傳統(tǒng)車(chē)差速器總成的設(shè)計(jì)及制造相對(duì)成熟，在使用過(guò)程中出現(xiàn)的問(wèn)題也比較少。采用混合電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的汽車(chē)差速器總成主要是參照傳統(tǒng)車(chē)差速器總成進(jìn)行設(shè)計(jì)、制造。但混合電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)與傳統(tǒng)車(chē)相比有很大區(qū)別，電機(jī)工作特性與發(fā)動(dòng)機(jī)特性、減速器與變速器以及它們之間的配合方式都有所不同，隨著混動(dòng)車(chē)的推廣及普及，差速器總成也暴露出越來(lái)越多的問(wèn)題，成為動(dòng)力總成系統(tǒng)中最薄弱的環(huán)節(jié)。

 

混動(dòng)車(chē)電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)相比于傳統(tǒng)車(chē)的一個(gè)主要特點(diǎn)就是結(jié)構(gòu)緊湊、體積較小，而且未來(lái)的發(fā)展趨勢(shì)也是高速化、集成化、大速比，差速器的強(qiáng)度成為重要挑戰(zhàn)。

 

工程上差速器的強(qiáng)度設(shè)計(jì)不足主要會(huì)引起齒輪[1]、行星軸[2]、差速器殼體[3]等主要零部件失效。軸齒的設(shè)計(jì)較為成熟，可參照機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)的經(jīng)驗(yàn)公式校核齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù)是否合理，如文獻(xiàn)[4]對(duì)齒面的接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度給出了相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)公式及相關(guān)修正系數(shù)，按照此方法可對(duì)齒面點(diǎn)蝕和軸齒折斷進(jìn)行較好的預(yù)防。差速器殼體的設(shè)計(jì)可參照行星齒輪半徑與差速器的計(jì)算扭矩關(guān)系式進(jìn)行前期的粗略設(shè)計(jì)[5]。

 

 

 

式中，KB 為行星齒輪球面半徑系數(shù)（ KB=2.52～2.99，一般對(duì)于安裝 4 個(gè)行星齒輪的乘用車(chē)和公路載貨車(chē)取小值；對(duì)于安裝 2 個(gè)行星齒輪的乘用車(chē)以及所有的越野汽車(chē)和礦用車(chē)輛取大值。）；Tj 為計(jì)算轉(zhuǎn)矩。但是該公式對(duì)局部的應(yīng)力集中無(wú)法評(píng)估，特別是差速器殼體軸承座圓角無(wú)法做到有效識(shí)別，而根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)軸承座圓角處通常是差速器最易失效的位置之一，有必要在試驗(yàn)前進(jìn)行強(qiáng)度校核。本文通過(guò)有限元分析方法對(duì)差速器殼體結(jié)構(gòu)薄弱的位置進(jìn)行評(píng)估，為快速達(dá)成產(chǎn)品的可靠性設(shè)計(jì)目標(biāo)提供了參考。

 

1 混合電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)

混合動(dòng)力汽車(chē)具有發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)兩個(gè)動(dòng)力源系統(tǒng)，車(chē)輛具有多種行駛模式如：發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)、電機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)或發(fā)動(dòng)機(jī)電機(jī)混合驅(qū)動(dòng)，并可以根據(jù)不同的行駛工況選擇合適的驅(qū)動(dòng)/制動(dòng)模式以實(shí)現(xiàn)良好的燃油經(jīng)濟(jì)性及動(dòng)力性。

 

 

圖 1 混合電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)混合驅(qū)動(dòng)示意圖

 

1.1分析工況

本文討論的混合電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)在混動(dòng)并聯(lián)模式下，發(fā)動(dòng)機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)可同時(shí)給車(chē)輪端輸出 4100Nm 的扭矩，超過(guò)了所搭車(chē)型滿(mǎn)載情況下的車(chē)輪打滑極限扭矩 3790Nm。實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，作用在差速器上的最大扭矩為 3790Nm，該扭矩作為差速器強(qiáng)度分析的載荷邊界。

 

 

圖 2 差速器局部布置圖

 

1.2分析載荷

如圖 3，按照混動(dòng)電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的內(nèi)部構(gòu)型在 Masta 中建立完整的動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型，根據(jù)差速器外齒圈、半軸齒輪、行星軸齒輪的壓力角、螺旋角、分度圓直徑等參數(shù)計(jì)算的各齒輪受力如表 1 所示。其中通 過(guò) 驅(qū) 動(dòng) 電 機(jī) 作用 在 差 速 器的 扭 矩 為2332Nm，通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī) 1 檔軸作用在差速器上的扭矩為 1458Nm。

 

 

圖 3 動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型示意

 

表 1 差速器扭矩

 

 

1.3有限元模型

差速器的扭矩從主減速齒輪輸入，從左右半軸輸出到車(chē)輪端。主減速齒輪為斜齒輪，軸齒嚙合力分為圓周力、軸向力、徑向力。圖 4 的圓周力除了會(huì)在沿 Z 軸方向產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，在 Y 軸方向產(chǎn)生彎曲變形。徑向力會(huì)沿 X 向產(chǎn)生彎曲變形。軸向力會(huì)使主減速齒輪沿 X 軸方向產(chǎn)生彎曲變形，這些變形的疊加直接決定了軸承座圓角處的受力，有限元分析時(shí)施加在主減速齒輪的分度圓上；半軸齒輪及行星齒輪均為直角錐齒輪，理論上在嚙合位置也會(huì)產(chǎn)生 3 個(gè)分力。

 

因?yàn)樾行驱X輪和半軸齒輪成對(duì)出現(xiàn)，對(duì)于差速器殼體而言，徑向力相互抵消，圓周力僅產(chǎn)生扭矩通過(guò)半軸輸出，所以實(shí)際作用在差速器殼體上的只剩下齒輪嚙合時(shí)產(chǎn)生的軸向力，有限元分析時(shí)施加在齒輪墊片上；軸承與差速器軸頸為過(guò)盈裝配，會(huì)在軸承座圓角處產(chǎn)生拉應(yīng)力，計(jì)算時(shí)直接在接觸對(duì)中設(shè)置相應(yīng)的徑向過(guò)盈量。

 

根據(jù)上述受力分析，差速器殼體的強(qiáng)度計(jì)算邊界及載荷的加載位置如圖 4 所示，計(jì)算采用 ABAQUS 求解器。在行星軸的齒輪接觸表面約束 Z 向旋轉(zhuǎn)自由度。差速器軸承為圓錐滾子軸承，計(jì)算時(shí)約束軸齒內(nèi)圈的外表面。此處的約束單元采用rbe3（柔性單元），可有效避免約束單元對(duì)軸承的剛度影響，確保約束邊界不會(huì)引入計(jì)算偏差。由于差速器殼體強(qiáng)度分析模型對(duì)行星軸用 rigid（剛性單元）進(jìn)行了約束，會(huì)導(dǎo)致行星軸的應(yīng)力計(jì)算不準(zhǔn)確，所以采用圖 5 的方式計(jì)算行星軸的強(qiáng)度，對(duì)行星軸而言，嚙合點(diǎn)的圓周力相互抵消，軸向力作用在差速器殼體的墊片上了，因此只要受一對(duì)力偶的作用。在行星軸與齒輪的接觸表面施加齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力即可。行星軸的強(qiáng)度計(jì)算邊界及載荷的加載位置如圖 5 所示。

 

為兼顧計(jì)算精度和效率，對(duì)差速器的圓角、軸孔及行星軸進(jìn)行網(wǎng)格加密，平均網(wǎng)格尺寸為 2mm, 軸承座圓角采用 6 層網(wǎng)格。非圓角區(qū)域及主減速齒輪受力較為分散，采用粗化網(wǎng)格處理即可，平均網(wǎng)格尺寸為 5mm。

 

 

圖 4 差速器殼體強(qiáng)度計(jì)算邊界及載荷

 

 

圖 5 行星軸強(qiáng)度計(jì)算邊界及載荷

 

因?yàn)椴钏倨髟趫A周方向并非圓周對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，而是以 YZ 平面和 XZ 平面對(duì)稱(chēng)。所以差速器在工作時(shí)，嚙合點(diǎn)沿主減速齒的圓周方向變化時(shí)，差速器殼體的應(yīng)力會(huì)產(chǎn)生變化，從而產(chǎn)生疲勞失效的可能。所以需要考察差速器在不同嚙合位置差速器殼體的應(yīng)力變化。沿圓周方向每隔 90°依次取點(diǎn)作為主減速齒的受力位置，行星齒輪和半軸齒輪的受力方向和大小不變，不需要變動(dòng)加載位置。差速器有限元模型及受力如圖 6 所示。

 

 

圖 6（a）差速器外齒圈受力

 

 

圖 6（b）差速器外齒圈受力隨嚙合點(diǎn)變化示意圖

 

1.4材料參數(shù)

差速器殼體材料牌號(hào)為 QT600-3，屈服極限為 370MPa，抗拉強(qiáng)度為 600MPa；行星軸及齒輪的材料牌號(hào)為 20CrMnTi，屈服極限為 835MPa ， 抗拉強(qiáng)度為1080MPa。其相應(yīng)的材料參數(shù)如表 2 所示。

 

表 2 材料參數(shù)

 

 

2 靜強(qiáng)度

預(yù)計(jì)上述分析對(duì)差速器殼體及行星軸進(jìn)行靜強(qiáng)度分析。分析結(jié)果如下文所示。

 

2.1 差速器殼體強(qiáng)度

差速器殼體的靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果如圖 7所示，應(yīng)力最大位置為左側(cè)軸承座圓角處，應(yīng)力最大的位置隨嚙合點(diǎn)的變化而呈相應(yīng)的變化趨勢(shì)，且最大應(yīng)力值隨嚙合位置的不同而有所變化。

 

 

Case1 工況差速器殼體最大主應(yīng)力

 

 

圖 7 差速器殼體最大主應(yīng)力分析結(jié)果

 

差速器殼體的最大應(yīng)力為 308MPa＜?xì)んw材料的屈服強(qiáng)度 370MPa，靜強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；

 

2.2 行星軸靜強(qiáng)度

按照?qǐng)D 5 在差速器相應(yīng)的位置進(jìn)行約束和加載，校核行星軸的靜強(qiáng)度。

 

 

圖 8 行星軸的應(yīng)力分析結(jié)果

 

行星軸的最大應(yīng)力為 833MPa＜行星軸材料的屈服強(qiáng)度 835MPa，靜強(qiáng)度滿(mǎn)足要求?？紤]到車(chē)輛起步存在一定的沖擊，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，HEV 起步?jīng)_擊較小，沖擊系數(shù)一般取 1.2，則行星軸在沖擊工況下的最大應(yīng)力為 1041MPa（833*1.2），仍然小于行星軸材料的抗拉強(qiáng)度極限 1080MPa，滿(mǎn)足要求。

 

3 疲勞強(qiáng)度

隨著嚙合位置的變化，對(duì)于差速器殼體同一位置的應(yīng)力呈現(xiàn)正負(fù)交替的變化，此為典型的疲勞工況。將靜強(qiáng)度工況的case1~case4 進(jìn)行組合，計(jì)算的差速器殼體疲勞安全系數(shù)如圖 9 所示。最小疲勞安全系數(shù)為 1.06。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，差速器在最大扭矩工況下的最小疲勞安全系數(shù)＞1.0 即可。故差速器殼體的疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。

 

 

圖 9 差速器殼體疲勞安全系數(shù)

 

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

按照產(chǎn)品開(kāi)發(fā)流程，該差速器方案需進(jìn)行沖擊強(qiáng)度試驗(yàn)和扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證。

 

4.1 沖擊強(qiáng)度試驗(yàn)

差速器的沖擊試驗(yàn)是用變速箱總成樣箱進(jìn)行，主要用來(lái)模擬整車(chē)低附轉(zhuǎn)高附，以及緊急制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的沖擊，驗(yàn)證變速箱殼體及傳動(dòng)軸的沖擊強(qiáng)度。試驗(yàn)原理圖及試驗(yàn)臺(tái)架如圖 10 所示。

 

 

圖 10（a） 沖擊強(qiáng)度試驗(yàn)臺(tái)架原理圖

 

 

圖 10（b）沖擊強(qiáng)度試驗(yàn)臺(tái)架實(shí)際搭建圖示

 

沖擊試驗(yàn)的最大正向扭矩主要考慮動(dòng)力總成可以提供給差速器的最大輸入扭矩4100Nm，按 1.7 的安全余量取整，則正向沖擊扭矩 7000Nm。最大負(fù)向扭矩按最大輸入扭矩的 1.1 倍計(jì)算，試驗(yàn)負(fù)向扭矩為4625Nm。正向最大扭矩作用 20 次，負(fù)向扭矩作用 5 次，沖擊試驗(yàn)完成后對(duì)差速器殼體、齒輪軸和軸齒進(jìn)行檢查，均無(wú)損壞，靜強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。仿真計(jì)算的差速器殼體靜強(qiáng)度安全系數(shù)為 1.95（600/308），試驗(yàn)測(cè)得的靜扭安全系數(shù)＞1.85，試驗(yàn)與仿真結(jié)果的安全系數(shù)表現(xiàn)出較好的一致性。

 

星軸為塑性材料，彈塑性曲線與計(jì)算用的線彈性材料參數(shù)差異較大，所以仿真計(jì)算的安全系數(shù)比實(shí)測(cè)值低很多，不便比較。

 

4.2 扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)

按照要求對(duì)差速器進(jìn)行扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)。試驗(yàn)采用差速器單體進(jìn)行，需要設(shè)計(jì)對(duì)應(yīng)

 

 

圖 11（a） 差速器扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)原理圖

 

 

 

圖 11（b） 差速器扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)臺(tái)架圖

 

試驗(yàn)按照最大扭矩 3790Nm的 1.1 倍進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，試驗(yàn) 90 分鐘時(shí)差速器行星齒輪出現(xiàn)斷裂失效，差速器殼體及行星軸完好。該實(shí)驗(yàn)要求在最大工作扭矩 Tmax 作用下，循環(huán)次數(shù)可達(dá)到 1000 次以上。根據(jù)試驗(yàn)時(shí)間和轉(zhuǎn)速計(jì)算的循環(huán)次數(shù)為 9000 次（差速器轉(zhuǎn)速為 100rpm），試驗(yàn)通過(guò)。

 

5 結(jié) 論

本文通過(guò)對(duì)差速器殼體和行星軸的強(qiáng)度進(jìn)行分析預(yù)測(cè)，仿真確認(rèn)強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。并通過(guò)沖擊強(qiáng)度試驗(yàn)驗(yàn)證靜強(qiáng)度的仿真結(jié)果，扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證差速器殼體的疲勞強(qiáng)度結(jié)果。仿真與試驗(yàn)結(jié)果保持了較好的一致性，說(shuō)明仿真結(jié)果的合理性。通過(guò)仿真可以提前識(shí)別差速器殼體及行星軸的結(jié)構(gòu)薄弱位置并進(jìn)行改進(jìn)，有利于縮短產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期和節(jié)省成本。

 

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