440主減速器可壓縮隔套性能分析報告

王景輝 賀洋 楊配輕 王秀琳

摘要：可壓縮隔套技術在中、小型乘用車車橋已廣泛應用，但國內(nèi)重型車橋主減速器主動錐齒輪軸承間隙的調(diào)整仍主要采用墊片選擇的方案，部分新產(chǎn)品雖有類似結構的應用但其使用效果還不穩(wěn)定。本文對北奔重汽440車橋主減速器可壓縮隔套進行驗證分析，通過橫向對比北汽BJ40車型車橋同類產(chǎn)品，應用有限元分析及對比實驗等方案，就兩產(chǎn)品設計的異同進行比較分析，同時以德國原裝奔馳卡車橋主減速器設計參數(shù)為參照，對440橋主減速器可壓縮隔套提出設計改進建議。

關鍵詞：可壓縮隔套;有限元分析;主減速器;440橋;實驗數(shù)據(jù)

0 ?引言

為研究440主減速器可壓縮隔套818 353 0035的設計、制造及裝配工藝是否合理，從產(chǎn)品設計理論、現(xiàn)有產(chǎn)品性能試驗、相近產(chǎn)品性能對比等方面進行了對比分析，具體分析過程及結論如下：

1 ?可壓縮隔套的設計、應用原理

可壓縮隔套結構如圖1所示，其工作特性曲線圖為圖2，根據(jù)圖2顯示，可壓縮隔套在軸向壓力作用下進入塑性變形階段δ2后，在一定范圍內(nèi)隨著變形量的增加，曲線趨于平緩，反作用力變化較小，此區(qū)間即為其使用范圍。使用范圍內(nèi)相對平穩(wěn)的反作用力用于滿足主錐總成剛度度需求，反作用力Pmin和Pmax的設計取決于主錐總成剛度需求，也是鎖緊螺母擰緊力矩的設計依據(jù);工作范圍δ2的大小用于滿足軸承間隙調(diào)整過程中累計誤差的消除。圖2中陰影面積為可壓縮隔套的許用范圍，工件工作特性曲線在此范圍內(nèi)方能滿足產(chǎn)品設計需求。

2 ?440主減可壓縮隔套相關參數(shù)的設計

可壓縮隔套的設計主要取決于主錐齒輪傳動嚙合時的工作剛度以及主錐軸承間隙的調(diào)整。

2.1 零件設計思路

①根據(jù)整車設計輸入確定主減速器總成的輸入扭矩，分析主錐總成最大剛度需求，確定軸向拉緊力范圍Pmin和Pmax，即軸頭螺母產(chǎn)生的軸向力的范圍;②根據(jù)主錐總成各零件設計公差計算產(chǎn)品使用范圍δ2;③設計可壓縮隔套工作特性曲線。

2.2 軸頭螺母擰緊力矩的確定

根據(jù)主減速器主錐總成使用工況分析，車輛正向行駛時主錐大軸承受壓緊力，不影響主錐總成剛度;車輛倒車時，主錐大軸承內(nèi)外環(huán)有分離趨勢，削弱主錐總成剛度，為此需通過軸頭螺母鎖緊產(chǎn)生軸向壓緊力保證主錐總成剛度。

車輛倒車狀態(tài)下，發(fā)動機最大扭矩時車橋盤齒輪對主錐齒輪產(chǎn)生的拉力為F1，軸頭螺母產(chǎn)生的壓緊力為F，根據(jù)強度設計冗余量的要求，F(xiàn)≧1.2～1.5F1。

計算公式為：

F1= （1）

（《汽車車橋設計》--劉惟信）

F1：倒擋時主錐齒輪軸向分力N

T：主錐法蘭最大輸入扭矩

T=Memax.t5.η

Memax：發(fā)動機最大扭矩 N.M

t5：變速箱倒擋速比

Η：傳動效率，取0.9

dm1：主錐齒輪分度圓直徑，mm

α：直齒輪凹面壓力角

β：主錐齒中點螺旋角

γ：主錐齒節(jié)錐角

注：關于車橋倒擋時法蘭最大輸入扭矩的確定，也可按照車橋最大輸出扭矩反算，其計算結果小于按發(fā)動機最大扭矩正向計算的結果，現(xiàn)將兩種方案計算結果對比如表1、表2。

考慮安全系數(shù)：

F≧1.2～1.5F1（2）

計算軸頭螺母擰緊時產(chǎn)生的軸向壓緊力F。在此基礎上計算軸頭螺母擰緊力矩，計算公式參見機械設計手冊，具體如下：

T=T1+T2=1/2·F0·d2·tan（ψ+？準v）+1/3·fc·F0（D30-d30）/（D20 ?-d20）（3）

經(jīng)計算，按發(fā)動機最大輸出扭矩計算，當軸向拉力F1=150kN時，考慮1.2～1.5倍安全系數(shù)，軸向拉力F約為180～225kN，軸頭螺母擰緊力矩約為1850～2300Nm。

按車橋輸出40000Nm力矩反算，倒擋時盤齒輪給主錐的拉伸力F1約為120kN，考慮1.2～1.5倍安全系數(shù)，軸向拉力F約為144～180kN，對應軸頭螺母所需擰緊力矩約為1500～1850Nm。

3 ?現(xiàn)有產(chǎn)品試驗分析

為檢驗現(xiàn)有產(chǎn)品實際性能曲線，6月份開始在五二所陸續(xù)對818 353 0035零件進行了壓力試驗，同時為驗證設計方案的合理性，選取乘用車產(chǎn)品進行了對比試驗，車型為北汽BJ40。

根據(jù)試驗結果測繪性能曲線如圖3。

由試驗結果可知，現(xiàn)有產(chǎn)品818 353 0035使用區(qū)間內(nèi)反作用力約為60～75kN，北汽BJ40反作用力范圍約為60～65kN，兩者反作用力大小接近。

4 ?北奔雙減橋同類產(chǎn)品計算分析

以6.732速比雙級減速橋及所配車型為例進行計算，分別計算出：車輛倒擋時盤齒輪對主錐的軸向拉力F1，軸頭螺母擰緊力矩M。（表3、表4）

按發(fā)動機最大扭矩計算，主錐齒輪受軸向拉力F1≈63kN。

按車橋最大輸出扭矩計算，主錐齒輪受軸向拉力F1≈38kN。

考慮1.2～1.5倍的安全系數(shù)，軸頭螺母擰緊需產(chǎn)生的軸向壓緊力分別為F=75.6kN～94.5kN和F=45.6～57kN。

根據(jù)公式（2）反向計算軸頭螺母擰緊力矩，計算結果分別為：

按發(fā)動機扭矩正向計算：軸頭螺母擰緊力矩M=775～969N.m;

按照車橋最大輸出扭矩計算：軸頭螺母擰緊力矩M=468～585N.m。

根據(jù)卡車雙減橋裝配工藝，軸頭螺母擰緊力矩為800～969N.m。

440橋與雙減橋主錐齒輪受軸向拉力對比如表5。

5 ?結論分析

通過以上分析計算對照現(xiàn)有產(chǎn)品試驗數(shù)據(jù)，可得出以下結論：

①根據(jù)雙減橋分析結果判斷，按發(fā)動機最大扭矩計算更接近現(xiàn)有產(chǎn)品工藝要求;②從圖3，440橋與北汽BJ40兩橋可壓縮隔套性能曲線來看，現(xiàn)有產(chǎn)品力學性能與乘用車產(chǎn)品性能相近，兩車型噸位相差較大，設計不合理;③從主錐齒輪受拉力F1大小來看，440橋主錐受拉力遠大于卡車雙減橋主錐受的拉力，兩種橋型采用同一種軸頭螺母及擰緊力矩不符合設計要求;④考慮裝配工藝及實際工況建議軸頭螺母擰緊力矩1350～1500N.m，可壓縮隔套反作用力設計范圍Pmin=135，Pmax=150kN。具體范圍，可根據(jù)實際情況修訂。

參考文獻：

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