基于R o ma x的電動(dòng)汽車減速箱設(shè)計(jì)分析

凌天謀， 余卓平，b

（同濟(jì)大學(xué) a.新能源汽車工程中心；b.中德學(xué)院，上海 201804）

0 引言

圓柱齒輪減速機(jī)構(gòu)，由于工作可靠，傳遞效率高，工藝簡(jiǎn)單成熟等優(yōu)點(diǎn)，已廣泛應(yīng)用于各個(gè)行業(yè)中。傳統(tǒng)設(shè)計(jì)過(guò)程中存在以下問(wèn)題：物理樣機(jī)試制周期長(zhǎng)，參數(shù)優(yōu)化較困難；設(shè)計(jì)方法主要依賴于設(shè)計(jì)者的經(jīng)驗(yàn)，減速器的質(zhì)量很大程度上取決于個(gè)人因素［1］；一般不考慮柔性箱體對(duì)齒輪嚙合的影響。因此，本文在Romax軟件環(huán)境下，以某電動(dòng)汽車的前軸電機(jī)減速器為研究對(duì)象，設(shè)計(jì)了一套虛擬樣機(jī)，并對(duì)其進(jìn)行分析，較好地解決了上述問(wèn)題。

1 傳動(dòng)系統(tǒng)和Romax模型

由于電動(dòng)汽車不需要頻繁換擋，結(jié)構(gòu)上可以將變速器簡(jiǎn)化為定減速比的傳動(dòng)系統(tǒng)。本文所設(shè)計(jì)的減速器應(yīng)用于一種新型分布式驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車上，該車前軸兩輪由兩個(gè)電機(jī)獨(dú)立驅(qū)動(dòng)，減速機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)左右對(duì)稱，且安裝于一個(gè)箱體內(nèi)，箱體兩端與電機(jī)用螺栓聯(lián)接。

圖1為本文設(shè)計(jì)的減速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，該傳動(dòng)系統(tǒng)一級(jí)傳動(dòng)比為2.24，二級(jí)傳動(dòng)比為2.77，所有齒輪均為漸開(kāi)線圓柱斜齒輪，齒輪1與電機(jī)軸用花鍵聯(lián)接，齒輪2與中間軸用花鍵聯(lián)接，其余齒輪與軸加工為一體；扭矩通過(guò)花鍵傳遞到左右半軸；中間軸和輸出軸均通過(guò)深溝球軸承安裝在箱體上。根據(jù)設(shè)計(jì)圖紙，分別建立軸、軸承、花鍵、齒輪模型并定義功率流，建立圖2所示的傳動(dòng)系統(tǒng)的Romax模型。

2 齒輪疲勞強(qiáng)度和軸承校核

2.1 齒輪疲勞強(qiáng)度校核

本設(shè)計(jì)中齒輪材料為20MnCr5，經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、低溫回火處理，取許用彎曲應(yīng)力［σF］=450 MPa，許用接觸應(yīng)力［σH］=1 500 MPa。齒輪主要參數(shù)如表1所示。

圖1 傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的Romax模型

建立表2中的試驗(yàn)循環(huán)工況（P=23.5 kW，輸出總循環(huán)數(shù) 75 000 000）。

運(yùn)行循環(huán)工況得到各級(jí)齒輪的疲勞應(yīng)力，從表3中可以發(fā)現(xiàn)，接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)在1.2～1.5之間，彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)在2.5～3.1之間，說(shuō)明齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)合理。

表1 傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)齒輪主要參數(shù)

表2 試驗(yàn)循環(huán)工況

表3 各級(jí)齒輪的接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力

2.2 軸承損傷度校核

由于圓錐滾子軸承需軸向預(yù)緊，裝配難度較深溝球軸承高［2］，而通過(guò)合理設(shè)計(jì)兩級(jí)齒輪的螺旋角可以把軸向力控制在較小范圍，因此在本文中，中間軸采用型號(hào)為6205的深溝球軸承，輸出軸采用型號(hào)為6009的深溝球軸承。

循環(huán)工況下得到圖3所示各軸軸承的損傷度。

圖3 各級(jí)軸承ISO損傷和adjusted損傷

其中ISO damage描述的是按ISO 281標(biāo)準(zhǔn)，假設(shè)無(wú)內(nèi)部間隙，軸承位置完全校準(zhǔn)時(shí)，在循環(huán)工況中可能發(fā)生的損傷百分比；Adjusted damage描述的是在軸承實(shí)際工作條件（包括內(nèi)部間隙、軸承位置的錯(cuò)位誤差）下可能發(fā)生的損傷百分比［3］。圖中各軸承的損傷度均控制在25%以內(nèi)，說(shuō)明設(shè)計(jì)合理。

3 箱體模型的建立和導(dǎo)入

3.1 箱體模型的建立及前處理

減速器箱體模型比較復(fù)雜，設(shè)計(jì)中多處分布有加強(qiáng)筋，螺栓連接孔，工藝孔，油孔，通氣塞孔以及各尺寸的圓角，但這些細(xì)節(jié)不會(huì)影響我們對(duì)箱體模型進(jìn)行強(qiáng)度校核和模態(tài)分析。由于這些細(xì)節(jié)的存在，在網(wǎng)格劃分的過(guò)程中，會(huì)形成大量不規(guī)則的單元，增加計(jì)算量，甚至影響分析的準(zhǔn)確性［4］。因此，在有限元分析前處理過(guò)程中，對(duì)箱體模型作下列簡(jiǎn)化：1）忽略各部分箱體間的聯(lián)接螺栓，將箱體作為整體處理；2）忽略尺寸較小的加強(qiáng)筋；3）忽略油孔、工藝孔等不在危險(xiǎn)部位的圓孔；4）忽略所有半徑小于8 mm的圓角。簡(jiǎn)化后的三維模型如圖4所示。

圖4 箱體簡(jiǎn)化模型

圖5 箱體有限元模型

3.2 箱體網(wǎng)格劃分及約束定義

網(wǎng)格劃分是有限元分析質(zhì)量的關(guān)鍵，本文采用專業(yè)的前處理軟件Hypermesh進(jìn)行網(wǎng)格劃分。將igs格式的幾何模型導(dǎo)入Hypermesh中，選擇Nastran求解器，定義箱體材料為壓鑄鋁合金YL113，泊松比0.33，密度2 700 kg/m3，彈性模量71 GPa。采用tetra mesh方法劃分網(wǎng)格，單元尺寸為3 mm，共92 997個(gè)節(jié)點(diǎn)，184 472個(gè)單元。

箱體通過(guò)左右端面各4個(gè)螺栓孔與電機(jī)聯(lián)接，下部通過(guò)2個(gè)螺栓與動(dòng)力總成下懸置聯(lián)接，故在各個(gè)螺栓孔中心生成蛛網(wǎng)節(jié)點(diǎn)，約束其所有自由度的位移，此種約束條件與實(shí)際工況較為接近。前處理完成后的有限元模型如圖5所示。

3.3 有限元模型導(dǎo)入Romax

本文中僅把箱體做柔性體處理，軸、軸承、齒輪等零件仍視作剛體。將dat格式的箱體有限元模型導(dǎo)入Romax后，調(diào)整箱體與軸系的相對(duì)位置，通過(guò)節(jié)點(diǎn)縮聚連接箱體模型和軸承，建立減速箱的剛?cè)狁詈夏Ｐ停鐖D6所示。

圖6 減速器剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

4 柔性箱體對(duì)齒輪強(qiáng)度的影響

減速箱剛?cè)狁詈夏Ｐ透蠈?shí)際工況，運(yùn)行循環(huán)工況，得到表4所示各級(jí)齒輪疲勞應(yīng)力，對(duì)比表3與表4，導(dǎo)入柔性箱體后，各級(jí)齒輪的接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力都有相應(yīng)增加，但仍在許用應(yīng)力范圍內(nèi)。

表4 導(dǎo)入柔性箱體后各級(jí)齒輪疲勞應(yīng)力

5 箱體的靜力分析和模態(tài)分析

5.1 靜態(tài)分析

選取一檔工況，校核電機(jī)輸入最大扭矩時(shí)減速箱箱體的靜強(qiáng)度，得到圖7所示Von Mises應(yīng)力云圖，最大應(yīng)力約為47 MPa，位于在螺栓孔附近，遠(yuǎn)小于屈服極限140 MPa，因此該箱體的設(shè)計(jì)是合理的。

圖7 最大扭矩時(shí)箱體的Von Mises應(yīng)力云圖

5.2 模態(tài)分析

箱體的固有特性對(duì)整車的振動(dòng)和噪聲有重要的影響，進(jìn)行模態(tài)分析的主要目的是分析其固有頻率和振型，判斷其是否會(huì)發(fā)生共振。在一般模態(tài)分析中，通常只考慮低階模態(tài)，因?yàn)楦唠A振動(dòng)會(huì)因?yàn)樽枘嵫杆偎p，很難引起共振，在本文只給出了箱體的前四階模態(tài)，分別如圖8所示。表5中給出了箱體前四階固有頻率，電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，此時(shí)齒輪的嚙合頻率fz=nz/60=1 050 Hz，式中：z為齒數(shù)；n為齒輪轉(zhuǎn)速，該嚙合頻率避開(kāi)了箱體的固有頻率。

表5 箱體各階固有頻率Hz

分析箱體前四階固有振型可知：1階振型表現(xiàn)為左右端面沿Z軸方向的同向振動(dòng)；2階振動(dòng)表現(xiàn)為左右端面沿Z軸方向的反向振動(dòng)；3階振型表現(xiàn)為右端面和中間殼體沿Z軸方向反向的振動(dòng)；4階振型表現(xiàn)為中間殼體沿著Z軸方向的振動(dòng)。因此，各部分殼體中間軸軸承座附近的剛度需重點(diǎn)考慮。

圖8 箱體前四階固有振型

6 結(jié)論

1）針對(duì)分布式電動(dòng)汽車，合理地設(shè)計(jì)了一套減速機(jī)構(gòu)，并且對(duì)其齒輪的疲勞強(qiáng)度、軸承壽命、箱體的靜應(yīng)力和模態(tài)進(jìn)行了分析和校核，為進(jìn)一步的振動(dòng)和噪聲試驗(yàn)打下基礎(chǔ)；

2）通過(guò)導(dǎo)入箱體的有限元模型，建立了更加符合減速箱實(shí)際工況的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，該模型下齒輪的疲勞應(yīng)力均大于純剛體模型中的應(yīng)力，但仍在許用應(yīng)力范圍；

3）在Romax環(huán)境下，建立減速箱的虛擬樣機(jī)，加載循環(huán)工況進(jìn)行虛擬臺(tái)架試驗(yàn)，為齒輪箱的設(shè)計(jì)分析及優(yōu)化提供了一種新思路。

［1］ 魏書華.基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)研究［D］.青島：山東科技大學(xué)，2006

［2］ 蒲良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)［M］.北京：高等教育出版社，2006.

［3］ 杜靜，魏靜，秦朝燁.Romax Designer入門詳解與實(shí)例［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012.

［4］ 朱新龍，熊禾根.基于Romax的減速箱箱體模態(tài)分析［J］.機(jī)械傳動(dòng)，2013，37（2）：94-96.