馮立 謝玉琳 蔡卓琳 任良順

1.上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西柳州市 545007 2.柳州孔輝汽車科技有限公司 廣西柳州市 545007

1 引言

隔套是汽車主減速器的一個重要零件，其主要作用是支撐軸承并給軸承提供穩(wěn)定的軸向預(yù)緊力。目前，對主齒軸承間隙調(diào)整的裝配形式有兩種：剛性隔套和彈性隔套。剛性隔套工作區(qū)域?yàn)槠鋸椥远?，而彈性隔套工作區(qū)域?yàn)槠渌苄远巍Ｒ蚬ぷ髟淼牟煌?，彈性隔套與剛性隔套的設(shè)計也不同，即設(shè)計時應(yīng)考慮彈性隔套的載荷，彈性隔套的回彈量，彈性隔套對軸承的支撐剛度。這些因素與主減壽命及噪聲密切相關(guān)。

在彈性隔套的設(shè)計研究中，有研究者已從力學(xué)原理上對主齒軸承的預(yù)緊力進(jìn)行了詳細(xì)的分析和計算，為彈性隔套設(shè)計提供了理論依據(jù)。也有研究者利用有限元分析，完成了單個彈性隔套的有限元模型，及彈塑性仿真。上述作者只對單個隔套進(jìn)行設(shè)計，未研究彈性隔套與主減速總成的匹配。

本文以某MPV后驅(qū)車型彈性隔套主減為例，利用彈性隔套主減總成有限元模型及有限元分析，設(shè)計彈性隔套的載荷、彈性隔套的回彈量，并評估彈性隔套的支撐剛度。

2 彈性隔套設(shè)計的理論分析

彈性隔套裝配完成后，主減總成各部件受力如圖2，首先鎖緊螺母將在連接法蘭上產(chǎn)生軸向壓力，并作用于外軸承內(nèi)圈，此時軸向力分兩個方向傳遞：一個是通過圓錐滾子傳遞給外軸承外圈，外軸承外圈軸向力通過減速器殼軸承座傳遞給內(nèi)軸承外圈，再通過圓錐滾子傳遞給內(nèi)軸承內(nèi)圈；一個是通過彈性隔套，進(jìn)而作用于內(nèi)軸承內(nèi)圈，這兩個方向作用力在內(nèi)軸承內(nèi)圈進(jìn)行匯合，并作用于主齒軸。兩個方向的作用力合力作用于主齒軸并與鎖緊螺母擰緊產(chǎn)生的軸向力平衡，形成主齒總成裝配的封閉力學(xué)模型。

圖1 主齒總成結(jié)構(gòu)圖

3 彈性隔套性能參數(shù)

彈性隔套厚2.5mm，長39.3mm，中間凸起直徑42.5mm。

彈性隔套的材料為20#鋼，20#鋼彈性模量為211000Mpa，泊松比為0.3，密度為7800kg/m3。

圖2 主齒總成力封閉模型

圖3 彈性隔套應(yīng)力云圖

彈性隔套載荷為6 3 k N，回彈量為0.2mm，性能參數(shù)見圖3。

4 彈性隔套主減總成有限元分析

4.1 主減總成有限元模型

對減殼、法蘭、主齒軸采用六面體網(wǎng)格劃分，在ABAQUS軟件中進(jìn)行彈塑性非線性分析。

減殼螺栓孔固定約束，約束法蘭軸向轉(zhuǎn)動自由度，法蘭與主齒花鍵建立移動副translator連接關(guān)系。

主齒大小軸承內(nèi)外圈用bushing定義軸承剛度，軸承外圈與減殼建立接觸約束關(guān)系。

導(dǎo)入2.3 彈性隔套性能仿真 的彈性隔套模型。法蘭、軸承內(nèi)圈、彈性隔套、主齒間相互建立接觸約束關(guān)系。主減總成分析模型見圖4。

圖4 主減總成分析模型

4.2 主減總成加載

4.2.1 主減預(yù)緊狀態(tài)加載

主減預(yù)緊狀態(tài)是指主減鎖緊螺母鎖緊狀態(tài)。加載240N.m擰緊擰緊時產(chǎn)生的軸向力：鎖緊螺母與法蘭接觸面加載70000N壓力，鎖緊螺母與主齒嚙合處施加拉力70000N。

擰緊鎖緊螺母產(chǎn)生的軸向力按下式計算：T=kFd

式中，T—擰緊扭力；k—扭矩系數(shù)；F—軸向力；d—螺栓公稱直徑

4.2.2 主減工作狀態(tài)加載

主減工作狀態(tài)是指主減在鎖緊螺母鎖緊后，通過主被齒嚙合傳遞扭矩。扭矩在主被齒嚙合點(diǎn)可分解成主齒的軸向力、徑向力和圓周力，見表1。在齒輪嚙合點(diǎn)加載三個方向的力值。

4.3 彈性隔套載荷設(shè)計

按3.2.1 主減預(yù)緊狀態(tài)加載，在有限元模型中對主減各部件進(jìn)行力學(xué)計算，提取各接觸面的力值，見表2。

計算軸承軸向預(yù)緊力：

小軸承軸向預(yù)緊力：F小軸承=F1-F3-f2=4607.551N；

表1 齒輪加載力

大軸承軸向預(yù)緊力：F大軸承=F 7-F5+f3=4790.072N。

彈性隔套載荷為63KN提供軸承的預(yù)緊力在軸承最佳軸向預(yù)緊力4000～6000N范圍內(nèi)。

4.4 彈性隔套回彈量設(shè)計

按3.2.1 主減工作狀態(tài)加載。在齒輪嚙合點(diǎn)加載嚙合力，并提取彈性隔套長度值，見表3。

以鎖緊螺母鎖緊時彈性隔套長度為0點(diǎn)，加載最大前進(jìn)扭矩時，彈性隔套被壓縮0.0417mm，加載最大后退扭矩時，彈性隔套回彈0.0504mm。從最大前進(jìn)扭矩到最大后退扭矩，彈性隔套極限長度變化量△=0.0921mm。

彈性隔套回彈量為0.2mm，大于極限變化量2倍。

4.5 彈性隔套的支撐剛度評估

按3.2.1 主減工作狀態(tài)加載。計算5檔前進(jìn)及倒檔齒輪嚙合點(diǎn)變形量，5檔前進(jìn)見表4，倒檔見表5。

彈性隔套主減齒輪嚙合點(diǎn)變形量與量產(chǎn)主減齒輪嚙合點(diǎn)變形量相當(dāng)。

表2 主減零件力學(xué)仿真

表3 彈性隔套變形仿真

表4 前進(jìn)檔齒輪嚙合點(diǎn)變形量

表5 倒檔齒輪嚙合點(diǎn)變形量

圖5 5th全油門加速/滑行

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 臺架耐久測試

彈性隔套主減樣件進(jìn)行齒輪疲勞臺架試驗(yàn)，按QC/T 534-1999《汽車驅(qū)動橋臺架試驗(yàn)評價指標(biāo)》，試驗(yàn)次數(shù)達(dá)500000次。

5.2 整車NVH測試

在同一臺車裝配彈性隔套主減和量產(chǎn)主減進(jìn)行NVH測試，并對比兩種主減的NVH表現(xiàn)。

整車NVH測試結(jié)果見圖5，圖中紅色為整車聲壓，綠色為目標(biāo)線，藍(lán)色為主減階次噪聲，實(shí)線為彈性隔套主減，虛線為量產(chǎn)主減。

彈性隔套和量產(chǎn)主減階次噪聲大小相近，趨勢相近。

6 結(jié)語

通過UG軟件建立主減速器總成的三維模型，使用ABAQUS有限元仿真計算：彈性隔套的載荷、彈性隔套的回彈量及齒輪嚙合點(diǎn)的變形量。此有限元分析方法對彈性隔套主減設(shè)計具有重要的意義。經(jīng)過設(shè)計的彈性隔套主減通過臺架耐久驗(yàn)證及實(shí)車NVH考核。