基于Romax的減速器殼體故障分析及設計優化

張凱，狄超，群蘇航，林方軍，宋建平，王國元

山東蓬翔汽車有限公司 山東煙臺 265600

驅動橋是重型汽車的主要總成之一[1]，其中主減速器是汽車傳動系中降低轉速、增大轉矩的主要部件，依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪來實現。對于重型貨車來說，要傳遞的轉矩較乘用車、客車以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發動機。這就對傳動系統有較高的要求，而主減速器在傳動系統中起著非常重要的作用[2]。

由于主減速器內存在準雙曲面齒輪，該齒輪受力計算復雜，有學者[3，4]利用Ansys等軟件針對汽車減速器進行了相關研究，但計算并未準確導入準雙曲面齒輪，由于準雙面齒輪計算較為復雜，需要引入專業的齒輪設計軟件進行計算分析。根據客戶臺架測試反饋的故障信息，利用Romax軟件進行了減速器建模，并導入有限元剛度，針對臺架故障表現形式，找到與故障模式相符的差速器殼體薄弱點并加以改進，使得減速器殼體強度得到較大提升，并順利通過臺架測試。

故障模式

如圖1所示的某型號產品，在給客戶批產前進行了臺架測試，針對新品進行的臺架測試，出現了減速器殼體開裂的故障（見圖2）。

圖1 主減速器總成示意

圖2 減速器殼體開裂及主錐軸承損壞

根據臺架反饋，減速器殼體斷裂于底部大殼體與主錐支撐部過渡圓角處，如圖3箭頭所示，主錐內軸承大端邊緣開裂。

圖3 差速器殼體模型

分析模型建立

利用Romax對該型號主減速器進行簡化建模，速比2.687，建立如圖4所示模型。

圖4 Romax減速器模型

由于Romax自身建立的只是虛擬軸系統，需要利用Abaqus將準確的減速器殼體進行網格劃分，導出有限元剛度模型，以此準確地將減速器殼體支撐剛度導入到Romax中，如圖5所示。再利用系統計算出來的齒輪嚙合時的各方向分力，進一步將分力通過軸承支撐傳遞到減速器殼體上，以此得出準確的減速器殼體應力分布。并對模型按照客戶要求的統一的臺架測試QC/T533-2020標準要求進行載荷譜加載分析，具體見表1。

表1 減速器加載載荷譜

圖5 減速器殼體有限元模型

在Romax中進行加載分析后，減速器殼體在該載荷譜的有限元應力情況如圖6所示。

圖6 減速器殼體有限元模型

有限元分析后，底部大殼體與主錐支撐部過渡圓角處應力較大超過310MPa，超過殼體允許使用的最大屈服應力。圓角處應力超過351MPa，減速器殼體材料QT450-10，σs=310MPa，減速器殼體在圖6所示圓角過渡部位最大應力超過材料的屈服強度。可以說明在該載荷譜下減速器殼體強度不足，與臺架測試損壞結果基本一致。

主錐內軸承輥道應力分布如圖7所示，主錐內軸承在大端應力集中，且超過4000MPa，與臺架測試損壞結果一致。

圖7 主錐內軸承輥道應力分布

模型改進及驗證

根據分析結果對減速器整體結構進行了改善，將減速器布置形式改為輸入軸放置于盆齒齒背側，將主錐軸承加大錐角，加厚主錐內軸承大端厚度，具體改善方案見表2。改善后建立romax模型結構如圖8所示。

表2 減速器改善方案對照

圖8 改善后Romax減速器模型

在Romax中進行加載分析后，減速器殼體在該載荷譜的有限元應力均小于310MPa，在殼體材料允許的屈服強度之內，如圖9所示。可以說明改進后的減速器殼體在該載荷譜下強度已滿足設計和使用要求。同時，主錐內軸承在改進后，大端沒有明顯的應力集中，最大應力為2889MPa，在4000MPa 以下（見圖10）。

圖9 改善后減速器殼體應力

圖10 改善后主錐內軸承輥道應力分布

為了驗證有限元分析的結果，將優化后的減速器總成進行了臺架實際測試，并完全按照軟件設定的載荷譜進行加載。達到測試時間后，減速器殼體并未損壞，拆解后對軸承進行拆解，也并未發現剝落裂紋等故障。

結語

經過Romax建模分析以及導入準確減速器殼體進行有限元分析，并對測試結果進行了臺架驗證。結果說明，將減速器殼體以有限元模型的方式導入到Romax軟件中進行受力分析的方式比較可靠，能夠準確地顯示應力較大的部位和數值，能夠比較準確的預測故障部位。

由于準雙曲面齒輪的復雜性，無法單存的依靠有限元模型模擬減速器殼體的受力情況，在導入Romax軟件后，可以準確的反映出減速器在載荷譜下的受力情況，通過Romax對比優化前后的狀態，提供了優化方向，優化后的減速器總成順利通過了臺架測試。