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電動車減速器齒輪疲勞斷裂分析與改進
2022-01-19 15:55:50· 來源：新能源車振動與安全
【摘要】 針對某電動車減速器臺架疲勞試驗中齒輪出現(xiàn)齒根斷裂現(xiàn)象，進行了齒輪應力分析，利用Palmgren-Miner線性損傷累計理論進行了齒根疲勞損傷計算，齒根損傷
【摘要】 針對某電動車減速器臺架疲勞試驗中齒輪出現(xiàn)齒根斷裂現(xiàn)象，進行了齒輪應力分析，利用Palmgren-Miner線性損傷累計理論進行了齒根疲勞損傷計算，齒根損傷為10.1，遠大于損傷閾值1，確定了齒根疲勞壽命不足為齒輪發(fā)生破壞的主要原因。采用增大齒輪螺旋角和齒根倒角,以及齒面修形進行了齒輪結構優(yōu)化。優(yōu)化后的齒輪齒根仿真損傷值降低90%，經(jīng)試驗驗證，齒輪未發(fā)生斷裂，滿足疲勞壽命要求，最終解決了齒根斷裂問題。所建立的齒輪壽命預測與結構改進方法具有一定的工程應用價值。
【關鍵詞】減速器，齒輪，斷裂，應力，疲勞損傷
引言
隨著電動車行業(yè)的發(fā)展，電動車電驅(qū)動系統(tǒng)逐漸向輕量化、高效率與高安全可靠性方向發(fā)展。減速器是電動車輛的重要組成部分，它直接影響到車輛的正常行駛性能。減速器齒輪在工作過程中承受較高的轉(zhuǎn)速與大扭矩，減速器齒輪的安全可靠性，將直接影響到車輛的整體性能。隨著我國工業(yè)水平與科研水平的不斷發(fā)展，我國自主設計與生產(chǎn)的減速齒輪在體積質(zhì)量、承載能力、使用壽命與效率等方面性能均有極大程度的突破，對于節(jié)能減排與提高主機整體水平起到了很大的作用
某電動車減速器齒輪臺架試驗中出現(xiàn)齒根斷裂現(xiàn)象（圖1），在完成減速器80%壽命臺架試驗后，在倒擋工況，減速器發(fā)生異常抖動，試驗報警停機。在對減速器進行拆解后發(fā)現(xiàn)，二級主動齒輪發(fā)生齒根斷裂。為分析齒根斷裂原因，進行了齒輪有限元建模，基于載荷譜對齒輪進行應力分析，對比不同嚙合位置，齒輪齒根應力的差異。根據(jù)相應齒輪材料的S-N曲線通過疲勞損傷累計理論對齒輪齒根進行疲勞損傷分析，找到齒根斷裂的原因，提出相應改進建議，最終解決齒根斷裂問題。
（a）二級主動齒輪齒根斷裂 （b）齒根裂紋外觀
圖1 二級主動齒輪齒根斷裂問題
1 齒輪應力分析
1.1 齒輪有限元分析建模
減速器齒輪系統(tǒng)結構如圖2所示，一級主動齒輪1與輸入軸2為一體，一級從動齒輪3通過花鍵與中間軸5連接，中間軸5與二級主動齒輪4為一體，二級從動齒輪6通過螺栓與差速器殼體7連接，兩對齒輪實現(xiàn)二級減速。
首先對齒輪進行有限元建模，為保證分析精度，輪齒采用一階六面體單元，齒輪軸采用二階四面體單元，二者通過共節(jié)點連接。差速器殼體采用二階四面體單元建模。減速器齒輪系統(tǒng)中部分構件連接形式為花鍵與螺栓連接，為減少網(wǎng)格與接觸對數(shù)量，針對相應連接做出簡化：
a.一級從動齒輪與中間軸通過花鍵連接，花鍵為過盈配合，二者不會發(fā)生相對轉(zhuǎn)動與滑移，所以將一級從動齒輪與中間軸作為一個整體進行建模。
b.二級從動齒輪輪輻與差速器殼體輪輻之間通過螺栓連接，二者連接較為緊密，不會發(fā)生相對滑動與分離，所以通過剛性單元代替螺栓連接二級從動齒輪與差速器。
完成后的齒輪有限元模型共有節(jié)點2156604個，單元1715932個，如圖2所示。
圖2 減速器齒輪系統(tǒng)有限元模型
齒輪的材料為20CrMnTiH，彈性模量為2.07x10MPa，泊松比為0.29，齒輪表面材料極限強度為1800MPa，屈服強度1400MPa。差速器殼體的材料為QT400，彈性模量為1.75x10MPa，泊松比為0.3。
1.2 載荷及邊界條件設置
減速器臺架試驗載荷譜見表1，為模擬齒輪在實際工作過程中的狀態(tài)，在差速器殼體連軸承處施加阻力扭矩，在輸入軸上施加強制轉(zhuǎn)動位移。約束輸入軸、中間軸、差速器殼體三者與軸承連接位置的自由度，放開轉(zhuǎn)動自由度。
表1 減速器臺架試驗載荷譜
由于差速器殼體結構不對稱，如圖3所示，當嚙合點位于差速器殼體缺口部分與實體部分時，齒輪齒根的應力會存在一定差異。所以在齒輪應力分析中應考慮的差速器殼體結構的影響。
（a）嚙合點位于差速器殼體缺口部分 （b）嚙合點位于差速器殼體實體部分
圖3 二級齒輪組不同嚙合位置示意圖
1.3 齒輪應力分析
根據(jù)減速器臺架試驗載荷譜（表1），對各個工況、不同輸入扭矩齒輪組進行應力分析。前進擋工況、反拖工況與倒擋工況齒輪應力分析結果如下：
1.3.1 前進擋工況應力分析
前進擋最大扭矩工況下，二級主動齒輪齒根最大應力為1252MPa，二級從動齒輪齒根最大應力為1167MPa，位置為偏向一級從動齒輪側，如圖4所示。
前進擋工況下，二級齒輪組齒根應力偏向一級從動齒輪方向（圖4），主要原因是前進擋工況下二級從動齒輪所受軸向力沿齒輪指向差速器殼體，由于軸向力的作用，在齒輪工作過程中，差速器殼體受到擠壓，使得齒輪嚙合點向差速器殼體的反方向即一級從動齒輪方向移動，從而造成一定程度的偏載，使得二級齒輪組齒根應力在偏向一級從動齒輪方向偏大。
（a）嚙合點位于差速器殼體缺口部分 （b）嚙合點位于差速器殼體實體部分
圖4 前進擋工況：齒根應力分布
前進擋工況下不同嚙合位置齒輪齒根應力存在差異，相差約23%，主要原因是不同嚙合位置差速器殼體剛度不同造成嚙合點偏移，使得齒輪齒根應力差別較大。如圖5所示，兩種位置處二級從動齒輪沿軸向變形對比可知，嚙合位置處于差速器殼體缺口位置時，二級從動齒輪向差速器殼體一側偏轉(zhuǎn)嚴重，齒輪嚙合區(qū)域軸向位移為0.25mm，使得齒輪嚙合點偏離理論位置，此時齒根應力偏大。當二級齒輪組嚙合位置對應差速器殼體實體部分時，差速器殼體實體部分剛度較大，使得二級從動齒輪產(chǎn)生的偏轉(zhuǎn)變形較小，齒輪嚙合區(qū)域軸向位移為0.20mm，齒輪嚙合點與理論位置相近，齒根應力相對較小。所以在差速器殼體設計過程中，可以在保證差速器行星齒輪能完成裝配的基礎上，適當減小差速器殼體開口大小，以減小齒輪齒根應力。
（a）嚙合點位于差速器殼體缺口部分 （b）嚙合點位于差速器殼體實體部分
圖5 前進擋工況：二級從動齒輪軸向變形
1.3.2 反拖工況應力分析
反拖最大扭矩工況下，二級主動齒輪齒根最大應力為789MPa，二級從動齒輪齒根最大應力為836Mpa。位置為遠離一級從動齒輪側，如圖6所示。
（a）嚙合點位于差速器殼體缺口部分 （b）嚙合點位于差速器殼體實體部分
圖6 反拖工況：齒根應力分布
在反拖工況時，二級從動齒輪所受軸向力與前進擋工況相反，受力沿二級從動齒輪遠離差速器殼體，齒輪工作過程中差速器殼體受拉力作用，并且二級從動齒輪另一端沒有支撐結構。齒輪與差速器是剛性連接，二級從動齒輪輪輻與差速器輪輻同時承受彎曲應力，整體剛度較大。嚙合點位于不同位置時刻二級從齒軸向變形圖如圖7，由變形圖可知，不同嚙合位置處齒輪嚙合區(qū)域變形相差較小，使得齒輪齒根應力差異較小。
（a）嚙合點位于差速器殼體缺口部分 （b）嚙合點位于差速器殼體實體部分
圖7 反拖工況：二級從動齒輪軸向變形
1.3.3倒擋工況應力分析
倒擋工況下，二級主動齒輪齒根最大應力為470MPa，二級從動齒輪最大應力為494Mpa。位置為遠離一級從動齒輪側，如圖8所示。
倒擋工況齒輪接觸面，軸向力等條件與反拖工況相同，所以齒根應力分布形式與反拖工況類似。嚙合點位于不同位置，齒輪齒根應力差異較小。
（a）嚙合點位于差速器殼體缺口部分 （b）嚙合點位于差速器殼體實體部分
圖8 倒擋工況：齒根應力分布
由齒輪組應力分析結果，二級主動齒輪與從動齒輪齒根最大應力出現(xiàn)在前進擋最大扭矩工況：二級主動齒輪齒根最大應力為1252MPa，二級從動齒輪齒根最大應力為1167MPa，均小于材料的屈服強度1400MPa。
2 齒輪疲勞損傷計算
2.1 線性損傷累計理論簡介
目前針對部件的損傷分析主要是通過Palmgren-Miner線性損傷累計理論進行損傷計算，Palmgren-Miner線性損傷累計理論的基礎假設是，在等幅應力作用下，每個循環(huán)部件所受到的損傷值相等并可以進行線性累加，多級變幅應力作用下，各級應力造成的部件損傷值相互獨立并可以累加。
首先根據(jù)部件結構的相對應力梯度對材料的S-N曲線的斜率、疲勞極限與循環(huán)極限進行修正，根據(jù)公式（1）計算部件在一個應力循環(huán)內(nèi)的損傷，根據(jù)公式（2）計算當載荷譜總損傷，當總損傷D大于1時表示部件出現(xiàn)裂紋。
di=ni/Ni （1）
D=i=d1+d2+…+dn （2）
式中，ni為載荷譜中應力幅為Ai時對應的循環(huán)次數(shù)；Ni為在修正的S-N曲線中，應力幅為Ai時對應的極限循環(huán)次數(shù)，如圖9所示；D為載荷譜中所有工況下?lián)p傷值的總和。
圖9 通過修正后S-N曲線計算部件損傷
2.2 齒輪疲勞損傷計算
根據(jù)齒輪結構對材料的S-N曲線中高于疲勞極限以上的部分進行修正，低于疲勞極限以下的斜率通過公式（3）表示。
kmod=2k-1 (3)
式中，kmod 為低于疲勞極限以下S-N曲線的斜率，k為高于疲勞極限以上S-N曲線的斜率。
修正后的齒輪齒根彎曲S-N曲線如圖10所示，根據(jù)該曲線對二級齒輪組齒根進行損傷分析。分別計算各個工況下齒輪組在一個應力循環(huán)下的損傷值，然后根據(jù)載荷譜中的循環(huán)次數(shù)進行線性累加，得到臺架試驗載荷譜工況下，齒輪組損傷云圖。
圖10 疲勞損傷分析中使用的S-N曲線
二級齒輪組損傷云圖如圖11所示，由損傷云圖可知，二級主動齒輪齒根損傷最嚴重的位置，出現(xiàn)在靠近一級從動齒輪側，損傷值較大，為10.1，遠超出裂紋出現(xiàn)的閾值1；二級從動齒輪由于齒數(shù)較多，相應的每個輪齒嚙合次數(shù)少，所以損傷值相對于二級主動齒輪較小，損傷值為1.6，此時二級從動齒輪齒根可能已經(jīng)產(chǎn)生疲勞裂紋。
圖11 二級齒輪組損傷云圖
對比仿真與試驗結果，二級主動齒輪在試驗中的斷裂位置與疲勞損傷分析中齒根最大損傷點吻合。結合齒輪應力分析結果，二級主動齒輪發(fā)生齒根斷裂的位置與前進擋工況中齒根最大應力位置對應，可知，在齒輪工作過程中，齒根應力較大，齒根位置疲勞強度不足，是造成二級主動齒輪齒根斷裂的主要原因。針對齒輪齒根位置疲勞強度不足這一問題，相應齒輪結構需要進行優(yōu)化，以滿足使用要求。
3 齒輪結構優(yōu)化
由于齒輪發(fā)生破壞的主要原因是齒根疲勞強度不足，可以通過優(yōu)化相應齒輪結構來提高齒輪齒根彎曲強度，為減少減速器整體改動量，在進行齒輪結構優(yōu)化過程中應盡量避免改變布置形式與傳動比等參數(shù)，可以通過以下幾種方式進行優(yōu)化設計：
a．增大螺旋角，增大螺旋角可以增大重合度，將二級齒輪組螺旋角由20°增大到28°，可以有效提高傳動的平穩(wěn)性與承載能力，在一定程度上減小齒根彎曲應力，同時也能減小齒輪過程中的振動與噪聲。
b．增大齒根圓角，增大齒根圓角可以減小齒根應力集中情況，增大輪齒根部強度，從而提高齒根疲勞強度。將二級主動齒輪齒根圓角由0.5mm增大到0.8mm。
c．齒輪修形，齒輪組在嚙合的過程中存在偏載情況，沿齒面方向接觸應力分布不均勻。通過對齒輪進行修形，增大齒面鼓形，有效緩解嚙合偏載情況，分散齒根應力，并使得齒根應力向齒輪中心位置偏移，有效減小邊緣位置齒輪齒根應力，保證傳動安全性能。
對優(yōu)化后的齒輪進行疲勞損傷分析，在給定載荷譜下主動齒輪的疲勞損傷值為0.6如圖12所示，損傷值相對于優(yōu)化前有較大改進。進行了相應臺架試驗，沒有出現(xiàn)齒根斷裂問題。
圖12 優(yōu)化后主動齒輪疲勞損傷云圖
4 結論
基于某電動汽車減速器齒輪在臺架試驗中發(fā)生齒根斷裂問題，本文首先對主動齒輪與從動齒輪進行應力分析，然后進行了齒根疲勞損傷分析，并與試驗結果進行對比，確定了齒根強度不足為主動齒輪發(fā)生損壞的主要原因，確定了齒輪的薄弱位置，最后提出相應的齒輪設計優(yōu)化建議，改進后的齒輪臺架試驗過程中沒有出現(xiàn)齒根斷裂問題，滿足疲勞壽命要求，解決了減速器齒輪齒根斷裂的問題。
參考文獻
[1] Pengbo Mou, Yi Liu, Jian Zhou. Simulation and Life Prediction of Gear Meshing Process of Gearbox of A Crawler Vehicle. 2019, 1187(3).
[2] 付曉莉,韓超,李勇,等. 減速器設計方法的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[J]. 機械傳動, 2012(10):116-118+122.
[3] 趙遷,馬永志,辛雨,王澤興,楊良會. 純電動乘用車減速器綜合效率仿真和對比研究[J]. 機械設計, 2020, v.37(S2):205-208.
[4] 胡文禮, 金雪梅, 蹇清平,等. 基于Matlab的減速器優(yōu)化設計[J]. 機械傳動, 2013(05):64-66.
[5] 譚慶昌，賈艷輝.機械設計[M].第三版.北京：高等教育出版社，2014.
[6] 聶毓琴，孟廣偉.材料力學[M].第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2009.
[7] 張安哥，朱成九，陳夢成.疲勞、斷裂與損傷[M].成都：西南交通大學出版社，2006
[8] 祝赫鍇. 地鐵齒輪箱齒輪裂紋擴展分析及累積損傷預測[D].北京建筑大學,2019.
[9] 高宏興,高飛,張沙.用Miner法則計算齒輪的損傷率[J].機械工程師,2014(07):252-253.
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