王敷玟，周志輝，陳強(qiáng)

(廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434)

0 引言

適時四驅(qū)車輛可根據(jù)不同的車輛行駛工況智能決策后橋輸出扭矩，使車輛獲得優(yōu)良的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性及操縱穩(wěn)定性。而作為后橋扭矩輸出的重要載體，后差減速器是適時四驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)的重要安全件，它在工作過程中經(jīng)常受到來自于扭矩管理器因瞬間結(jié)合、分離而產(chǎn)生的沖擊載荷，該沖擊載荷不僅會對后差減速器殼體、齒輪、軸承等壽命產(chǎn)生影響，還會造成后差減速器殼體結(jié)合端面的擠壓與分離，擠壓分離過度將造成后差減速器殼體結(jié)合端面漏油，潤滑不良將大幅縮減后差減速器齒軸系統(tǒng)的壽命、影響其NVH問題[1-2]。有關(guān)資料表明：國外因潤滑不合理而導(dǎo)致齒輪失效的占10%,我國則占25%,發(fā)生故障的機(jī)器34.4%源于潤滑不足,19.6%源于潤滑不當(dāng),即有大約54%的機(jī)器故障是由于潤滑問題導(dǎo)致的[3]。因此，在后差減速器開發(fā)過程中需重點(diǎn)考慮前殼體與后蓋結(jié)合端面的密封性能，對于改善齒輪潤滑性能、提高齒輪傳動壽命、保證零件乃至車輛可靠性具有重要意義。

針對殼體結(jié)合端面密封性能的研究，文獻(xiàn)[4]中提出了一種面向結(jié)合面密封性能要求的裝配連接工藝數(shù)字化設(shè)計方法，采用接觸非線性有限元技術(shù)和彈性相互作用理論建立了螺栓組連接有限元模型，研究了螺栓預(yù)緊順序、預(yù)緊力水平與結(jié)合面連接性能間的關(guān)系；文獻(xiàn)[5]中應(yīng)用接觸有限元方法進(jìn)行計算,建立了以變速器總成為單位的接合面密封性能有限元預(yù)測模型,有效預(yù)測了主箱-后蓋結(jié)合面及主箱-蓋板等結(jié)合端面的密封性能；文獻(xiàn)[6]中應(yīng)用非線性有限元軟件ABAQUS對后端蓋、密封墊以及缸蓋組成的整體系統(tǒng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，得到了后端蓋的變形和密封墊的壓力分布，對后端蓋進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化,有效解決了凸輪軸后端蓋密封失效問題。

作者以后差減速器為研究對象，通過Romax軟件建立后差減速器齒軸系統(tǒng)動力學(xué)模型并計算殼體結(jié)合面分離載荷，運(yùn)用有限元軟件ABAQUS，建立后差減速器殼體接觸有限元預(yù)測模型并計算前殼體-后蓋結(jié)合面處的間隙變化，準(zhǔn)確有效地預(yù)測了后差減速器前殼體-后蓋結(jié)合面的密封性能。

1 后差減速器總成及分離載荷計算

1.1 后差減速器總成簡介

如圖1所示：后差減速器總成主要由前殼體、后蓋、主動齒輪軸系統(tǒng)、被動齒輪軸系統(tǒng)及差速齒輪系統(tǒng)組成，扭矩管理器輸出動力經(jīng)主減速器減速增扭后傳至差速器外殼，差速器外殼再通過行星齒輪軸及行星輪將動力傳至半軸齒輪，半軸齒輪動力經(jīng)驅(qū)動軸傳動車輪[7]。該系統(tǒng)采用背蓋式差減結(jié)構(gòu)，具有結(jié)合端面受力苛刻、容易變形的特點(diǎn)，但由于其Y向空間緊湊，而成為常見設(shè)計[8]。

圖1 后差減速器總成

1.2 差減速器Romax模型及計算

在Romax Designer環(huán)境下建立齒輪傳動系模型，根據(jù)后差減速器總成參數(shù)，依次完成主齒軸系建模、雙曲面齒輪建模、行星齒輪系建模及載荷譜定義等。同時，為提高計算精度，雙曲面齒輪建模時除基本參數(shù)外，還需對齒輪加工精度、齒面粗糙度、制造方法、側(cè)隙系數(shù)及道具半徑等進(jìn)行設(shè)置；軸承建模時，自定義軸承并設(shè)置材料及潤滑條件，同時在輸入軸處添加計算扭矩，在輸出端處添加轉(zhuǎn)動慣量。后差減速器總成Romax模型如圖2所示。

圖2 后差減速器總成Romax模型

所研究的后差減速器總成應(yīng)用于一款適時四驅(qū)車輛，根據(jù)控制策略，其載荷取決于后橋限扭值及取力器輸出扭矩。結(jié)合車輛載荷譜，以總輸出4 331 N·m作為正轉(zhuǎn)工況，以總輸出3 248 N·m作為反轉(zhuǎn)工況，將扭矩施加于輸入軸花鍵，通過齒輪傳動，計算軸承的受力并根據(jù)作用力與反作用力原理計算軸承對殼體的受力，結(jié)果如表1所示。

表1軸承受力N

其中X、Y、Z為固接于汽車上的OXYZ的車輛坐標(biāo)系，X軸平行于地面指向前方，Z軸通過質(zhì)心指向上方，Y軸指向駕駛員的左側(cè)[8]。

2 殼體結(jié)合面間隙計算

2.1 有限元模型及計算

圖3所示為后差減器總成有限元?dú)んw，因為只計算殼體結(jié)合端面密封性，所以建模時不再將齒軸系統(tǒng)考慮在內(nèi)。將殼體三維模型導(dǎo)入到HyperMesh軟件中，進(jìn)行幾何清理后，再定義材料及屬性，最后進(jìn)行網(wǎng)格劃分。殼體網(wǎng)格基礎(chǔ)尺寸為4 mm、螺栓單元基本尺寸為1 mm，均采用六面體網(wǎng)格，殼體材料為A380，其材料性能如表2所示。

圖3 有限元模型

材料名A380屈服極限/MPa117(大于6mm)83(小于等于6mm)斷裂極限/MPa159彈性模量/MPa70000泊松比0．33密度/(t·mm-3)2．7×10-9

結(jié)合面的密封性能與裝配時螺栓的預(yù)緊力及其工作載荷密切相關(guān)，因此，確定裝配后蓋的螺栓M8預(yù)緊力為25.7 kN，裝配蓋板的螺栓M10預(yù)緊力為40.7 kN，并將計算所得的軸承對殼體的各徑向力施加于后差減器殼體，約束差減殼體與副車架、扭矩管理器連接位置，同時還需約束半軸齒輪軸的軸向旋轉(zhuǎn)自由度，以滿足靜力學(xué)求解條件。

圖4 靜力學(xué)模型

2.2 間隙計算結(jié)果

靜態(tài)時只考慮螺栓預(yù)緊力，將有限元模型導(dǎo)入ABAQUS軟件中，在螺栓中部添加bolt load載荷，計算結(jié)果如圖5所示。

圖5 間隙變化量計算結(jié)果

通過仿真計算結(jié)果可知:在正轉(zhuǎn)+4 331 N·m和反轉(zhuǎn)-3 248 N·m下,后差減速器總成后蓋的最大間隙變化量為0.086 7及0.076 mm,均小于厭氧膠的黏合性能要求，表明后差減速器殼體設(shè)計合理、螺栓預(yù)緊力選擇滿足要求。

3 臺架及實車驗證

如圖6所示：通過齒輪耐久疲勞、齒輪沖擊疲勞、靜扭等強(qiáng)度試驗，后差減速器總成殼體并未出現(xiàn)結(jié)合端面滲油問題；實車驗證過程中，所搭載樣件未出現(xiàn)后差減速器總成結(jié)合端面滲漏油問題，表明后差減速器密封良好，滿足設(shè)計要求。

圖6 臺架及實車驗證

4 結(jié)論

根據(jù)齒軸系統(tǒng)設(shè)計理論，通過Romax建立后差減速器軸承受力分析模型，將計算載荷施加于殼體，計算前殼體與后蓋間隙變化值，用于預(yù)測殼體結(jié)合端面密封性能。仿真和實踐結(jié)果均表明：所運(yùn)用的預(yù)測后差減速器殼體密封性能的模型與方法準(zhǔn)確可靠，有效避免了后差減器殼體結(jié)合端面失效問題，為后續(xù)零件開發(fā)過程中端面密封性問題預(yù)防及方案解決提供一定借鑒，對工程實踐和理論研究具有重要意義。

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