胡 芳,譚雨點,王 亮,陳黎卿

(1.合肥工業(yè)大學 汽車與交通工程學院,安徽 合肥 230009; 2.安徽農業(yè)大學 工學院,安徽 合肥 230036)

四驅汽車分動器軸承力學特性分析與試驗

胡 芳1,譚雨點2,王 亮2,陳黎卿2

(1.合肥工業(yè)大學 汽車與交通工程學院,安徽 合肥 230009; 2.安徽農業(yè)大學 工學院,安徽 合肥 230036)

針對四驅汽車傳動系統(tǒng)分動器軸承載荷難以確定的問題,文章提出并推導了軸承力學特性分析公式。以某款四驅汽車分動器為例,構建了分動器各傳動軸的空間力學模型,在此基礎上推導出齒輪、軸承等部件的力學矩陣方程,從而求解出齒輪、軸承的各方向力學載荷;以90 N·m輸入工況為例,建立軸承有限元分析模型,運用推導出的力學載荷公式對其進行有限元分析與壓力測試試驗數(shù)值對比,得出軸承的有限元分析與試驗應力誤差為5.23%,驗證了該公式的正確性;同時進行了極限工況下的軸承應力分析,研究成果為軸承在該類部件的設計提供了一定的依據(jù)。

分動器;軸承;受力分析;仿真;壓力測試

四驅汽車傳動系統(tǒng)分動器部件中軸承的受力載荷情況直接影響到應力分布及疲勞壽命,從而影響部件的工作性能,因此,對于軸承力學特性分析顯得尤為重要。國內外學者在此方面均開展了諸多探索研究。文獻[1]對齒輪系統(tǒng)的相互接觸受力進行了有限元分析;文獻[2]對智能四驅汽車分動器殼體進行了有限元分析和模態(tài)試驗;文獻[3]對具有塑性變形的轉盤軸承進行了有限元分析;文獻[4]對滾動軸承進行了有限元分析;此外諸多學者還在汽車傳動系統(tǒng)內部齒輪-軸傳動機構分析和接觸受力分析等方面開展了系列研究[5-10]。通過對現(xiàn)有研究成果的分析可知:針對汽車傳動系統(tǒng)中軸承部件的力學分析較少,對其傳動部件力學分析往往以有限元分析為主,有限元分析的輸入也多以簡化模型代替,例如對于軸承和齒輪等部件的研究,均為將動力輸入載荷直接加載到被分析部件,使得分析結果數(shù)值偏大;另一方面,軸承受力載荷的確定由軟件建模仿真得到,其載荷大小的準確度也難以得到驗證。

本文以某款四驅汽車傳動系統(tǒng)中的典型部件——分動器為研究對象,通過對內部傳動系的分析建立軸承所受載荷的理論公式,并進行試驗對比,以驗證所推導軸承載荷的正確性。

1 分動器力學模型構建

1.1 分動器傳動部件的模型建立

典型四驅汽車分動器結構示意圖如圖1所示。動力從左邊輸入,經(jīng)過2級傳動后從傳動軸5、7分別輸出,2級齒輪分別為圓柱斜齒輪1、2和雙曲面錐齒輪3、4,軸承A、B、C、D、E、F分別安裝在傳動軸5、6、7上,均為圓錐滾子軸承。

圖1 分動器總成示意圖

1.2 分動器齒輪的受力分析

[11],經(jīng)推導可得斜齒輪與錐齒輪的力學公式。斜齒輪受力方程組為:

(1)

錐齒輪受力方程組為:

(2)

其中,T為斜齒輪輸入扭矩;d為斜齒輪的分度圓直徑;α′、β分別為斜齒輪壓力角、螺旋角;z、m分別為斜齒輪齒數(shù)、模數(shù);Ft、Fr、Fa分別為斜齒輪上產(chǎn)生的圓周力、徑向力、軸向力大小;T′為錐齒輪輸入扭矩;d′為錐齒輪的分度圓直徑;α″、β′、γ分別為錐齒輪法向壓力角、平均螺旋角、節(jié)錐角;Ft′、Fr′、Fa′分別為錐齒輪上產(chǎn)生的圓周力、徑向力、軸向力大小。

1.3 分動器各傳動軸力學模型

1.3.1 輸入軸力學模型

傳動軸5受力分析模型主要包含斜齒輪、軸和支撐圓錐滾動軸承體系,通過(1) 式可以獲得主動齒輪的受力情況,由此建立傳動軸5的受力分析模型如圖2所示。

其中，圓錐滾動軸承的軸向力需要通過軸向力判斷準則[11]來確定。

圖2 傳動軸5受力分析模型

A1X1=B1

(3)

(4)

(5)

(6)

其中,m為斜齒輪與軸承B的距離;n為斜齒輪與軸承A的距離;r1為斜齒輪1的半徑；Fs為各個軸承的附加軸向力大小；Fx、Fy、Fz為徑向力的分解力。

1.3.2 中間軸力學模型

建立傳動軸6的受力分析模型,中間軸主要由圓柱斜齒輪、軸、錐齒輪以及支撐軸承組組成,獲得軸的錐齒輪受力情況后并建立受力模型,如圖3所示。其中,e為錐齒輪3與軸承D的距離;f為斜齒輪2與錐齒輪3的距離;dm為斜齒輪2的半徑;g為錐齒輪3與軸承C的距離。

圖3 傳動軸6受力分析模型

A2X2=B2

(7)

(8)

(9)

(10)

1.3.3 輸出軸力學模型

傳動軸7的受力分析輸出軸的受力模型,如圖4所示。

圖4中,dm為錐齒輪4的半徑;c為錐齒輪4與軸承E的距離;d為錐齒輪4與軸承F的距離。

對傳動系統(tǒng)中齒輪受力進行理論分析后建立各個傳動軸的空間力學模型,并根據(jù)各軸承的受力，在對其軸向力判斷方向后建立總的受力平衡矩陣,最終確定各軸上圓錐滾動軸承在各空間方向的載荷值。

圖4 傳動軸7受力分析模型

A3X3=B3

(11)

(12)

(13)

(14)

2 試驗驗證

2.1 分動器有限元模型構建

以某款四驅汽車分動器為研究對象,建立分動器UG三維模型,導入Abaqus進行劃網(wǎng)格、加載邊界條件,在保證計算精度的情況下對軸承模型進行簡化[12],分動器有限元模型如圖5所示。

圖5 分動器有限元模型

分動器相關參數(shù)見表1所列。

表1 分動器參數(shù)

設定輸入扭矩90 N·m,通過本文建立的矩陣得出軸承各個方向的受力載荷，見表2所列,再經(jīng)過有限元分析得到軸承的應力分布。

表2 軸承受力分布 N

2.2 分動器試驗設計

為驗證本文軸承受力分析公式對計算軸承各個方向載荷數(shù)值的準確性和可靠性,針對某款分動器內部傳動系上的軸承應力分布進行壓力試驗測試。試驗現(xiàn)場如圖6所示。傳動試驗臺主要由三相異步電機驅動,通過中央控制裝置實行可調負載的試驗臺,試驗采用富士壓力測試膠片進行試驗測試。將裝配壓力測試紙的軸承通過專業(yè)工具裝入分動器內部,當傳動系統(tǒng)施加負載后,軸承外圈表面將會產(chǎn)生壓力,從而使得測試膠片紙出現(xiàn)顏色變化,反映試驗結果。由于該測試膠片在無油條件下進行,達不到極限工況的測試要求,本次試驗選取90、180 N·m分別作為輸入扭矩進行試驗,完成后取出壓力測試紙進行分析,選取4塊區(qū)域的應力值進行記錄。選取該分動器的A、B、C、D 4個軸承外圈應力作為測試對象。

圖6 傳動試驗圖

試驗時先選取輸入扭矩90 N·m作為動力輸入,按照試驗條件及步驟完成試驗后,拆開分動器,取下壓力測試紙,通過富士壓力測試裝置專業(yè)掃描儀獲取試驗結果。最后將同等載荷條件下的仿真結果與壓力試驗結果進行對比,對比結果如圖7所示。

圖7 仿真與試驗結果的對比

由圖7a可知,在接觸區(qū)域內壓力分布大體相同,同時在應力最大的區(qū)域內仿真結果與試驗結果也基本吻合。

由圖7b可知,由于在拆卸過程中,軸承外圈發(fā)生偏斜,導致局部區(qū)域的壓力超過壓力傳感器的量程,但通過與仿真結果對比,該區(qū)域的壓力分布云圖趨勢依舊與仿真結果保持一致。

由圖7c可知,在輸入扭矩90 N·m的工況下,通過對選取的4部分仿真與試驗結果進行對比，得出其誤差值均在5%以內,說明仿真情況與試驗結果基本相同。

2.4 分動器靜力學分析

運用所推導分動器力學公式,對該款產(chǎn)品進行極限工況下的靜力學分析,得出分動器的應力應變結果如圖8所示。

圖8 分動器應力、變形云圖

由圖8a和圖8b可以看出,圓錐滾動軸承E、F的最大應力為390.0 MPa,最大變形量為0.055 mm;靠近小錐齒輪的圓錐滾動軸承E的應力明顯大于遠離小錐齒輪的圓錐滾動軸承F,因此在選擇軸承時,以軸承E的強度為標準,選擇配套的圓錐滾動軸承F。由圖8c和圖8d可以看出,圓錐滾動軸承C、D的最大應力為213.4 MPa,最大變形量為0.045 mm; C、D為中間軸支承軸承,C靠近小圓柱斜齒輪端,C的整體應力均比D要大,而且能夠明顯地看出C軸承外圈出現(xiàn)了應力較大區(qū)域,因此在選擇C、D軸承對時,以C軸承的強度為標準選擇D軸承。由圖8e和圖8f可以看出,圓錐滾動軸承A、B的最大應力為180.5 MPa,最大變形量為0.015 mm;A、B為輸入軸端軸承,其中A靠近大圓柱斜齒輪端,其應力整體值偏大,因此,在選擇A、B軸承對時,以軸承A的強度為參考標準,選擇B軸承。

3 結 論

(1) 本文通過建立傳動模型矩陣公式，推導出了分動器軸承力學公式,并對輸入扭矩為90、80 N·m工況下的載荷值進行計算和壓力測試試驗;試驗數(shù)據(jù)對比可得,在90 N·m工況下應力誤差在5.23%以內,180 N·m工況下誤差在10%以內,驗證了本文軸承力學公式的正確性。

(2) 在此基礎上,以某款分動器為研究對象,對其進行分動器有限元分析,得出了軸承部件的應力和應變圖,并給出了軸承設計的參考依據(jù),為軸承在該類產(chǎn)品的設計提供一定的參考。

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Analysisandexperimentonmechanicalcharacteristicof4WDautomobiletransfercasebearings

HU Fang1,TAN Yudian2,WANG Liang2,CHEN Liqing2

(1.School of Automobile and Traffic Engineering, Hefei University of Technology, Hefei 230009, China; 2.School of Engineering, Anhui Agricultural University, Hefei 230036, China)

Based on the uncertain problem of transfer case bearing load of the four-wheel drive(4WD) automobile transmission system, the bearing mechanical characteristic formula was put forward and deduced. Taking a 4WD automobile transfer case as an example, the spatial mechanical model of each transfer transmission shaft was built. On this basis, the mechanical matrix equation of gears, bearings and other parts was derived, and the each directional mechanical load of the gears and bearings was solved. Under the condition of input torque of 90 N·m, the finite element analysis model of transfer case was set up, and the results of the simulation applying the mechanical load formula were compared with the results of pressure test. The results show that the stress error of each bearing between simulation and test is 5.23%, which verifies the reliability of the mechanical load formula. Finally, the bearing stress analysis under limiting conditions was carried out. The research results can provide a basis for the design of the bearing on this kind of transfer case.

transfer case; bearing; mechanical analysis; simulation; pressure test

2016-10-10；

2017-01-07

國家自然科學基金資助項目(51305004)

胡 芳(1968-),女，安徽太和人,合肥工業(yè)大學副研究員.

10.3969/j.issn.1003-5060.2017.11.005

TH133.3

A

1003-5060(2017)11-1464-05

(責任編輯 胡亞敏)