何端

遵義職業(yè)技術(shù)學(xué)院，貴州遵義 563000)

0 引言

四驅(qū)汽車經(jīng)過一百多年的發(fā)展，主要可分為適時(shí)四驅(qū)、全時(shí)四驅(qū)和分時(shí)四驅(qū)3種類型。而分時(shí)四驅(qū)中最重要結(jié)構(gòu)為汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)，為駕駛者手動(dòng)在二驅(qū)和四驅(qū)之間進(jìn)行切換。一般而言，四驅(qū)汽車的工作環(huán)境比兩輪驅(qū)動(dòng)的汽車更為惡劣，設(shè)計(jì)也更為復(fù)雜。如果設(shè)計(jì)不合理極有可能導(dǎo)致分動(dòng)器各組成部分產(chǎn)生共振從而導(dǎo)致產(chǎn)品損壞，直至影響整車的性能。因此，對(duì)汽車四驅(qū)分動(dòng)器各組成部分進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析極其重要，其中包括汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)。而傳動(dòng)齒輪是汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)中最重要的零件，齒輪的嚙合沖擊是整個(gè)齒輪傳動(dòng)過程中引起齒輪箱振動(dòng)的主要原因之一。嚙合齒輪之間的動(dòng)態(tài)應(yīng)力情況決定著齒輪在傳動(dòng)過程中的失效形式，并直接影響嚙合齒輪的使用壽命[1]。對(duì)嚙合齒輪進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，對(duì)提高或改善齒輪嚙合傳動(dòng)的連續(xù)性、穩(wěn)定性和可靠性具有重要意義[2]。

本文作者基于ANSYS/LS-DYNA對(duì)汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)齒輪進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，得到齒輪在運(yùn)動(dòng)過程中的受力情況，為該機(jī)構(gòu)齒輪優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 機(jī)構(gòu)齒輪有限元分析模型的建立

1.1 齒輪三維模型建立

四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)采用直齒輪傳動(dòng)，運(yùn)用SolidWorks中的插件GearTrax對(duì)齒輪進(jìn)行三維建模[3]。大齒輪和中齒輪以及中齒輪和小齒輪的嚙合中心距分別為a=62.8 mm、b=30.8 mm，齒寬為7.8 mm。各齒輪參數(shù)如表1所示。

表1 汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)齒輪參數(shù)

輸入大齒輪相應(yīng)的模數(shù)、壓力角、齒數(shù)，設(shè)置好嚙合中心距，選擇只生成大齒輪，點(diǎn)擊創(chuàng)建模型即得到所需大齒輪的模型。大齒輪建模如圖1所示。

用同樣的方法完成其余齒輪的參數(shù)化三維建模，根據(jù)給定的齒輪嚙合參數(shù)完成嚙合裝配，如圖2所示。

圖1 大齒輪模型

圖2 齒輪副裝配模型

1.2 有限元模型建立

將SolidWorks 中建立的模型去除多余的導(dǎo)角，保存為.stp格式，而后導(dǎo)入ANSYS中[4]。根據(jù)模型尺寸采取2 mm網(wǎng)格進(jìn)行劃分，同時(shí)為了使分析更精確，需要對(duì)接觸區(qū)域的網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，并采用網(wǎng)格類型為十節(jié)點(diǎn)四面體單元，共劃分693 540個(gè)節(jié)點(diǎn)和438 423個(gè)單元。劃分完成的齒輪有限元模型如圖3 所示。

圖3 齒輪組有限元網(wǎng)格模型

2 機(jī)構(gòu)齒輪靜強(qiáng)度分析

對(duì)導(dǎo)入ANSYS中的模型,采用面面接觸方式[5]，其中主動(dòng)齒輪面作為目標(biāo)面(小齒輪)，從動(dòng)齒輪面作為接觸面(大齒輪)，法向接觸行為選擇“硬接觸”方式，摩擦因數(shù)設(shè)置為0.15，并設(shè)置材料參數(shù)。齒輪的材料為滲銅粉末冶金FD0405，其材料參數(shù)見表2。

表2 齒輪材料FD0405的參數(shù)

采用節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系約束主動(dòng)輪軸孔表面節(jié)點(diǎn)的徑向自由度，使主動(dòng)輪只繞回轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)；釋放從動(dòng)輪沿軸向方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，約束其余5個(gè)方向自由度。

由圖4可知：大齒輪和中齒輪最大接觸應(yīng)力為419.18 MPa，中齒輪和小齒輪的最大接觸應(yīng)力為350.56 MPa，齒輪嚙合的最大應(yīng)力均小于滲銅粉末冶金FD0405的許用應(yīng)力值460 MPa，滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

圖4 齒輪靜強(qiáng)度應(yīng)力云圖

3 機(jī)構(gòu)嚙合齒輪瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

動(dòng)力學(xué)分析是用來確定慣性和阻尼起重要作用時(shí)結(jié)構(gòu)或構(gòu)件動(dòng)力學(xué)特性的技術(shù)，主要有模態(tài)分析、瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析、諧響應(yīng)分析、譜分析[6]。本文作者基于ANSYS/LS-DYNA,對(duì)機(jī)構(gòu)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析,仿真出齒輪在運(yùn)動(dòng)過程中隨時(shí)間變化的齒輪受力情況，同時(shí)計(jì)算出齒輪在嚙合過程中任意位置齒輪嚙合的接觸應(yīng)力、齒根應(yīng)力分布情況。

仿真時(shí)，設(shè)置時(shí)間段從初始到0.05 s內(nèi)輪齒連續(xù)瞬時(shí)的齒輪動(dòng)態(tài)接觸情況,最小步數(shù)設(shè)置為100，最大步數(shù)設(shè)置為2 000。本文作者分析的齒輪為多級(jí)齒輪，通過動(dòng)力學(xué)分析計(jì)算，提取小齒輪與中齒輪嚙合運(yùn)動(dòng)的應(yīng)力云圖，如圖5所示；提取小齒輪和中齒輪應(yīng)力時(shí)變曲線，如圖6、圖7所示；提取中齒輪與大齒輪齒輪嚙合局部放大圖，如圖8所示；提取大齒輪應(yīng)力時(shí)變曲線，如圖9所示；提取齒輪副應(yīng)力云圖，如圖10所示。

圖5 小齒輪與中齒輪齒輪嚙合局部放大

圖6 小齒輪應(yīng)力時(shí)變曲線

圖7 中齒輪應(yīng)力時(shí)變曲線

圖9 大齒輪應(yīng)力時(shí)變曲線

圖10 齒輪副應(yīng)力云圖

通過對(duì)各齒輪的應(yīng)力云圖進(jìn)行分析可知：在中齒輪與大齒輪嚙合過程中出現(xiàn)最大值，最大應(yīng)力值為242.65 MPa，位于中齒輪齒根部位。最大應(yīng)力值小于滲銅粉末冶金FD0405的許用應(yīng)力值460 MPa，滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

查看齒輪嚙合局部放大圖，并對(duì)應(yīng)力時(shí)變曲線進(jìn)行分析，在齒輪運(yùn)行過程中，應(yīng)力主要集中在齒根和齒面接觸這兩個(gè)部位，而最大應(yīng)力值位于齒輪的齒根處。從齒輪的應(yīng)力時(shí)變曲線可知：在不嚙合的時(shí)刻應(yīng)力極低，進(jìn)入嚙合狀態(tài)急速增大，在前齒即將脫離嚙合、后齒嚙入的過渡時(shí)刻達(dá)到最大值，論證了齒輪的失效形式主要是以輪齒的疲勞破壞作為主要誘導(dǎo)因素。

4 結(jié)論

對(duì)汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)齒輪進(jìn)行靜力學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析，結(jié)果表明汽車四驅(qū)分動(dòng)器換擋控制機(jī)構(gòu)中的齒輪具有足夠的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；論證了齒輪的失效形式主要是以輪齒的疲勞破壞作為主要誘導(dǎo)因素，為研究齒輪失效形式和提高齒輪壽命提供了一定的理論依據(jù)，同時(shí)為機(jī)構(gòu)齒輪優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。