變速器殼體軸承座相對徑向偏移量對齒輪TE值的影響

李文強，李王英，張 磊

（麥格納動力總成（江西）有限公司，江西 南昌 330013）

1 分析背景

變速器齒輪嚙合是產(chǎn)生振動和導(dǎo)致變速器NVH問題的主要來源[1]，齒輪微觀修形是改善齒輪嘯叫問題最直接、最有效的手段。通常在評估齒輪的傳遞誤差時，主要考慮齒輪的微觀修形參數(shù)，即齒形傾斜偏差fHα、齒形鼓形Cα、齒頂修緣Ca、齒向傾斜偏差fHβ、齒向鼓形Cβ和彎曲bd值對齒輪TE值的影響。各軸上支撐軸承的安裝默認(rèn)為理想裝配，即單軸上兩端支撐軸承的軸線重合，徑向方向不存在偏差。在變速器殼體上則表現(xiàn)為，兩裝配后的殼體軸承座的軸線在徑向方向沒有相對位移。

實際上，零件尺寸是存在偏差的，在零件設(shè)計和制造過程中，允許存在一定的公差，所以針對零件的某些關(guān)鍵位置或者尺寸均需要設(shè)定合理的尺寸公差和形位公差，以平衡制造成本和產(chǎn)品質(zhì)量性能。為了有效的考慮裝配后的殼體軸承座相對徑向偏移對齒輪錯位量和傳遞誤差TE值的影響，利用CETOL軟件對裝配后的變速器殼體進(jìn)行公差分析，獲取殼體軸承座孔的相對徑向偏移量及公差范圍。然后基于Romax Designer軟件建立變速器系統(tǒng)分析模型，計算齒輪錯位量和TE值，并對結(jié)果進(jìn)行對比分析。

2 分析方法

以某個純電動汽車變速器（圖1）為例，利用CETOL軟件建立變速器殼體裝配公差分析模型[2]，計算兩殼體間對應(yīng)輸入軸和輸出軸軸承座孔的徑向偏移（名義值為0），分別計算沿X軸和Y軸方向的偏移量和公差范圍?；赗omax Designer軟件，建立變速器系統(tǒng)分析模型。針對一級齒輪的錯位量和TE值進(jìn)行計算，同時考慮將輸入軸和輸出軸對應(yīng)殼體上軸承座的徑向偏移量施加在軸承外圈的徑向方向，分析其對計算目標(biāo)的影響。

圖1 變速器模型示意

2.1 CETOL公差分析

2.1.1 公差分析建模

將變速器三維模型整體導(dǎo)入CETOL 6 Sigma for CATIA軟件中，對其進(jìn)行公差分析建模[3]。確定計算目標(biāo)，刪除與計算無關(guān)的零件，只保留兩個殼體及裝配銷（圖2），根據(jù)公差分析流程，依次建立各零件的基準(zhǔn)坐標(biāo)系，定義特征公差（表1）、定義特征間的約束，同時建立零件正確的裝配順序和裝配關(guān)系。

圖2 齒輪箱殼體特征示意圖

表1 殼體和銷的特征尺寸和公差

2.1.2 公差分析計算

對建立好的分析模型，進(jìn)行公差分析計算，計算目標(biāo)定義為輸入軸、輸出軸分別對應(yīng)的兩軸承座孔間的相對徑向偏移值，對應(yīng)為模型坐標(biāo)系下沿X軸方向和Y軸方向的偏移量，分別計算其公差范圍及分布情況。

公差分析結(jié)果顯示，輸入軸對應(yīng)的沿X軸和Y軸方向的偏移公差分別為±0.334 mm、±0.114 mm，輸出軸對應(yīng)的沿X軸和Y軸方向的偏移公差分別為±0.250 mm、±0.068 mm，如表2所示：

表2 相對徑向偏差

2.2 Romax Designer系統(tǒng)分析

根據(jù)該變速器的設(shè)計參數(shù)，建立系統(tǒng)分析模型（圖3）。分析模型包括齒輪、軸承、軸、有限元殼體、有限元差速器殼體等零部件的詳細(xì)設(shè)計信息[4]。選取4 sigma統(tǒng)計公差極限值作為系統(tǒng)分析模型中支撐軸承外圈（軸承A、軸承B、軸承C、軸承D）的徑向偏移。由于CETOL公差分析模型和Romax Designer系統(tǒng)分析模型坐標(biāo)系不一致，存在30°的偏差。需要將表2中的計算結(jié)果進(jìn)行坐標(biāo)轉(zhuǎn)化，轉(zhuǎn)化原則參考圖4。選取CETOL坐標(biāo)軸上的統(tǒng)計公差極值點作為Romax Designer系統(tǒng)分析的輸入，轉(zhuǎn)換后的系統(tǒng)分析輸入條件如表3所示。

圖3 Romax Designer系統(tǒng)分析模型

圖4 CETOL坐標(biāo)系與Romax坐標(biāo)系轉(zhuǎn)換

表3 Romax系統(tǒng)分析軸承外圈偏移量

設(shè)計上，由于軸承B和軸承C更靠近目標(biāo)齒輪副，因此選取輸入軸的B軸承、輸出軸的C軸承作為施加徑向位移的目標(biāo)軸承。選取出具有代表性的方案進(jìn)行組合計算，組合方案參考表4。計算不加偏移量的方案（理想方案）和加偏移量的方案（方案1－方案8）對應(yīng)一級齒輪副的驅(qū)動工況和反拖工況的錯位量和TE值[5]。IS-輸入軸，OS-輸出軸，例如， IS（1）&OS（2）表示輸入軸B軸承采用表3中輸入軸序號1方案，組合輸出軸C軸承采用表3中輸出軸序號2方案。

表4 組合方案

一級齒輪副錯位量和TE值對比分析結(jié)果如圖5、圖6所示：

圖5 一級齒輪副齒輪錯位量

圖6 一級齒輪副齒輪TE值

3 結(jié)論與展望

齒輪錯位量主要由齒輪、軸、軸承和殼體變形貢獻(xiàn)。通過錯位量對比可以發(fā)現(xiàn)，軸承外圈的徑向偏移量對齒輪錯位量存在一定的影響。殼體軸承座孔相對徑向偏移量越大，齒輪的錯位量更大。由于變速器在不同扭矩作用下系統(tǒng)變形不同，因此存在比零偏移方案更小的錯位量結(jié)果。

齒輪的微觀修形參數(shù)一般基于上述理想方案的錯位量進(jìn)行設(shè)計，從驅(qū)動工況和反拖工況的TE值曲線對比可以發(fā)現(xiàn)，同扭矩條件下，基本上理想方案的TE值是最低的。理論上采用該方案的變速器NVH性能較其他方案更優(yōu)。

實際應(yīng)用中，如果存在由變速器導(dǎo)致的整車嘯叫問題，檢測過程中確定齒輪所有宏觀和微觀參數(shù)均合格的條件下，可以嘗試從殼體裝配、軸承座孔位置度等方面查找原因。

本次分析中只考慮了將公差偏移量同時施加在輸入軸B軸承和輸出軸C軸承上。后續(xù)可以考慮僅僅將A軸承和D軸承作為目標(biāo)軸承，或者A、B、C、D軸承同時分配一定的偏移量進(jìn)行系統(tǒng)分析計算，綜合考慮所有涉及到的軸承的影響。