何端

遵義職業(yè)技術(shù)學(xué)院，貴州遵義 563000)

0 引言

四驅(qū)汽車經(jīng)過一百多年的發(fā)展，主要可分為適時四驅(qū)、全時四驅(qū)和分時四驅(qū)3種類型。而分時四驅(qū)中最重要結(jié)構(gòu)為汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)，為駕駛者手動在二驅(qū)和四驅(qū)之間進(jìn)行切換。一般而言，四驅(qū)汽車的工作環(huán)境比兩輪驅(qū)動的汽車更為惡劣，設(shè)計(jì)也更為復(fù)雜。如果設(shè)計(jì)不合理極有可能導(dǎo)致分動器各組成部分產(chǎn)生共振從而導(dǎo)致產(chǎn)品損壞，直至影響整車的性能。因此，對汽車四驅(qū)分動器各組成部分進(jìn)行動力學(xué)分析極其重要，其中包括汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)。而傳動齒輪是汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)中最重要的零件，齒輪的嚙合沖擊是整個齒輪傳動過程中引起齒輪箱振動的主要原因之一。嚙合齒輪之間的動態(tài)應(yīng)力情況決定著齒輪在傳動過程中的失效形式，并直接影響嚙合齒輪的使用壽命[1]。對嚙合齒輪進(jìn)行動態(tài)特性分析，對提高或改善齒輪嚙合傳動的連續(xù)性、穩(wěn)定性和可靠性具有重要意義[2]。

本文作者基于ANSYS/LS-DYNA對汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)齒輪進(jìn)行動力學(xué)仿真，得到齒輪在運(yùn)動過程中的受力情況，為該機(jī)構(gòu)齒輪優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 機(jī)構(gòu)齒輪有限元分析模型的建立

1.1 齒輪三維模型建立

四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)采用直齒輪傳動，運(yùn)用SolidWorks中的插件GearTrax對齒輪進(jìn)行三維建模[3]。大齒輪和中齒輪以及中齒輪和小齒輪的嚙合中心距分別為a=62.8 mm、b=30.8 mm，齒寬為7.8 mm。各齒輪參數(shù)如表1所示。

表1 汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)齒輪參數(shù)

輸入大齒輪相應(yīng)的模數(shù)、壓力角、齒數(shù)，設(shè)置好嚙合中心距，選擇只生成大齒輪，點(diǎn)擊創(chuàng)建模型即得到所需大齒輪的模型。大齒輪建模如圖1所示。

用同樣的方法完成其余齒輪的參數(shù)化三維建模，根據(jù)給定的齒輪嚙合參數(shù)完成嚙合裝配，如圖2所示。

圖1 大齒輪模型

圖2 齒輪副裝配模型

1.2 有限元模型建立

將SolidWorks 中建立的模型去除多余的導(dǎo)角，保存為.stp格式，而后導(dǎo)入ANSYS中[4]。根據(jù)模型尺寸采取2 mm網(wǎng)格進(jìn)行劃分，同時為了使分析更精確，需要對接觸區(qū)域的網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，并采用網(wǎng)格類型為十節(jié)點(diǎn)四面體單元，共劃分693 540個節(jié)點(diǎn)和438 423個單元。劃分完成的齒輪有限元模型如圖3 所示。

圖3 齒輪組有限元網(wǎng)格模型

2 機(jī)構(gòu)齒輪靜強(qiáng)度分析

對導(dǎo)入ANSYS中的模型,采用面面接觸方式[5]，其中主動齒輪面作為目標(biāo)面(小齒輪)，從動齒輪面作為接觸面(大齒輪)，法向接觸行為選擇“硬接觸”方式，摩擦因數(shù)設(shè)置為0.15，并設(shè)置材料參數(shù)。齒輪的材料為滲銅粉末冶金FD0405，其材料參數(shù)見表2。

表2 齒輪材料FD0405的參數(shù)

采用節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系約束主動輪軸孔表面節(jié)點(diǎn)的徑向自由度，使主動輪只繞回轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)；釋放從動輪沿軸向方向的轉(zhuǎn)動自由度，約束其余5個方向自由度。

由圖4可知：大齒輪和中齒輪最大接觸應(yīng)力為419.18 MPa，中齒輪和小齒輪的最大接觸應(yīng)力為350.56 MPa，齒輪嚙合的最大應(yīng)力均小于滲銅粉末冶金FD0405的許用應(yīng)力值460 MPa，滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

圖4 齒輪靜強(qiáng)度應(yīng)力云圖

3 機(jī)構(gòu)嚙合齒輪瞬態(tài)動力學(xué)分析

動力學(xué)分析是用來確定慣性和阻尼起重要作用時結(jié)構(gòu)或構(gòu)件動力學(xué)特性的技術(shù)，主要有模態(tài)分析、瞬態(tài)動力學(xué)分析、諧響應(yīng)分析、譜分析[6]。本文作者基于ANSYS/LS-DYNA,對機(jī)構(gòu)齒輪傳動系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)分析,仿真出齒輪在運(yùn)動過程中隨時間變化的齒輪受力情況，同時計(jì)算出齒輪在嚙合過程中任意位置齒輪嚙合的接觸應(yīng)力、齒根應(yīng)力分布情況。

仿真時，設(shè)置時間段從初始到0.05 s內(nèi)輪齒連續(xù)瞬時的齒輪動態(tài)接觸情況,最小步數(shù)設(shè)置為100，最大步數(shù)設(shè)置為2 000。本文作者分析的齒輪為多級齒輪，通過動力學(xué)分析計(jì)算，提取小齒輪與中齒輪嚙合運(yùn)動的應(yīng)力云圖，如圖5所示；提取小齒輪和中齒輪應(yīng)力時變曲線，如圖6、圖7所示；提取中齒輪與大齒輪齒輪嚙合局部放大圖，如圖8所示；提取大齒輪應(yīng)力時變曲線，如圖9所示；提取齒輪副應(yīng)力云圖，如圖10所示。

圖5 小齒輪與中齒輪齒輪嚙合局部放大

圖6 小齒輪應(yīng)力時變曲線

圖7 中齒輪應(yīng)力時變曲線

圖9 大齒輪應(yīng)力時變曲線

圖10 齒輪副應(yīng)力云圖

通過對各齒輪的應(yīng)力云圖進(jìn)行分析可知：在中齒輪與大齒輪嚙合過程中出現(xiàn)最大值，最大應(yīng)力值為242.65 MPa，位于中齒輪齒根部位。最大應(yīng)力值小于滲銅粉末冶金FD0405的許用應(yīng)力值460 MPa，滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

查看齒輪嚙合局部放大圖，并對應(yīng)力時變曲線進(jìn)行分析，在齒輪運(yùn)行過程中，應(yīng)力主要集中在齒根和齒面接觸這兩個部位，而最大應(yīng)力值位于齒輪的齒根處。從齒輪的應(yīng)力時變曲線可知：在不嚙合的時刻應(yīng)力極低，進(jìn)入嚙合狀態(tài)急速增大，在前齒即將脫離嚙合、后齒嚙入的過渡時刻達(dá)到最大值，論證了齒輪的失效形式主要是以輪齒的疲勞破壞作為主要誘導(dǎo)因素。

4 結(jié)論

對汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)齒輪進(jìn)行靜力學(xué)和動力學(xué)仿真分析，結(jié)果表明汽車四驅(qū)分動器換擋控制機(jī)構(gòu)中的齒輪具有足夠的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；論證了齒輪的失效形式主要是以輪齒的疲勞破壞作為主要誘導(dǎo)因素，為研究齒輪失效形式和提高齒輪壽命提供了一定的理論依據(jù)，同時為機(jī)構(gòu)齒輪優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。