汽車行星系機構的結構分析

劉海柱，萬君，羅浩，馮智軍

（北奔重型汽車集團有限公司，內蒙古 包頭 014032）

汽車行星系機構的結構分析

劉海柱，萬君，羅浩，馮智軍

（北奔重型汽車集團有限公司，內蒙古 包頭 014032）

∶以直齒輪行星機構傳動為例，對行星系的太陽齒輪和行星齒輪以及內齒圈在受力載荷下的應力與變形進行了研究。模擬行星系在實際受載情況下，機構中各零部件的載力分布情況。利用二維、三維軟件與ABAQUS軟件建立了完整行星系的有限元模型，根據重合度與齒間載荷分配系數對各承載輪齒施加了分布載荷，采用ABAQUS軟件中的接觸分析功能進行解算，著重分析工作過程中載荷對各零部件的的應力與變形的影響。

∶行星傳動；內齒圈；有限元；應力；變形

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.09.093

CLC NO.: U463.5Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)09-269-03

前言

行星系結構傳動具有傳動比大、承載能力大、結構緊湊、傳遞運動平穩等諸多優點，被廣泛應用在工程機械、鋼鐵行業、軍事領域、汽車等各種工業領域。工業用行星系主要是由太陽齒輪、行星齒輪、齒圈、齒圈支架、行星架等部件組成，內齒圈常與機體相連接，并與行星輪嚙合以傳遞運動和動力。

本文以重型汽車輪邊為NGW型五個直齒行星的傳動為例，采用三維軟件實體建模與ABAUQS軟件建立完整的有限元模型。針對行星傳動中復雜結構及非承載部件，對有限元模型施加合適的約束以及適當的結構簡化；根據重合度與齒間載荷分配系數，對主要承載輪齒施加分布載荷；利用ABAQUS有限元軟件的接觸分析功能，分析了整個行星系結構的受力情況以及變形情況。

圖1　汽車驅動橋及輪邊行星傳動簡圖

1、有限元模型的建立和求解

1.1行星系的系統參數

圖1所示為一重型汽車輪邊系統的NGW子那個高速行星傳動系統。太陽齒輪、五個行星齒輪和齒圈及齒圈支架均為漸開線直齒圓柱齒輪；齒圈與齒圈支架通過相互配合固定在一起，齒圈支架通過DIN5480規格的花鍵固定在橋殼上，太陽輪上的運動和動力通過半軸輸入，行星架（汽車驅動橋輪邊的鐘形轂）輸出最后傳遞到輪胎上。太陽輪、行星輪和齒圈的材料均采用20CrMnMoH的滲碳淬火鋼。為簡化清晰表達行星結構，圖1中示意主要零件、部件結構，其參數參見表1。

表1　齒輪參數表

1.2三維實體模型的建模

輪邊行星系動力傳遞主要是在齒輪結構系內完成，本文通過catia三維軟件建立準確的三維模型；主要以表格內的零件以及行星銷進行建模。為了有限元分析能夠準確反映出系統的受力狀態，為了使用ABAQUS中的接觸功能，齒輪在建模時需考慮一定的側隙；側隙的大小可以根據設計要求進行選定。齒輪建模時需考慮齒輪的變位系數、齒形、修緣等細節，在齒輪方面的詳細細節就不在贅述。

1.3有限元模型的建模

catia生成的stp格式三維準確數模，導入ABAQUS有限元軟件中生成有限元分析的模型，賦予模型材料屬性，彈性模量E為2.06E5MPa/mm2，泊松比為0.3。為減少計算成本，模型的網格劃分采用abaqus中tetfree進行劃分(單元類型為C3D10單元28216+62398+49550*5+107995)。

圖2　輪邊系統有限元模型及網格劃分

1.4邊界條件的加載

取整橋的單側輪邊系統進行研究，單側承載力為整橋承載力的一半。根據實際應用情況進行選擇邊界條件。將齒圈支架進行完全約束，為簡化模型，減少計算量將齒圈支架與齒圈合并為一個零件，行星架與行星銷合并為一個零件，行星輪保留軸向轉動的自由度(建立行星輪軸向約束時需建立行星軸的局部坐標系)；太陽輪保留軸向轉動的自由度，采用全局坐標系。

為減少計算量和更好的劃分網格，將太陽輪花鍵進行簡化；簡化為光滑內表面，通過建立的reference point點用ABAQUS中的耦合功能與太陽輪內表面耦合。齒輪嚙合部分采用abaqus中相互作用interaction齒接觸功能，與實際應用相符合。根據設計要求對耦合后的reference point施加6.9E6 Nmm的扭矩載荷。

1.5有限元計算

有限元計算的最大應力為784.4MPa，齒輪應力最大處發生在齒根，齒輪在每一個接觸位置的應力基本相同。齒輪隨著在不同地方的嚙合，導致在不同嚙合處的應力也不盡相同。

圖3　有限元計算結果

2、計算結果分析

圖4　輪邊系統受力分析

2.1齒輪的受力情況

式中：Ta—太陽輪輸入扭矩，6.9E6Nmm；

nw—行星齒輪數量，nw=5；

ra—太陽輪分度圓直徑，ra=38；

依據整橋的設計承載力計算得出太陽輪輸入扭矩為6.9E6Nmm，根據[4]中規定可以得出行星輪上所受得軸向力為Fica=33892.7N。采用《GB/T3840-1997漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法》進行計算從而可以得出齒輪的理論彎曲應力。計算過程中的重合度系數、載荷分布影響系數、齒形系數、應力修正系數等具體系數的選取本文不再贅述。計算得出行星輪和太陽輪的彎曲為724MPa。

2.2理論分析與有限元計算的對比

根據《GB/T 3840-1997漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法》可以得出齒輪應力最大處發生在齒根，齒根過渡圓角對齒根彎曲應力的位置以及應力大小有較大影響；通過有限元分析計算可以看出齒輪應力最大處也是在齒根處，與之相配的齒輪齒頂處應力相等，這是由于相互作用力的結果；符合實際應用情況。

3、結論

在實際工程應用中，損壞較多的情況主要是行星輪和太陽輪的磨損和打齒，齒圈損壞相對較少(損壞情況見圖5)。通過兩種計算的分析可以看出應力最大處分別發生在齒輪的齒頂和齒根，當齒輪所受應力達到或超過齒輪材料的極限應力時就會發生打齒和劇烈磨損的現象(如圖5)最終導致輪邊損壞。通過有限元或理論計算可以準確分析出行星系統的承受最大載荷，有限元分析可以形象的反映出系統各部分的應力情況比較直觀，而理論計算分析能夠系統的反映行星系統的各結構的受力情況，二者結合能夠較好的反映結構的承載情況。

在實際齒輪設計過程中齒形、變位系數等相關系數的的選取一般是保證兩個齒輪的強度、壽命基本相同，這樣才能有利于便于維護保養、增加可維護性；最終降低維護成本，增加齒輪的有效使用效率。

圖5　輪邊系統齒輪打齒和磨損現象

[1] 余志生.汽車理論[M].北京:機械工業出版社,2003.108～114.

[2] 張金柱.現代汽車設計概論[M].北京:化學工業出版社,2007.

[3] 劉維信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.

[4] 徐灝.機械設計手冊第3卷[M].北京:機械工業出版社,1991.24-29～24-45

[5] 劉展.ABAQUS 6.6基礎教程與實例詳解[M].北京:中國水利水電出版社,2008.

Structure Analysis Of Truck Planetary System

Liu Haizhu, Wan Jun, Luo Hao, Feng Zhijun
（North Ben Heavy Duty Truck Group Co., Ltd Inner Mongolia Baotou 014032）

Spur gear planetary transmission as a example, the stress and deformation of the ring gear of planetary systems under the mechanical load is studied. Simulate planetary systems in the actual loading case, institutions of each component in the distribution of the residual. Using 2d and 3d software and ABAQUS to build a completely, according to the contact ratio and coefficient of load distribution among gear teeth on the load, using ABAQUS contact analysis function for calculating, emphatically analyzedthe load for the effects of stress and deformation of the parts.

Planetary transmission; The gear ring; Finite element; Stress; deformation

∶U463.5

∶A

∶1671-7988 (2016)09-269-03

劉海柱（1979—），男，工程師，就職于北奔重型汽車集團有限公司，從事專業領域：汽車設計，負責重型車橋、汽車傳動系的開發。