍数x，重复步骤S14-S15，直至至少有2个强度薄弱位置的塑性应变大于从变速器壳体上取样试棒的材料延伸率时停止，此时获得的变速器壳体弹塑性有限元分析结果精度高；S16、在变速器壳体强度薄弱位置塑性应变随时间变化历程曲线基础上，将时间乘以扭矩x·Me获得变速器壳体强度薄弱位置塑性应变随扭矩x·Me的变化历程曲线，曲线条数与强度薄弱位置个数相同；当塑性应变取值材料延伸率时，即可确定不同曲线上的不同扭矩，其中最小的扭矩即为变速器壳体极限承载扭矩，当该值不低于所要求的目标极限承载扭矩时，表明变速器壳体极限承载能力满足要求，否则不满足要求，需要加强壳体。

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