达索系统SIMULIA获奖论文 | 基于Abaqus的手动挡换挡机构可靠性仿真

本文主要阐述利用Abaqus对手动挡车辆的换挡机构进行结构仿真，包括模态、刚度、强度分析，并结合Optistruct对换挡底座进行拓扑优化，Abaqus进行最终方案的强度校核，体现了Abaqus在换挡机构开发过程中的重要作用。

手动挡，也称手动变速器，英文全称为Manual transmission，简称MT，即用手拨动换挡操纵总成才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。家用轿车主要采用软轴连接的换挡机构，通过换挡机构上拉锁销位置的变化，推动拉锁钢丝内芯改变拉锁的长度分配，拉动或者推动变速箱摆臂实现换挡^[1]。

以往换挡机构概念设计初期，其布置及结构设计主要依据设计者的经验确定，得到的往往是可行设计而非全局最优设计，需经多轮优化才能满足设计要求，导致设计周期长，费用高，效率低^[2]。随着行业内对换挡机构的研究日趋成熟，车企对产品的开发周期以及轻量化提出更高的要求，因此应用仿真手段对项目开发进行分析和优化，无疑是一件非常有意义的事情。

本文以某手动挡车型软轴连接换挡机构为例，应用Abaqus及Optistruct对换挡机构进行强度分析及拓扑优化，在达到轻量化和降本目标的同时，也保证换挡机构各部件的功能实现和良好可靠性。

图1. 换挡机构主要组成部件

手动挡车型操纵机构主要组成部件如图1所示，其主要由手柄球组件、换挡销、换位销、拉索固定点、换挡摇臂、选挡摇臂、换挡杆组件、换挡杆、提环或按钮、上提机构、限位块及限位墙等构成。

目前行业内，换挡机构的结构仿真分析软件主要为达索系统公司的Abaqus。换挡机构应具有足够的刚度和强度，且连接间隙要小，否则将影响换挡手感^[3]。因此，项目开发过程中，需通过仿真分析手段对换挡机构的结构模态、刚度、强度等方面进行评估和优化。

有限元模型（FE模型）包括：手柄杆、球头盖板、换挡底座、转动外球头、转动内球、球头衬套、选择臂、选挡拉锁销轴、转轴、选挡球轴、弹簧、选挡球头衬套、换挡球头衬套、T型钢套、橡胶垫片以及手柄球组件等，如图2所示。

图2. 换挡机构部件名称及重量信息

FE模型的网格以二阶四面体网格为主，单元类型选择C3D10M；结构简单、规则的部件，建议采用六面体网格，单元类型选择C3D8I。所有相邻部件之间定义接触关系，即Contact Surface接触对，螺纹连接处接触类型为Tied，其余接触类型均为Small Sliding。接触对间的摩擦系数一般采用0.15，油脂润滑的接触区摩擦系数0.05^[5]。

图3. 有限元模型

在进行建模之前，首先通过观察模型的结构和载荷方向来确定关注区域，并对关注的区域进局部网格细化处理，整体网格大小控制在2mm-3mm，细化区域可细化至1mm，以能够保证分析精度和求解效率为宜。

拓扑优化模型将螺栓安装孔及球头衬套处设为非设计区，其余区域设为可设计区，进行材料的分布计算，约束螺栓孔，在球心处施加刚度转化而得的强迫位移，如图4所示。

图4. 拓扑优化模型

换挡机构结构分析时，需输入各部件的材料参数，见表1。

图5为不同温度下，换挡底座材料PA66+GF30性能测试数据-湿态。

图5. 不同温度下PA66+GF30性能测试数据-湿态

约束换挡底座螺栓孔1-6自由度，即全约束螺栓孔。确认计算坐标系为整车坐标系，将换挡机构施力中心通过Rbe2（Coup-KIN）与操纵杆连接，作用力大小及方向由换挡机构DV试验工况获得。

表2为换挡机构结构分析的工况、载荷及评价标准。

其中K1、K2、K3、K4为设计刚度值。

为避免换挡机构工作过程中共振，工程上要求机构第一阶约束模态大于支座最大激励频率的1.4倍。车辆的激励频率最大不超过50Hz，因此模态参考标准为1.4*50=70Hz。

换挡机构第一阶模态振形如图6所示，频率为90.1Hz，大于70Hz。

图6. 一阶约束模态结果

换挡机构刚度仿真结果与试验结果吻合较好[4]，且当前方案的刚度仿真值和测试值均能够满足设计要求。随着温度的升高，材料的弹性模量降低，系统的刚度也随之降低，随温度升高系统的刚度呈现出下降的趋势。

（a）刚度仿真结果和测试结果以及评价标准对比

（b）刚度测试结果

图7. 系统刚度结果

换挡机构在结构强度评价时，采用最大Mises应力进行评价，要求部件工作过程中的最大Mises应力不能超过材料的屈服强度，才能保证足系统或部件有足够的工作可靠性和稳定性。

图8. 换挡方向工况底座应力结果

图8为换挡方向静强度工况下，换挡底座的Mises应力分布图。换挡底座的最大Mises应力为67MPa，小于材料的屈服强度90MPa，满足设计要求。

图9. 换位方向工况底座应力结果

图9为换位方向静强度工况下，换挡底座的Mises应力分布图。换挡底座的最大Mises应力为61MPa，小于材料的屈服强度90MPa，满足设计要求。

利用拓扑优化技术可以在换挡底座满足设计要求的前提下找到力的最优传递路径，从而确定最佳的材料布局方案，为底座设计提供参考依据。

图10. 结构拓扑优化结果

图10所示为换挡底座的拓扑优化结果。根据拓扑结果制作换挡底座的优化方案，相比原方案减重约100g，即减重可达15%，实现产品轻量化，如图11所示。

图11. 依据拓扑结果制作的优化模型

优化方案经过Abaqus校核计算，其结构强度满足设计要求，方案可行。

图12. 优化模型强度验证

（a）利用Abaqus对换挡机构开展仿真分析，刚度仿真结果与试验结果吻合较好，验证了FE模型计算的准确性，从而用FE模型对换挡机构设计方案的模态、强度进行分析，在项目开发缩短周期、降低成本以及提高效率等方面发挥重要作用。

（b）换挡机构的刚度随着温度的升高，呈现下降的趋势，因此在换挡机构设计过程中，应当关注材料的耐高温性能，选择合适的材料。

（c）Abaqus结合Optistruct进行结构拓扑优化，可以在项目开发早期对设计方案进行分析和优化，指导设计方案拥有更好的刚度特性、轻量化以及结构可靠性。

（d）本案例中换挡机构设计方案已经顺利完成道路试验验证，验证了仿真手段在换挡机构开发过程中发挥的重要作用。

[1] 陈颖宇、李强等. 基于尺寸链和运动学分析的手动变速器换挡机构结构改进研究. 武汉理工大学学报[J]，2015，(8)

[2] 冯立. 桑塔纳轿车变速器换挡机构分析改进.汽车技术[J]，2008

[3] 韩志刚. 变速箱换挡机构试验方法研究及试验台设. 工程与试验[J]，2014

[4] 陈习江. 浅析一种新型分动器换挡机构的设计. 合肥工业大学学报[J]，2009

[5] 庄茁等译.Abaqus/Standard有限元软件入门指南.北京: 清华大学出版社[M]，1998

来源：达索系统