NW型輪邊減速器關(guān)鍵零部件的承載能力分析

王海霞，信 穩(wěn)，李鐵峰

（1.洛陽理工學(xué)院，河南 洛陽 471023；2.常熟理工學(xué)院，江蘇 常熟 215500；3.洛陽礦山機械工程設(shè)計研究院有限責(zé)任公司，河南 洛陽 471039）

0 引言

輪邊減速器作為電動汽車的核心驅(qū)動部件，安裝在輪轂中，為汽車行駛提供驅(qū)動力。輪邊減速器與電機集成后可組成獨立驅(qū)動單元（以下簡稱“電動輪”），不但能實現(xiàn)車輛的四輪獨立驅(qū)動，提高車輛的通過性和對惡劣路面的適應(yīng)性，同時由于取消了內(nèi)燃機及機械傳動系統(tǒng)等，使整車結(jié)構(gòu)更加簡潔，布局更加合理。而輪邊減速器在礦用汽車上的應(yīng)用對提高整車動力學(xué)、減少環(huán)境污染和降低成本具有重要意義。

目前國內(nèi)外已相繼開發(fā)出一系列輪邊減速器，應(yīng)用于大型礦用自卸車及工程車輛中，其中以NW型[1]和2K-H型行星減速器[2]為主。關(guān)于大型工程車輛輪邊減速器的研究從動態(tài)均載[2]、雙聯(lián)齒輪的錯位量[3]、系統(tǒng)動力學(xué)分析和可靠性分析[6]等方面陸續(xù)展開。

本文設(shè)計了一款輸出扭矩為222 405 Nm的NW型輪邊減速器，通過MASTA軟件初步設(shè)計其結(jié)構(gòu)參數(shù)并校核減速器各齒輪的強度和受力，然后進行三維有限元分析轉(zhuǎn)架、內(nèi)齒圈-輪轂等關(guān)鍵零部件的強度，為進一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供設(shè)計依據(jù)。

1 NW型輪邊減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 輪邊減速器結(jié)構(gòu)原理設(shè)計

NW型輪邊減速器采用兩級齒輪傳動，其傳動原理為：電動機輸出軸通過花鍵套筒帶動中心太陽輪旋轉(zhuǎn)，太陽輪與三個大行星輪嚙合，將行星輪的轉(zhuǎn)速傳給同軸的小行星輪，三個小行星輪同時與內(nèi)齒圈嚙合，將動力輸出給汽車輪轂。該NW減速器的結(jié)構(gòu)特點為：電機、大行星輪、小行星齒輪軸均用軸承支承在轉(zhuǎn)架上，組成定軸傳動；中心太陽輪軸采用中空細長軸且懸伸較長，當(dāng)太陽輪同時與三個大行星輪嚙合時，由太陽輪浮動實現(xiàn)徑向方向的均載；大行星齒輪副內(nèi)孔和小行星齒輪軸過盈連接形成雙聯(lián)齒輪，在小行星齒輪軸兩端安裝滾動軸承進行支承；三個小行星輪同時與內(nèi)齒圈嚙合，內(nèi)齒圈軸線與中心太陽輪軸線同軸。該輪邊減速器具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大、均載性能好等優(yōu)點。

1.2 輪邊減速器參數(shù)設(shè)計

齒輪材料為17CrNiMo6，彎曲強度為530 MPa，接觸強度為1 650 MPa，外齒輪精度6級，內(nèi)齒圈精度為7級；軸的材料為42CrMo。輸入轉(zhuǎn)速404 rpm，輸出扭矩 222 405 Nm，功率為326.7 KW，傳動比為28.8。

采用MASTA軟件進行輪邊減速器齒輪副參數(shù)設(shè)計計算并進行強度校核。圖1為中心太陽輪和大行星輪組成的高速級齒輪副，而低速齒輪副由小行星輪和內(nèi)齒圈組成，如圖2所示。高速級齒輪副和低速級齒輪副的設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 齒輪副參數(shù)設(shè)計

圖1 高速級齒輪副

圖2 低速級齒輪副

1.3 輪邊減速器的三維模型

根據(jù)設(shè)計參數(shù)在三維軟件中建立NW型輪邊減速器的模型，如圖3所示。

圖3 輪邊減速器的三維模型

2 關(guān)鍵零部件的有限元強度分析

2.1 轉(zhuǎn)架有限元強度分析

轉(zhuǎn)架作為行星齒輪支承構(gòu)件，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，承受力矩大，其結(jié)構(gòu)強度和變形對行星輪的均載具有重要的影響。因此建立行星架三維模型，取其最大載荷工況為計算工況，利用Ansys軟件對其結(jié)構(gòu)強度進行有限元分析，研究轉(zhuǎn)架的應(yīng)力分布及變形情況。根據(jù)齒輪嚙合原理，行星輪與內(nèi)齒圈的法向力及行星輪與太陽輪的法向力均相切于行星輪基圓，根據(jù)輪邊減速器最大載荷工況，計算行星輪支撐軸載荷，如表2所示。根據(jù)受力計算出軸承徑向載荷，各軸承徑向載荷如表3所示。該NW型輪邊減速器為定軸傳動，故將載荷分別沿圓周方向施加在小行星齒輪軸上，軸承支承處按圓周120°施加載荷，同時在轉(zhuǎn)架法蘭處施加全約束。

表2 行星輪軸載荷

經(jīng)計算，低速級行星齒輪的應(yīng)力和變形最大，最大應(yīng)力為120.72 MPa，位于小行星齒輪軸右端軸承支承處，該處變形量為0.091 6 mm。

表3 軸承徑向載荷

由于轉(zhuǎn)架左端法蘭固定，導(dǎo)致轉(zhuǎn)架的彎曲變形在右端較為明顯，最大變形量為0.274 55 mm；由于轉(zhuǎn)架最大應(yīng)力出現(xiàn)在小行星齒輪軸支承處，最大應(yīng)力為120.72 MPa，故可適當(dāng)提高該軸承座結(jié)構(gòu)處局部剛度；已知轉(zhuǎn)架材料為ZG42CrMo，其屈服極限應(yīng)力為400 MPa，故該轉(zhuǎn)架滿足結(jié)構(gòu)靜強度使用要求。

2.2 內(nèi)齒圈-輪轂部件有限元強度分析

已知內(nèi)齒圈-輪轂工作過程中，內(nèi)齒圈-輪轂要承受行星輪系施加的扭矩，并帶動輪胎進行轉(zhuǎn)動，故在定義邊界條件時可在內(nèi)齒圈上根據(jù)行星輪的嚙合位置施加載荷，并在輪轂外圓面上施加反向扭矩。

分析可知，內(nèi)齒圈-輪轂最大受力為59.528 MPa，而齒圈的彎曲疲勞強度為530 MPa，滿足強度使用要求。最大應(yīng)力位于內(nèi)齒圈與輪轂結(jié)合處，該連接處剛度薄弱，可進一步改善其結(jié)構(gòu)。內(nèi)齒圈最大變形量為0.118 84 mm，通過內(nèi)齒圈的彈性變形，可實現(xiàn)與三個小行星齒輪的徑向浮動，達到均載的效果。

3 結(jié)語

通過對NW輪邊減速器進行合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計，建立輪邊減速器的三維模型，并利用有限元軟件進行強度計算，根據(jù)計算結(jié)果可進一步優(yōu)化設(shè)計結(jié)構(gòu)，從而設(shè)計出體積小、傳動比大、均載效果好和性能可靠的輪邊減速器。