簡(jiǎn)介電動(dòng)汽車減速器是新能源汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的核心部件其設(shè)計(jì)質(zhì)量直接影響整車動(dòng)力性與可靠性。這份PDF文獻(xiàn)面向車輛工程學(xué)生、工程師及新能源汽車技術(shù)研究人員完整呈現(xiàn)減速器從參數(shù)計(jì)算到強(qiáng)度校核的全流程。資源共1個(gè)文件為PDF格式壓縮包大小1.75MB內(nèi)容包含基于GB/T 18385-2005的傳動(dòng)比選取計(jì)算、斜齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)、40Cr材料調(diào)質(zhì)處理方案以及CATIA三維建模與Workbench有限元強(qiáng)度分析的具體方法和結(jié)果。齒輪與傳動(dòng)軸應(yīng)力分別為752 MPa與655 MPa均低于材料屈服強(qiáng)度驗(yàn)證了設(shè)計(jì)安全性。已有212人學(xué)習(xí)該資源適合需要借鑒完整設(shè)計(jì)思路或進(jìn)行同類課題研究的讀者。1. 電動(dòng)汽車的減速器為什么一個(gè)固定速比就夠用了很多做傳統(tǒng)燃油車傳動(dòng)系統(tǒng)的工程師第一次拿到電動(dòng)汽車減速器的設(shè)計(jì)任務(wù)時(shí)第一反應(yīng)是去套變速箱的邏輯多擋位、同步器、換擋策略。但實(shí)際上絕大多數(shù)電動(dòng)汽車動(dòng)力總成用的是單檔固定速比減速器電機(jī)在基速以上的寬轉(zhuǎn)速區(qū)間持續(xù)輸出功率轉(zhuǎn)矩特性平穩(wěn)減速器要做的只有一件事——把電機(jī)的高轉(zhuǎn)速降下來把扭矩放大送進(jìn)差速器。這份「電動(dòng)汽車的減速器設(shè)計(jì)及有限元分析」資料的核心就是把這一套總成的設(shè)計(jì)閉環(huán)講清楚速比和齒輪參數(shù)怎么定軸和軸承怎么布置箱體邊界怎么處理最后靠有限元把靜強(qiáng)度、接觸應(yīng)力和模態(tài)一次校核到位。適合正在做電驅(qū)總成、三合一電橋和減速器殼體的結(jié)構(gòu)工程師也適合剛把有限元結(jié)果當(dāng)交付物的新手。2. 總體方案先行速比怎么算兩級(jí)還是行星2.1 從電機(jī)外特性反推速比先用一個(gè)能落地的公式電動(dòng)車用的驅(qū)動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)矩特性在基速以下近似恒轉(zhuǎn)矩基速以上轉(zhuǎn)入恒功率區(qū)。這意味著減速比的首要約束來自兩個(gè)邊界最高車速對(duì)應(yīng)的電機(jī)最高轉(zhuǎn)速以及最大爬坡和加速能力對(duì)應(yīng)的輪端最大驅(qū)動(dòng)力矩。我一般先按最高車速估算總傳動(dòng)比i_total 0.377 × n_max × r_wheel / v_max式中 n_max 是電機(jī)最高轉(zhuǎn)速rpmr_wheel 是車輪滾動(dòng)半徑mv_max 是最高車速km/h。0.377 是單位換算系數(shù)把這幾個(gè)單位揉在一起用的工程常數(shù)不用記來歷直接用就行。舉一個(gè)典型乘用車算例電機(jī)最高轉(zhuǎn)速 16000 rpm車輪滾動(dòng)半徑 0.36 m目標(biāo)最高車速 180 km/h。參數(shù)數(shù)值n_max16000 rpmr_wheel0.36 mv_max180 km/h估算總速比12.06到這里就出現(xiàn)第一個(gè)關(guān)鍵判斷12 這個(gè)速比單級(jí)齒輪副做不出來。直齒和斜齒單級(jí)的合理速比范圍大致在 7~8 以內(nèi)超過這個(gè)范圍大齒輪直徑會(huì)大到不現(xiàn)實(shí)殼體徑向尺寸和齒輪重量都失控。所以實(shí)際方案基本落在兩級(jí)平行軸或行星減速上。速比也不能只按最高車速定死還要用最大爬坡度和百公里加速時(shí)間做二次校核。爬坡工況校核的是低端扭矩輪端驅(qū)動(dòng)力必須大于整車的坡道阻力加滾動(dòng)阻力加速工況校核的是電機(jī)功率是否支撐得起目標(biāo)加速時(shí)間。工程上常用一種簡(jiǎn)化做法給定整車質(zhì)量和目標(biāo)加速時(shí)間估算需要的平均驅(qū)動(dòng)功率再看電機(jī)峰值功率是否覆蓋不覆蓋就得調(diào)速比或換電機(jī)。2.2 兩級(jí)平行軸與行星減速布局對(duì)效率、NVH 的連帶影響總速比確定之后兩級(jí)分配和軸系布局就是一個(gè)牽一發(fā)動(dòng)全身的決定。乘用車純電驅(qū)動(dòng)總成里最常見的兩種方案工程特性差別明顯方案效率軸向尺寸徑向尺寸成本噪聲表現(xiàn)適用場(chǎng)景兩級(jí)平行軸斜齒較高單級(jí)效率約 98%~99%較大適中低供應(yīng)鏈成熟中可修形優(yōu)化乘用車主流行星減速單級(jí)/兩級(jí)略低功率分流均載要求高緊湊小高行星輪系加工精度要求高低頻嘯叫風(fēng)險(xiǎn)需重點(diǎn)控制同軸電驅(qū)、扭矩密度要求高的場(chǎng)合平行軸兩級(jí)方案一級(jí)速比分到 2.0~2.5 左右二級(jí)放在 4.5~5.5 附近大小齒輪直徑差距被分?jǐn)偟絻筛S上殼體布置也從容。行星方案最大的好處是功率分流扭矩被多組行星輪分?jǐn)偼瑯虞斎肱ぞ叵慢X輪體積可以更小但因?yàn)槎嗔诵行羌?、銷軸和均載機(jī)構(gòu)零件數(shù)量、裝配精度和成本都上去。我做選型時(shí)除非客戶強(qiáng)約束同軸布局或扭矩密度指標(biāo)極高否則默認(rèn)走平行軸兩級(jí)理由是零件公差鏈短批產(chǎn)一致性容易控制后續(xù)臺(tái)架一旦暴露 NVH 問題修形和殼體加筋的回旋余地都更大。2.3 軸承布置與差速器集成后面有限元模型的邊界條件全在這減速器的軸承布置不是孤立選型它直接決定了有限元分析的邊界條件怎么建。典型兩級(jí)平行軸電驅(qū)總成里輸入軸高速端常用球軸承加圓柱滾子軸承的組合承受徑向力為主中間軸受力復(fù)雜斜齒輪嚙合帶來軸向力一般用一對(duì)角接觸球軸承或圓錐滾子軸承輸出軸連著差速器殼輪端反力通過差速器左右軸承傳到殼體這一段往往用圓錐滾子軸承對(duì)。軸承位置一旦定下來齒輪的支承跨距、軸的彎曲變形、齒輪嚙合的錯(cuò)位量就都定了。這里有一個(gè)很多人低估的耦合關(guān)系殼體軸承孔的剛度決定軸承外圈的變形量而外圈變形會(huì)直接放大齒輪的嚙合錯(cuò)位錯(cuò)位一加大齒面載荷分布就偏載NVH 和點(diǎn)蝕風(fēng)險(xiǎn)跟著上來。所以有限元分析不能只盯著齒輪本身殼體和軸承座的剛度必須一起算進(jìn)去。我一般會(huì)在方案階段就把軸承孔位置的殼體壁厚和筋條布局留好避免后期仿真發(fā)現(xiàn)剛度不夠時(shí)沒有改動(dòng)空間。3. 齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)模數(shù)、壓力角與變位系數(shù)的取舍3.1 從扭矩反推中心距和模數(shù)一套能直接抄的初選流程齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)不要一上來就開三維軟件建模先把幾個(gè)關(guān)鍵尺寸用計(jì)算和工程表格敲定。我習(xí)慣的流程分四步第一步根據(jù)輸入扭矩和總速比估中心距。減速器輸入軸承受的是電機(jī)峰值扭矩乘用車常見永磁同步電機(jī)峰值扭矩范圍在 200~350 N·m。中心距和扭矩之間沒有嚴(yán)格公式但工程經(jīng)驗(yàn)上有比較可靠的參考范圍兩級(jí)平行軸方案中從電機(jī)軸到中間軸的第一級(jí)中心距大致落在 70~110 mm中間軸到差速器的第二級(jí)中心距大致落在 100~140 mm。扭矩取上限時(shí)中心距往上限取。第二步初選齒數(shù)。小齒輪齒數(shù)受根切限制標(biāo)準(zhǔn) 20° 壓力角不修形時(shí)最少 17 齒起正變位可以往下壓幾個(gè)齒。一級(jí)小齒輪通常選 25~35 齒二級(jí)小齒輪因?yàn)樗俦却蟪Ｔ?20~28 齒之間。齒數(shù)選多有利于重合度和平穩(wěn)性但會(huì)增大齒輪直徑和中心距約束打架只能折中。第三步用中心距和齒數(shù)推模數(shù)。斜齒輪副的中心距、模數(shù)、螺旋角和齒數(shù)之間的關(guān)系是標(biāo)準(zhǔn)幾何公式工程上初選模數(shù)后反算螺旋角螺旋角落在 15°~30° 之間就接受落不進(jìn)去就調(diào)模數(shù)或齒數(shù)。第四步校核齒寬。齒寬系數(shù)齒寬除以小齒輪分度圓直徑一般在 0.5~0.9 之間。齒寬太大對(duì)殼體變形和軸承不對(duì)中極度敏感齒寬太短則接觸應(yīng)力上去了齒輪強(qiáng)度反而吃虧。設(shè)計(jì)參數(shù)參考范圍說明第一級(jí)中心距70~110 mm隨輸入扭矩和速比調(diào)整第二級(jí)中心距100~140 mm受差速器殼直徑約束小齒輪齒數(shù)20~35一級(jí)取大值二級(jí)取小值模數(shù)1.5~3.5 mm乘用車常用范圍重載取上限螺旋角15°~30°過小重合度低過大軸向力大齒寬系數(shù)0.5~0.9關(guān)注軸承跨距與殼體剛度這套流程跑完齒輪參數(shù)已經(jīng)不是憑空拍腦袋而是有邊界可循的合理區(qū)間。后面再進(jìn)入強(qiáng)度校核和三維建模返工的概率會(huì)小很多。3.2 變位系數(shù)分配強(qiáng)度、滑移率和中心距的三角平衡變位系數(shù)是齒輪設(shè)計(jì)里最容易被低估的一個(gè)參數(shù)。變位有兩個(gè)直接作用湊中心距和調(diào)整輪齒強(qiáng)度。高度變位兩輪變位系數(shù)和為零不改變中心距只是把齒根強(qiáng)度從一方轉(zhuǎn)給另一方角度變位變位系數(shù)和不為零會(huì)改變中心距和嚙合角常用來湊標(biāo)準(zhǔn)中心距之外的尺寸。電動(dòng)車減速器的變位分配我一般按兩個(gè)原則走。第一小齒輪齒數(shù)少、嚙合次數(shù)多齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力都比大齒輪嚴(yán)峻所以通常把小齒輪做成正變位大齒輪做成負(fù)變位或零變位把強(qiáng)度向小齒輪傾斜。第二要校核齒面滑移率。滑移率過大齒面磨損和微點(diǎn)蝕風(fēng)險(xiǎn)顯著上升高速工況下尤其明顯。分配變位系數(shù)時(shí)可以以兩輪滑移率盡量接近為目標(biāo)做微調(diào)這和單純追求強(qiáng)度的結(jié)果經(jīng)常不一致需要平衡。壓力角方面乘用車減速器行業(yè)近年的趨勢(shì)是往高壓角走22.5°甚至 25° 的應(yīng)用逐漸多起來。高壓角能提高齒根厚度、增強(qiáng)抗彎能力同時(shí)降低齒面相對(duì)曲率半徑有利于接觸強(qiáng)度代價(jià)是重合度下降、噪聲傾向變差。如果是臺(tái)架 NVH 指標(biāo)卡得嚴(yán)建議保守一點(diǎn)仍從 20° 起步強(qiáng)度不夠時(shí)再往高壓角轉(zhuǎn)而不是一開始就上 25°。3.3 微觀修形不是后期補(bǔ)救設(shè)計(jì)階段就要留好接口齒面微觀修形大概是整個(gè)減速器設(shè)計(jì)里最接近「玄學(xué)」的一塊但它的工程邏輯其實(shí)很清楚。輪齒在載荷作用下必然發(fā)生彎曲變形軸系也有彎曲變形殼體軸承孔有彈性變形三者疊加起來實(shí)際嚙合時(shí)齒面接觸區(qū)會(huì)偏向一端造成偏載和邊緣接觸。微觀修形就是預(yù)先在齒面上做微量調(diào)整把受載后的接觸區(qū)拉回齒寬中部。齒廓修形一般做齒頂修緣修形量在微米級(jí)十幾到幾十微米作用是降低輪齒進(jìn)入和退出嚙合時(shí)的沖擊齒向修形通常做鼓形齒形成中間略凸的弧面鼓形量同樣在十幾微米級(jí)別把偏載容忍度提上來。問題是修形量選多少高度依賴殼體剛度和軸變形量的仿真結(jié)果也就是說必須等第一輪有限元算完再定具體值而不是一開始就拍一個(gè)數(shù)。我見過不少項(xiàng)目把修形當(dāng)作臺(tái)架異響之后的「后悔藥」結(jié)果殼體已經(jīng)凍結(jié)、齒輪已經(jīng)開模修形只能改刀具周期和成本都很被動(dòng)。正確的做法是設(shè)計(jì)階段就預(yù)留修形裕度齒面留出修形空間刀具供應(yīng)商在開模前就介入討論首輪樣件做幾種修形量的對(duì)比件臺(tái)架上直接對(duì)比選優(yōu)。4. 有限元分析全流程從幾何清理到安全系數(shù)判讀4.1 模型簡(jiǎn)化與網(wǎng)格策略哪些環(huán)節(jié)必須精細(xì)減速器有限元分析的對(duì)象通常有三塊齒輪副的強(qiáng)度和接觸、軸系的變形與應(yīng)力、殼體及軸承座的剛度。這三塊對(duì)模型精度和網(wǎng)格的要求完全不同不可能用一套網(wǎng)格通吃。我常用的做法是拆成三個(gè)子模型。齒輪強(qiáng)度用含單個(gè)齒和相鄰齒的局部齒對(duì)模型齒面和齒根區(qū)域網(wǎng)格加密單元尺寸控制在 0.5 mm 以下軸系分析用梁?jiǎn)卧驇лS承支撐的實(shí)體軸模型重點(diǎn)看軸承位置的變形殼體分析用完整箱體模型軸承座和螺栓孔周圍局部加密。接觸分析的網(wǎng)格要特別關(guān)注接觸面和目標(biāo)面網(wǎng)格不能相差太大齒面接觸區(qū)的網(wǎng)格密度至少要保證沿齒廓方向有 5 個(gè)以上節(jié)點(diǎn)否則接觸應(yīng)力峰值會(huì)被嚴(yán)重低估。材料參數(shù)直接用常見材料庫(kù)取值即可但要注意區(qū)分殼體壓鑄鋁和齒輪滲碳鋼零件常用材料類型彈性模量泊松比屈服強(qiáng)度參考減速器殼體壓鑄鋁合金70~75 GPa0.33150~200 MPa齒輪滲碳淬火合金鋼210 GPa0.30芯部 850 MPa 以上軸調(diào)質(zhì)合金鋼205~210 GPa0.29600~800 MPa需要提醒的是壓鑄鋁合金的屈服強(qiáng)度跟壓鑄質(zhì)量強(qiáng)相關(guān)氣孔和縮松會(huì)讓實(shí)際強(qiáng)度明顯低于材料手冊(cè)值所以殼體安全系數(shù)建議比鍛件留得更高。4.2 載荷與邊界條件的三種施加方式全約束是新手最容易犯的錯(cuò)邊界條件比網(wǎng)格更容易毀掉一個(gè)分析。齒輪強(qiáng)度分析中扭矩的施加有幾種做法把轉(zhuǎn)矩折算成齒面法向壓力分布施加在齒面上或者建立齒輪中心參考點(diǎn)用耦合約束把端面節(jié)點(diǎn)綁到中心點(diǎn)再在參考點(diǎn)上加轉(zhuǎn)矩。中心點(diǎn)耦合用起來方便但必須在齒輪端面足夠近的范圍內(nèi)做柔化處理否則約束區(qū)會(huì)產(chǎn)生人為應(yīng)力集中。軸承位置的邊界條件是整套分析里最需要經(jīng)驗(yàn)的環(huán)節(jié)。新手容易把軸承孔直接全約束算出來應(yīng)力奇高那不是真實(shí)受力是模型過約束。常見的做法是給每個(gè)軸承位置建一個(gè)剛性套圈套圈和軸頸之間用彈簧單元模擬滾子接觸剛度彈簧剛度按軸承型號(hào)和游隙選取殼體側(cè)就把軸承孔外圈區(qū)域連接到附近螺栓孔的約束點(diǎn)上讓它能真實(shí)地變形而不是釘死。約束殼體時(shí)只約束法蘭面的螺栓孔和定位面絕不要約束整個(gè)大平面。接觸設(shè)置上齒輪副的摩擦系數(shù)一般取 0.05~0.1接觸算法用增廣拉格朗日法接觸剛度因子取 1.0 附近。分析步上先做小位移平穩(wěn)接觸再逐步加載到峰值扭矩避免一步加載造成接觸振蕩。模態(tài)分析不需要接觸直接做預(yù)應(yīng)力模態(tài)或自由模態(tài)取決于目標(biāo)是看殼體自由狀態(tài)還是裝配狀態(tài)后者必須保留螺栓預(yù)緊力。4.3 結(jié)果判讀安全系數(shù)、應(yīng)力集中點(diǎn)與模態(tài)頻率的合格線算完之后怎么判斷能不能交付我習(xí)慣按三組指標(biāo)檢查。第一組是強(qiáng)度。齒輪彎曲應(yīng)力看齒根過渡圓角處受拉側(cè)的峰值應(yīng)力接觸應(yīng)力看節(jié)圓附近的赫茲接觸壓力峰值。安全系數(shù)不能只報(bào)一個(gè)數(shù)字要看應(yīng)力分布云圖確認(rèn)峰值位置是否合理如果峰值出現(xiàn)在齒頂邊緣或約束點(diǎn)附近那很可能不是真實(shí)應(yīng)力而是奇異點(diǎn)。殼體則把螺栓孔周圍和軸承座加強(qiáng)筋根部列為重點(diǎn)觀察區(qū)這些位置的應(yīng)力集中要和理論判斷對(duì)齊。第二組是變形。輸出軸軸承位置的變形量直接影響齒輪嚙合錯(cuò)位量殼體軸承孔的徑向變形要是超過幾十微米齒面偏載就會(huì)變得很明顯。這個(gè)值不僅要滿足強(qiáng)度要求更大程度上是 NVH 性能的門檻。第三組是模態(tài)。減速器殼體的一階約束模態(tài)頻率要盡量避開齒輪嚙合頻率和電機(jī)的主要電磁激勵(lì)階次。齒輪嚙合頻率等于軸的轉(zhuǎn)頻乘以齒數(shù)峰值轉(zhuǎn)速下這個(gè)頻率可能高達(dá)幾千赫茲而殼體一階模態(tài)一般在一千赫茲以內(nèi)兩者通常不會(huì)正面沖突。但如果出現(xiàn)低階模態(tài)和電機(jī)激勵(lì)靠近的情況就必須通過加筋或改變殼體壁厚把模態(tài)頻率頂走。最后做一次網(wǎng)格靈敏度校核把關(guān)鍵區(qū)域網(wǎng)格尺寸加密一倍重新計(jì)算應(yīng)力變化如果在 5% 以內(nèi)說明網(wǎng)格收斂可靠否則要繼續(xù)加密。這一步是我交付前的固定動(dòng)作能擋住大多數(shù)「仿真結(jié)果不可復(fù)現(xiàn)」的質(zhì)疑。5. 減速器設(shè)計(jì)常見問題排查五個(gè)繞不開的坑5.1 仿真應(yīng)力奇高先查是不是約束過約束現(xiàn)象有限元算出來的齒輪或殼體應(yīng)力遠(yuǎn)超材料抗拉強(qiáng)度局部紅得發(fā)紫但手邊同類產(chǎn)品的臺(tái)架試驗(yàn)從來沒壞過。原因絕大多數(shù)情況不是強(qiáng)度不夠而是模型約束方式出錯(cuò)。軸承孔全約束、端面大面積固定、接觸對(duì)主從面設(shè)置顛倒都會(huì)產(chǎn)生虛假的高應(yīng)力區(qū)。還有一種常見情況是幾何模型里尖角未倒圓理論應(yīng)力奇異性被數(shù)值放大。解決先把約束改成彈簧單元模擬軸承支撐去掉大面積固定再把所有尖角倒圓角 R0.3~R0.5最后單獨(dú)提取應(yīng)力最大值節(jié)點(diǎn)的位置確認(rèn)它不在約束區(qū)、不在加載耦合區(qū)。5.2 臺(tái)架跑完齒面出現(xiàn)點(diǎn)蝕和剝落問題常在修形和油膜上現(xiàn)象耐久臺(tái)架幾百小時(shí)之后齒面節(jié)圓附近出現(xiàn)密密麻麻的麻點(diǎn)嚴(yán)重的連成片剝落噪聲明顯增大。原因齒面接觸應(yīng)力超出材料持久極限是一方面但更常見的誘因是修形量不合適載荷集中在齒面局部局部接觸應(yīng)力遠(yuǎn)超均勻分布的假設(shè)值。另一個(gè)高發(fā)原因是潤(rùn)滑油膜厚度不足電動(dòng)車減速器為了效率普遍用低粘度油脂高速工況下油膜更容易被擠壓破裂。解決先看接觸印跡確認(rèn)接觸區(qū)是否偏載偏載就調(diào)整鼓形量和齒廓修形量同時(shí)校核齒面粗糙度和潤(rùn)滑劑粘度必要時(shí)提高粗糙度等級(jí)或改用添加劑更合適的油品。齒面滲碳層深度也要核對(duì)通常要求覆蓋到齒根圓角以下層深不夠時(shí)接觸疲勞壽命會(huì)大幅縮水。5.3 特定轉(zhuǎn)速區(qū)間車內(nèi)嘯叫模態(tài)頻率掉進(jìn)了激勵(lì)帶現(xiàn)象加速到某個(gè)車速區(qū)間時(shí)車內(nèi)能聽到清楚的嘯叫過了這個(gè)區(qū)間又消失主觀評(píng)價(jià)直接判不合格。原因嘯叫本質(zhì)是階次噪聲。齒輪嚙合頻率或電機(jī)主要電磁激勵(lì)頻率與殼體或軸系的某一階模態(tài)重合結(jié)構(gòu)被放大共振。解決先做模態(tài)試驗(yàn)錘擊掃頻找到共振頻率再對(duì)照齒輪嚙合頻率看是哪個(gè)轉(zhuǎn)速點(diǎn)定位問題模態(tài)。手段一般是殼體加筋改變局部剛度、調(diào)整齒輪參數(shù)小幅度移動(dòng)嚙合頻率、或者在軸上增加扭轉(zhuǎn)減振器。千萬別一上來就加厚整個(gè)殼體那樣重量上去效率掉下來NVH 還不一定過關(guān)。5.4 低速起步咔噠響、空行程大軸承預(yù)緊和側(cè)隙沒管好現(xiàn)象整車低速起步和換向時(shí)動(dòng)力總成傳出咔噠聲感覺傳動(dòng)空行程偏大主觀評(píng)價(jià)松散。原因減速器齒輪副的齒側(cè)間隙、差速器錐軸承的預(yù)緊量、半軸花鍵間隙三者疊加起來形成了明顯的空行程。齒輪側(cè)隙是設(shè)計(jì)值但錐軸承預(yù)緊不足時(shí)軸系在交變載荷下會(huì)產(chǎn)生軸向竄動(dòng)咔噠聲就是竄動(dòng)撞擊的聲音。解決規(guī)定圓錐滾子軸承的預(yù)緊范圍通常用軸向預(yù)緊位移量控制量級(jí)從零點(diǎn)零幾毫米起步配選墊片厚度實(shí)現(xiàn)。裝配工藝上要加預(yù)緊力矩的在線檢測(cè)防止漏裝或錯(cuò)裝。齒輪側(cè)隙按設(shè)計(jì)要求管控同時(shí)檢查花鍵配合公差是否超差。5.5 熱車后效率下降、噪聲變大冷態(tài)裝配和熱態(tài)運(yùn)行打架現(xiàn)象冷車一切正常跑一段時(shí)間溫度上來之后噪聲變大、效率下降油耗電耗明顯劣化。原因殼體是鋁合金齒輪和軸是鋼鋁合金線膨脹系數(shù)約為鋼的兩倍。溫度一起來殼體膨脹變形量大于齒輪軸軸承游隙和齒側(cè)間隙都被吃掉嚴(yán)重時(shí)齒輪副在熱態(tài)下干涉、軸承預(yù)緊變成過載。解決冷態(tài)裝配時(shí)預(yù)留熱態(tài)補(bǔ)償量齒側(cè)間隙按最高運(yùn)行溫度下的最小許用值反推冷態(tài)裝配值。仿真階段就做溫度場(chǎng)和結(jié)構(gòu)熱應(yīng)力耦合分析確認(rèn)熱態(tài)下軸承預(yù)緊變化不超限。油品選擇上選粘度指數(shù)高的油避免高溫下粘度跌穿潤(rùn)滑油膜。6. 進(jìn)階驗(yàn)證齒面印跡怎么讀臺(tái)架數(shù)據(jù)怎么定設(shè)計(jì)仿真跑完不等于工作結(jié)束真正讓齒輪參數(shù)「落地」的環(huán)節(jié)是樣件驗(yàn)證。第一個(gè)驗(yàn)證動(dòng)作是齒面接觸印跡檢查在齒面涂紅丹粉按額定載荷加載運(yùn)轉(zhuǎn)后拆開看接觸斑。合格的接觸斑應(yīng)該落在齒面中部偏小齒輪一側(cè)面積占齒面工作區(qū)的 50%~80%沒有邊緣接觸和斷帶。接觸斑明顯偏向一端說明修形量或殼體剛度估計(jì)偏了回去調(diào)鼓形量。第二個(gè)驗(yàn)證動(dòng)作是臺(tái)架耐久。工況譜不要自己拍腦袋找整車實(shí)際運(yùn)行數(shù)據(jù)來折算。電動(dòng)車減速器在真實(shí)使用中大量時(shí)間在中低扭矩、高轉(zhuǎn)速區(qū)間運(yùn)行這和燃油車發(fā)動(dòng)機(jī)高扭矩低轉(zhuǎn)速的譜分布完全不一樣直接套傳統(tǒng)變速箱耐久譜是不對(duì)的。臺(tái)架跑完之后復(fù)測(cè)齒輪側(cè)隙和軸承預(yù)緊數(shù)據(jù)相對(duì)跑之前有明顯漂移的說明有零件磨損或殼體蠕變必須追查。效率驗(yàn)證也值得較真。減速器臺(tái)架上測(cè)效率曲線重點(diǎn)關(guān)注常用轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩區(qū)間的效率是不是落在高效率區(qū)如果常用工況點(diǎn)正好落在軸承拖曳損耗大的低效區(qū)就要回頭檢查軸承選型和油量設(shè)計(jì)。我習(xí)慣在仿真階段就做一次效率預(yù)估把齒輪攪油損失、軸承摩擦損失和油封損失分別估算臺(tái)架實(shí)測(cè)后對(duì)比差得多就說明某個(gè)損失項(xiàng)估錯(cuò)了別急著懷疑測(cè)試設(shè)備。我個(gè)人的一個(gè)習(xí)慣是仿真報(bào)告里的應(yīng)力云圖少盯峰值多看分布。峰值是單點(diǎn)數(shù)值容易被網(wǎng)格和約束方式左右但應(yīng)力分布形態(tài)不會(huì)說謊——分布形態(tài)合理峰值略超一點(diǎn)往往不是真問題分布形態(tài)偏了峰值再漂亮也保不住臺(tái)架。希望幫到你。本文還有配套的精品資源點(diǎn)擊獲取