楊小龍 王樂 張加升

摘要：為提高液力自動變速器（AT）輸入連接機構(gòu)的抗振性能和可靠性，在原輸入連接機構(gòu)的單列深溝球軸承支撐結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，優(yōu)化設(shè)計為兩件圓錐滾子軸承的支撐結(jié)構(gòu)，同時相應(yīng)更改前端蓋。更改后不但前端蓋的剛度提高，軸承的承載能力和壽命大幅提高，同時整個結(jié)構(gòu)的抗振能力也顯著提高，輸入機構(gòu)的可靠性更好。

關(guān)鍵詞：輸入連接機構(gòu)；傳動軸；液力自動變速器；前端蓋；軸承；適配器

在整車設(shè)計時，由于整車布置空間限制的需求，有時需要發(fā)動機和變速器分開布置，如圖1所示，發(fā)動機動力通過傳動軸來傳遞。這樣變速器的輸入端就需要結(jié)合變速器的結(jié)構(gòu)特性設(shè)計相應(yīng)的輸入連接機構(gòu)，與發(fā)動機輸出端傳遞動力的傳動軸連接，實現(xiàn)動力的傳遞和輸入。

原變速器輸入連接機構(gòu)

該變速器為一款A(yù)T（液力自動變速器）產(chǎn)品，廣泛應(yīng)用于貨車、客車及各種特種車輛。帶6個前進擋和1個倒擋，前端是液力變矩器，后面是行星齒輪組和濕式離合器，同時還有液壓控制系統(tǒng)和電子控制系統(tǒng)等組成。發(fā)動機動力通過輸出機構(gòu)及傳動軸傳遞到變速器輸入端，變速器輸入機構(gòu)經(jīng)法蘭、適配器及柔性盤將動力傳遞給變矩器，通過變矩器將動力傳遞至后方行星齒輪組，再經(jīng)輸出法蘭將動力傳遞至后傳動系統(tǒng)。變速器輸入連接機構(gòu)由前端蓋、輸入法蘭、輸入適配器及軸承等零件組成，如圖2所示。

變速器輸入連接機構(gòu)優(yōu)化

原變速器輸入連接機構(gòu)小批量裝車使用后，在車輛運行過程中由于該機構(gòu)需要承受前端傳動系統(tǒng)傳動軸帶來的交變載荷和振動沖擊，以及從車架傳遞過來的整車振動。該結(jié)構(gòu)出現(xiàn)了軸承損壞和螺栓松動的故障，為提高輸入連接機構(gòu)的抗振性能及可靠性，對該結(jié)構(gòu)做如下更改。

原輸入連接機構(gòu)采用單列深溝球軸承支撐結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)如圖3a所示。改進后結(jié)構(gòu)由一個深溝球軸承改為兩個圓錐滾子軸承支撐，如圖3b所示，新結(jié)構(gòu)安裝長度增加30mm，質(zhì)量增加6kg。相應(yīng)更改前端蓋、輸入適配器和油封，同時法蘭盤緊固螺栓加長，其余零件與原方案相同。

輸入連接機構(gòu)優(yōu)化更改論證分析

新的方案相較于原方案，強化了前端蓋殼體設(shè)計及軸承支撐設(shè)計，以下針對前端蓋殼體強度及軸承壽命進行計算分析。

1.前端蓋靜強度分析

如圖4所示，前端蓋承受質(zhì)量96kg（包括1/2傳動軸質(zhì)量30kg和2/3變矩器質(zhì)量66kg），材料為HT200，按下表載荷譜進行分析，X/Z平面選取8個方向，各施加10g（g為重力加速度）載荷，計算分析結(jié)果見表1。

結(jié)論：經(jīng)計算分析，原方案安全系數(shù)1.76，新方案安全系數(shù)2.58，改進后強度提升顯著，符合要求。原方案變形最大0.2973mm，新方案變形最大0.1732mm，剛度顯著提高。部分工況的應(yīng)力/位移云圖如圖5、圖6所示。

2.軸承壽命校核

如圖7所示，對軸承布置方案進行建模。整體坐標方位為：從法蘭盤端看，x軸豎直向上，y軸水平向左，z軸水平向后。由于新方案采用2個相同的圓錐滾子軸承JM511946（2P-8986/2P-8987）支撐，為方便區(qū)分，靠近法蘭盤端的軸承編號為1#，遠離法蘭盤端編號為2#。軸承相關(guān)參數(shù)見表2，軸承布置細節(jié)見表3。

載荷譜相關(guān)信息：

載荷持續(xù)時間設(shè)定為10000h，輸入適配器轉(zhuǎn)速為2100r/min，載荷施加于輸入適配器與法蘭盤連接花鍵軸向中心位置（96kg）。

載荷譜分如下三種工況（見圖8）：

1）施加1g的徑向載荷。

2）施加1g的徑向載荷+軸向向后（遠離法蘭盤方向）的1g載荷。

3）施加1g的徑向載荷+軸向向前（指向法蘭盤方向）的1g載荷。

經(jīng)計算，軸承的壽命及損傷計算結(jié)果見表4。

軸承的壽命及損傷對比如圖9所示。

根據(jù)上述計算分析，原方案軸承在載荷譜3工況下，ISO 16281計算損傷最大值24.2%，改進后新方案軸承壽命大幅提升，損傷下降，最大值為0.2%。新方案軸承額定動載荷由52.4kN提升至119.8kN，優(yōu)化為雙軸承結(jié)構(gòu)，承載能力及壽命優(yōu)于原方案。

新方案相較于原方案，結(jié)構(gòu)上有一定的調(diào)整，其主要零部件結(jié)構(gòu)如圖10所示。

其裝配順序調(diào)整如下：

1）將右端軸承外圈裝入前端蓋，將右端油封裝入前端蓋。

2）將柔性盤裝上適配器，將右端軸承內(nèi)圈裝入適配器。

3）將軸套裝入適配器。

4）測量尺寸A、B、C、D，如圖11、圖12所示，尺寸A為前端蓋端面至軸套端面的距離，尺寸B為前端蓋端面至軸承安裝孔端面距離，尺寸C為軸承外圈至內(nèi)圈的寬度，尺寸D為軸承內(nèi)圈的寬度。

5）選調(diào)整墊片，使得調(diào)整墊片厚度H=（A-B）+（C-D）+（0.15～0.25）mm，將調(diào)整墊片裝入適配器。

6）依次裝入左端軸承、左端油封、法蘭等。

7）將上述前端蓋總成裝上變速器。

新結(jié)構(gòu)在設(shè)計和裝配工藝方面的風(fēng)險分析

1.兩個圓錐滾子軸承游隙的風(fēng)險及應(yīng)對措施

圓錐滾子軸承通常為成對使用，并且承受徑向載荷時會派生軸向力，為了確保軸承擁有較高的使用壽命，需要使軸承在比較合適的游隙中工作，工作游隙過大或過小都會降低軸承的使用壽命。一般通過控制軸承配合零件的尺寸精度，但由于實際裝配零件的尺寸鏈累積，若僅從控制軸承配合零件的尺寸精度調(diào)節(jié)，會極大的提高生產(chǎn)成本，批量生產(chǎn)難以實現(xiàn)，因此需要在軸承端部增加調(diào)整墊片，確保軸承在工作時處于合適的工作游隙。如圖13所示結(jié)構(gòu)，調(diào)整墊片為一系列不同厚度的墊片，通過輸入端、軸套、軸承等相關(guān)尺寸公差計算，可選擇合適厚度的墊片裝于左端軸承和軸套之間，確保軸承在合適的工作游隙。選墊尺寸可根據(jù)零件裝配結(jié)構(gòu)，畫出尺寸鏈如圖14所示。

墊片厚度的計算可參考如下公式進行：

δX=B2+B3+X+B1-T1-C3-T2

如表5，通過尺寸鏈理論計算可知，調(diào)整墊片選擇范圍在1.15～1.67mm時，可以使軸承游隙δX為-0.02～0.2mm，此時軸承擁有較高的工作壽命。

2.兩個圓錐滾子軸承方案裝配工藝的風(fēng)險分析

該輸入連接結(jié)構(gòu)中軸承調(diào)整墊片在裝配前，需要測量相關(guān)尺寸，通過計算后，才能選出合適的墊片。所需測量尺寸如圖15所示。各測量尺寸分別為：前端蓋端面至軸套的距離A；前端蓋端面至左側(cè)軸承擋肩的距離B；左側(cè)軸承外圈和內(nèi)圈的總寬度C；左側(cè)軸承內(nèi)圈寬度D。

尺寸測量好后，選擇合適的墊片，使得墊片厚度H為：

H=（A-B）+（C-D）+（0.15～0.25）mm。

由于實際測量尺寸時不僅需要增加工時，且測量有誤差，特別是尺寸A和尺寸C測量誤差可能略大。尺寸A需要將已裝零件豎直放置，且適配器需要被支撐穩(wěn)妥（見圖16）；尺寸C需要將軸承放置平臺上且增加配重情況下測量（見圖17）。因此不可避免的存在一定的測量誤差，任何一個尺寸的測量結(jié)果，都會影響軸承調(diào)整墊片的選用準確性，因此這給裝配工藝帶來一定的挑戰(zhàn)，并且需要額外增加工時，影響變速器的生產(chǎn)節(jié)拍。

為避免零件裝配時由于測量誤差帶來的風(fēng)險，此處零件裝配過程需加強控制，配備相應(yīng)的測量平臺及工具，防止誤差過大，并相應(yīng)提高測量效率和準確性。

測量尺寸A和B所需配備工具如下：測量平臺，并準備能支撐適配器的墊塊1件；深度尺1把（量程100mm），量棒一件，用于輔助測量。

測量尺寸C和D所需配備工具如下：測量平臺，軸承壓塊1件（用于壓緊軸承外圈和內(nèi)圈）；游標卡尺1把（量程100mm）。

振動測試驗證

對改進后輸入連接機構(gòu)變速器輸入端殼體振動情況進行實車測試，根據(jù)測試結(jié)果，使用新輸入連接機構(gòu)后變速器輸入端殼體振動明顯小于改進前原輸入連接機構(gòu)。新輸入連接方案可有效減少傳遞至變速器輸入端殼體的振動。

為研究不同變速器輸入連接機構(gòu)在車輛上路試時的振動響應(yīng)特征，分別對安裝兩種狀態(tài)變速器輸入連接機構(gòu)的車輛關(guān)鍵位置的振動響應(yīng)進行測試分析。測試分 9 種工況，分別為原地怠速、起步、加速過程（0～60km/h）、40km/h、50km/h、60km/h、70km/h、80km/h及熄火工況。

發(fā)動機及變速器分別通過 4 個隔振器固定于汽車的大梁之上，隔振器振動測點為單軸加速度測點，安裝方向為垂直與隔振器安裝表面（圖中16 測點，減振方向），變速器后部頂端布置一枚單向測點（圖中 17 測點，垂向）。變速器輸入端蓋布置 4 個 3 軸加速度測點，輸入軸承座頂部及發(fā)動機飛輪殼兩側(cè)分別布置1 個3軸加速度及2個3軸加速度 測點。三向測點方向為：X方向為前后方向，Y方向為左右方向，Z向為垂直于地面方向。測點及坐標如圖18所示。相關(guān)測試結(jié)果如圖19、圖20所示。圖19、圖20中測點變速器9點、12點、15點、18點及輸入軸承分別對應(yīng)圖18中變速器輸入端蓋立面-主視圖中的測點3、4、5、7、6點。

由以上振動測試結(jié)果對比可知，新方案的振動幅度明顯小于舊方案，新方案的抗振性能好于舊方案。

結(jié)語

該變速器輸入連接機構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計方案，在原輸入連接機構(gòu)的單列深溝球軸承支撐結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，更改為兩件圓錐滾子軸承的支撐結(jié)構(gòu)，相應(yīng)更改前端蓋。結(jié)合理論分析和試驗驗證，更改后不但前端蓋的剛度提高，軸承的承載能力和壽命大幅提高，結(jié)構(gòu)設(shè)計和裝配工藝風(fēng)險可控，同時整個結(jié)構(gòu)的抗振能力也顯著提高，有效減少了從動力傳動系統(tǒng)傳遞至變速器輸入端的振動沖擊，輸入機構(gòu)的可靠性更好，這個優(yōu)化設(shè)計方案是合理的。