王光良 鄒林峰

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

手動變速器軸承箱的分析與強(qiáng)化

王光良 鄒林峰

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

針對軸承箱倒檔惰輪軸安裝處倒檔出現(xiàn)開裂問題，對軸承箱結(jié)構(gòu)及受力進(jìn)行了分析，同時對殼體相關(guān)部分做了強(qiáng)化。CAE分析結(jié)果表明，殼體改進(jìn)后的應(yīng)力明顯減小，達(dá)到了設(shè)計的要求，后續(xù)的倒檔破壞性試驗中沒有發(fā)生殼體開裂的現(xiàn)象。同時，對惰輪的受力分析表明，改變惰輪安裝位置，可以有效減小倒檔軸對殼體的作用力?？偨Y(jié)故障的根本原因是由于惰輪的承載能力不足造成的，采用更換惰輪的材料的措施，提高了齒輪承載能力，避免類似故障再次發(fā)生。

軸承箱；開裂；惰輪；加強(qiáng)筋

該變速箱是一款微車變速箱，市場需求量很大。量產(chǎn)至今，變速器經(jīng)不斷的優(yōu)化與改進(jìn)，目前已是一款成熟的產(chǎn)品。市場反饋出現(xiàn)了幾起掛倒檔行駛時軸承箱開裂問題，見圖1。經(jīng)市場調(diào)查和故障模擬再現(xiàn)，發(fā)現(xiàn)造成該問題的主要過程為車輛滿載或在斜坡上倒車。

一般來講，變速器殼體開裂損壞的主要原因是殼體強(qiáng)度不足或存在鑄造缺陷，或者是變速器內(nèi)存在異物，如金屬塊（斷齒或軸承碎塊等）擠進(jìn)齒輪嚙合處而將殼體漲裂的情況。本文對殼體開裂部分進(jìn)行了分析與強(qiáng)化，最終，消除了殼體開裂這一現(xiàn)象。由圖 1可以看出，殼體的開裂幾乎是沿著加強(qiáng)筋與殼體交界處開裂的。因此，筆者認(rèn)為，在殼體上增加橫向的加強(qiáng)筋，可以減小應(yīng)力集中，提高殼體的強(qiáng)度。

圖1 故障殼體

1 殼體力學(xué)分析

齒輪在變速箱內(nèi)的布置如圖 2所示，倒檔動力的傳遞路線為主動輪——倒檔惰輪——中間軸被動輪，較其它檔位增加了倒檔惰輪傳遞動力，由三個齒輪傳動，同時，也是速比最大的檔位。惰輪通過惰輪軸的兩端分別安裝在離合器殼體與軸承箱上的（圖5所示），因此，倒檔軸上的力由軸承箱與離合器殼體承受。

圖2 齒輪在殼體中的排布

根據(jù)軸承箱內(nèi)部齒輪的布置，及倒檔時的輸入扭矩，計算出齒輪的切向力，再結(jié)合齒輪參數(shù)計算出法向力，由此得到惰輪軸的傳動軸受力。

輸入扭矩：131N·m。

倒檔主動齒：齒數(shù)，11，壓力角，22.5°，分度圓直徑26.4mm，基圓24.39mm。

倒檔惰輪：齒數(shù)，26，壓力角，22.5°，分度圓直徑62.4mm，基圓57.65mm。

倒檔被動齒：齒數(shù)，38，壓力角，22.5°，分度圓直徑88.8mm，基圓82.04mm。

中心距：a1=46mm，a2=75.7mm。

圖3 倒檔惰輪受力分析

假設(shè)齒輪間傳動效率為98%。

主動齒輪和倒檔惰輪設(shè)計中心距為46mm，兩齒輪實際分度圓半徑之和為13.2+31.2=44.4mm，采用變位齒輪傳動。

主動齒節(jié)圓半徑：46×11/37=13.68mm，惰輪：46-13.68=32.32mm

節(jié)圓壓力角：arccos(12.195/13.68)=26.9°

倒檔被動齒與倒檔惰輪設(shè)計中心距為75.7mm，兩齒輪分度圓半徑之和為75.6mm，除去公差影響，可視為標(biāo)準(zhǔn)傳動，節(jié)圓壓力角等于分度圓壓力角，22.5°

輸入齒輪與惰輪產(chǎn)生的作用力 F1=131N·m/13.68mm= 9576.02N

被動輪對惰輪的反作用力F2=9576.02N×0.98=9384.5N

惰輪上的合力F通過倒檔軸傳遞到殼體上。

利用余弦定理：a2+b2-c2=2abcos＜c

而由正弦定理：sinβ1/sinβ2=9576.02/9384.5

得：β1=28.41°

β2=56.26°-28.41°=27.85°

合力F：

齒輪的受力簡圖，如圖 3所示，倒檔時產(chǎn)生的力約為16721N。我們假設(shè)該倒檔時產(chǎn)生的力全部由軸承箱承擔(dān)（實際上離合器殼體也承擔(dān)一部分），利用 CAE軟件對殼體進(jìn)行了分析。結(jié)果如圖4所示。

2 CAE 結(jié)果對比分析

CAE結(jié)果分析表明，如圖4 (a)、(b) 顯示，在此種輸入條件下，殼體的最大應(yīng)力達(dá)到了214.2Mpa，在加強(qiáng)筋與殼體的交界處出現(xiàn)了應(yīng)力集中，最大應(yīng)力為214.2Mpa，超過了鋁合金材料的屈服強(qiáng)度170Mpa[3]，因此，該處存在開裂的可能性，同時，我們也不排除是由于建模時倒角、尖角等因素造成的只是在分析時產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象，但與實際開裂的圖1相互對比，可看出，模擬結(jié)果與實際結(jié)果相吻合，因此，我們認(rèn)為在加強(qiáng)筋與殼體交接處產(chǎn)生很大的應(yīng)力，需要通過增加殼體強(qiáng)度來改善這一情況。

圖4 殼體強(qiáng)化前后CAE分析結(jié)果

對殼體增加加強(qiáng)筋后的模型以及分析的結(jié)果如上圖所示，在殼體外部增加了兩條橫向與兩條縱向的筋。在殼體內(nèi)部由于軸承箱內(nèi)部受倒檔惰輪安裝位置的限制，內(nèi)部加強(qiáng)筋高度很低。在同等條件的輸入情況下，CAE分析結(jié)果如圖 4顯示，最大應(yīng)力為108.7Mpa，軸承箱受的應(yīng)力明顯減小，已明顯低于材料的屈服強(qiáng)度（約 170Mpa），理論上不會出現(xiàn)開裂情況。

圖5 倒檔惰輪、倒檔軸在離合器殼體、軸承箱上的位置

需要做出說明的是，此種情況是建立在倒檔軸上所有力都加在軸承箱上，事實上倒檔時殼體也需承擔(dān)一部分的力。圖5顯示的是惰輪倒檔時在軸承箱內(nèi)的狀態(tài)。因此，按照CAE結(jié)果，即使產(chǎn)生了開裂現(xiàn)象的殼體也并不能完全肯定是由于設(shè)計應(yīng)力超過材料的屈服強(qiáng)度造成的，零部件質(zhì)量等問題也是一大關(guān)鍵因素，畢竟該殼體開裂只是個別現(xiàn)象。

3 軸承箱受力優(yōu)化

調(diào)整惰輪的布置位置后，齒輪所受的力大小相同，但對殼體產(chǎn)生的合力F卻大大減小，計算過程如下：

sinβ1/sinβ2=9576.02/9384.5

得：β1=87.44°

β2=173.14°-87.44°=85.7°

合力F：

F1cosβ1+F2cosβ2=1131.36N

圖6 倒檔惰輪調(diào)整后力的受力情況

倒檔時需經(jīng)過惰輪改變動力傳遞方向，齒輪的排布直接影響了力的方向，對惰輪的受力有著明顯的影響。我們對惰輪的安裝位置做了調(diào)整，如圖6所示，在同樣的輸入條件下，惰輪輪齒受到的分力大小不變，但惰輪軸上產(chǎn)生的合力只有1131.36N，是原來16721N的十分之一都不到，殼體的受力效果明顯變好。同時，筆者對比力的方向，從圖3和圖6可以看出，目前狀態(tài)，圖 3的力不僅很大，而且是“朝外”壓向殼體的，也就是說，主動輪與從動輪是將惰輪向外擠壓的，力通過惰輪軸傳遞到殼體上。

而如果將惰輪安裝位置調(diào)整到圖 6位置，惰輪所受的合力的力不僅減小了了，而且它齒輪上的合力也是指向軸承箱內(nèi)部的，對齒輪來說，有自動嚙合的作用，而對惰輪軸和軸承箱來說，幾乎不受力的作用。因此，如調(diào)整惰輪的安裝位置，則軸承箱以及零部件的受力會明顯變好。

4 結(jié)論

在增加加強(qiáng)筋后，供應(yīng)商試制殼體在倒檔破壞性試驗中殼體沒有出現(xiàn)開裂現(xiàn)象，但是，倒檔惰輪輪齒被折斷的情況依舊存在，因此，由此可以推斷出，增加齒輪的承載能力，是解決類似問題的關(guān)鍵，軸承箱開裂是在齒輪折斷齒后發(fā)生的。

因此，在綜合各方面的考慮后，在軸承箱加筋的同時，我們對倒檔惰輪的材料進(jìn)行了更換，提高了齒輪的承載能力。在進(jìn)行的破壞性試驗中，變速器的承載能力得到了明顯的提高，通過了該項試驗。

另外，在筆者最新開發(fā)的縱置產(chǎn)品中，倒檔我們采用了常嚙合斜齒輪傳動的方式，避免了直齒輪承載能力小，以及倒檔時惰輪嚙合不到位等潛在風(fēng)險。

[1] 郝汝林.機(jī)械式變速器殼體開裂分析[J].北京汽車,2009, (4),42-43.

[2] 龐洪臣,王吉忠,夏波,等.HR601驅(qū)動橋變速箱殼體結(jié)構(gòu)分析[J].農(nóng)機(jī)化研究,2008,(4):62-64.

[3] 溫秉權(quán).金屬材料手冊[M].北京:電子工業(yè)出版社,2009.

Analyse and strengthen the gear-box of manual transmission

In view of the bearing housing reverse idler shaft crack problems in reverse installation, analyse the bearing box structure and stress, and strengthen the transmission case. The CAE analysis result shows that, transmission case stress will be decreased significantly after improvement, meet the design requirement. No crack appeared any more during the T/M Abuse-Test. According to analysis the stress of the idler gear, it can effectively reduce the reverse axial forces of transmission case by changing the position of idle gear. Summarizes the failure root cause is due to inadequate carrying capacity of the idler. Adoption of replacement of idler gear material measures to improve the carrying capacity of gear, avoid similar failure happen again.

Bearing housing;crack;idle gear;strengthening rib

U46...

A....

1008-1151(2015)08-0063-03

2015-07-11

王光良（1980－），男，山東蓬萊人，上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心工程師，從事手動變速器總成及換擋操縱系統(tǒng)的設(shè)計開發(fā)；鄒林峰（1981－），男，四川成都人，上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心工程師，從事手動變速器總成及換擋操縱系統(tǒng)的設(shè)計開發(fā)。