聶采順，陳海，鄧祥靜，李永放，何華

（四川建安工業(yè)有限責(zé)任公司，四川 雅安 625000）

輕、微型汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器波形隔套的設(shè)計(jì)與分析

聶采順，陳海，鄧祥靜，李永放，何華

（四川建安工業(yè)有限責(zé)任公司，四川 雅安 625000）

汽車后橋主減速器主齒軸承的預(yù)緊參數(shù)，對(duì)整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的使用性能影響極大，要保持裝配參數(shù)在使用過程中基本不變，這就需要利用波形隔套即彈性隔套的載荷特性曲線 P-δ作用。文章從力學(xué)上對(duì)主動(dòng)齒輪軸承的預(yù)緊進(jìn)行了詳細(xì)的分析和計(jì)算，以及主減速器的裝配性能進(jìn)行詳細(xì)分析，并提出了主動(dòng)齒輪軸承預(yù)緊力的確定原則，同時(shí)為波形隔套的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

預(yù)緊；波形隔套；載荷特性曲線；裝配性能

10.16638/j.cnki.1671-7988.2015.09.012

CLC NO.: U463.5 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)09-33-03

引言

汽車從業(yè)人員都知道，波形隔套對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器的裝配有重大作用，可直接影響減速器軸承的預(yù)緊度和主動(dòng)齒輪的支撐剛性。一般來說，主齒軸承裝配形式如圖1所示，不同的只是兩軸承間的波形隔套有兩類:一類是“剛性”隔套，主要用于輕型車（3t）以上噸位的后驅(qū)動(dòng)橋上；另一類是波形隔套即彈性隔套，廣泛用于（3t）以下輕、微型車的后驅(qū)動(dòng)橋上。使用“剛性”隔套時(shí)，需要多組調(diào)整墊片，并且各組之間厚度差非常小，最小的為 0.03mm，經(jīng)常要反復(fù)拆裝試加多次墊片才能調(diào)整到合適的預(yù)緊力，導(dǎo)致生產(chǎn)效率低，勞動(dòng)強(qiáng)度大。而且預(yù)緊力過大，會(huì)降低傳動(dòng)效率，導(dǎo)致軸承發(fā)熱，影響輔承壽命，甚至燒死。若預(yù)緊力過小，會(huì)降低主動(dòng)齒輪的支撐剛性，造成主齒軸承軸向竄動(dòng)，影響主被齒嚙合，甚至打齒。如果使用波形隔套，上述問題就會(huì)迎刃而解，甚至在裝配尺寸鏈上的相關(guān)公差可以放寬，提高裝配效率，提高零件加工的經(jīng)濟(jì)性。

1、主動(dòng)齒輪軸承預(yù)緊力分析

目前，圓錐滾子軸承基本都是成對(duì)背向裝配使用的，必須施加一定的預(yù)緊力，才能保證其旋轉(zhuǎn)精度，提高軸承的支撐剛性，確保軸承正常工作。例如:五十鈴 NPR59的主齒軸承預(yù)緊力為1960N-3290N，那么為什么減速器總成裝配時(shí)要在主齒螺母上施加 340N.m-490N.m的扭矩呢？下面以五十鈴NPR59的主齒軸承為例進(jìn)行分析，見圖2。

如圖2所示，F(xiàn)0為主齒螺母在擰緊力矩T的作用下產(chǎn)生的軸向力，作用于內(nèi)圈。主齒螺母規(guī)格為M24x2。F1為軸承所需的預(yù)緊力，即減速器殼內(nèi)擋肩作用于外圈的力(1960N-3920N)。F2為波形隔套作用于內(nèi)圈的軸向力。

由此可得，F(xiàn)0= F1+ F2

由于 F1相對(duì)于 F2較小，可以近似認(rèn)為 F0≈F1,也就是說，主齒螺母產(chǎn)生的軸向力幾乎全部施加到波形隔套上。

根據(jù)螺紋聯(lián)接的擰緊力矩的計(jì)算公式：

上式中，T為主齒螺母擰緊力矩，N.m，按裝配要求T=340N.m-490N.m；T1為用于克服螺紋副的螺紋阻力矩；T2為螺母與被聯(lián)接件支承面間的端面摩擦力矩；d為螺紋公稱直徑，mm，d=24 mm；F0為預(yù)緊力，N；K 為擰緊力矩系數(shù)。

上式中，d2為螺紋中徑；ψ為螺旋升角；ρv為螺紋當(dāng)量摩擦角，ρv= arctgfv；f為螺母與被聯(lián)接件支承面間的摩擦系數(shù)，f=0.15；fv為螺紋當(dāng)量摩擦系數(shù)，fv=0.15；Dw為主齒螺母與主齒連接法蘭接觸面外徑，Dw=50mm；d0為主齒螺母與主齒連接法蘭接觸面內(nèi)徑，d0=33mm。

根據(jù)式(1)，當(dāng)T=340N.m時(shí)，F(xiàn)0=67460N

當(dāng)T=490N.m時(shí)，F(xiàn)0=97222N

所以主齒螺母產(chǎn)生的軸向力在67460N～97222N范圍內(nèi)。

2、波形隔套的受力分析

波形隔套作為結(jié)構(gòu)件中的一個(gè)構(gòu)件，首先要保證它自身足夠的強(qiáng)度。波形隔套形狀上產(chǎn)生了變化，變化的目的就是減小結(jié)構(gòu)的剛性，在裝配載荷的作用下，在確保自身足夠的強(qiáng)度的前提下，讓波形隔套產(chǎn)生更大的豎向變形，這樣波形隔套就更加有彈性。如下圖3：

五十鈴NPR59波形隔套如圖3（a）所示，五十鈴 NPR57和皮卡橋波形隔套如圖3（b）所示。以五十鈴NPR59為例，其波形隔套達(dá)到屈服極限時(shí)需要的壓力為：

上式中，A為波形隔套的截面積；δs為材料的屈服極限，材料為10號(hào)鋼，δs=205N/mm2；

上式中，r2為波形隔套外半徑；r1為波形隔套內(nèi)半徑。

由此可見，主齒螺母產(chǎn)生的軸向力基本上用來使波形隔套屈服，波形隔套的受力與變形曲線應(yīng)在圖4中陰影部分范圍內(nèi)。

3、主動(dòng)齒輪的受力分析

在汽車前進(jìn)時(shí)，被動(dòng)齒輪對(duì)主動(dòng)齒輪的作用力所產(chǎn)生的軸向分力是由下向上推，即大軸承承受；而在倒擋時(shí)，被動(dòng)齒輪對(duì)主動(dòng)齒輪作用的軸向分力由主動(dòng)齒輪傳遞給主齒螺母，再由主齒螺母?jìng)鬟f給小軸承，此時(shí)主動(dòng)齒輪受力見圖 5。

按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，變速器為倒擋時(shí)，作用于主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)矩為：

T＇= Memaxxt5xη=2069 N.m

?。篗emax(發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩)為294N.m；t5（變速器倒擋速比）為7.82；η（傳遞效率）為0.9。

計(jì)算主動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處分度圓上的切向力Ftm1為：

Ftm1= 2000T＇/dm1= 68851N

取： dm1(主動(dòng)齒輪分度圓直徑)為60.1mm，計(jì)算主動(dòng)齒輪齒寬中心處的軸向力 Fx1為：

Fx1= Ftm1/cosβm(tgαnsinδ1-sinβmcosδ1)=-55793 (3)

取：αn(主動(dòng)齒輪凹面壓力角)為 23°06＇，βm(主動(dòng)齒輪平均螺旋角)為 45°03＇，δ1(主動(dòng)齒輪頂錐角)為 14° 56＇。

4、波形隔套的加工成型流程

從原材料到成品的加工流程如下圖：

5、波形隔套的裝配

波形隔套都有一段工作區(qū)域，即按規(guī)定的主齒螺母擰緊力矩范圍裝配后波形隔套的受力及變形狀態(tài)處于載荷特性曲線P-δ曲線的“使用區(qū)域”位置上，如圖4所示。

現(xiàn)以某國外車型的波形隔套裝配過程為例加以說明：

1.用規(guī)定的扭矩?cái)Q緊主齒螺母；

2.將連接法蘭旋轉(zhuǎn) 5圈以上使軸承充分貼合，然后用測(cè)矩器測(cè)量軸承規(guī)定的起動(dòng)力矩，并在主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪的齒隙調(diào)整合格后再次測(cè)量主減的綜合力矩；

3.現(xiàn)以圖解方式說明調(diào)整起動(dòng)力矩的步驟：

4.調(diào)整完畢并鎖緊主齒螺母后在螺母上刻好擰緊合格標(biāo)識(shí)。

若出現(xiàn)了過擰緊，即在圖4中A點(diǎn)右方工作，常會(huì)導(dǎo)致主動(dòng)齒輪初裝時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)力矩合格，但數(shù)小時(shí)后明顯增大，行車數(shù)百公里后會(huì)發(fā)生異響。裝配工人也不易掌握，例如因主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)力矩一直較小而稍稍擰緊螺母時(shí)卻又突然增大，甚至不能用手轉(zhuǎn)動(dòng)。這時(shí)，可將此波形隔套再進(jìn)行油淬回火，使其屈服極限略有上升，但仍具有較好塑性變形能力而作為半剛性波形隔套。此時(shí)只需2～3種厚度規(guī)格的墊片即可使用，也可加快裝配速度和滿足使用要求，但一般不推薦，即波形套只要出現(xiàn)過擰緊就報(bào)廢。因波形隔套出現(xiàn)一次過擰緊后不管采用什么挽救手段，均達(dá)不到原技術(shù)狀態(tài)。

6、波形隔套的設(shè)計(jì)步驟及主齒螺母擰緊力矩的確定

1.先計(jì)算倒擋時(shí)波形隔套的受力情況，根據(jù)公式(3)確定軸向力Fx1的大小。

2.為了保證主齒的正常工作，主齒螺母所產(chǎn)生的軸向力F0應(yīng)大于Fx1，同時(shí)考慮安全系數(shù)F0=K1Fx1，取K1=1.3～1.5。根據(jù)公式(1)可求得主齒螺母擰緊力矩，在裝配過程中按該值操作。

3.任何螺紋都有其強(qiáng)度極限，應(yīng)使螺紋的保證載荷P>K2F0，才不至于使螺紋失效，一般取安全系數(shù)K2>2。

4.根據(jù)主動(dòng)齒輪安裝部位的形狀設(shè)計(jì)波形隔套的外形，從形狀而言，要設(shè)計(jì)出隔套薄弱點(diǎn)即鼓型，有利于塑性變形。如圖3中的A-A剖面處。

5.根據(jù)公式(2)計(jì)算 A值和δs值，以便選取合適的型材尺寸和材料。并經(jīng)過有限元分析和計(jì)算，確定波形隔套的初步結(jié)構(gòu)方案。

6.通過臺(tái)架試驗(yàn)、汽車道路試驗(yàn)最終確認(rèn)波形隔套的定型方案。

[1] 唐自玉,邴麗榮.后橋主齒軸承預(yù)緊力的力學(xué)分析及可壓縮隔套的設(shè)計(jì)[J].汽車技術(shù),2001(10):18-20.

[2] 陳經(jīng)勉.輕型汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器軸承“可壓縮”隔套設(shè)計(jì)[J].汽車與配件,1992(12):25-26.

[3] 齒輪手冊(cè)編委會(huì).齒輪手冊(cè)第二版(上冊(cè))[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

[4] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 第五版(第 1、2、3 卷) [M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2008.

Light, miniature automobile drive axle of main reducer waveform design and analysis of the spacer

Nie Caishun, Chen Hai, Deng Xiangjing, Li Yongfang, He Hua
（Sichuan Jian’an Industry Co., Ltd., Sichuan Ya’an 625000）

Pre-load parameter of automobile rear axle final drive pinion bearing, has great influence for the whole drive axle using performance, if we want to keep assemble parameter almost invariant during using, we need to use waveform sleeve/elastic sleeve load character curve P-δfunction.This article analyzed and calculated pre-load of gear pinion bearing minutely, and assembly performance of final drive, presented definite principle of gear pinion bearing pre-load force, at the same time, provided theoretical foundation of design waveform sleeve.

pre-load; waveform sleeve; load character curve; assembly performance

U463.5

A

1671-7988（2015）09-33-03

聶采順，就職于四川建安工業(yè)有限責(zé)任公司研發(fā)中心，從事輕、微型汽車底盤零部件設(shè)計(jì)和開發(fā)。