孟祥偉，陳富強，謝 磊

（安徽江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心，合肥 230601）

在多橋驅(qū)動的汽車上，發(fā)動機經(jīng)過變速器輸出的動力是無法直接同時分配給前、后驅(qū)動橋的，因此需要給車輛增加一個分配動力的分動器 （又稱取力器）。分動器的作用是把變速器傳遞過來的動力分配給前、后驅(qū)動系統(tǒng)。分動器一方面要承受有發(fā)動機經(jīng)變速箱傳遞過來的力矩，另一方面要承受由車輪和傳動軸傳遞過來的路面反作用力和力矩，是汽車的重要傳力件。因此分動器殼由于承受不同載荷的作用容易發(fā)生變形或開裂。因此分動器殼體應(yīng)有足夠的強度和剛度。

1 分動器模型的受力分析

1.1 分動器模型結(jié)構(gòu)簡介

該分動器為一級減速，輸入軸和輸出軸分別由兩個軸承支撐。分動器傳動簡圖如圖1所示。模型的材料特性如表1所示。

表1 材料特性

1.2整車行駛工況定義

1.2.1 工況一：智能四驅(qū)

整車在行駛過程中，在不需要駕駛員干預的工況下能夠自動判斷，并實時在兩驅(qū)和四驅(qū)兩種模式之間自動切換的一種行駛模式。

1.2.2 工況二：前輪打滑

1.2.3 工況三：全時四驅(qū)

整車四輪全部為驅(qū)動輪行駛的一種行駛模式。

1.3 軸承受力分析

軸承受力簡圖如圖2所示。

由圖2可得軸承B、D只受徑向力作用，軸承A、C受徑向力和軸向力共同作用，由公式F=2T/Dm2計算，推導得：

主動齒輪軸向力：

軸承C徑向力：

且軸承A軸向力等于Faz，軸承C軸向力等于Fac。

傳統(tǒng)氣象觀測由于相關(guān)業(yè)務(wù)人員對農(nóng)業(yè)知識了解不足而使得氣象觀測的內(nèi)容缺乏針對性。要實現(xiàn)地面氣象觀測工作在現(xiàn)代農(nóng)業(yè)中應(yīng)用效果的提高，就要加強同農(nóng)業(yè)部門的聯(lián)系。利用農(nóng)業(yè)部門的人才有時同相關(guān)氣象業(yè)務(wù)相結(jié)合，建立起一整套針對農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的氣象信息服務(wù)平臺。同時在進行觀測過程中要依據(jù)當前農(nóng)作物生長可能受到影響的氣象內(nèi)容進行有針對性的氣象觀測。氣象部門應(yīng)該同農(nóng)業(yè)部門加強溝通，了解農(nóng)業(yè)部門的實際需求，使得在進行地面氣象觀測過程中有的放矢，提高應(yīng)用效果，保障農(nóng)業(yè)生產(chǎn)。

式中：a=36 mm；b=30.75 mm；c=27 mm；d=73 mm。

1.3.1 工況一受力分析

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計算出該工況下F=1933Nm，代入公式（1）～（8），得出各軸承的受力如表2所示。

表2 軸承受力分析結(jié)果

1.3.2 工況二受力分析

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計算出該工況下F=1 296 Nm，代入公式（1）～（8），得出各軸承的受力如表3所示。

表3 軸承受力分析結(jié)果

1.3.3 工況三受力分析

根據(jù)整車相關(guān)參數(shù)，計算出該工況下F=1 017 Nm，代入公式（1）～（8），得出各軸承的受力如表4所示。

表4 軸承受力分析結(jié)果

2 分動器殼體有限元分析

2.1 模型網(wǎng)格劃分

采用solid95六面體網(wǎng)格對分動器殼體進行了網(wǎng)格劃分，共劃分165 140個節(jié)點和86 657個單元，網(wǎng)格圖如圖3所示。

2.2 有限元分析結(jié)果

按照分動器在整車中實際安裝情況，在分動器四個螺栓孔上加載了固定約束，一個定位銷限制其X、Y方向位移和轉(zhuǎn)動。根據(jù)齒輪和軸承相關(guān)裝配尺寸進行軸承受力分析的結(jié)果，在軸承位置加載相應(yīng)的軸承載荷（表2～表4）。有限元分析結(jié)果如圖4～圖6所示。

三種工況的分析結(jié)果對比如下表5所示。

表5 三種工況下的位移與應(yīng)力比較

由三種工況的分析結(jié)果可得出：三種工況下大部分殼體應(yīng)力在30～49 MPa之間，符合設(shè)計要求；但三種工況下的極限應(yīng)力安全系數(shù)均小于1，均不滿足強度要求。其中，在工況二下最大變形量達到2.16 mm，同時應(yīng)力值達到了 563.87 MPa，超過了材料的許可范圍。

通過對最大應(yīng)力發(fā)生處的檢查和三種行駛工況下的最大應(yīng)力發(fā)生處對比可以得出：最大應(yīng)力全部發(fā)生在輸入軸殼體附件的螺栓孔部位 （圖7所示），需要對該部位進行優(yōu)化設(shè)計。

3 分動器殼體優(yōu)化

根據(jù)以上分析結(jié)果，整車在工況二模式下分動器殼體安全系數(shù)較低。因此，以下將以工況二作為典型工況對分動器殼體進行模型改進，分別從以下四個方案進行優(yōu)化。

方案一：螺栓孔處加強筋厚度增2 mm。

方案二：連接螺栓孔深度增加2 mm，同時與方案一組合。

方案三：將連接螺栓公稱直徑增2 mm，連接螺栓由M10變更為M12，同時與方案一組合。

方案四：方案二與方案三組合。

優(yōu)化后有限元分析結(jié)果如圖8所示。

四種方案優(yōu)化分析結(jié)果如表6所示。

表6 四種優(yōu)化模型分析結(jié)果比較

由四種改進后的分析結(jié)果看，分動器殼體應(yīng)力基本仍在30～50 MPa之間，完全符合設(shè)計強度要求。方案四最大位移和最大應(yīng)力最小，安全系數(shù)也大于1，分動器殼體強度滿足要求。因此，從四種方案分析的情況來看，通過加大螺栓公稱直徑、增加螺栓孔深度和增加螺栓孔處加強筋的厚度等對分動器殼體加強帶來的效果最佳。

4 結(jié)論

本文對分動器在不同的整車行駛工況下受力情況進行了分析計算，并運用有限元分析的方法，對分動器殼體的強度進行了分析。在此基礎(chǔ)上提出了四種強度優(yōu)化方法，并對優(yōu)化結(jié)果分別進行了分析對比，最終得出了分動器強度優(yōu)化的最優(yōu)方案。

［1］ 楊伯源.材料力學（Ⅰ）［M］.北京：機械工業(yè)出版社.2001.

［2］ GB/T 1173－1995，鑄造鋁合金［S］.北京：中國標準出版社，1995.

［3］王海波，陳無畏，朱茂飛.基于CAE客車驅(qū)動橋殼強度和模態(tài)分析［J］.客車技術(shù)，2010，（5）：19－22.

［4］馬迅，盛勇生.車架剛度及模態(tài)的有限元分析及優(yōu)化［J］.客車技術(shù)與研究，2004，（8）：8－11.

［5］朱江森，郭艷茹，陳劍.某車門碰撞性能分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究［J］.汽車科技，2011，9（8）：16－19.