某變速器輸入機構支撐結構的優化設計

楊小龍 王樂 張加升

摘要：為提高液力自動變速器（AT）輸入連接機構的抗振性能和可靠性，在原輸入連接機構的單列深溝球軸承支撐結構的基礎上，優化設計為兩件圓錐滾子軸承的支撐結構，同時相應更改前端蓋。更改后不但前端蓋的剛度提高，軸承的承載能力和壽命大幅提高，同時整個結構的抗振能力也顯著提高，輸入機構的可靠性更好。

關鍵詞：輸入連接機構；傳動軸；液力自動變速器；前端蓋；軸承；適配器

在整車設計時，由于整車布置空間限制的需求，有時需要發動機和變速器分開布置，如圖1所示，發動機動力通過傳動軸來傳遞。這樣變速器的輸入端就需要結合變速器的結構特性設計相應的輸入連接機構，與發動機輸出端傳遞動力的傳動軸連接，實現動力的傳遞和輸入。

原變速器輸入連接機構

該變速器為一款AT（液力自動變速器）產品，廣泛應用于貨車、客車及各種特種車輛。帶6個前進擋和1個倒擋，前端是液力變矩器，后面是行星齒輪組和濕式離合器，同時還有液壓控制系統和電子控制系統等組成。發動機動力通過輸出機構及傳動軸傳遞到變速器輸入端，變速器輸入機構經法蘭、適配器及柔性盤將動力傳遞給變矩器，通過變矩器將動力傳遞至后方行星齒輪組，再經輸出法蘭將動力傳遞至后傳動系統。變速器輸入連接機構由前端蓋、輸入法蘭、輸入適配器及軸承等零件組成，如圖2所示。

變速器輸入連接機構優化

原變速器輸入連接機構小批量裝車使用后，在車輛運行過程中由于該機構需要承受前端傳動系統傳動軸帶來的交變載荷和振動沖擊，以及從車架傳遞過來的整車振動。該結構出現了軸承損壞和螺栓松動的故障，為提高輸入連接機構的抗振性能及可靠性，對該結構做如下更改。

原輸入連接機構采用單列深溝球軸承支撐結構，結構如圖3a所示。改進后結構由一個深溝球軸承改為兩個圓錐滾子軸承支撐，如圖3b所示，新結構安裝長度增加30mm，質量增加6kg。相應更改前端蓋、輸入適配器和油封，同時法蘭盤緊固螺栓加長，其余零件與原方案相同。

輸入連接機構優化更改論證分析

新的方案相較于原方案，強化了前端蓋殼體設計及軸承支撐設計，以下針對前端蓋殼體強度及軸承壽命進行計算分析。

1.前端蓋靜強度分析

如圖4所示，前端蓋承受質量96kg（包括1/2傳動軸質量30kg和2/3變矩器質量66kg），材料為HT200，按下表載荷譜進行分析，X/Z平面選取8個方向，各施加10g（g為重力加速度）載荷，計算分析結果見表1。

結論：經計算分析，原方案安全系數1.76，新方案安全系數2.58，改進后強度提升顯著，符合要求。原方案變形最大0.2973mm，新方案變形最大0.1732mm，剛度顯著提高。部分工況的應力/位移云圖如圖5、圖6所示。

2.軸承壽命校核

如圖7所示，對軸承布置方案進行建模。整體坐標方位為：從法蘭盤端看，x軸豎直向上，y軸水平向左，z軸水平向后。由于新方案采用2個相同的圓錐滾子軸承JM511946（2P-8986/2P-8987）支撐，為方便區分，靠近法蘭盤端的軸承編號為1#，遠離法蘭盤端編號為2#。軸承相關參數見表2，軸承布置細節見表3。

載荷譜相關信息：

載荷持續時間設定為10000h，輸入適配器轉速為2100r/min，載荷施加于輸入適配器與法蘭盤連接花鍵軸向中心位置（96kg）。

載荷譜分如下三種工況（見圖8）：

1）施加1g的徑向載荷。

2）施加1g的徑向載荷+軸向向后（遠離法蘭盤方向）的1g載荷。

3）施加1g的徑向載荷+軸向向前（指向法蘭盤方向）的1g載荷。

經計算，軸承的壽命及損傷計算結果見表4。

軸承的壽命及損傷對比如圖9所示。

根據上述計算分析，原方案軸承在載荷譜3工況下，ISO 16281計算損傷最大值24.2%，改進后新方案軸承壽命大幅提升，損傷下降，最大值為0.2%。新方案軸承額定動載荷由52.4kN提升至119.8kN，優化為雙軸承結構，承載能力及壽命優于原方案。

新方案相較于原方案，結構上有一定的調整，其主要零部件結構如圖10所示。

其裝配順序調整如下：

1）將右端軸承外圈裝入前端蓋，將右端油封裝入前端蓋。

2）將柔性盤裝上適配器，將右端軸承內圈裝入適配器。

3）將軸套裝入適配器。

4）測量尺寸A、B、C、D，如圖11、圖12所示，尺寸A為前端蓋端面至軸套端面的距離，尺寸B為前端蓋端面至軸承安裝孔端面距離，尺寸C為軸承外圈至內圈的寬度，尺寸D為軸承內圈的寬度。

5）選調整墊片，使得調整墊片厚度H=（A-B）+（C-D）+（0.15～0.25）mm，將調整墊片裝入適配器。

6）依次裝入左端軸承、左端油封、法蘭等。

7）將上述前端蓋總成裝上變速器。

新結構在設計和裝配工藝方面的風險分析

1.兩個圓錐滾子軸承游隙的風險及應對措施

圓錐滾子軸承通常為成對使用，并且承受徑向載荷時會派生軸向力，為了確保軸承擁有較高的使用壽命，需要使軸承在比較合適的游隙中工作，工作游隙過大或過小都會降低軸承的使用壽命。一般通過控制軸承配合零件的尺寸精度，但由于實際裝配零件的尺寸鏈累積，若僅從控制軸承配合零件的尺寸精度調節，會極大的提高生產成本，批量生產難以實現，因此需要在軸承端部增加調整墊片，確保軸承在工作時處于合適的工作游隙。如圖13所示結構，調整墊片為一系列不同厚度的墊片，通過輸入端、軸套、軸承等相關尺寸公差計算，可選擇合適厚度的墊片裝于左端軸承和軸套之間，確保軸承在合適的工作游隙。選墊尺寸可根據零件裝配結構，畫出尺寸鏈如圖14所示。

墊片厚度的計算可參考如下公式進行：

δX=B2+B3+X+B1-T1-C3-T2

如表5，通過尺寸鏈理論計算可知，調整墊片選擇范圍在1.15～1.67mm時，可以使軸承游隙δX為-0.02～0.2mm，此時軸承擁有較高的工作壽命。

2.兩個圓錐滾子軸承方案裝配工藝的風險分析

該輸入連接結構中軸承調整墊片在裝配前，需要測量相關尺寸，通過計算后，才能選出合適的墊片。所需測量尺寸如圖15所示。各測量尺寸分別為：前端蓋端面至軸套的距離A；前端蓋端面至左側軸承擋肩的距離B；左側軸承外圈和內圈的總寬度C；左側軸承內圈寬度D。

尺寸測量好后，選擇合適的墊片，使得墊片厚度H為：

H=（A-B）+（C-D）+（0.15～0.25）mm。

由于實際測量尺寸時不僅需要增加工時，且測量有誤差，特別是尺寸A和尺寸C測量誤差可能略大。尺寸A需要將已裝零件豎直放置，且適配器需要被支撐穩妥（見圖16）；尺寸C需要將軸承放置平臺上且增加配重情況下測量（見圖17）。因此不可避免的存在一定的測量誤差，任何一個尺寸的測量結果，都會影響軸承調整墊片的選用準確性，因此這給裝配工藝帶來一定的挑戰，并且需要額外增加工時，影響變速器的生產節拍。

為避免零件裝配時由于測量誤差帶來的風險，此處零件裝配過程需加強控制，配備相應的測量平臺及工具，防止誤差過大，并相應提高測量效率和準確性。

測量尺寸A和B所需配備工具如下：測量平臺，并準備能支撐適配器的墊塊1件；深度尺1把（量程100mm），量棒一件，用于輔助測量。

測量尺寸C和D所需配備工具如下：測量平臺，軸承壓塊1件（用于壓緊軸承外圈和內圈）；游標卡尺1把（量程100mm）。

振動測試驗證

對改進后輸入連接機構變速器輸入端殼體振動情況進行實車測試，根據測試結果，使用新輸入連接機構后變速器輸入端殼體振動明顯小于改進前原輸入連接機構。新輸入連接方案可有效減少傳遞至變速器輸入端殼體的振動。

為研究不同變速器輸入連接機構在車輛上路試時的振動響應特征，分別對安裝兩種狀態變速器輸入連接機構的車輛關鍵位置的振動響應進行測試分析。測試分 9 種工況，分別為原地怠速、起步、加速過程（0～60km/h）、40km/h、50km/h、60km/h、70km/h、80km/h及熄火工況。

發動機及變速器分別通過 4 個隔振器固定于汽車的大梁之上，隔振器振動測點為單軸加速度測點，安裝方向為垂直與隔振器安裝表面（圖中16 測點，減振方向），變速器后部頂端布置一枚單向測點（圖中 17 測點，垂向）。變速器輸入端蓋布置 4 個 3 軸加速度測點，輸入軸承座頂部及發動機飛輪殼兩側分別布置1 個3軸加速度及2個3軸加速度 測點。三向測點方向為：X方向為前后方向，Y方向為左右方向，Z向為垂直于地面方向。測點及坐標如圖18所示。相關測試結果如圖19、圖20所示。圖19、圖20中測點變速器9點、12點、15點、18點及輸入軸承分別對應圖18中變速器輸入端蓋立面-主視圖中的測點3、4、5、7、6點。

由以上振動測試結果對比可知，新方案的振動幅度明顯小于舊方案，新方案的抗振性能好于舊方案。

結語

該變速器輸入連接機構的優化設計方案，在原輸入連接機構的單列深溝球軸承支撐結構的基礎上，更改為兩件圓錐滾子軸承的支撐結構，相應更改前端蓋。結合理論分析和試驗驗證，更改后不但前端蓋的剛度提高，軸承的承載能力和壽命大幅提高，結構設計和裝配工藝風險可控，同時整個結構的抗振能力也顯著提高，有效減少了從動力傳動系統傳遞至變速器輸入端的振動沖擊，輸入機構的可靠性更好，這個優化設計方案是合理的。