基于CAE 分析的新能源減速器殼體優化設計

文/袁 勃 孟慶振 梅少龍（安徽星瑞齒輪傳動有限公司）

減速器是新能源汽車動力總成的重要組成部分，通過電機輸入扭矩輸出至半軸驅動整車運行。而減速器殼體是減速器的重要組成部分，它將減速器中齒輪、軸等主要零部件組裝成一個整體。在整車運行過程中，殼體不僅需要吸收齒輪工作時產生的力和力矩，還要保證軸和齒輪具有相對準確的位置，這就要求殼體要有良好的強度、剛度等。

本文對安徽星瑞齒輪傳動有限公司一款新能源減速器殼體的初始設計進行CAE 分析，結果表明，殼體強度和剛度均不滿足企業標準。后結合殼體表面拉應力、壓應力分布及模態振型，通過優化圓角和合理布局殼體表面加強筋，進行殼體優化設計。經CAE 相同載荷工況分析，殼體最大應力下降了51.04%， 一階模態頻率提高了76.80%，殼體強度和模態頻率均滿足設計要求。

一、減速器殼體初始設計及CAE 分析

1.殼體初始設計

殼體采用ADC12 壓鑄鋁合金材料壓鑄制造。為了保證鑄件的質量，防止縮松、沙眼等鑄造缺陷，殼體采用4mm 均勻等厚設計。在軸承座及螺栓孔周圍采用加強筋強化，各螺栓孔、凸臺以及交界面均設置圓角過渡，減速器殼體初始設計見圖1。

圖1 減速器殼體初始設計

2.CAE 分析

采用有限元軟件進行前處理。首先進行殼體表面網格劃分，平均網格尺寸采用3mm。在螺栓孔處建立一層washer 面，washer 直徑為螺栓孔直徑的1.5～1.7 倍，washer 面劃分2 層網格，并保證網格流向一致。對殼體中大量圓角，應設置2 層及以上網格進行過渡圓角等局部小結構細化處理，小于1mm 的可使用1 層網格劃分或進行簡化處理。對表面網格質量檢查合格（Aspect Ratio≤5、Skew≤60°、20°≤Interior Angle≤120°）后，采用向內插值算法生成二階四面體網格。左右殼體連接螺栓采用RBE+Bar 單元進行簡化模擬，RBE 抓取螺栓周圍2 層單元，有限元模型基本信息見表1。

表1 有限元模型基本信息

將電機輸入扭矩根據速比轉換為減速器齒輪載荷，通過軸承內圈、軸承外圈，最終傳遞至殼體軸承座上，各軸承載荷可由齒輪系統設計分析軟件MASTA 導出。首先，在MASTA 中建立減速器的齒軸系統分析模型，將殼體剛度矩陣和質量矩陣縮聚至6 個軸承孔中心節點處，結合FEA 模型導入MASTA 后進行系統變形分析，導出各軸承孔受力[1]。其次，將殼體與軸承接觸面以RBE 單元耦合至軸承孔中心節點，將MASTA 導出的軸承載荷分別施加在對應軸承孔中心節點上，約束電機殼體和減速器殼體連接螺栓123456 自由度（見圖2），提交求解器進行求解計算。

圖2 殼體CAE 分析模型

經CAE 分析，殼體最大應力216.75MPa，遠大于材料屈服強度，殼體強度不滿足要求；最大應力位于差速器前軸承孔加強筋處，圖3(a)殼體強度分析結果的右側殼體中，著色區域應力均超過材料屈服強度，不滿足設計要求。進一步進行殼體模態分析，一階模態頻率僅為479Hz，二階模態頻率為766Hz，也不滿足設計要求。

二、殼體優化及改進設計

根據殼體強度仿真結果，查看殼體拉應力和壓應力分布情況。對拉應力區域，應根據受力方向進行加強筋改進設計和殼體圓角優化改進；而對壓應力區域，可進行局部設計參數優化、減小壁厚、增大圓角等處置措施。殼體拉應力、壓應力分布區域見圖3(a)。在進行加強筋改進時，加強筋還應參考殼體一階模態振型，加強筋走向應與殼體振動方向垂直，殼體第一、第二階模態振型見圖3(b)殼體模態分析結果。

圖3 殼體FEA 分析結果

1.加強筋改進設計

殼體強度和剛度主要采用布置加強筋進行強化，主要采用以下措施：加強筋厚度采用4～5mm，高度應介于殼體厚度的1～5 倍，并兼顧整車配合尺寸，加強筋的走向應與壓鑄時金屬熔液流動方向和拔模方向一致；在電機結合面、軸承端面應設置圓形環抱筋，避免因較大薄壁面存在，而產生局部模態；在軸承孔周圍，加強筋應以軸承孔為圓心向外進行輻射分布；加強筋與螺栓進行連接時，加強筋中面應與兩連接位置連線重合；在相交面部位，應以三角形斜筋進行強化設計[2]。

2. 殼體圓角設計

為了兼顧壓鑄成型時鋁合金分布、避免殼體交界面、尖角、臺階、過渡處應力集中，殼體一般位置倒圓角半徑為2～4mm；在軸承孔處，在T 型交叉面處應增大圓角半徑，但當圓角半徑≥5mm 時，應先在該部位加三角型斜筋，后進行倒圓角，優化后殼體模型見圖4。

圖4 優化后殼體模型

三、優化后CAE 仿真結果

對優化后殼體加載初始設計相同的載荷工況和約束條件，進行強度分析，殼體最大應力為106.11MPa，下降了51.04%，小于材料屈服強度，滿足設計要求。最大應力位置位于差速器連接筋處，檢查改進后殼體拉應力與壓應力分布，拉應力基本都處于加強筋上，加強筋布局有效，見圖5(a)殼體強度分析結果。

對優化后殼體進行模態分析，一階模態頻率為847Hz，提高了76.8%；二階模態頻率也提高至934Hz，較改進前提高了21.9%，見表2。查看模態振型，1500Hz 內均無局部模態[2]，殼體模態滿足要求，見圖5(b)殼體模態分析結果。

表2 改進前后模態分析結果對比

圖5 優化后殼體FEA 分析結果

四、結語

本文通過殼體拉應力壓應力與分析、結合模態振型，通過合理布局殼體表面加強筋、優化圓角等措施，優化后殼體最大應力下降51.04%、一階模態頻率提高76.8%，達到設計要求。

殼體加強筋、圓角的排布與應用，在殼體系列化開發中避免了殼體拓撲優化，可直接根據設計經驗結合相似產品對殼體進行快速強化，大大縮短了開發周期，提升了優化效率。