Optimum design on the gear press frame of automobile transmission

劉松凱，尹　健，白洪飛

（中國科學(xué)院沈陽自動化研究所，沈陽 110016）

LIU Song-kai,　YIN Jian,　BAI Hong-fei

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汽車變速器齒輪壓裝機機身優(yōu)化設(shè)計

Optimum design on the gear press frame of automobile transmission

劉松凱，尹健，白洪飛

（中國科學(xué)院沈陽自動化研究所，沈陽 110016）

LIU Song-kai,YIN Jian,BAI Hong-fei

摘要：為了加強汽車變速器齒輪壓裝機一系列設(shè)備的機身設(shè)計的合理性，基于ANSYS有限元分析，在滿足齒輪裝配精度的前提下，對幾種常用的齒輪壓裝機機身進行建模分析，得到機身相關(guān)設(shè)計參數(shù)，并研究分析了齒輪壓裝力和機身尺寸的內(nèi)在聯(lián)系，擬合出兩者的關(guān)系曲線，為汽車變速器齒輪壓裝機的規(guī)范設(shè)計提供科學(xué)準確的理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：合理性；齒輪壓裝機；裝配精度；壓裝力；關(guān)系曲線

0　引言

變速器是汽車傳動系統(tǒng)最重要的組成部分，齒輪作為變速器內(nèi)部主要元件，其裝配的精度直接關(guān)系到變速器的性能與壽命。齒輪與主軸的裝配主要在壓裝機上完成，因而壓裝機的設(shè)計制造精度尤為重要。目前國內(nèi)學(xué)者對于壓裝裝配的研究主要有單壓裝機的機身有限元分析研究[1,2]，關(guān)鍵零件壓裝質(zhì)量控制與工藝的研究[3～5]等。由于壓裝機屬于非標設(shè)備，不同的壓裝對象，壓裝機的各設(shè)計參數(shù)也不同，因此沒有相關(guān)的設(shè)計規(guī)范。壓裝機系列性的理論研究也很少，如不同壓裝力的壓裝機機身的設(shè)計多依據(jù)設(shè)計者的經(jīng)驗而定，沒有相應(yīng)的理論支持。本文以系列不同壓裝力的齒輪壓裝機為研究對象，通過研究分析得出該類壓裝機設(shè)計的相關(guān)理論。

1　目標優(yōu)化分析

1.1優(yōu)化對象

機身作為壓裝機的主體，由鋼板焊接而成，是整個壓裝機的主要承力單元。機身鋼板的厚度值是機身設(shè)計的重要參數(shù)，其直接關(guān)系到機身的剛度和強度。影響機身受力變形的主要因素有壓裝力、壓裝機的喉深以及開口高度等等。由于變速器齒輪的外形尺寸相對差別較小，因而不同壓裝力的齒輪壓裝機的外形結(jié)構(gòu)也大致相同。這使得壓裝力成為影響齒輪壓裝機機身受力變形的主要因素。本文選取壓裝力分別為30kN，50kN，100kN，250kN，400kN五組常用的齒輪壓裝機作為研究對象。

1.2優(yōu)化約束條件

根據(jù)變速器的設(shè)計要求，齒輪的裝配精度必須滿足兩個要求：1）裝配完成后的齒輪和主軸的中心軸線的同軸度應(yīng)控制在0.015毫米的范圍內(nèi)；2）裝配完成后齒輪上下基準面相對于主軸的垂直度應(yīng)控制在0.015毫米的范圍內(nèi)。機身是主要承力單元，因此壓裝機機身的剛度是影響齒輪這兩點裝配精度要求的主要因素。為了達到齒輪的這兩點裝配精度要求，壓裝機的機身應(yīng)必須滿足以下兩個方面：

第二，壓裝力輸出最大時，機身不僅有足夠的強度承受壓裝力而不被破壞，更要有足夠的剛度保證壓頭的壓裝面與齒輪的壓裝面的平行度控制在0.015毫米的范圍內(nèi)。

以這兩個方面作為齒輪壓裝機機身優(yōu)化的約束條件，尋求得機身板厚的最優(yōu)化結(jié)果。

2　有限元分析

2.1軟件介紹

2.2建立有限元模型

按照壓裝機機身實際尺寸建立的ANSYS模型，模型采用shell63單元類型，根據(jù)機身材料Q235定義以下材料屬性：密度為7.85×10-6kg.mm-3，彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.33。采用映射網(wǎng)格對模型進行網(wǎng)格劃分，如圖1所示。

圖1　網(wǎng)格劃分示意圖

2.3施加載荷及約束

根據(jù)壓裝機工作的實際情況，按照液壓缸作用的方向施加壓裝力，分別施加30kN，50kN，100kN，250kN，400kN五組不同的壓裝力；施加重力加速度9.81m/s2。

將約束施加于機身底座的四個地腳的相應(yīng)位置，其中機身后面兩個地腳的位置施加XYZ個方向的約束，而機身前面兩個地腳的位置只施加Z（豎直方向）方向的約束。

3　結(jié)果分析

為了使ANSYS計算結(jié)果更直觀的與機身約束條件進行對比，如圖2所示，設(shè)定壓頭的底面與中心軸線的交點為A，齒輪壓裝面與中心軸線的交點為B，將ANSYS計算結(jié)果中A點與B點的偏差值近似為壓頭中心軸線與齒輪和主軸的中心軸線的同軸度最大誤差。

圖2　壓頭與齒輪示意圖

3.1優(yōu)化前

表1　優(yōu)化前偏差計算結(jié)果

由此可以看出，對于0.015mm的極限偏差，目前齒輪壓裝機的機身板厚設(shè)計值都存在很大的富裕量，存在優(yōu)化的空間。根據(jù)ANSYS計算值與實際測量值的對比，考慮理論計算的補償量，最終以偏差0.01mm為優(yōu)化目標，通過有限元計算，進步減少板厚尺寸。

3.2優(yōu)化后

經(jīng)過優(yōu)化計算，最終得到常用壓裝力對應(yīng)壓裝機機身的板厚以及偏差值，如表2所示。

表2　優(yōu)化后偏差計算結(jié)果

表3　應(yīng)力計算結(jié)果

機身材料為Q235，其最大屈服應(yīng)力為σs=235MPa，取安全系數(shù)為2，得許用應(yīng)力為：

可見上表所有機身的應(yīng)力都小于117.5MPa，因此優(yōu)化后的機身滿足應(yīng)力要求。

壓裝機以最大壓裝力壓裝時，機身產(chǎn)生的變形量最大，機身的變形導(dǎo)致壓頭有偏離原有位置的趨勢。壓頭位置的偏離會使壓頭與齒輪間的相互作用的位置發(fā)生變，進而引起壓頭與導(dǎo)向軸產(chǎn)生變形。如圖3所示，壓頭與導(dǎo)向軸的變形補償了壓裝機因機身變形而引起的壓裝力方向的偏離。因此對于齒輪壓裝面與理想位置的平行度要求，不僅要考慮壓裝機機身強度和剛度，還要考慮壓頭與導(dǎo)向軸的強度和剛度。

圖3　壓頭變形補償示意圖

如表4所示，壓頭變形引起的角度變化都大于機身變形引起的角度變化，因此可以保證壓裝機最大壓裝力輸出時，齒輪壓裝面保持水平，從而滿足第二條優(yōu)化約束條件。

表4　變形引起的角度變化數(shù)據(jù)表

4　結(jié)論

1）經(jīng)過機身的優(yōu)化設(shè)計，齒輪壓裝機的機身重量較優(yōu)化前減少了20%以上，如表5所示。

表5　機身重量優(yōu)化結(jié)果

2）通過上述結(jié)果分析，對最終五組數(shù)值進行曲線擬合，得出了壓裝力與鋼板厚度的曲線，如圖4所示。該曲線可以為齒輪壓裝機在各種壓裝力下的板厚值設(shè)計提供理論參考。

圖4　擬合曲線

3）通過計算分析不僅優(yōu)化了機身不合理的設(shè)計尺寸，而且促進了該系列齒輪壓裝機的規(guī)范統(tǒng)。

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作者簡介：劉松凱（1983 -），男，山東諸城人，助理研究員，碩士，研究方向為自動化生產(chǎn)線的應(yīng)用與開發(fā)技術(shù)。

收稿日期：2015-10-23

中圖分類號：U463.212+.42

文獻標識碼：A

文章編號：1009-0134(2016)03-0071-03