中橋主減速器支撐殼體優(yōu)化改進(jìn)

隋景玉，張凱，王海龍，王國(guó)元，林方軍

山東蓬翔汽車有限公司 山東煙臺(tái) 265607

作為驅(qū)動(dòng)橋上承擔(dān)著傳遞轉(zhuǎn)矩、減速等核心功能的主減速器[1]，其中一個(gè)重要指標(biāo)就是強(qiáng)度滿足性要求，即從內(nèi)部軸承、齒輪等核心部件到外部支撐殼體都要滿足強(qiáng)度及可靠性要求。此外，在強(qiáng)度和可靠性滿足的前提下，還要將支撐殼體的外形結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)得布局合理，不得存在有的位置強(qiáng)度過(guò)剩而有的位置強(qiáng)度不足這種分配不均、強(qiáng)弱共存的問(wèn)題，另外還要盡可能地做到輕量化，降低產(chǎn)品成本。

本文以某商用車中橋主減速器外部支撐殼體為研究對(duì)象，通過(guò)建立三維模型，基于Romax軟件導(dǎo)入載荷譜參數(shù)和模型數(shù)據(jù)，對(duì)改進(jìn)前的殼體進(jìn)行CAE有限元分析，找出薄弱點(diǎn)，隨后針對(duì)薄弱點(diǎn)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，最終使改進(jìn)后的殼體滿足使用要求。

建立主減速器仿真模型

圖1所示為中橋主減速器通過(guò)Romax軟件建立的數(shù)字化參數(shù)模型[2]。其中包含了輸入軸、輸入軸軸承、軸間差速器、主從動(dòng)圓柱齒輪、主從動(dòng)錐齒輪、主動(dòng)錐齒輪軸承和差速器軸承等內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)全部核心部件，各部件主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 主要參數(shù)表

圖1 中橋主減速器Romax模型

殼體模型建立和導(dǎo)入

根據(jù)該中橋主減速器方案布置尺寸，結(jié)合以往殼體件設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，首先選擇該總成的主要外部支撐殼體，即主減速器外殼和圓柱齒輪外殼的殼體壁厚為14mm，利用creo三維建模軟件設(shè)計(jì)得到殼體外形圖，如圖2所示。

圖2 減速器外殼和圓柱齒輪外殼三維模型

將以上殼體數(shù)據(jù)通過(guò)HyperMesh軟件劃分網(wǎng)格并編輯材料、約束等分析數(shù)據(jù)，導(dǎo)入之前的Romax模型，即得到了帶有FE殼體剛度的數(shù)字化模型，如圖3所示。

圖3 帶有FE殼體的數(shù)字化模型

運(yùn)行分析與問(wèn)題查找

對(duì)Romax模型的運(yùn)行分析，首先要確定該傳動(dòng)系統(tǒng)準(zhǔn)確的載荷譜參數(shù)。根據(jù)QC/T 533-2020，驅(qū)動(dòng)橋的最大輸入轉(zhuǎn)矩Min可以依據(jù)下式確定，即

式中 Min——驅(qū)動(dòng)橋最大輸入轉(zhuǎn)矩（N·m）

m——汽車最大總質(zhì)量，kg；

g——重力加速度（m/s2）；

rk——輪胎滾動(dòng)半徑（m）；

i0——驅(qū)動(dòng)橋減速比；

n——車輛所裝驅(qū)動(dòng)橋數(shù)量；

K——強(qiáng)化系數(shù)。

經(jīng)計(jì)算得到該中橋主減速器的載荷譜參數(shù)（見(jiàn)圖4）：輸入功率677kW，輸入轉(zhuǎn)矩4310N·m，輸入轉(zhuǎn)速150r/min，中后橋功率等分，左右輪功率等分。

圖4 載荷譜參數(shù)

圖5所示為運(yùn)行分析得到的結(jié)果。從計(jì)算結(jié)果可以清晰地看到殼體外形設(shè)計(jì)中存在的薄弱點(diǎn)，最大應(yīng)力在300MPa以上，超出材料QT450-10本身屈服強(qiáng)度，且殼體總成位移530μm，偏大。另外，還可以看出殼體設(shè)計(jì)中存在強(qiáng)度不均的問(wèn)題。因此，如果對(duì)以上薄弱點(diǎn)進(jìn)行加強(qiáng)，則殼體壁厚還存在降低的空間。

圖5 改進(jìn)前分析結(jié)果

殼體優(yōu)化改進(jìn)和模型前處理

根據(jù)以上Romax數(shù)據(jù)模型分析結(jié)果，對(duì)原有殼體件進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。將主減速器外殼和圓柱齒輪外殼的壁厚由14mm降低為11mm，對(duì)剛度薄弱處增加外廓尺寸，對(duì)分析結(jié)果對(duì)應(yīng)薄弱點(diǎn)設(shè)計(jì)布置加強(qiáng)筋，并在滿足裝配要求的基礎(chǔ)上盡可能加大薄弱處圓角半徑，以將原設(shè)計(jì)中應(yīng)力集中的影響降為最低[3]，優(yōu)化后的殼體模型如圖6所示。

圖6 優(yōu)化后殼體三維

同樣，在將優(yōu)化后的殼體模型導(dǎo)入Romax前，要將此模型導(dǎo)入HyperMesh進(jìn)行劃分網(wǎng)格[4]，具體步驟如下。

1）對(duì)主減速器外殼、圓柱齒輪外殼、主動(dòng)錐齒輪軸承座和左右差速器軸承蓋等5個(gè)殼體依次劃分網(wǎng)格（見(jiàn)圖7）。

圖7 殼體劃分網(wǎng)格

2）對(duì)各殼體件導(dǎo)入材料屬性，材料均為QT450-10。

3）各殼體間連接面依次對(duì)應(yīng)選中，建立綁定連接——“TIE”（見(jiàn)圖8）。

圖8 綁定連接面選取

4）整個(gè)殼體總成添加約束限位。根據(jù)實(shí)際工作工況，減速器外殼安裝面添加固定約束，即自由度為0，差速器軸承蓋安裝止口的限位為僅在Z軸方向擁有位移和旋轉(zhuǎn)自由度，其余自由度均為0（見(jiàn)圖9）。至此，完成了殼體總成在導(dǎo)入Romax前的全部前處理工作。

圖9 殼體總成約束限位

改進(jìn)后殼體再分析

對(duì)改進(jìn)后模型再次進(jìn)行分析，計(jì)算結(jié)果如圖10所示。殼體總成最大應(yīng)力降低至220MPa以下，滿足材料使用性要求，最大位移大幅降低至337μm，并且殼體中原有應(yīng)力集中的薄弱節(jié)點(diǎn)全部清除，強(qiáng)度、剛度符合性得到明顯提升。

圖10 改進(jìn)后分析結(jié)果

改進(jìn)前后殼體質(zhì)量分別為241.3kg和206.3kg，通過(guò)優(yōu)化殼體壁厚，實(shí)現(xiàn)降重合計(jì)35kg，不僅提升了使用可靠性，還降低了材料成本。

傳動(dòng)系統(tǒng)滿足性確認(rèn)

經(jīng)過(guò)以上分析，僅確認(rèn)了主減速器總成外部支撐殼體的可靠性情況，對(duì)內(nèi)部傳動(dòng)系各核心部件的承載滿足性也需要進(jìn)行確認(rèn)。

首先，對(duì)各軸承的承載情況進(jìn)行分析，由圖11可以得到各軸承的受力方向，以及每一個(gè)軸承使用壽命分析情況。表2列出了全部軸承的使用壽命計(jì)算結(jié)果。從表2可看出，各軸承的ISO損傷均小于100%，壽命滿足使用要求[5]。

圖11 軸承承載和使用壽命分析

表2 軸承使用壽命分析結(jié)果

其次，對(duì)圓柱齒輪的承載情況進(jìn)行校核分析，如圖12所示。圖12中，紅色為主動(dòng)齒面，粉色為從動(dòng)齒面，圓柱齒輪的承載分析結(jié)果見(jiàn)表3，接觸安全系數(shù)和彎曲安全系數(shù)均＞1，滿足設(shè)計(jì)要求[6]。

圖12 圓柱齒輪承載分析

表3 圓柱齒輪嚙合運(yùn)行結(jié)果

最后，對(duì)主動(dòng)錐齒輪、從動(dòng)錐齒輪和差速器半軸、行星輪的承載情況進(jìn)行校核分析。圖13所示為運(yùn)行分析得到的最差工況下，最大接觸應(yīng)力和最大彎曲應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，根據(jù)齒輪材料本身承載能力，計(jì)算得到以上齒輪的最小接觸和彎曲疲勞安全系數(shù)分別為0.83和1.32，均大于行業(yè)內(nèi)對(duì)應(yīng)的最小許用安全系數(shù)0.75和1，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖13 臺(tái)架試驗(yàn)

至此，對(duì)于該中橋主減速器總成，從外部支撐殼體到內(nèi)部核心部件，均已完成全面校核確認(rèn)，最終完成的方案布置如圖14所示。

圖14 最終方案

結(jié)語(yǔ)

本文首先對(duì)中橋主減速器建立Romax仿真模型，導(dǎo)入首輪方案的殼體模型數(shù)據(jù)，通過(guò)輸入載荷譜參數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算，找出殼體本身存在的承載薄弱點(diǎn)，隨后針對(duì)薄弱點(diǎn)優(yōu)化改進(jìn)三維模型，并穿插著對(duì)三維模型導(dǎo)入Romax前使用HyperMesh的前處理步驟進(jìn)行列述。在對(duì)優(yōu)化后的殼體承載滿足性進(jìn)行校核后，還對(duì)主減速器總成傳動(dòng)系各核心承載件進(jìn)行可靠性確認(rèn)，最終得出了該中橋主減速器的方案設(shè)計(jì)滿足性結(jié)論，并完成了準(zhǔn)確而完整的方案圖繪制。