汽車變速器齒輪壓裝機機身優化設計

Optimum design on the gear press frame of automobile transmission

劉松凱，尹　健，白洪飛

（中國科學院沈陽自動化研究所，沈陽 110016）

LIU Song-kai,　YIN Jian,　BAI Hong-fei

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汽車變速器齒輪壓裝機機身優化設計

Optimum design on the gear press frame of automobile transmission

劉松凱，尹健，白洪飛

（中國科學院沈陽自動化研究所，沈陽 110016）

LIU Song-kai,YIN Jian,BAI Hong-fei

摘要：為了加強汽車變速器齒輪壓裝機一系列設備的機身設計的合理性，基于ANSYS有限元分析，在滿足齒輪裝配精度的前提下，對幾種常用的齒輪壓裝機機身進行建模分析，得到機身相關設計參數，并研究分析了齒輪壓裝力和機身尺寸的內在聯系，擬合出兩者的關系曲線，為汽車變速器齒輪壓裝機的規范設計提供科學準確的理論依據。

關鍵詞：合理性；齒輪壓裝機；裝配精度；壓裝力；關系曲線

0　引言

變速器是汽車傳動系統最重要的組成部分，齒輪作為變速器內部主要元件，其裝配的精度直接關系到變速器的性能與壽命。齒輪與主軸的裝配主要在壓裝機上完成，因而壓裝機的設計制造精度尤為重要。目前國內學者對于壓裝裝配的研究主要有單壓裝機的機身有限元分析研究[1,2]，關鍵零件壓裝質量控制與工藝的研究[3～5]等。由于壓裝機屬于非標設備，不同的壓裝對象，壓裝機的各設計參數也不同，因此沒有相關的設計規范。壓裝機系列性的理論研究也很少，如不同壓裝力的壓裝機機身的設計多依據設計者的經驗而定，沒有相應的理論支持。本文以系列不同壓裝力的齒輪壓裝機為研究對象，通過研究分析得出該類壓裝機設計的相關理論。

1　目標優化分析

1.1優化對象

機身作為壓裝機的主體，由鋼板焊接而成，是整個壓裝機的主要承力單元。機身鋼板的厚度值是機身設計的重要參數，其直接關系到機身的剛度和強度。影響機身受力變形的主要因素有壓裝力、壓裝機的喉深以及開口高度等等。由于變速器齒輪的外形尺寸相對差別較小，因而不同壓裝力的齒輪壓裝機的外形結構也大致相同。這使得壓裝力成為影響齒輪壓裝機機身受力變形的主要因素。本文選取壓裝力分別為30kN，50kN，100kN，250kN，400kN五組常用的齒輪壓裝機作為研究對象。

1.2優化約束條件

根據變速器的設計要求，齒輪的裝配精度必須滿足兩個要求：1）裝配完成后的齒輪和主軸的中心軸線的同軸度應控制在0.015毫米的范圍內；2）裝配完成后齒輪上下基準面相對于主軸的垂直度應控制在0.015毫米的范圍內。機身是主要承力單元，因此壓裝機機身的剛度是影響齒輪這兩點裝配精度要求的主要因素。為了達到齒輪的這兩點裝配精度要求，壓裝機的機身應必須滿足以下兩個方面：

第二，壓裝力輸出最大時，機身不僅有足夠的強度承受壓裝力而不被破壞，更要有足夠的剛度保證壓頭的壓裝面與齒輪的壓裝面的平行度控制在0.015毫米的范圍內。

以這兩個方面作為齒輪壓裝機機身優化的約束條件，尋求得機身板厚的最優化結果。

2　有限元分析

2.1軟件介紹

2.2建立有限元模型

按照壓裝機機身實際尺寸建立的ANSYS模型，模型采用shell63單元類型，根據機身材料Q235定義以下材料屬性：密度為7.85×10-6kg.mm-3，彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.33。采用映射網格對模型進行網格劃分，如圖1所示。

圖1　網格劃分示意圖

2.3施加載荷及約束

根據壓裝機工作的實際情況，按照液壓缸作用的方向施加壓裝力，分別施加30kN，50kN，100kN，250kN，400kN五組不同的壓裝力；施加重力加速度9.81m/s2。

將約束施加于機身底座的四個地腳的相應位置，其中機身后面兩個地腳的位置施加XYZ個方向的約束，而機身前面兩個地腳的位置只施加Z（豎直方向）方向的約束。

3　結果分析

為了使ANSYS計算結果更直觀的與機身約束條件進行對比，如圖2所示，設定壓頭的底面與中心軸線的交點為A，齒輪壓裝面與中心軸線的交點為B，將ANSYS計算結果中A點與B點的偏差值近似為壓頭中心軸線與齒輪和主軸的中心軸線的同軸度最大誤差。

圖2　壓頭與齒輪示意圖

3.1優化前

表1　優化前偏差計算結果

由此可以看出，對于0.015mm的極限偏差，目前齒輪壓裝機的機身板厚設計值都存在很大的富裕量，存在優化的空間。根據ANSYS計算值與實際測量值的對比，考慮理論計算的補償量，最終以偏差0.01mm為優化目標，通過有限元計算，進步減少板厚尺寸。

3.2優化后

經過優化計算，最終得到常用壓裝力對應壓裝機機身的板厚以及偏差值，如表2所示。

表2　優化后偏差計算結果

表3　應力計算結果

機身材料為Q235，其最大屈服應力為σs=235MPa，取安全系數為2，得許用應力為：

可見上表所有機身的應力都小于117.5MPa，因此優化后的機身滿足應力要求。

壓裝機以最大壓裝力壓裝時，機身產生的變形量最大，機身的變形導致壓頭有偏離原有位置的趨勢。壓頭位置的偏離會使壓頭與齒輪間的相互作用的位置發生變，進而引起壓頭與導向軸產生變形。如圖3所示，壓頭與導向軸的變形補償了壓裝機因機身變形而引起的壓裝力方向的偏離。因此對于齒輪壓裝面與理想位置的平行度要求，不僅要考慮壓裝機機身強度和剛度，還要考慮壓頭與導向軸的強度和剛度。

圖3　壓頭變形補償示意圖

如表4所示，壓頭變形引起的角度變化都大于機身變形引起的角度變化，因此可以保證壓裝機最大壓裝力輸出時，齒輪壓裝面保持水平，從而滿足第二條優化約束條件。

表4　變形引起的角度變化數據表

4　結論

1）經過機身的優化設計，齒輪壓裝機的機身重量較優化前減少了20%以上，如表5所示。

表5　機身重量優化結果

2）通過上述結果分析，對最終五組數值進行曲線擬合，得出了壓裝力與鋼板厚度的曲線，如圖4所示。該曲線可以為齒輪壓裝機在各種壓裝力下的板厚值設計提供理論參考。

圖4　擬合曲線

3）通過計算分析不僅優化了機身不合理的設計尺寸，而且促進了該系列齒輪壓裝機的規范統。

參考文獻：

[1] 劉茜,董正身,卞學良.基于ANSYS的C型液壓機機身有限元分析[J].機械設計與制造.2006.(04).21-22.

[2] 謝峰,雷小寶,林巨廣,周強.C型壓力機機身的有限元分析與優化[J].機械工程師.2007.(07).25-27.

[3] 陸成剛,陳書宏,陳平.汽車變速器關鍵軸承壓裝質量控制研究[J].機械設計與制造.2011.(4).101-103.

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[5] 鄭大維.變速器裝配壓裝工藝研究[D].合肥:合肥工業大學. 2010.19-31.

[6] 劉國慶.楊慶東.ANSYS工程應用教程[M].北京:中國鐵道出版社.2003.1-3.

作者簡介：劉松凱（1983 -），男，山東諸城人，助理研究員，碩士，研究方向為自動化生產線的應用與開發技術。

收稿日期：2015-10-23

中圖分類號：U463.212+.42

文獻標識碼：A

文章編號：1009-0134(2016)03-0071-03