王澤貴
(上海汽車(chē)變速器有限公司, 上海 201822)
在汽車(chē)變速器零部件設(shè)計(jì)中,其強(qiáng)度和耐久性是必須面臨的基本問(wèn)題之一。本文中的強(qiáng)度或耐久問(wèn)題,是針對(duì)零部件在整個(gè)產(chǎn)品生命周期中,承受載荷作用次數(shù)及載荷幅值相對(duì)大小不同而言的。當(dāng)零部件承受載荷作用次數(shù)在0至10e3次且載荷幅值相對(duì)較大,稱(chēng)之為沖擊強(qiáng)度問(wèn)題;當(dāng)零部件承受載荷作用次數(shù)等于或超過(guò)10e3次,稱(chēng)之為耐久問(wèn)題。在耐久問(wèn)題中,當(dāng)零部件承受載荷次數(shù)在10e3至10e4次之間且載荷幅值也相對(duì)較大,但相比強(qiáng)度應(yīng)力幅值較小一些,稱(chēng)之為低周疲勞問(wèn)題;當(dāng)零部件承受載荷次數(shù)在10e4次以上且載荷幅值相對(duì)較小,稱(chēng)之為高周疲勞問(wèn)題。汽車(chē)變速器耐久問(wèn)題,通常是來(lái)自外部或邊界沖擊載荷的強(qiáng)度問(wèn)題和內(nèi)部傳動(dòng)載荷的高周疲勞問(wèn)題。另外,強(qiáng)度或耐久問(wèn)題,尤其是耐久問(wèn)題,還具有一定的隨機(jī)概率性,即還需要考慮零部件失效或存活的統(tǒng)計(jì)概率,如存活率99%,則稱(chēng)之為零部件的可靠性問(wèn)題。汽車(chē)變速器眾多零部件當(dāng)中,不同零部件可靠性或經(jīng)濟(jì)性要求有所不同,但可靠性要求一般在90%以上。
汽車(chē)變速器各個(gè)零部件承載的功能及性能要求不同,相應(yīng)承受的載荷特征不同。按照承載載荷途徑不同,可分為變速器外部邊界載荷和內(nèi)部傳動(dòng)載荷。無(wú)論是外部邊界載荷,還是內(nèi)部傳動(dòng)載荷,都同時(shí)存在強(qiáng)度載荷和耐久載荷。在汽車(chē)變速器眾多零件中,單一材料的零件數(shù)量上占據(jù)絕大多數(shù),并都基本上滿足各向同性。在強(qiáng)度載荷下,有兩個(gè)基本失效判定準(zhǔn)則,即斷裂失效和屈服失效。在耐久載荷下,亦有兩個(gè)失效判定準(zhǔn)則,即接觸疲勞失效和彎曲疲勞失效。在工程應(yīng)用中,為了安全或可靠性考慮,通常需要在判定準(zhǔn)則的基礎(chǔ)上,給予大于1以上的安全系數(shù)[1-6]。
汽車(chē)變速器主要滿足動(dòng)力傳動(dòng)和安裝支撐兩大功能,通常情形下,換擋、NVH等性能方面的要求,不至于影響到零部件強(qiáng)度及耐久。因此,本文著重從滿足動(dòng)力傳動(dòng)和安裝支撐兩大功能要求為前提,重點(diǎn)分析汽車(chē)變速器典型零部件,在產(chǎn)品開(kāi)發(fā)過(guò)程中強(qiáng)度及耐久問(wèn)題的技術(shù)策略。
對(duì)于在產(chǎn)品整個(gè)生命周期中,承受載荷作用次數(shù)不到10e3情形,如果發(fā)生失效,通常是因?yàn)榱悴考惺芤淮位蚨啻螞_擊載荷,通常載荷幅值相對(duì)比較大,這種情況與金屬材料進(jìn)行一次性拉伸或壓縮破壞試驗(yàn),比較相近或具有可比性,本文根據(jù)工程實(shí)際應(yīng)用情況及經(jīng)驗(yàn),即符合兩個(gè)失效準(zhǔn)則,即斷裂失效和屈服失效,推薦采用材料力學(xué)中經(jīng)典的四個(gè)強(qiáng)度理論來(lái)判定失效。
對(duì)于脆性金屬或合金材料,失效形式一般是斷裂失效,如變速器外殼體用材ADC12和差速器外殼體用材QT700,可用最大主應(yīng)力及最大主應(yīng)變來(lái)判定是否失效,脆性材料沒(méi)有明顯的屈服應(yīng)力點(diǎn),可用求得的最大主應(yīng)力及主應(yīng)變,與該材料的抗拉及抗壓強(qiáng)度對(duì)比來(lái)進(jìn)行判定。
對(duì)于塑性金屬或合金材料,失效形式一般是塑性變形過(guò)量失效,如支撐軸承壓板用材45鋼或螺栓40Cr,或者變速器軸類(lèi)用材如低碳合金鋼20CrMnTiH,可用符合屈服準(zhǔn)則的米塞斯應(yīng)力來(lái)判定是否失效,米塞斯應(yīng)力理論是綜合了第一、二、三強(qiáng)度理論的第四強(qiáng)度形狀改變比能理論,即可以用求得的米塞斯應(yīng)力,與該材料屈服強(qiáng)度應(yīng)力對(duì)比來(lái)進(jìn)行判定。
對(duì)于在產(chǎn)品整個(gè)生命周期中,承受載荷作用次數(shù)超過(guò)10e4高周疲勞情形,失效形式通常是因?yàn)榱悴考惺芏啻谓蛔兗把h(huán)載荷,產(chǎn)生疲勞裂紋斷裂或表面疲勞損傷失效,在汽車(chē)變速器中,通常是對(duì)應(yīng)于齒輪或軸承的彎曲疲勞失效和接觸疲勞失效。
齒輪疲勞耐久強(qiáng)度或壽命計(jì)算可依據(jù)ISO6336-2006國(guó)際行業(yè)標(biāo)準(zhǔn),計(jì)算可靠度要求為99%,軸承疲勞耐久強(qiáng)度或壽命計(jì)算,可依據(jù)ISO281及其修訂版ISO281或ISO16281國(guó)際行業(yè)標(biāo)準(zhǔn),計(jì)算可靠度要求為90%或L10h。齒輪或軸承疲勞耐久強(qiáng)度計(jì)算的同時(shí),通常還需要選用一定的加工精度等級(jí)、油液清潔度等級(jí)及溫度等約束條件限定,其計(jì)算結(jié)果,與齒輪輪齒部分或軸承滾動(dòng)體材料的彎曲或接觸疲勞極限應(yīng)力,進(jìn)行對(duì)比判定。
上文已對(duì)應(yīng)用于汽車(chē)變速器強(qiáng)度及耐久兩個(gè)基本問(wèn)題,進(jìn)行了總體應(yīng)用技術(shù)策略分析,下面將針對(duì)汽車(chē)變速器各個(gè)零部件設(shè)計(jì)、分析及驗(yàn)證,進(jìn)一步進(jìn)行技術(shù)策略分析。
齒輪、軸和軸承是汽車(chē)變速器中的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)部件,該傳動(dòng)機(jī)構(gòu)部件主要承擔(dān)傳動(dòng)載荷和來(lái)自傳動(dòng)系統(tǒng)的沖擊載荷。對(duì)于來(lái)自傳動(dòng)系統(tǒng)的沖擊載荷,主要是來(lái)自變速器輸入軸端離合器瞬間咬合啟動(dòng)沖擊扭矩,和來(lái)自汽車(chē)加速工況切換為反拖工況以及剎車(chē)之瞬間沖擊扭矩,不同整車(chē)及工況,最大沖擊扭矩大小稍有不同,普遍一般在額定扭矩2至3倍之間。因此,在設(shè)計(jì)過(guò)程中,需要對(duì)齒輪和軸類(lèi)零件進(jìn)行沖擊扭矩強(qiáng)度校核分析,可借助有限元CAE分析方法計(jì)算最大沖擊扭矩下米塞斯應(yīng)力值比較,并選取大于1的安全系數(shù)。
對(duì)于傳動(dòng)扭矩載荷,則是典型的高周疲勞耐久問(wèn)題,需要對(duì)各齒輪、軸及軸承進(jìn)行疲勞耐久進(jìn)行仿真計(jì)算預(yù)測(cè)。進(jìn)行耐久仿真計(jì)算預(yù)測(cè),首要輸入條件就是需要有滿足汽車(chē)變速器在整個(gè)產(chǎn)品使用壽命周期的載荷譜,表1是來(lái)自某汽車(chē)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)制定的汽車(chē)變速器傳動(dòng)耐久載荷譜。該耐久載荷譜,還可以根據(jù)實(shí)車(chē)道路采集實(shí)測(cè)而得,也可以根據(jù)虛擬整車(chē)路譜換算而得。
表2是基于表1載荷譜計(jì)算而得的各齒輪接觸和彎曲耐久結(jié)果,它可以先計(jì)算得到接觸或彎曲應(yīng)力值,再除以接觸或彎曲應(yīng)力疲勞極限,即可得到相應(yīng)的接觸安全系數(shù)或彎曲安全系數(shù)。該安全系數(shù),根據(jù)工程安全或可靠性要求,一般需要取大于1以上的數(shù)值,且彎曲相比接觸安全更重要,即其中彎曲安全系數(shù)相比接觸安全系數(shù),要取得更高一些。
表1 汽車(chē)變速器傳動(dòng)耐久載荷譜
表2 各齒輪接觸和彎曲耐久
表3也是基于表1載荷譜和ISO281及其修訂版標(biāo)準(zhǔn),計(jì)算而得軸承壽命或使用時(shí)間,以及在整個(gè)載荷譜壽命中的損傷率。在軸承耐久計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)中,已經(jīng)考慮一定可靠性要求,因此軸承損傷率即可按100%來(lái)判定是否安全合格。
圖2是耐久額定輸入扭矩下的軸彎曲應(yīng)力曲線圖,軸上最大彎曲應(yīng)力需要滿足其彎曲疲勞極限應(yīng)力,可以用求得的米塞斯應(yīng)力,與基于彎區(qū)或拉壓屈服準(zhǔn)則的Goodman修正的疲勞極限應(yīng)力值比較,并選取大于1的安全系數(shù)。如果直接與屈服極限比較,則需要選取相應(yīng)更高的安全系數(shù),因?yàn)镚oodman修正值,已考慮一定可靠性。
同時(shí),在滿足強(qiáng)度或耐久的同時(shí),軸的變形對(duì)傳動(dòng)功能的保證也同樣非常重要,圖3是軸擾度變形位移曲線圖,其最大值需要做出合理限定,否則不能滿足傳動(dòng)功能或性能的需要,最大值在制造工藝條件允許的情形下越小越好。
表3 各軸承耐久壽命和損傷率
圖2 軸彎曲應(yīng)力曲線圖
圖3 軸擾度變形位移曲線圖
變速器殼體是變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的核心支撐部件,其整體剛性及局部剛性要求是首要滿足的設(shè)計(jì)要求。剛性要求的滿足,不僅能解決承載變形、強(qiáng)度及耐久問(wèn)題,同時(shí)對(duì)抑制變速器噪聲,也起著關(guān)鍵作用。圖4是變速器殼體設(shè)計(jì)過(guò)程圖,先滿足空間包絡(luò)要求,再到滿足整體剛性要求即拓補(bǔ)優(yōu)化骨架設(shè)計(jì),再到滿足強(qiáng)度及耐久承載要求,再到滿足潤(rùn)滑及散熱,以及滿足壓鑄工藝要求。不難看出在該設(shè)計(jì)過(guò)程中,滿足強(qiáng)度及耐久要求仍是殼體設(shè)計(jì)的核心要求。
對(duì)于變速器殼體的載荷工況來(lái)自兩類(lèi),一類(lèi)是來(lái)自傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊扭矩載荷和傳動(dòng)耐久扭矩載荷,一類(lèi)是來(lái)自殼體懸置聯(lián)接部位的沖擊載荷和耐久載荷。對(duì)于沖擊類(lèi)載荷工況下求得的最大主應(yīng)力和最大主應(yīng)變,可與其抗拉及抗壓強(qiáng)度極限比較判定,并選取大于1的安全系數(shù)。對(duì)于耐久類(lèi)載荷工況下求得的最大主應(yīng)力和最大主應(yīng)變,可與屈服或等效屈服強(qiáng)度極限比較判定,并選取大于1的安全系數(shù)。
圖4 變速器殼體設(shè)計(jì)過(guò)程圖
Fig.4 The design process of transmission cases
撥叉是變速器換擋機(jī)構(gòu)中,核心零件之一,圖5是撥叉設(shè)計(jì)過(guò)程圖,包括強(qiáng)度和耐久校核或分析。撥叉強(qiáng)度校核分析通過(guò)有限元模型計(jì)算,并采用正常換擋力沖擊載荷和濫用極端載荷,如表4是撥叉強(qiáng)度載荷。撥叉耐久校核分析,采用表5撥叉耐久載荷譜,先通過(guò)有限元模型,分別仿真分析得到各組換擋力下的應(yīng)力,再在疲勞統(tǒng)計(jì)軟件中,基于載荷循環(huán)數(shù)統(tǒng)計(jì)出整個(gè)撥叉損傷率分布,該損傷率是基于疲勞極限應(yīng)力而求得的,已考慮可靠性要求,故要求滿足最大損傷率不超過(guò)100%。
a) 撥叉模型
b) 強(qiáng)度校核
c) 耐久校核
表4 撥叉強(qiáng)度載荷
表5 撥叉耐久載荷譜
Note: One loop:1→2→3→4
Total:50 loops
對(duì)于駐車(chē)系統(tǒng)的強(qiáng)度和耐久,在其剛?cè)狁詈系哪P椭?,既要保證各零件滿足動(dòng)態(tài)應(yīng)力強(qiáng)度要求,也要滿足駐車(chē)載荷譜條件下的疲勞耐久要求。駐車(chē)系統(tǒng)零部件是安全件,一般選取的強(qiáng)度安全系數(shù)都比較大,如在2左右,因此駐車(chē)系統(tǒng)通常在滿足強(qiáng)度要求的情形下,同時(shí)也能滿足耐久要求。
圖6是某駐車(chē)系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏P停治鲲@示其薄弱零部件是其駐車(chē)凸輪,該凸輪在駐車(chē)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中,在位置①出現(xiàn)了凸輪與轉(zhuǎn)動(dòng)軸接觸的情況,在位置②出現(xiàn)了較大的間隙,在位置③是凸輪與轉(zhuǎn)動(dòng)軸的接觸位置。因此,該駐車(chē)機(jī)構(gòu)實(shí)際出現(xiàn)了類(lèi)似懸臂梁的受力工況,因此,最大應(yīng)力出現(xiàn)在了②與③之間的紅色位置,樣機(jī)試驗(yàn)中出現(xiàn)了凸輪斷裂。盡管根本原因查出是轉(zhuǎn)動(dòng)軸與凸輪出現(xiàn)了運(yùn)動(dòng)接觸,這是不合理的設(shè)計(jì),應(yīng)當(dāng)將凸輪、扭簧、轉(zhuǎn)動(dòng)軸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)一定的角度,盡可能讓扭簧來(lái)承載駐車(chē)力,但是,駐車(chē)系統(tǒng)所有零部件設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求,是需要優(yōu)先保證的安全技術(shù)策略。
圖6 某駐車(chē)系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏P?/p>
圖7 某駐車(chē)凸輪應(yīng)力分布
上文已對(duì)變速器主要核心零部件,進(jìn)行了整體強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)技術(shù)策略分析,下面有必要對(duì)這些主要核心零部件,進(jìn)行局部強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)技術(shù)策略分析。
2.5.1 齒輪副微觀接觸修形設(shè)計(jì)
為了確保齒輪副設(shè)計(jì)滿足接觸和彎曲強(qiáng)度及耐久要求,還需做齒輪副接觸進(jìn)行必要的設(shè)計(jì)。圖8是齒輪副接觸斑點(diǎn),通常要求斑點(diǎn)處于齒面中間、接觸斑點(diǎn)區(qū)域大以及接觸應(yīng)力相對(duì)均勻或應(yīng)力梯度小。如果變速器支撐外殼體中心距誤差較大,則齒輪副相應(yīng)會(huì)產(chǎn)生較大
接觸錯(cuò)位,往往引起齒根彎曲疲勞強(qiáng)度下降;如果齒面沒(méi)有必要的修形設(shè)計(jì),則齒輪副由于擾度變形相應(yīng)會(huì)有較大接觸偏載,往往引起齒面接觸疲勞強(qiáng)度下降。
關(guān)于殼體整體剛性、軸承座支撐剛度、軸剛性擾度變形等宏觀設(shè)計(jì),相應(yīng)在上文已有介紹及分析,這里在保證宏觀設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上,再對(duì)齒面微觀設(shè)計(jì)做兩點(diǎn)補(bǔ)充。一是齒面微觀接觸修形優(yōu)化設(shè)計(jì),通??梢詫?duì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度提高10%左右;另一則是齒面尤其是齒根部位如果加上不同比例的鋼丸強(qiáng)噴設(shè)計(jì),通??梢詫?duì)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度提高10-30%。
圖8 齒輪副接觸斑點(diǎn)
2.5.2 齒輪-軸過(guò)盈壓裝
現(xiàn)在越來(lái)越多的齒輪-軸裝配,采用光孔配合冷壓配工藝,裝配過(guò)盈量大小的選擇,既要滿足承載扭矩大小要求,也要滿足兩個(gè)零件壓裝不屈服失效。相應(yīng)地既要計(jì)算出整個(gè)壓裝過(guò)程中光孔面積上的壓力及與摩擦系數(shù)的乘積力相對(duì)于軸中心線的扭矩,即承載扭力矩大小,也要計(jì)算出兩個(gè)零件上壓配應(yīng)力大小。因此,齒輪-軸光孔壓配不發(fā)生屈服失效和滿足承載扭矩,是其強(qiáng)度設(shè)計(jì)技術(shù)策略。
圖9 齒輪-軸壓裝仿真結(jié)果
2.5.3 殼體密封
變速器殼體組合螺栓聯(lián)接,既要螺栓滿足聯(lián)接強(qiáng)度要求,也要滿足接觸面開(kāi)度要求。大量的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)表明,當(dāng)滿足接觸面開(kāi)度要求,往往可以滿足螺栓聯(lián)接強(qiáng)度要求。圖10是變速器外殼體組合面接觸開(kāi)度,且該殼體擺放位置與實(shí)際工況一致,底部比頂部接觸開(kāi)度要求高,通常需要優(yōu)化螺栓間距才能達(dá)到設(shè)計(jì)要求。因此,殼體密封要求往往決定了其強(qiáng)度設(shè)計(jì)的前提要求或策略。
圖10 變速器外殼體組合面接觸開(kāi)度
2.5.4 尺寸鏈干涉及魯棒性設(shè)計(jì)
一臺(tái)汽車(chē)變速器往往是由幾百個(gè)零件裝配在一起的部件,也由很多尺寸鏈組成。眾多尺寸鏈的組成結(jié)果是否存在極限位置干涉,或者容錯(cuò)魯棒性大小,對(duì)變速器強(qiáng)度、耐久及正常功能影響很大。圖11是變速器軸類(lèi)設(shè)計(jì)裝配及加工工藝尺寸鏈,這兩類(lèi)尺寸鏈要求必須校核,基于批量仿真裝配結(jié)果,統(tǒng)計(jì)每個(gè)尺寸鏈的貢獻(xiàn)度和敏感度。為了使得尺寸鏈魯棒性好,往往需要切斷或避免長(zhǎng)尺寸鏈出現(xiàn),以及需要控制或降低某些貢獻(xiàn)度和敏感度較大的尺寸。因此,強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)的同時(shí),必須設(shè)計(jì)好各個(gè)零件的尺寸及公差要求,這是強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)的重要保障技術(shù)策略之一。
a) 設(shè)計(jì)裝配Design assembling
b) 加工工藝Machining process
從目前汽車(chē)變速器開(kāi)發(fā)行業(yè)水平來(lái)看,還不能做到無(wú)樣機(jī)全新開(kāi)發(fā),這是因?yàn)榉抡娣治黾靶:擞?jì)算,不能考慮到所有工況或眾多實(shí)際影響因素,這就需要在開(kāi)發(fā)階段,通過(guò)臺(tái)架和整車(chē)兩類(lèi)試驗(yàn)來(lái)進(jìn)行驗(yàn)證,其中強(qiáng)度及耐久驗(yàn)證,是必須保證的試驗(yàn)之一。
關(guān)于強(qiáng)度及耐久臺(tái)架樣機(jī)試驗(yàn)技術(shù)策略,主要是提前盡可能近似驗(yàn)證整車(chē)工況載荷承載能力,可以依據(jù)不同行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)制定試驗(yàn)大綱及試驗(yàn)規(guī)范進(jìn)行,也可以依據(jù)實(shí)車(chē)采集數(shù)據(jù)或經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)庫(kù)驗(yàn)進(jìn)行。關(guān)于強(qiáng)度及耐久實(shí)車(chē)道路試驗(yàn)技術(shù)策略,主要是考察實(shí)車(chē)全程道路載荷譜負(fù)荷能力,通常為了縮短開(kāi)發(fā)周期,可以等效加速載荷譜進(jìn)行。
基于大量的開(kāi)發(fā)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn),對(duì)于汽車(chē)變速器強(qiáng)度及耐久,需要進(jìn)行以下主要臺(tái)架試驗(yàn):
1) 基于變速器總成的齒輪-軸-軸承耐久;
2) 基于變速器總成的同步器耐久;
3) 基于變速器總成的換擋機(jī)構(gòu)耐久;
4) 基于變速器總成的駐車(chē)機(jī)構(gòu)耐久;
5) 基于變速器總成的齒輪-軸靜扭沖擊強(qiáng)度;
6) 基于殼體單體的懸置部位的沖擊強(qiáng)度;
7) 基于同步器單體的高轉(zhuǎn)速濫用強(qiáng)度;
8) 基于撥叉單體的濫用強(qiáng)度;
9) 基于駐車(chē)棘輪-棘爪單體的沖擊強(qiáng)度。
基于大量的開(kāi)發(fā)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn),對(duì)于汽車(chē)變速器強(qiáng)度及耐久,需要搭載或進(jìn)行以下主要整車(chē)試驗(yàn):
1) 專(zhuān)業(yè)試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行的動(dòng)力總成耐久;
2) 各種路面的底盤(pán)耐久;
3) 同步器被濫用強(qiáng)度;
4) 變速器被誤操作強(qiáng)度。
1) 根據(jù)汽車(chē)變速器載荷工況類(lèi)型,可分為沖擊強(qiáng)度和疲勞耐久兩類(lèi)載荷,載荷譜的確定是首要開(kāi)發(fā)技術(shù)策略。
2) 對(duì)于沖擊強(qiáng)度載荷,根據(jù)零件材料類(lèi)型,可分為塑性材料和脆性材料,相應(yīng)選用斷裂強(qiáng)度極限失效和屈服強(qiáng)度極限失效判定策略,或相應(yīng)選用四大強(qiáng)度理論失效判定策略。對(duì)于疲勞耐久載荷,根據(jù)零件承載方式的不同,可以分為彎曲和接觸兩類(lèi)載荷,選用彎曲和接觸疲勞失效判定策略。
3) 汽車(chē)變速器零部件整體設(shè)計(jì)之強(qiáng)度及耐久開(kāi)發(fā)技術(shù)策略,主要包括基于變速器總成的齒輪-軸-軸承強(qiáng)度及耐久計(jì)算,基于殼體單體的強(qiáng)度及耐久計(jì)算,基于撥叉單體的強(qiáng)度及耐久計(jì)算和基于駐車(chē)系統(tǒng)的強(qiáng)度及耐久計(jì)算。
4) 汽車(chē)變速器零部件局部設(shè)計(jì)之強(qiáng)度及耐久開(kāi)發(fā)技術(shù)策略,主要包括基于變速器總成的齒面修形計(jì)算,基于齒輪-軸單體壓裝計(jì)算,基于殼體組件單體密封計(jì)算,設(shè)計(jì)裝配和加工工藝尺寸鏈魯棒性計(jì)算。
5) 汽車(chē)變速器臺(tái)架和搭載實(shí)車(chē)道路試驗(yàn)驗(yàn)證,是變速器開(kāi)發(fā)中必不可少的開(kāi)發(fā)技術(shù)策略,本文給出了強(qiáng)度及耐久主要試驗(yàn)驗(yàn)證項(xiàng)目。