汽车变速器齿轮压装机机身优化设计

Optimum design on the gear press frame of automobile transmission

刘松凯，尹　健，白洪飞

（中国科学院沈阳自动化研究所，沈阳 110016）

LIU Song-kai,　YIN Jian,　BAI Hong-fei



汽车变速器齿轮压装机机身优化设计

Optimum design on the gear press frame of automobile transmission

刘松凯，尹健，白洪飞

（中国科学院沈阳自动化研究所，沈阳 110016）

LIU Song-kai,YIN Jian,BAI Hong-fei

摘要：为了加强汽车变速器齿轮压装机一系列设备的机身设计的合理性，基于ANSYS有限元分析，在满足齿轮装配精度的前提下，对几种常用的齿轮压装机机身进行建模分析，得到机身相关设计参数，并研究分析了齿轮压装力和机身尺寸的内在联系，拟合出两者的关系曲线，为汽车变速器齿轮压装机的规范设计提供科学准确的理论依据。

关键词：合理性；齿轮压装机；装配精度；压装力；关系曲线

0　引言

变速器是汽车传动系统最重要的组成部分，齿轮作为变速器内部主要元件，其装配的精度直接关系到变速器的性能与寿命。齿轮与主轴的装配主要在压装机上完成，因而压装机的设计制造精度尤为重要。目前国内学者对于压装装配的研究主要有单压装机的机身有限元分析研究[1,2]，关键零件压装质量控制与工艺的研究[3～5]等。由于压装机属于非标设备，不同的压装对象，压装机的各设计参数也不同，因此没有相关的设计规范。压装机系列性的理论研究也很少，如不同压装力的压装机机身的设计多依据设计者的经验而定，没有相应的理论支持。本文以系列不同压装力的齿轮压装机为研究对象，通过研究分析得出该类压装机设计的相关理论。

1　目标优化分析

1.1优化对象

机身作为压装机的主体，由钢板焊接而成，是整个压装机的主要承力单元。机身钢板的厚度值是机身设计的重要参数，其直接关系到机身的刚度和强度。影响机身受力变形的主要因素有压装力、压装机的喉深以及开口高度等等。由于变速器齿轮的外形尺寸相对差别较小，因而不同压装力的齿轮压装机的外形结构也大致相同。这使得压装力成为影响齿轮压装机机身受力变形的主要因素。本文选取压装力分别为30kN，50kN，100kN，250kN，400kN五组常用的齿轮压装机作为研究对象。

1.2优化约束条件

根据变速器的设计要求，齿轮的装配精度必须满足两个要求：1）装配完成后的齿轮和主轴的中心轴线的同轴度应控制在0.015毫米的范围内；2）装配完成后齿轮上下基准面相对于主轴的垂直度应控制在0.015毫米的范围内。机身是主要承力单元，因此压装机机身的刚度是影响齿轮这两点装配精度要求的主要因素。为了达到齿轮的这两点装配精度要求，压装机的机身应必须满足以下两个方面：

第二，压装力输出最大时，机身不仅有足够的强度承受压装力而不被破坏，更要有足够的刚度保证压头的压装面与齿轮的压装面的平行度控制在0.015毫米的范围内。

以这两个方面作为齿轮压装机机身优化的约束条件，寻求得机身板厚的最优化结果。

2　有限元分析

2.1软件介绍

2.2建立有限元模型

按照压装机机身实际尺寸建立的ANSYS模型，模型采用shell63单元类型，根据机身材料Q235定义以下材料属性：密度为7.85×10-6kg.mm-3，弹性模量为2.06×105MPa，泊松比为0.33。采用映射网格对模型进行网格划分，如图1所示。

图1　网格划分示意图

2.3施加载荷及约束

根据压装机工作的实际情况，按照液压缸作用的方向施加压装力，分别施加30kN，50kN，100kN，250kN，400kN五组不同的压装力；施加重力加速度9.81m/s2。

将约束施加于机身底座的四个地脚的相应位置，其中机身后面两个地脚的位置施加XYZ个方向的约束，而机身前面两个地脚的位置只施加Z（竖直方向）方向的约束。

3　结果分析

为了使ANSYS计算结果更直观的与机身约束条件进行对比，如图2所示，设定压头的底面与中心轴线的交点为A，齿轮压装面与中心轴线的交点为B，将ANSYS计算结果中A点与B点的偏差值近似为压头中心轴线与齿轮和主轴的中心轴线的同轴度最大误差。

图2　压头与齿轮示意图

3.1优化前

表1　优化前偏差计算结果

由此可以看出，对于0.015mm的极限偏差，目前齿轮压装机的机身板厚设计值都存在很大的富裕量，存在优化的空间。根据ANSYS计算值与实际测量值的对比，考虑理论计算的补偿量，最终以偏差0.01mm为优化目标，通过有限元计算，进步减少板厚尺寸。

3.2优化后

经过优化计算，最终得到常用压装力对应压装机机身的板厚以及偏差值，如表2所示。

表2　优化后偏差计算结果

表3　应力计算结果

机身材料为Q235，其最大屈服应力为σs=235MPa，取安全系数为2，得许用应力为：

可见上表所有机身的应力都小于117.5MPa，因此优化后的机身满足应力要求。

压装机以最大压装力压装时，机身产生的变形量最大，机身的变形导致压头有偏离原有位置的趋势。压头位置的偏离会使压头与齿轮间的相互作用的位置发生变，进而引起压头与导向轴产生变形。如图3所示，压头与导向轴的变形补偿了压装机因机身变形而引起的压装力方向的偏离。因此对于齿轮压装面与理想位置的平行度要求，不仅要考虑压装机机身强度和刚度，还要考虑压头与导向轴的强度和刚度。

图3　压头变形补偿示意图

如表4所示，压头变形引起的角度变化都大于机身变形引起的角度变化，因此可以保证压装机最大压装力输出时，齿轮压装面保持水平，从而满足第二条优化约束条件。

表4　变形引起的角度变化数据表

4　结论

1）经过机身的优化设计，齿轮压装机的机身重量较优化前减少了20%以上，如表5所示。

表5　机身重量优化结果

2）通过上述结果分析，对最终五组数值进行曲线拟合，得出了压装力与钢板厚度的曲线，如图4所示。该曲线可以为齿轮压装机在各种压装力下的板厚值设计提供理论参考。

图4　拟合曲线

3）通过计算分析不仅优化了机身不合理的设计尺寸，而且促进了该系列齿轮压装机的规范统。

参考文献：

[1] 刘茜,董正身,卞学良.基于ANSYS的C型液压机机身有限元分析[J].机械设计与制造.2006.(04).21-22.

[2] 谢峰,雷小宝,林巨广,周强.C型压力机机身的有限元分析与优化[J].机械工程师.2007.(07).25-27.

[3] 陆成刚,陈书宏,陈平.汽车变速器关键轴承压装质量控制研究[J].机械设计与制造.2011.(4).101-103.

[4] R.Boman, J.P.Ponthot, Finite Element Simulation of Lubricated Contact in Rolling Using the Arbitrary Lagrangian-Eulerian Formulation[J].Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering.2004.193(04).323-435.

[5] 郑大维.变速器装配压装工艺研究[D].合肥:合肥工业大学. 2010.19-31.

[6] 刘国庆.杨庆东.ANSYS工程应用教程[M].北京:中国铁道出版社.2003.1-3.

作者简介：刘松凯（1983 -），男，山东诸城人，助理研究员，硕士，研究方向为自动化生产线的应用与开发技术。

收稿日期：2015-10-23

中图分类号：U463.212+.42

文献标识码：A

文章编号：1009-0134(2016)03-0071-03