孫智金 葛敬廣 趙娜

摘 要：通過(guò)有限元方法對(duì)齒轂和滑套進(jìn)行強(qiáng)度分析，結(jié)合靜扭試驗(yàn)結(jié)果對(duì)其進(jìn)行改進(jìn)，同時(shí)選擇變速器總成靜扭試驗(yàn)屈服扭矩最小的那組試驗(yàn)數(shù)據(jù)做試驗(yàn)仿真，得到同步器齒轂破壞的最大主應(yīng)力做為判斷依據(jù)，結(jié)果表明結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的齒轂滿足靜扭試驗(yàn)強(qiáng)度要求。

關(guān)鍵詞：齒轂和滑套；改進(jìn)；試驗(yàn)；仿真

中圖分類號(hào)：U462 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：B 文章編號(hào)：1671-7988（2018）17-37-03

Abstract： By means of finite element method， the strength analysis of the gear hub and slip sleeve is carried out， and the test data are improved by combining the results of static and torsional tests， and the maximum principal stress of the failure of the Synchronizer's hub is obtained by the test simulation， and then the maximal main stresses of the synchronizers are determined. The results show that the structural improvement of the gear hub satisfies the static and torsional test strength requirements.

Keywords： Gear hub and sliding sleeve； Improvement； experiment； simulation

CLC NO.： U462 Document Code： B Article ID： 1671-7988（2018）17-37-03

引言

同步器是手動(dòng)變速器和機(jī)械自動(dòng)變速器中的一個(gè)重要部件，其內(nèi)部包含齒轂和滑套，在換擋過(guò)程中，它們的強(qiáng)度直接影響到同步器的壽命。提高它們的強(qiáng)度，也就提高了換擋舒適性，同時(shí)延長(zhǎng)了變速器的壽命[1]。

本文對(duì)我公司新設(shè)計(jì)某變速器同步器齒轂和滑套系統(tǒng)的進(jìn)行了試驗(yàn)理論分析，對(duì)齒轂和滑套進(jìn)行了改進(jìn)，對(duì)改進(jìn)前后強(qiáng)度進(jìn)行對(duì)比，并且與之前報(bào)告的安全系數(shù)做了對(duì)比。選擇變速器總成靜扭試驗(yàn)屈服扭矩最小的那組試驗(yàn)數(shù)據(jù)做試驗(yàn)仿真，得到該材料的同步器齒轂破壞的最大主應(yīng)力，用此最大主應(yīng)力做為判斷依據(jù)。

1 原結(jié)構(gòu)存在的問(wèn)題及改進(jìn)情況

同步器原齒轂在進(jìn)行變速器三倍靜扭試驗(yàn)時(shí)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不夠，試驗(yàn)后損壞的零件為一檔和二檔同步器齒轂碎裂，與其配套的同步器滑動(dòng)齒套斷裂，具體破壞形式見(jiàn)圖1。

基于變速器靜扭試驗(yàn)結(jié)果，同步器齒轂破壞部位為寬齒槽根部，因此對(duì)齒轂的以下部位進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)：

（1）原寬槽13.5改為寬15的橢圓孔。

（2）彈簧孔徑由Φ6.5改為Φ6.2。

（3）齒轂徑向凸臺(tái)由Φ60.5改為Φ62。

計(jì)算齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后齒轂在三倍靜扭試驗(yàn)條件下的靜強(qiáng)度，分析結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的齒轂強(qiáng)度是否滿足要求。

2 齒轂有限元計(jì)算及結(jié)果

有限元模型如圖2所示。將齒轂與二軸嚙合齒全約束，齒轂和滑動(dòng)齒套之間CONTCAT接觸，摩擦系數(shù)0.1，法向硬接觸。將同步器滑動(dòng)齒套外圈KINEMATIC耦合在中心一點(diǎn)，并在這一點(diǎn)上施加力矩。

三倍靜扭條件下齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后一二檔同步器齒轂及結(jié)構(gòu)改進(jìn)后齒轂的最大主應(yīng)力云圖如圖3所示。

齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后薄弱位置的最大主應(yīng)力對(duì)比如表1所示。

齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，齒轂薄弱部位應(yīng)力水平明顯下降，齒轂寬齒槽根部最大主應(yīng)力由1398MPa降低為928MPa，低于材料抗拉強(qiáng)度，結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的齒轂滿足靜扭試驗(yàn)強(qiáng)度要求。

3 變速器總成靜扭試驗(yàn)仿真

為了得到該材料同步器齒轂破壞的最大主應(yīng)力，選擇變速器總成靜扭試驗(yàn)屈服扭矩最小的那組試驗(yàn)數(shù)據(jù)的扭矩，將此扭矩加載于齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前的有限元模型中，進(jìn)行計(jì)算，得到同步器齒轂的最大主應(yīng)力云圖如4圖所示。

同步器齒轂寬齒槽根部的最大主應(yīng)力最大，是同步器齒轂的薄弱部位，與變速器總成靜扭試驗(yàn)結(jié)果一致。

齒轂寬齒槽根部的最大主應(yīng)力為1035MPa，表明當(dāng)該材料同步器齒轂的最大主應(yīng)力達(dá)到或超過(guò)1035MPa時(shí)，齒轂會(huì)屈服或破壞，認(rèn)為齒轂失效。

齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的橢圓孔處最大主應(yīng)力為928MPa，齒轂內(nèi)花鍵齒根處最大主應(yīng)力為956MPa，均低于齒轂的失效最大主應(yīng)力1035MPa，因此可以得出結(jié)論：齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)后滿足變速器三倍靜扭強(qiáng)度。

4 同步器滑動(dòng)齒套強(qiáng)度分析

根據(jù)試驗(yàn)報(bào)告，變速器總成靜扭試驗(yàn)一二檔同步器滑動(dòng)齒套斷裂，因此本文對(duì)同步器滑動(dòng)齒套進(jìn)行強(qiáng)度校核。為了得到可靠度較高的校核結(jié)論，本文將試驗(yàn)同步器最小屈服扭矩下的滑動(dòng)齒套最大主應(yīng)力作為對(duì)標(biāo)應(yīng)力，對(duì)比同步器滑動(dòng)齒套在齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后的最大主應(yīng)力，判斷滑動(dòng)齒套是否破壞。

不同工況下同步器滑動(dòng)齒套的最大主應(yīng)力如下圖。

根據(jù)靜扭試驗(yàn)和有限元仿真分析，對(duì)于同步器滑動(dòng)齒套，當(dāng)變速器總成靜扭試驗(yàn)達(dá)到屈服扭矩時(shí)，滑動(dòng)齒套花鍵根部最大主應(yīng)力為222MPa，當(dāng)變速器總成靜扭試驗(yàn)達(dá)到破壞扭矩時(shí)，滑動(dòng)齒套花鍵根部最大主應(yīng)力達(dá)到278MPa。

同步器齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前，變速器總成三倍靜扭輸入扭矩下，滑動(dòng)齒套的最大主應(yīng)力達(dá)到311MPa。

對(duì)同步器齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，變速器總成三倍靜扭輸入扭矩下，滑動(dòng)齒套最大主應(yīng)力為239MPa。

同步器滑動(dòng)齒套在以下不同工況下的最大主應(yīng)力均遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于材料抗拉強(qiáng)度，變速器總成靜扭試驗(yàn)中同步器滑動(dòng)齒套斷裂原因可能是：同步器齒轂首先局部破壞，導(dǎo)致滑動(dòng)齒套嚙合花鍵受力不均勻，部分花鍵受力較大，導(dǎo)致滑套局部應(yīng)力增大而斷裂。

不同工況下同步器滑動(dòng)齒套最大主應(yīng)力對(duì)比如下表。

5 結(jié)語(yǔ)

本文對(duì)同步器齒轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后進(jìn)行了變速器三倍靜扭強(qiáng)度分析，系統(tǒng)的進(jìn)行了試驗(yàn)理論分析，選擇變速器總成靜扭試驗(yàn)屈服扭矩最小的那組試驗(yàn)數(shù)據(jù)做試驗(yàn)仿真，得到同步器齒轂破壞的最大主應(yīng)力，用此最大主應(yīng)力做為判斷依據(jù)。本文所的分析結(jié)果為后續(xù)同步器復(fù)雜模型的仿真建模，以及設(shè)計(jì)、控制和優(yōu)化提供了理論依據(jù)。

參考文獻(xiàn)

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[2] 傅秀通等.SIMPACK 9 實(shí)例教程[M].北京：北京聯(lián)合出版公司出版.2013.