汽車變速器強(qiáng)度及耐久開發(fā)技術(shù)策略分析

王澤貴

(上海汽車變速器有限公司, 上海 201822)

0 引言

在汽車變速器零部件設(shè)計(jì)中，其強(qiáng)度和耐久性是必須面臨的基本問題之一。本文中的強(qiáng)度或耐久問題，是針對零部件在整個產(chǎn)品生命周期中，承受載荷作用次數(shù)及載荷幅值相對大小不同而言的。當(dāng)零部件承受載荷作用次數(shù)在0至10e3次且載荷幅值相對較大，稱之為沖擊強(qiáng)度問題；當(dāng)零部件承受載荷作用次數(shù)等于或超過10e3次，稱之為耐久問題。在耐久問題中，當(dāng)零部件承受載荷次數(shù)在10e3至10e4次之間且載荷幅值也相對較大，但相比強(qiáng)度應(yīng)力幅值較小一些，稱之為低周疲勞問題；當(dāng)零部件承受載荷次數(shù)在10e4次以上且載荷幅值相對較小，稱之為高周疲勞問題。汽車變速器耐久問題，通常是來自外部或邊界沖擊載荷的強(qiáng)度問題和內(nèi)部傳動載荷的高周疲勞問題。另外，強(qiáng)度或耐久問題，尤其是耐久問題，還具有一定的隨機(jī)概率性，即還需要考慮零部件失效或存活的統(tǒng)計(jì)概率，如存活率99%，則稱之為零部件的可靠性問題。汽車變速器眾多零部件當(dāng)中，不同零部件可靠性或經(jīng)濟(jì)性要求有所不同，但可靠性要求一般在90%以上。

汽車變速器各個零部件承載的功能及性能要求不同，相應(yīng)承受的載荷特征不同。按照承載載荷途徑不同，可分為變速器外部邊界載荷和內(nèi)部傳動載荷。無論是外部邊界載荷，還是內(nèi)部傳動載荷，都同時存在強(qiáng)度載荷和耐久載荷。在汽車變速器眾多零件中，單一材料的零件數(shù)量上占據(jù)絕大多數(shù)，并都基本上滿足各向同性。在強(qiáng)度載荷下，有兩個基本失效判定準(zhǔn)則，即斷裂失效和屈服失效。在耐久載荷下，亦有兩個失效判定準(zhǔn)則，即接觸疲勞失效和彎曲疲勞失效。在工程應(yīng)用中，為了安全或可靠性考慮，通常需要在判定準(zhǔn)則的基礎(chǔ)上，給予大于1以上的安全系數(shù)[1-6]。

1 強(qiáng)度及耐久理論總體技術(shù)策略

汽車變速器主要滿足動力傳動和安裝支撐兩大功能，通常情形下，換擋、NVH等性能方面的要求，不至于影響到零部件強(qiáng)度及耐久。因此，本文著重從滿足動力傳動和安裝支撐兩大功能要求為前提，重點(diǎn)分析汽車變速器典型零部件，在產(chǎn)品開發(fā)過程中強(qiáng)度及耐久問題的技術(shù)策略。

1.1 強(qiáng)度理論應(yīng)用技術(shù)策略[1-7]

對于在產(chǎn)品整個生命周期中，承受載荷作用次數(shù)不到10e3情形，如果發(fā)生失效，通常是因?yàn)榱悴考惺芤淮位蚨啻螞_擊載荷，通常載荷幅值相對比較大，這種情況與金屬材料進(jìn)行一次性拉伸或壓縮破壞試驗(yàn)，比較相近或具有可比性，本文根據(jù)工程實(shí)際應(yīng)用情況及經(jīng)驗(yàn)，即符合兩個失效準(zhǔn)則，即斷裂失效和屈服失效，推薦采用材料力學(xué)中經(jīng)典的四個強(qiáng)度理論來判定失效。

對于脆性金屬或合金材料，失效形式一般是斷裂失效，如變速器外殼體用材ADC12和差速器外殼體用材QT700，可用最大主應(yīng)力及最大主應(yīng)變來判定是否失效，脆性材料沒有明顯的屈服應(yīng)力點(diǎn)，可用求得的最大主應(yīng)力及主應(yīng)變，與該材料的抗拉及抗壓強(qiáng)度對比來進(jìn)行判定。

對于塑性金屬或合金材料，失效形式一般是塑性變形過量失效，如支撐軸承壓板用材45鋼或螺栓40Cr，或者變速器軸類用材如低碳合金鋼20CrMnTiH，可用符合屈服準(zhǔn)則的米塞斯應(yīng)力來判定是否失效，米塞斯應(yīng)力理論是綜合了第一、二、三強(qiáng)度理論的第四強(qiáng)度形狀改變比能理論，即可以用求得的米塞斯應(yīng)力，與該材料屈服強(qiáng)度應(yīng)力對比來進(jìn)行判定。

1.2 耐久理論應(yīng)用技術(shù)策略[8-12]

對于在產(chǎn)品整個生命周期中，承受載荷作用次數(shù)超過10e4高周疲勞情形，失效形式通常是因?yàn)榱悴考惺芏啻谓蛔兗把h(huán)載荷，產(chǎn)生疲勞裂紋斷裂或表面疲勞損傷失效，在汽車變速器中，通常是對應(yīng)于齒輪或軸承的彎曲疲勞失效和接觸疲勞失效。

齒輪疲勞耐久強(qiáng)度或壽命計(jì)算可依據(jù)ISO6336-2006國際行業(yè)標(biāo)準(zhǔn),計(jì)算可靠度要求為99%，軸承疲勞耐久強(qiáng)度或壽命計(jì)算，可依據(jù)ISO281及其修訂版ISO281或ISO16281國際行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，計(jì)算可靠度要求為90%或L10h。齒輪或軸承疲勞耐久強(qiáng)度計(jì)算的同時，通常還需要選用一定的加工精度等級、油液清潔度等級及溫度等約束條件限定，其計(jì)算結(jié)果，與齒輪輪齒部分或軸承滾動體材料的彎曲或接觸疲勞極限應(yīng)力，進(jìn)行對比判定。

2 設(shè)計(jì)及驗(yàn)證主要技術(shù)策略分析

上文已對應(yīng)用于汽車變速器強(qiáng)度及耐久兩個基本問題，進(jìn)行了總體應(yīng)用技術(shù)策略分析，下面將針對汽車變速器各個零部件設(shè)計(jì)、分析及驗(yàn)證，進(jìn)一步進(jìn)行技術(shù)策略分析。

2.1 齒輪、軸、軸承強(qiáng)度和耐久設(shè)計(jì)

齒輪、軸和軸承是汽車變速器中的傳動機(jī)構(gòu)部件，該傳動機(jī)構(gòu)部件主要承擔(dān)傳動載荷和來自傳動系統(tǒng)的沖擊載荷。對于來自傳動系統(tǒng)的沖擊載荷，主要是來自變速器輸入軸端離合器瞬間咬合啟動沖擊扭矩，和來自汽車加速工況切換為反拖工況以及剎車之瞬間沖擊扭矩，不同整車及工況，最大沖擊扭矩大小稍有不同，普遍一般在額定扭矩2至3倍之間。因此，在設(shè)計(jì)過程中，需要對齒輪和軸類零件進(jìn)行沖擊扭矩強(qiáng)度校核分析，可借助有限元CAE分析方法計(jì)算最大沖擊扭矩下米塞斯應(yīng)力值比較，并選取大于1的安全系數(shù)。

對于傳動扭矩載荷，則是典型的高周疲勞耐久問題，需要對各齒輪、軸及軸承進(jìn)行疲勞耐久進(jìn)行仿真計(jì)算預(yù)測。進(jìn)行耐久仿真計(jì)算預(yù)測，首要輸入條件就是需要有滿足汽車變速器在整個產(chǎn)品使用壽命周期的載荷譜，表1是來自某汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)制定的汽車變速器傳動耐久載荷譜。該耐久載荷譜，還可以根據(jù)實(shí)車道路采集實(shí)測而得，也可以根據(jù)虛擬整車路譜換算而得。

表2是基于表1載荷譜計(jì)算而得的各齒輪接觸和彎曲耐久結(jié)果，它可以先計(jì)算得到接觸或彎曲應(yīng)力值，再除以接觸或彎曲應(yīng)力疲勞極限，即可得到相應(yīng)的接觸安全系數(shù)或彎曲安全系數(shù)。該安全系數(shù)，根據(jù)工程安全或可靠性要求，一般需要取大于1以上的數(shù)值，且彎曲相比接觸安全更重要，即其中彎曲安全系數(shù)相比接觸安全系數(shù)，要取得更高一些。

表1 汽車變速器傳動耐久載荷譜

表2 各齒輪接觸和彎曲耐久

表3也是基于表1載荷譜和ISO281及其修訂版標(biāo)準(zhǔn)，計(jì)算而得軸承壽命或使用時間，以及在整個載荷譜壽命中的損傷率。在軸承耐久計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)中，已經(jīng)考慮一定可靠性要求，因此軸承損傷率即可按100%來判定是否安全合格。

圖2是耐久額定輸入扭矩下的軸彎曲應(yīng)力曲線圖，軸上最大彎曲應(yīng)力需要滿足其彎曲疲勞極限應(yīng)力，可以用求得的米塞斯應(yīng)力，與基于彎區(qū)或拉壓屈服準(zhǔn)則的Goodman修正的疲勞極限應(yīng)力值比較，并選取大于1的安全系數(shù)。如果直接與屈服極限比較，則需要選取相應(yīng)更高的安全系數(shù)，因?yàn)镚oodman修正值，已考慮一定可靠性。

同時，在滿足強(qiáng)度或耐久的同時，軸的變形對傳動功能的保證也同樣非常重要，圖3是軸擾度變形位移曲線圖，其最大值需要做出合理限定，否則不能滿足傳動功能或性能的需要，最大值在制造工藝條件允許的情形下越小越好。

表3 各軸承耐久壽命和損傷率

圖2 軸彎曲應(yīng)力曲線圖

圖3 軸擾度變形位移曲線圖

2.2 殼體強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)

變速器殼體是變速器傳動機(jī)構(gòu)的核心支撐部件，其整體剛性及局部剛性要求是首要滿足的設(shè)計(jì)要求。剛性要求的滿足，不僅能解決承載變形、強(qiáng)度及耐久問題，同時對抑制變速器噪聲，也起著關(guān)鍵作用。圖4是變速器殼體設(shè)計(jì)過程圖，先滿足空間包絡(luò)要求，再到滿足整體剛性要求即拓補(bǔ)優(yōu)化骨架設(shè)計(jì)，再到滿足強(qiáng)度及耐久承載要求，再到滿足潤滑及散熱，以及滿足壓鑄工藝要求。不難看出在該設(shè)計(jì)過程中，滿足強(qiáng)度及耐久要求仍是殼體設(shè)計(jì)的核心要求。

對于變速器殼體的載荷工況來自兩類，一類是來自傳動系統(tǒng)沖擊扭矩載荷和傳動耐久扭矩載荷，一類是來自殼體懸置聯(lián)接部位的沖擊載荷和耐久載荷。對于沖擊類載荷工況下求得的最大主應(yīng)力和最大主應(yīng)變，可與其抗拉及抗壓強(qiáng)度極限比較判定，并選取大于1的安全系數(shù)。對于耐久類載荷工況下求得的最大主應(yīng)力和最大主應(yīng)變，可與屈服或等效屈服強(qiáng)度極限比較判定，并選取大于1的安全系數(shù)。

圖4 變速器殼體設(shè)計(jì)過程圖

Fig.4 The design process of transmission cases

2.3 撥叉強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)

撥叉是變速器換擋機(jī)構(gòu)中，核心零件之一，圖5是撥叉設(shè)計(jì)過程圖，包括強(qiáng)度和耐久校核或分析。撥叉強(qiáng)度校核分析通過有限元模型計(jì)算，并采用正常換擋力沖擊載荷和濫用極端載荷，如表4是撥叉強(qiáng)度載荷。撥叉耐久校核分析，采用表5撥叉耐久載荷譜，先通過有限元模型，分別仿真分析得到各組換擋力下的應(yīng)力，再在疲勞統(tǒng)計(jì)軟件中，基于載荷循環(huán)數(shù)統(tǒng)計(jì)出整個撥叉損傷率分布，該損傷率是基于疲勞極限應(yīng)力而求得的，已考慮可靠性要求，故要求滿足最大損傷率不超過100%。

a) 撥叉模型

b) 強(qiáng)度校核

c) 耐久校核

表4 撥叉強(qiáng)度載荷

表5 撥叉耐久載荷譜

Note: One loop:1→2→3→4

Total:50 loops

2.4 駐車系統(tǒng)強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)

對于駐車系統(tǒng)的強(qiáng)度和耐久，在其剛?cè)狁詈系哪Ｐ椭?，既要保證各零件滿足動態(tài)應(yīng)力強(qiáng)度要求，也要滿足駐車載荷譜條件下的疲勞耐久要求。駐車系統(tǒng)零部件是安全件，一般選取的強(qiáng)度安全系數(shù)都比較大，如在2左右，因此駐車系統(tǒng)通常在滿足強(qiáng)度要求的情形下，同時也能滿足耐久要求。

圖6是某駐車系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ停治鲲@示其薄弱零部件是其駐車凸輪，該凸輪在駐車運(yùn)動過程中，在位置①出現(xiàn)了凸輪與轉(zhuǎn)動軸接觸的情況，在位置②出現(xiàn)了較大的間隙，在位置③是凸輪與轉(zhuǎn)動軸的接觸位置。因此，該駐車機(jī)構(gòu)實(shí)際出現(xiàn)了類似懸臂梁的受力工況，因此，最大應(yīng)力出現(xiàn)在了②與③之間的紅色位置，樣機(jī)試驗(yàn)中出現(xiàn)了凸輪斷裂。盡管根本原因查出是轉(zhuǎn)動軸與凸輪出現(xiàn)了運(yùn)動接觸，這是不合理的設(shè)計(jì)，應(yīng)當(dāng)將凸輪、扭簧、轉(zhuǎn)動軸順時針旋轉(zhuǎn)一定的角度，盡可能讓扭簧來承載駐車力，但是，駐車系統(tǒng)所有零部件設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求，是需要優(yōu)先保證的安全技術(shù)策略。

圖6 某駐車系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

圖7 某駐車凸輪應(yīng)力分布

2.5 變速器零部件局部強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)

上文已對變速器主要核心零部件，進(jìn)行了整體強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)技術(shù)策略分析，下面有必要對這些主要核心零部件，進(jìn)行局部強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)技術(shù)策略分析。

2.5.1 齒輪副微觀接觸修形設(shè)計(jì)

為了確保齒輪副設(shè)計(jì)滿足接觸和彎曲強(qiáng)度及耐久要求，還需做齒輪副接觸進(jìn)行必要的設(shè)計(jì)。圖8是齒輪副接觸斑點(diǎn)，通常要求斑點(diǎn)處于齒面中間、接觸斑點(diǎn)區(qū)域大以及接觸應(yīng)力相對均勻或應(yīng)力梯度小。如果變速器支撐外殼體中心距誤差較大，則齒輪副相應(yīng)會產(chǎn)生較大

接觸錯位，往往引起齒根彎曲疲勞強(qiáng)度下降；如果齒面沒有必要的修形設(shè)計(jì)，則齒輪副由于擾度變形相應(yīng)會有較大接觸偏載，往往引起齒面接觸疲勞強(qiáng)度下降。

關(guān)于殼體整體剛性、軸承座支撐剛度、軸剛性擾度變形等宏觀設(shè)計(jì)，相應(yīng)在上文已有介紹及分析，這里在保證宏觀設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上，再對齒面微觀設(shè)計(jì)做兩點(diǎn)補(bǔ)充。一是齒面微觀接觸修形優(yōu)化設(shè)計(jì)，通?？梢詫X面接觸疲勞強(qiáng)度提高10%左右；另一則是齒面尤其是齒根部位如果加上不同比例的鋼丸強(qiáng)噴設(shè)計(jì)，通常可以對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度提高10-30%。

圖8 齒輪副接觸斑點(diǎn)

2.5.2 齒輪-軸過盈壓裝

現(xiàn)在越來越多的齒輪-軸裝配，采用光孔配合冷壓配工藝，裝配過盈量大小的選擇，既要滿足承載扭矩大小要求，也要滿足兩個零件壓裝不屈服失效。相應(yīng)地既要計(jì)算出整個壓裝過程中光孔面積上的壓力及與摩擦系數(shù)的乘積力相對于軸中心線的扭矩，即承載扭力矩大小，也要計(jì)算出兩個零件上壓配應(yīng)力大小。因此，齒輪-軸光孔壓配不發(fā)生屈服失效和滿足承載扭矩，是其強(qiáng)度設(shè)計(jì)技術(shù)策略。

圖9 齒輪-軸壓裝仿真結(jié)果

2.5.3 殼體密封

變速器殼體組合螺栓聯(lián)接，既要螺栓滿足聯(lián)接強(qiáng)度要求，也要滿足接觸面開度要求。大量的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)表明，當(dāng)滿足接觸面開度要求，往往可以滿足螺栓聯(lián)接強(qiáng)度要求。圖10是變速器外殼體組合面接觸開度，且該殼體擺放位置與實(shí)際工況一致，底部比頂部接觸開度要求高，通常需要優(yōu)化螺栓間距才能達(dá)到設(shè)計(jì)要求。因此，殼體密封要求往往決定了其強(qiáng)度設(shè)計(jì)的前提要求或策略。

圖10 變速器外殼體組合面接觸開度

2.5.4 尺寸鏈干涉及魯棒性設(shè)計(jì)

一臺汽車變速器往往是由幾百個零件裝配在一起的部件，也由很多尺寸鏈組成。眾多尺寸鏈的組成結(jié)果是否存在極限位置干涉，或者容錯魯棒性大小，對變速器強(qiáng)度、耐久及正常功能影響很大。圖11是變速器軸類設(shè)計(jì)裝配及加工工藝尺寸鏈,這兩類尺寸鏈要求必須校核，基于批量仿真裝配結(jié)果，統(tǒng)計(jì)每個尺寸鏈的貢獻(xiàn)度和敏感度。為了使得尺寸鏈魯棒性好，往往需要切斷或避免長尺寸鏈出現(xiàn)，以及需要控制或降低某些貢獻(xiàn)度和敏感度較大的尺寸。因此，強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)的同時，必須設(shè)計(jì)好各個零件的尺寸及公差要求，這是強(qiáng)度及耐久設(shè)計(jì)的重要保障技術(shù)策略之一。

a) 設(shè)計(jì)裝配Design assembling

b) 加工工藝Machining process

2.6 變速器強(qiáng)度及耐久試驗(yàn)驗(yàn)證

從目前汽車變速器開發(fā)行業(yè)水平來看，還不能做到無樣機(jī)全新開發(fā)，這是因?yàn)榉抡娣治黾靶：擞?jì)算，不能考慮到所有工況或眾多實(shí)際影響因素，這就需要在開發(fā)階段，通過臺架和整車兩類試驗(yàn)來進(jìn)行驗(yàn)證，其中強(qiáng)度及耐久驗(yàn)證，是必須保證的試驗(yàn)之一。

關(guān)于強(qiáng)度及耐久臺架樣機(jī)試驗(yàn)技術(shù)策略，主要是提前盡可能近似驗(yàn)證整車工況載荷承載能力，可以依據(jù)不同行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)制定試驗(yàn)大綱及試驗(yàn)規(guī)范進(jìn)行，也可以依據(jù)實(shí)車采集數(shù)據(jù)或經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)庫驗(yàn)進(jìn)行。關(guān)于強(qiáng)度及耐久實(shí)車道路試驗(yàn)技術(shù)策略，主要是考察實(shí)車全程道路載荷譜負(fù)荷能力，通常為了縮短開發(fā)周期，可以等效加速載荷譜進(jìn)行。

基于大量的開發(fā)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，對于汽車變速器強(qiáng)度及耐久，需要進(jìn)行以下主要臺架試驗(yàn)：

1) 基于變速器總成的齒輪-軸-軸承耐久；

2) 基于變速器總成的同步器耐久；

3) 基于變速器總成的換擋機(jī)構(gòu)耐久；

4) 基于變速器總成的駐車機(jī)構(gòu)耐久；

5) 基于變速器總成的齒輪-軸靜扭沖擊強(qiáng)度；

6) 基于殼體單體的懸置部位的沖擊強(qiáng)度；

7) 基于同步器單體的高轉(zhuǎn)速濫用強(qiáng)度；

8) 基于撥叉單體的濫用強(qiáng)度；

9) 基于駐車棘輪-棘爪單體的沖擊強(qiáng)度。

基于大量的開發(fā)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，對于汽車變速器強(qiáng)度及耐久，需要搭載或進(jìn)行以下主要整車試驗(yàn)：

1) 專業(yè)試驗(yàn)場進(jìn)行的動力總成耐久；

2) 各種路面的底盤耐久；

3) 同步器被濫用強(qiáng)度；

4) 變速器被誤操作強(qiáng)度。

3 結(jié)論

1) 根據(jù)汽車變速器載荷工況類型，可分為沖擊強(qiáng)度和疲勞耐久兩類載荷，載荷譜的確定是首要開發(fā)技術(shù)策略。

2) 對于沖擊強(qiáng)度載荷，根據(jù)零件材料類型，可分為塑性材料和脆性材料，相應(yīng)選用斷裂強(qiáng)度極限失效和屈服強(qiáng)度極限失效判定策略，或相應(yīng)選用四大強(qiáng)度理論失效判定策略。對于疲勞耐久載荷，根據(jù)零件承載方式的不同，可以分為彎曲和接觸兩類載荷，選用彎曲和接觸疲勞失效判定策略。

3) 汽車變速器零部件整體設(shè)計(jì)之強(qiáng)度及耐久開發(fā)技術(shù)策略，主要包括基于變速器總成的齒輪-軸-軸承強(qiáng)度及耐久計(jì)算，基于殼體單體的強(qiáng)度及耐久計(jì)算，基于撥叉單體的強(qiáng)度及耐久計(jì)算和基于駐車系統(tǒng)的強(qiáng)度及耐久計(jì)算。

4) 汽車變速器零部件局部設(shè)計(jì)之強(qiáng)度及耐久開發(fā)技術(shù)策略，主要包括基于變速器總成的齒面修形計(jì)算，基于齒輪-軸單體壓裝計(jì)算，基于殼體組件單體密封計(jì)算，設(shè)計(jì)裝配和加工工藝尺寸鏈魯棒性計(jì)算。

5) 汽車變速器臺架和搭載實(shí)車道路試驗(yàn)驗(yàn)證，是變速器開發(fā)中必不可少的開發(fā)技術(shù)策略，本文給出了強(qiáng)度及耐久主要試驗(yàn)驗(yàn)證項(xiàng)目。