一種橫置變速器倒檔齒輪副的強(qiáng)度優(yōu)化

李昌炎，張程士，鄭華冰

（柳州上汽汽車變速器有限公司，廣西 柳州545006）

隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，轎車用戶對(duì)車輛換檔性能提出了更高的要求，以致這幾年大部轎車都采用了倒擋同步器結(jié)構(gòu)。雖然部分變速器可以在輸入軸或者輸出軸直接設(shè)有倒擋同步器結(jié)構(gòu)，但是考慮到軸向空間的限制，大部分變速器則優(yōu)選兩軸半的設(shè)計(jì)方案，將倒擋分布在差速器一側(cè)，由半段倒擋軸支撐，實(shí)現(xiàn)倒擋同步功能，如圖1（a）所示[1]。在這種兩軸半的設(shè)計(jì)中，普遍存在一檔滾針斷裂或齒端面磨損情況，如圖1（b）所示，而且故障均在完成倒擋疲勞試驗(yàn)或者整車倒擋破壞性試驗(yàn)后出現(xiàn)。而在其他檔位試驗(yàn)后，一檔卻完好無(wú)損。本文通過(guò)對(duì)檔位傳動(dòng)原理和一檔部分的受力分析，闡述倒擋試驗(yàn)后一檔損壞的機(jī)理，并通過(guò)計(jì)算提出有效的優(yōu)化方案，為同類產(chǎn)品設(shè)計(jì)提供參考。

圖1 兩軸半變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)單圖[4]及倒擋滾針失效模式[2]

1 傳動(dòng)路線

一檔工況下的傳動(dòng)路線分析：車輛在一檔行駛時(shí)，一/二檔同步器掛入一檔，動(dòng)力經(jīng)過(guò)輸入軸上的主動(dòng)一檔齒傳遞到從動(dòng)一檔齒，從動(dòng)一檔齒的結(jié)合齒與一/二檔同步器齒套結(jié)合，動(dòng)力通過(guò)同步器齒套傳遞到輸出軸，輸出軸通過(guò)軸上的主動(dòng)齒將動(dòng)力傳輸?shù)街鳒p速?gòu)膭?dòng)齒輪，進(jìn)而將動(dòng)力通過(guò)半軸驅(qū)動(dòng)車輪，如圖 2（a）所示。

倒擋工況下的傳動(dòng)路線：車輛在倒擋行駛時(shí)，倒擋同步器掛入倒擋，動(dòng)力通過(guò)輸入軸上的主動(dòng)一檔齒傳遞到從動(dòng)一檔齒，此時(shí)的從動(dòng)一檔齒起到惰輪的作用，直接將動(dòng)力傳輸?shù)脚c其嚙合的倒擋齒輪上，倒擋齒再通過(guò)倒擋同步器將動(dòng)力傳輸?shù)降箵踺S上，倒擋軸通過(guò)軸上的主動(dòng)齒將動(dòng)力傳輸?shù)街鳒p速齒輪，進(jìn)而將動(dòng)力通過(guò)半軸驅(qū)動(dòng)車輪，如圖2（b）所示。

圖2 一檔和倒擋傳動(dòng)路線

2 受力分析

從傳遞路徑上看，動(dòng)力傳輸?shù)姆绞较嗨疲且粰n齒輪的受力情況卻完全不同，下面分別對(duì)兩種工況下一檔齒做受力分析。如圖3所示。

圖3 倒擋齒受力分析

從兩種情況的受力來(lái)看，倒擋齒輪在ZX平面里，后者工況比前者工況受到了多兩倍的扭矩，在這樣的受力下一檔齒輪可能會(huì)發(fā)生明顯的偏斜，從而導(dǎo)致齒輪內(nèi)的滾針受力不均，齒輪端面也被壓潰或者磨損。

根據(jù)本文選取的變速器對(duì)象，羅列受力公式如下[3]：

其中：T為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩；d1為分度圓直徑；Ft1為圓周切向力；Fr1為徑向力；Fa1為軸向力；β為螺旋角；αn為法面壓力角。

本文研究對(duì)象的發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩T為112 N·m，主動(dòng)一檔齒的分度圓直徑d1為26 mm，螺旋角β為33.35°，法面壓力角αn為20°，將對(duì)應(yīng)參數(shù)輸入以上公式可得：

Ft1=8 615 kN，F(xiàn)r1=3 754 kN，F(xiàn)a1=5 670 kN

由于滾針偏載受力，工況較為復(fù)雜，本文通過(guò)軟件對(duì)滾針的偏載情況進(jìn)行有限元分析，考核滾針的局部接觸應(yīng)力情況。本文研究對(duì)象采用的是無(wú)內(nèi)圈的滾針軸承，均布22根針裝配在輸出軸上，軸的外徑為35 mm，滾針軸承的內(nèi)徑為35 mm，外徑為41 mm，滾針直徑3 mm，有效長(zhǎng)度為15 mm.建立模型進(jìn)行分析，選擇的單元類型為Solid8node45，軸承材料的彈性模量E=206 GPa，泊松比μ=0.3，軸承廠家提供的許用接觸應(yīng)力為3 500 MPa，將接觸區(qū)域的網(wǎng)格細(xì)化。根據(jù)簡(jiǎn)圖3（a）情況，對(duì)軸兩端直接軸承約束，對(duì)齒輪孔、滾針軸承和軸外加添加接觸關(guān)系，并在一檔齒受力的兩個(gè)齒上施加三個(gè)方向的載荷Ft1為 8 615 kN、Fr1為 3 754 kN、Fr1為 5 670 kN，運(yùn)行分析結(jié)果如圖4.

圖4 應(yīng)力分布情況

可見(jiàn)由于齒輪偏載的原因，最大應(yīng)力出現(xiàn)在滾針軸承的頂端，最大接觸應(yīng)為1 117.7 MPa，小于滾針軸承的許用接觸應(yīng)力為3 500 MPa，所以在一檔的傳動(dòng)工況下，雖然齒輪存在偏載，但是滾針軸承不會(huì)出現(xiàn)損壞[4]，滿足強(qiáng)度要求。

下面再來(lái)分析在倒擋工況下，滾針的應(yīng)力情況，根據(jù)圖3（b）的受力分析，在倒擋工況下，雖然一檔從動(dòng)齒輪徑向力和切向力可以相互抵消，但是卻受到兩個(gè)大小相等但是位置不同的軸向力作用，使得齒輪嚴(yán)重偏載，從變速器實(shí)際的壽命試驗(yàn)情況看，部分變速器在倒擋疲勞試驗(yàn)運(yùn)轉(zhuǎn)到若干個(gè)循環(huán)后滾針發(fā)生失效斷裂現(xiàn)象。為了便于對(duì)比，本文同樣盡量保證相同的材料及約束條件，通過(guò)有限元分析來(lái)查找失效原因。直接采用以上的有限元模型，在一檔齒受力的的兩個(gè)齒上施加三個(gè)方向的載荷Ft1為8 615 kN、Fr1為3 754 kN、Fa1為5 670 kN，同時(shí)在另外的連個(gè)受力齒上上施加方向相反的三個(gè)力如圖5所示，運(yùn)行分析結(jié)果如圖6所示。

圖5 倒擋齒受力情況

圖6 應(yīng)力分布情況

可見(jiàn)，由于齒輪的偏載現(xiàn)象，最大應(yīng)力出現(xiàn)在兩根滾針軸承的頂端，其最大接觸應(yīng)達(dá)到了3771.9 MPa，比一檔工況將近3倍多，大于滾針軸承的許用接觸應(yīng)力為3 500 MPa，所以在滿載倒檔的傳動(dòng)工況下，齒輪存在嚴(yán)重偏載現(xiàn)象[4]，變速器搭載在整車路試，很可能出滾針軸承損壞故障，設(shè)計(jì)不滿足強(qiáng)度要求。

3 改進(jìn)

綜合上訴分析，降低滾針軸承接觸應(yīng)力可通用以下幾個(gè)方案進(jìn)行：

（1）加大齒輪的寬度，可減小齒面到滾針端部的杠桿比，降低滾針端部的接觸應(yīng)力，但橫置變速器對(duì)軸系長(zhǎng)度的限制通常都比較嚴(yán)苛。

（2）提高滾針強(qiáng)度，增加滾針針數(shù)，但是成本變化加大，熱處理難度大。

（3）減小齒輪螺旋角，減小軸向分力，改善齒輪的偏載現(xiàn)象。

本文針對(duì)研究對(duì)象的特性，選擇采用方案（3）實(shí)施更改，這樣的改動(dòng)比較小，也不占用變速器內(nèi)部空間。在確保中心距不變的前提下，綜合考慮更改螺旋角后一檔齒對(duì)輸出軸前后兩個(gè)軸承的承受影響。重新選用齒輪參數(shù)為：主動(dòng)一檔齒的分度圓直徑d1為26 mm，螺旋角β為26°，法面壓力角為19°，將對(duì)應(yīng)參數(shù)輸入以上公式可得：

Ft1=8 615 kN，F(xiàn)r1=3 300 kN，F(xiàn)a1=4 202 kN

修改有限元模型，在一檔齒受力的兩個(gè)齒上施加三個(gè)方向的載荷，同樣的，在對(duì)面的三個(gè)受力齒上也施加方向相反的三個(gè)力，運(yùn)行分析結(jié)果如圖7所示。

圖7 應(yīng)力分布情況

可見(jiàn)，雖然齒輪的偏載現(xiàn)象仍然比較嚴(yán)重，最大應(yīng)力也出現(xiàn)在兩根滾針軸承的頂端，但最大接觸應(yīng)力下降到了3 335.3 MPa，小于滾針軸承的許用接觸應(yīng)力為3 500 MPa，所以在滿載倒檔的傳動(dòng)工況下，不會(huì)出滾針軸承損壞，滿足強(qiáng)度要求。

參考文獻(xiàn)：

[1]劉維信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001

[2]馬永林.機(jī)械原理[M].北京:高等教育出版社,1992.

[3]沈永勝.機(jī)械原理[M].北京：清華大學(xué)出版社，2006.

[4]高維山.變速器[M].北京：人民交通出版社，2004.