胡 迪,米承繼,劉祥環(huán),張廣杰

(1.株洲齒輪有限責(zé)任公司,湖南 株洲 412000;2.湖南工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,湖南 株洲 412007)

0 引 言

隨著新能源電動(dòng)汽車(chē)的不斷發(fā)展,高集成度的多合一電驅(qū)總成應(yīng)用越來(lái)越廣泛,對(duì)新能源減速器的噪聲和效率的要求也不斷提高。

中間軸、差速器采用錐軸承可以大幅提高減速器強(qiáng)度,同時(shí)有效減小中心矩,從而提高減速器集成度。因此,在減速器低速級(jí)上,錐軸承已逐漸取代深溝球軸承,得到了越來(lái)越廣范的應(yīng)用。

但是,錐軸承的預(yù)緊不僅對(duì)軸承的壽命有直接影響[1],跟其噪聲、齒輪強(qiáng)度及效率也有緊密關(guān)聯(lián)[2-5]。因此,更加精細(xì)化的設(shè)計(jì)是提高錐軸承產(chǎn)品性能和質(zhì)量的關(guān)鍵。

近年來(lái),諸多學(xué)者對(duì)軸承設(shè)計(jì)展開(kāi)了深入研究。中國(guó)科學(xué)院的王智[6]研究了錐軸承預(yù)緊力與系統(tǒng)剛度的關(guān)系,以及軸承預(yù)緊力、軸承剛度和軸系剛度之間的關(guān)系,推導(dǎo)了軸承預(yù)緊力與軸系固有頻率之間的數(shù)學(xué)模型。陳潤(rùn)霖等人[7]基于瓦塊支點(diǎn)受力平衡,提出了一種彈性支點(diǎn)的圖解設(shè)計(jì)方法,根據(jù)特定工況條件下的動(dòng)力學(xué)性能要求,合理設(shè)計(jì)了彈性支點(diǎn)的剛度和預(yù)緊力等參數(shù)。葉超等人[8]提出了一種基于有限元技術(shù)的軸承軸向預(yù)緊力優(yōu)化方法,并利用六西格瑪法,對(duì)軸承的軸向預(yù)緊力進(jìn)行了優(yōu)化和可靠性驗(yàn)證。

然而,由于汽車(chē)行駛工況復(fù)雜,不同的轉(zhuǎn)矩會(huì)有不同的變形,對(duì)錐軸承預(yù)緊量的需求也不同,需要對(duì)其進(jìn)行綜合計(jì)算評(píng)估。

目前,對(duì)于錐軸承的預(yù)緊設(shè)計(jì)大多基于軸承壽命需求的考慮,未充分考慮對(duì)減速器總成的影響。計(jì)算錐軸承預(yù)緊量時(shí),未充分考慮安裝狀態(tài)到工作狀態(tài)時(shí)零件的受力變形和受熱變形。缺乏中間軸和差速器軸兩根軸均為錐軸承時(shí),兩軸不同預(yù)緊量組合對(duì)減速器的性能影響方面的研究[9]。

基于上述原因,筆者建立軸系錐軸承預(yù)緊量的理論模型,考慮減速器總成的零件受力及受熱變形,通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)分析軟件MASTA分析軸系預(yù)緊量、軸承效率、齒輪強(qiáng)度,及不同轉(zhuǎn)矩工況下的軸承變形。

由于齒輪傳遞誤差峰峰值(簡(jiǎn)稱(chēng)傳遞誤差)會(huì)直接影響減速器總成的振動(dòng),從而影響總成的噪聲,通過(guò)分析兩軸錐軸承預(yù)緊量與齒輪傳遞誤差的變化規(guī)律,由臺(tái)架測(cè)試驗(yàn)證噪聲,最后確定減速器錐軸承軸系預(yù)緊量。

1 設(shè)計(jì)模型構(gòu)建

1.1 軸承預(yù)緊模型

新能源汽車(chē)減速器一般采用二級(jí)齒輪傳動(dòng)。由于高集成度及大功率密度等要求,對(duì)中心距的設(shè)計(jì)一般較小,限定徑向尺寸下的深溝球軸承強(qiáng)度無(wú)法滿足壽命要求,因此,中間軸及差速器一般采用額定動(dòng)載荷更高的圓錐滾子軸承。在裝配時(shí),在后軸承上選用不同厚度的調(diào)整墊片,以調(diào)節(jié)錐軸承的預(yù)緊量。

減速器傳動(dòng)系模型的軸系結(jié)構(gòu),如圖1所示。

圖1 減速器傳動(dòng)系模型簡(jiǎn)圖

圖1中,減速器輸入軸采用深溝球軸承,中間軸和差速器軸均采用錐軸承。

筆者采用的錐軸承型號(hào)為30208,其具體參數(shù)如表1所示。

表1 軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

由于錐軸承的剛度直接影響選片對(duì)總成性能的分析結(jié)果,需通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得剛度曲線,如圖2所示。

圖2 軸承單體剛度曲線

確定減速器總成設(shè)計(jì)方案后,筆者搭建MASTA總成模型,并在分析前對(duì)模型根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行修正。由于差殼和殼體為非線性零件,不同產(chǎn)品有不同結(jié)構(gòu),受力變形與受熱變形的疊加也不同,兩個(gè)軸的預(yù)緊量會(huì)影響另一軸孔變形,需進(jìn)行有限元分析。

筆者對(duì)差殼、殼體進(jìn)行全有限元網(wǎng)絡(luò)導(dǎo)入進(jìn)行分析,其結(jié)果如圖3所示。

圖3 殼體全有限元模型

齒軸、差殼、殼體材料及相應(yīng)屬性如表2所示。

表2 零件材料屬性

一般在室溫狀態(tài)下,將各零件安裝成減速器總成,安裝溫度取20 ℃,安裝預(yù)緊量為初始預(yù)緊量。根據(jù)文獻(xiàn)[10]及試驗(yàn)測(cè)量,減速器各零件的工作溫度有所差別,其中,油溫80 ℃,軸溫度95 ℃,軸承溫度85 ℃,殼體溫度65 ℃,工作溫度下的預(yù)緊量隨之改變。

為了具體分析安裝預(yù)緊量與軸承壓縮量之間的關(guān)系,筆者將軸組件簡(jiǎn)化為錐軸承力學(xué)分析模型[11],如圖4所示。

根據(jù)受力分析及軸向位移分析,在常溫安裝狀態(tài)及工作狀態(tài)下,預(yù)緊力及預(yù)緊量滿足下式:

Fa1=Fa+Fa2

(1)

Fa1=Kh1*xh1=Ka1*δα1

(2)

Fa2=Kh2*xh2=Ka2*δα2

(3)

δ=xh1+xh2+δα1+δα2+xs

(4)

式(1～4)中：δ—軸承預(yù)緊量；δa—軸承壓縮量；δT—溫升間隙；δF—受力變形間隙；Fa—斜齒輪軸向力；Fa1—右軸承軸向力；Fa2—左軸承軸向力；Ka—軸承軸向剛度；xh—?dú)んw軸向位移；xs—差殼的軸向位移。

其中，殼體與差殼的軸向位移為受軸向力及受熱變形疊加的結(jié)果，可由有限元分析求得，如式xh=f(δTh,δFh)，xs=f(δTs,δFs)。

由于軸承滾子與內(nèi)外圈受溫度影響時(shí)會(huì)產(chǎn)生熱膨脹，零部件直徑會(huì)發(fā)生變化，軸向長(zhǎng)度也會(huì)增加，直接影響軸承壓縮量δa，其變形滿足下式：

ΔdB=dB*αB(θI-θA)

(5)

ΔDB=DB*αB(θO-θA)

(6)

ΔDW=DW*αW(θW-θA)

(7)

式中：θI—內(nèi)圈溫度；θO—外圈溫度；θW—滾子溫度；θA—安裝溫度；αW—滾子熱膨脹系數(shù)；ΔdB—軸承內(nèi)徑變化量；ΔDB—軸承外徑變化量；ΔDW—滾子直徑變化量。

實(shí)際裝配時(shí)，需考慮常溫預(yù)緊量以及軸系測(cè)量間隙δP，即安裝時(shí)的墊片厚度S：

S=δP+δ

(8)

1.2 錐軸承墊片預(yù)緊設(shè)計(jì)

為了確定零件在不同溫度、不同受力下的具體變形量,筆者在MASTA軟件中設(shè)定分析工況,使齒軸的Fa=0;通過(guò)變形分析,由CAE計(jì)算求得相應(yīng)結(jié)果;通過(guò)改變單一變量,由不同的溫度單一變量分析可以得到殼體的4個(gè)軸承孔軸向受熱變形量,及中間軸與差殼的軸向伸長(zhǎng)量。

施加不同的預(yù)緊量,則可以得到殼體的4個(gè)軸承孔軸向受力變形量,及中間軸與差殼的軸向壓縮量,其結(jié)果如圖5所示。

由圖5可以看出:差速器軸的受力和受力變形量均大于中間軸,殼體孔受力變形量小于受熱的變形量。在具體工作時(shí),是兩者的變形疊加,而非其線性的增減。

圖5 零件受力變形量及受熱變形量

根據(jù)前面提到的工作狀態(tài)下的溫度,即軸溫度95 ℃,軸承溫度85 ℃,殼體溫度65 ℃;筆者分析初始安裝溫度狀態(tài)下的預(yù)緊量與目標(biāo)工況溫度下0 Nm時(shí)的差異,其對(duì)比結(jié)果如圖6所示。

圖6 安裝溫度與工作溫度時(shí)預(yù)緊結(jié)果的變化

由圖6可知:由于軸和殼體受熱、受力變形而相互疊加,工作溫度下的軸承壓縮量大于安裝狀態(tài)初始預(yù)緊量,預(yù)緊結(jié)果差異不大。

筆者基于其安裝狀態(tài)下的初始預(yù)緊量,對(duì)分析模型進(jìn)行雙變量線性掃描,設(shè)定2個(gè)變量為中間軸后軸承預(yù)緊量及差速器后軸承預(yù)緊量,設(shè)定范圍為-150 μm～300 μm,計(jì)算步長(zhǎng)為50 μm,輸入轉(zhuǎn)矩10%、30%、50%、70%、100%,對(duì)各工況進(jìn)行具體的載荷譜分析。

在各工況下,筆者對(duì)兩個(gè)變量軸承錯(cuò)位量、齒輪錯(cuò)位量、齒輪傳遞誤差等相關(guān)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析評(píng)估。

不同工況下,軸承內(nèi)外圈徑向位移與預(yù)緊量的關(guān)系,如圖7所示。

圖7 不同工況下軸承徑向位移與預(yù)緊量的關(guān)系

由圖7可知:軸承內(nèi)外圈徑向位移均隨載荷增加而增大。受齒輪軸向力的中間軸后軸承、差速器前軸軸承始終處于軸向預(yù)緊狀態(tài),故內(nèi)外圈徑向位移相對(duì)較小;對(duì)于不受齒軸軸向力的中間軸前軸承和差速器后軸承,由于僅有派生的軸向力,軸向則為相對(duì)放松狀態(tài),內(nèi)外圈徑向位移相對(duì)較大。

這樣就導(dǎo)致兩齒輪軸歪斜,使齒輪附加一個(gè)裝配錯(cuò)位量,會(huì)影響產(chǎn)品噪聲情況。不受齒軸軸向力的錐軸承隨著初始預(yù)緊量增大,徑向位移隨之減小。

不同工況下,軸承拖曳力矩與預(yù)緊量的關(guān)系分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 不同工況下軸承阻力矩與預(yù)緊量的關(guān)系

由圖8可知:軸承的拖曳力矩隨載荷增加而增大;對(duì)于預(yù)緊量的增加存在一個(gè)拐點(diǎn),在拐點(diǎn)之前,隨著預(yù)緊量增加,拖曳力矩基本無(wú)變化,說(shuō)明預(yù)緊量是由力變形導(dǎo)致的;在拐點(diǎn)之后,隨著載荷增加,拖曳力矩迅速增大,從而影響總成效率。

拐點(diǎn)附近為單個(gè)軸承實(shí)際軸向壓縮量變化的位置,因此,可通過(guò)拖曳力矩間接判斷軸承的預(yù)緊情況。

以30%轉(zhuǎn)矩工況為例,軸承軸向剛度與預(yù)緊量的關(guān)系分析結(jié)果如圖9所示。

由于軸承的變形及剛度變化,兩根軸系的4個(gè)錐軸承均不相同,對(duì)軸上的齒輪也會(huì)造成相應(yīng)的影響,從而影響齒輪錯(cuò)位量[12]。

在30%轉(zhuǎn)矩工況下,齒輪錯(cuò)位量與預(yù)緊量關(guān)系,如圖10所示。

圖10 齒輪錯(cuò)位量與預(yù)緊量的關(guān)系

由圖10可知:隨著預(yù)緊量的增加,二級(jí)齒輪的錯(cuò)位量減小,進(jìn)而影響齒向載荷分配系數(shù)、齒間載荷分配系數(shù)和實(shí)際重合度等。

因此,在減速箱總成中,軸系預(yù)緊量是否恰當(dāng),還需要結(jié)合強(qiáng)度、效率和傳遞誤差做進(jìn)一步的分析,并加以綜合考慮。

2 分析與討論

2.1 預(yù)緊量變化規(guī)律

首先,筆者根據(jù)載荷譜分析兩個(gè)變量對(duì)新能源汽車(chē)減速器各個(gè)錐軸承的壽命影響,對(duì)新能源汽車(chē)減速器效率的影響,及對(duì)一級(jí)、二級(jí)齒輪的強(qiáng)度影響;然后,在輸入轉(zhuǎn)矩10%、30%、50%、70%、100%工況下,筆者對(duì)各工況進(jìn)行具體的載荷譜分析,對(duì)兩個(gè)變量在各工況下,軸承錯(cuò)位量、齒輪錯(cuò)位量、齒輪傳遞誤差等進(jìn)行分析評(píng)估;之后,對(duì)曲型工況進(jìn)行具體分析,從而綜合評(píng)估確定預(yù)緊量的區(qū)間。

由于不同的預(yù)緊量會(huì)影響軸承的錯(cuò)位量、滾子載荷分布等[13-15],需要根據(jù)ISO16281修正標(biāo)準(zhǔn)對(duì)此進(jìn)行計(jì)算。

根據(jù)該文減速器應(yīng)用的3×105km載荷譜計(jì)算結(jié)果,可知4個(gè)錐軸承的壽命情況,如圖11所示。

圖11 預(yù)緊量與軸承壽命關(guān)系

由圖11壽命曲線可知:為保證軸承損傷率在100%以?xún)?nèi),通過(guò)插值計(jì)算后代入模型復(fù)核,可得中間軸預(yù)緊量需控制在130 μm以?xún)?nèi),差速器軸預(yù)緊量需控制在250 μm以?xún)?nèi)。

由于不同的預(yù)緊量會(huì)導(dǎo)致軸承錯(cuò)位,從而導(dǎo)致軸的傾斜和齒輪的錯(cuò)位,影響齒輪的強(qiáng)度,因此,需對(duì)其進(jìn)行分析。

新能源汽車(chē)減速器一般采用電機(jī)油冷,與減速器共油潤(rùn)滑;潤(rùn)滑油黏度很低,FZG等級(jí)為7—8級(jí)。為提高效率,有必要進(jìn)行膠合。

在載荷譜計(jì)算下,一級(jí)齒輪強(qiáng)度與中間軸預(yù)緊量的關(guān)系,如圖12所示。

圖12 預(yù)緊量與一級(jí)齒輪強(qiáng)度關(guān)系

由圖12可知:一級(jí)齒輪的強(qiáng)度隨中間軸預(yù)緊量增加而降低,但當(dāng)預(yù)緊量達(dá)到150 μm以后,基本趨于穩(wěn)定,均符合設(shè)計(jì)要求。

中間軸預(yù)緊量不同,導(dǎo)致中間軸的不同變形,會(huì)影響二級(jí)主動(dòng)齒輪;同樣,差速軸承預(yù)緊量的不同,會(huì)主要影響二級(jí)從動(dòng)齒輪,所以二級(jí)齒輪的強(qiáng)度并不會(huì)像一級(jí)齒輪一樣隨預(yù)緊量變化而呈線性的變化,需要采用2個(gè)參數(shù)同時(shí)進(jìn)行分析。

預(yù)緊量與二級(jí)齒輪強(qiáng)度關(guān)系(趨勢(shì))結(jié)果,如圖13所示。

圖13 預(yù)緊量與二級(jí)齒輪強(qiáng)度關(guān)系

由圖13可知:當(dāng)中間軸與差速器預(yù)緊量值相當(dāng)時(shí),二級(jí)齒輪安全系數(shù)較高;當(dāng)一個(gè)軸的預(yù)緊量很大,而另一個(gè)軸的預(yù)緊量很小時(shí),齒輪的安全系數(shù)變小;當(dāng)中間軸或差速器軸承預(yù)緊量為負(fù)值時(shí),即軸向存在間隙時(shí),二級(jí)齒輪安全數(shù)計(jì)算結(jié)果小于設(shè)計(jì)要求值,存在強(qiáng)度風(fēng)險(xiǎn)。

因此,筆者建議兩軸的預(yù)緊量均至少控制在0 μm以上。

當(dāng)軸承預(yù)緊量確定時(shí),同樣的拖曳力矩,由于中間軸轉(zhuǎn)速高,功率損失大于差速器。

不考慮齒輪嚙合損失及攪油損失時(shí),筆者對(duì)減速箱總成的所有軸承的總效率進(jìn)行分析,其結(jié)果如圖14所示。

圖14 預(yù)緊量與軸承效率關(guān)系

由圖14可知:差速軸預(yù)緊量在200 μm內(nèi),減速器總成軸承效率無(wú)明顯下降趨勢(shì);但隨中間軸預(yù)緊量的增大,減速器總成軸承效率呈快速下降趨勢(shì)。

因此,筆者建議將差速軸的預(yù)緊量控制在200 μm以?xún)?nèi)為宜。

2.2 噪聲分析

首先,在初始安裝預(yù)緊量為0時(shí),筆者進(jìn)行齒面微觀修形,以消除應(yīng)力集中現(xiàn)象;然后進(jìn)行不同預(yù)緊量下的軸承雙參數(shù)耦合計(jì)算。

根據(jù)上文分析結(jié)果(即不同轉(zhuǎn)矩工況下的齒輪錯(cuò)位量不同),筆者采用MASTA進(jìn)一步分析其傳遞誤差及重合度,以評(píng)價(jià)其對(duì)噪聲的影響情況。

一級(jí)傳遞誤差與不同工況的預(yù)緊量情況如圖15所示。

由圖15可知:當(dāng)中間軸預(yù)緊量達(dá)到100 μm后,再增大預(yù)緊量對(duì)一級(jí)齒輪影響較小。

圖15 不同轉(zhuǎn)矩下預(yù)緊量與一級(jí)傳遞誤關(guān)系

對(duì)于一級(jí)齒輪,其傳遞誤差主要受中間軸預(yù)緊量的影響,當(dāng)中間軸預(yù)緊量達(dá)到一定量后,中間軸軸承基本已處于無(wú)錯(cuò)位狀態(tài),增加預(yù)緊量不會(huì)影響其傳遞誤差。

下面,筆者主要對(duì)二級(jí)齒輪的噪聲情況進(jìn)行研究,通過(guò)對(duì)全工況雙參數(shù)進(jìn)行掃描分析,找出惡劣工況進(jìn)行具體分析。

預(yù)緊量與二級(jí)齒輪傳遞誤差關(guān)系如圖16所示。

圖16 預(yù)緊量與二級(jí)齒輪傳遞誤差關(guān)系

由圖16傳遞誤差云圖可知:在小轉(zhuǎn)矩階段,二級(jí)齒輪的傳遞誤差隨差速器預(yù)緊量的增大而呈現(xiàn)變小的趨勢(shì),隨中間軸預(yù)緊量增大而呈現(xiàn)變大的趨勢(shì);到滿載時(shí),系統(tǒng)本身的受載變形已大于軸承預(yù)緊產(chǎn)生的變形,故受軸承預(yù)緊量的影響較小,并且30%轉(zhuǎn)矩工況下的傳遞誤差明顯大于其他工況,而該工況一般為整車(chē)常用工況。

在30%轉(zhuǎn)矩工況下,筆者對(duì)二級(jí)齒輪噪聲情況影響的實(shí)際重合度和錯(cuò)位量的影響進(jìn)行具體分析,其結(jié)果如圖17所示。

圖17 30%轉(zhuǎn)矩工況噪聲參數(shù)

由圖17可知:二級(jí)齒輪實(shí)際重合度最大的區(qū)域在差速器軸承預(yù)緊量偏大值,且中間軸預(yù)緊量偏小值處,與齒輪傳遞誤差的趨勢(shì)相同;二級(jí)齒輪錯(cuò)位量最大的區(qū)域,在兩軸的軸承預(yù)緊量值相當(dāng)處,與齒輪強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果趨勢(shì)相同。

30%轉(zhuǎn)矩工況下,二級(jí)齒輪傳遞誤差與兩軸的預(yù)緊量關(guān)系,如圖18所示。

圖18 預(yù)緊量與傳遞誤差關(guān)系

由圖18分析結(jié)果可知:在30%轉(zhuǎn)矩工況下,差速器軸傳遞誤差隨預(yù)緊量增加而降低,達(dá)到150 μm后基本穩(wěn)定;并且傳遞誤差隨中間軸預(yù)緊量增加而增大,在中間軸預(yù)緊量超過(guò)100 μm后基本穩(wěn)定;但是,其值仍大于其他工況,在30%轉(zhuǎn)矩工況下,軸承完全預(yù)緊時(shí)的傳遞誤差仍大于其他工況。該結(jié)果說(shuō)明,還需要進(jìn)行其他設(shè)計(jì)優(yōu)化,如齒輪修形等。

根據(jù)上述噪聲分析結(jié)果,綜合考慮其效率及壽命、強(qiáng)度情況,再結(jié)合生產(chǎn)選片控制精度,筆者建議將該款新能源汽車(chē)減速器的差速器軸預(yù)緊量控制在100 μm～200 μm以?xún)?nèi),中間軸預(yù)緊量控制在40 μm～110 μm以?xún)?nèi)。

3 臺(tái)架試驗(yàn)

對(duì)于軸承單體,筆者進(jìn)行不同預(yù)緊力、不同轉(zhuǎn)速的拖曳試驗(yàn),在減速器總成裝配過(guò)程中,采用測(cè)量差速器軸啟動(dòng)力矩的方式,以確定錐軸承預(yù)緊量是否符設(shè)計(jì)要求;并進(jìn)行啟動(dòng)力矩試驗(yàn),以得到不同預(yù)緊量下的啟動(dòng)力矩范圍。

筆者根據(jù)前文得到的建議預(yù)緊量來(lái)考慮預(yù)緊公差,按差速器軸150 μm,中間軸50 μm進(jìn)行裝配。

為了驗(yàn)證上述測(cè)量誤差及仿真偏差,筆者進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)。試驗(yàn)臺(tái)如圖19所示。

圖19 NVH臺(tái)架試驗(yàn)臺(tái)

基于軸承的初始設(shè)計(jì)預(yù)緊狀態(tài),筆者換裝不同厚度墊片,并調(diào)整預(yù)緊量值(保持其余狀態(tài)不變),進(jìn)行臺(tái)架測(cè)試對(duì)比。

以30%轉(zhuǎn)矩為例,不同預(yù)緊量的齒輪階次切片結(jié)果,如圖20所示。

圖20 不同預(yù)緊量的齒輪階次切片

由圖20的測(cè)試結(jié)果可知:在各轉(zhuǎn)速段中,一級(jí)齒輪階次振動(dòng)隨中間軸承預(yù)緊量的增加而增大;由二級(jí)齒輪階次振動(dòng)確定的噪聲情況為,中間軸承預(yù)緊量為50 μm(該結(jié)果優(yōu)于預(yù)緊量100 μm,且優(yōu)于間隙50 μm);差速器預(yù)緊量減小50 μm后,噪聲略有增加。這說(shuō)明噪聲的變化趨勢(shì)與設(shè)計(jì)分析結(jié)果相符。

最終,根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行預(yù)緊量裝配的減速箱,通過(guò)了減速器總成的效率測(cè)試、噪聲測(cè)試和總成疲勞耐久試驗(yàn)。

4 結(jié)束語(yǔ)

錐軸承的預(yù)緊對(duì)減速器的壽命、噪聲、強(qiáng)度及效率有緊密關(guān)聯(lián),因此,為了得到最優(yōu)的產(chǎn)品性能指標(biāo),筆者分析了減速器軸系錐軸承預(yù)緊量的影響因素,建立了力學(xué)分析模型,分析了初始安裝預(yù)緊量與工作狀態(tài)預(yù)緊量的具體差異;通過(guò)MASTA仿真模型,根據(jù)載荷譜計(jì)算了軸系安裝預(yù)緊量與軸承的壽命、齒輪強(qiáng)度及效率的關(guān)系;根據(jù)中間軸和差速器軸雙參數(shù)變量掃描分析,研究了預(yù)緊量與齒輪錯(cuò)位量、重合度和傳動(dòng)誤差的關(guān)系。

研究結(jié)果表明:

(1)兩軸的預(yù)緊量相當(dāng)時(shí),存在齒輪錯(cuò)位量越小,其強(qiáng)度越高的趨勢(shì);

(2)總成效率隨中間軸預(yù)緊量的增加而顯著降低;而差速器隨中間軸預(yù)緊量的增加時(shí),其效率降低不明顯;

(3)在一定范圍內(nèi),中間軸預(yù)緊量越大,噪聲越大,而差速器軸預(yù)緊量越大,噪聲越小;再增加預(yù)緊量時(shí),噪聲不再隨之變化;

(4)臺(tái)架測(cè)試結(jié)果表明,二級(jí)齒輪階次噪聲在中間軸承的預(yù)緊量為50 μm的結(jié)果優(yōu)于預(yù)緊量100 μm的,且優(yōu)于間隙50 μm的;差速器預(yù)緊量減小50 μm后,噪聲有所增加,驗(yàn)證了噪聲變化結(jié)果與仿真結(jié)果一致。

因此,確定預(yù)緊量設(shè)計(jì)范圍,可以為類(lèi)似新能源汽車(chē)減速器預(yù)緊設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。

因?yàn)闊嶙冃螌?duì)軸承實(shí)際預(yù)緊量有很大的影響,且差速器與中間軸、相應(yīng)軸承的實(shí)際溫度有較大差異,所以在后續(xù)的研究中,筆者將對(duì)軸承及相關(guān)零件的溫升進(jìn)行具體分析和驗(yàn)證,以提高不同溫度下,軸承預(yù)緊量分析和設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性,進(jìn)而提升新能源汽車(chē)減速器總成的性能。