陳 健

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主減速器主被齒支承軸承剛度優(yōu)化的仿真分析

陳 健

（黃岡職業(yè)技術學院，湖北 黃岡 438002）

主減速器作為一個復雜的機械系統(tǒng)，來自外部或自身的各種激勵均會導致其產生振動并隨之產生噪聲。軸承作為支承主動齒輪的關鍵部分，其支承剛度對于主減速器動力傳輸的平穩(wěn)性尤為重要[1]。通過調整主被動齒輪的支承軸承與主減速器殼接觸寬度，優(yōu)化主被動齒輪-軸承系統(tǒng)剛度，能有效提高主減速器工作性能，降低振動噪音，提升汽車市場競爭力。

主減速器；主動齒輪；軸承寬度；減振降噪

隨著汽車由最初的奢侈品變成大眾消費品，汽車已成為許多人生活中不可或缺的一部分，人們在享受汽車給生活帶來的方便快捷的同時，對汽車的整體品質要求也正變得越來越高。汽車對于普通大眾來說已不僅僅限于作為一種交通工具那么簡單，在追求安全快捷的同時人們開始對它的可操縱性、平穩(wěn)性、經濟型及舒適性等投入越來越多的關注[2]。本文通過采用UG建模和Adams仿真的方法，對主被動齒輪支承軸承在不同接觸寬度下的工作狀況進行研究，優(yōu)化系統(tǒng)剛度，改善嚙合時齒輪的受力狀況，提高軸承工作壽命，從而提高主減速器的工作穩(wěn)定性，降低齒輪嚙合時的振動與噪音，提升汽車工作性能。

一、主減速器模型建立

主減速器由主被錐齒輪、差速器殼、軸承、減速器殼組成[3]，所有部件按照圖紙尺寸進行UG建模并按照要求裝配，為了便于觀察且不影響仿真真實度，將主減速器殼簡化為4個軸承支承座，如圖1所示。

1-主動齒輪；2-305軸承；3-減速器殼305軸承位；4-306軸承；5-減速器殼306軸承位；6-差速器殼；7-被動齒輪；8（9）-減速器殼208軸承位；10（11）-208軸承

為了優(yōu)化主動齒輪—軸承系統(tǒng)剛度，將調整主動齒輪上軸承的寬度。主減速器采用3種軸承，1個305軸承，1個306軸承，2個208軸承。用定量方式將軸承調整為5組不同的寬度，分別為①19mm，23mm，19mm；②18mm，22mm，18mm；③17mm，21mm，17mm；④16mm，20mm，16mm；⑤15mm，19mm，15mm.其他組件尺寸和安裝尺寸不變，將仿真模型分別導入Adams軟件中。

二、主減速器模型的動力學仿真

1.仿真的前處理

主減速器的相關研究參數如表1所示。設定主減速器殼、差速器殼、軸承以及主被動齒輪的材料參數。

表1 主減各部件的材料參數

對于齒輪接觸副、軸承各部件間接觸副參數進行計算[1]。

表2 軸承接觸副參數

齒輪和部分軸承接觸副參數如圖2所示[4]。

圖2 主被齒輪和軸承接觸副參數

對各部件施加約束[4，5]。減速器殼與大地施加固定副，軸承與減速器殼施加固定副，主被齒施加旋轉副；根據微MPV車實際車速范圍，給主動齒施加在800r/min-5 000r/min驅動轉速，分別為800r/min，500r/min，2 000r/min，3 000r/min，4 000r/min，5 000r/min；經過計算，汽車額定負載情況下被齒施加恒定負載扭矩500Nm。因為主被齒Y方向是與大地垂直方向，影響乘客乘坐舒適性，因此對主被齒Y方向的嚙合力進行統(tǒng)計，仿真前處理完成后的模型如圖3所示。

圖3 主減速器總成仿真模型

2.仿真數據的統(tǒng)計分析

設置驅動轉速時間歷程函數，仿真過程在0.2s時達到最大速度，之后穩(wěn)定在這一轉速。設置仿真總時長為0.6s，步長為0.001s。如圖4所示，第五組寬度的支承軸承，在驅動轉速800r/min下的主被齒Y方向嚙合力變化時域圖，以嚙合幅值為縱坐標，時間為橫坐標。驅動轉速在0.2s到0.6s間穩(wěn)定，對這一時間段的數據進行統(tǒng)計。

圖4 第五組寬度時主被齒Y方向嚙合力時域圖

各轉速各軸承寬度下的嚙合力平均值如表3所示，單位（KN）。

表3 各轉速和軸承寬度下主被齒Y方向嚙合力

對表3中的數據進行分析，發(fā)現在不同轉速下，第1組，即軸承寬度最大一組，主被齒在Y方向的嚙合力的均值最小，能有效改善主被齒的受力狀況，減小在傳遞力過程中的波動，降低主減速器的振動噪音。

三、總結

研究表明，通過增加主減速器支承軸承的接觸寬度，優(yōu)化主動齒—軸承系統(tǒng)剛度，可以改善主被齒嚙合受力。通過仿真分析，當主被動齒輪支承軸承寬度進行增加時，主被齒—軸承的整體剛度有顯著提升，能有效改善主被齒的受力狀況，提高支承軸承工作壽命，降低主減速器的振動噪音，提高汽車的乘坐舒適性。

[1]Bingwei Zhang. Vibration test and dynamic analysis of hypoid gear in micro-vehicle main reducer [D].Wuhan University of Technology，2010:44-46.

[2]Niu Qiuman, Liang Song, Zhang Yimin. The dynamics simulation of the gear with geometrical eccentricity[J].Journal of Vibration, Measurement and Diagnosis，2013.（4）102-106.

[3]黃澤平，馬吉勝，吳大林.齒輪輪齒接觸力仿真研究[J].機械傳動：2007（4）：26-28.

[4]解躍青.汽車碰撞仿真及綜合評價的理論與方法研究[D].上海：同濟大學，2003.

The Simulation Analysis on the Optimization of the Bearing Stiffness of the Passive Driving Gear of the Final Drive

CHEN Jian

（Huanggang Polytechnic College, Huanggang, Hubei 438002, China）

Final Drive, as a complex mechanical system, can produce vibration and noise by external and its own various incentives. The bearing is a key part supporting the driving gear and its supporting stiffness plays an important role in stability of power transmission for the Final Drive[1]. By adjusting the width that the main bearing of passive gear contact with the Final Drive shell and optimizing the passive gear-bearing system stiffness, the work of the Final Drive performance can be effectively enhanced, the vibration noise can be reduced, and the competitiveness of the automobile market can be improved.

final drive; driving gear; bearing width; vibration noise reduction

U463.218

A

1008—6129（2018）01—0084—04

2018—01—18

陳健（1989—），湖北黃岡人，黃岡職業(yè)技術學院，助教。