李昌炎，张程士，郑华冰

（柳州上汽汽车变速器有限公司，广西 柳州545006）

随着汽车行业的发展，轿车用户对车辆换档性能提出了更高的要求，以致这几年大部轿车都采用了倒挡同步器结构。虽然部分变速器可以在输入轴或者输出轴直接设有倒挡同步器结构，但是考虑到轴向空间的限制，大部分变速器则优选两轴半的设计方案，将倒挡分布在差速器一侧，由半段倒挡轴支撑，实现倒挡同步功能，如图1（a）所示[1]。在这种两轴半的设计中，普遍存在一档滚针断裂或齿端面磨损情况，如图1（b）所示，而且故障均在完成倒挡疲劳试验或者整车倒挡破坏性试验后出现。而在其他档位试验后，一档却完好无损。本文通过对档位传动原理和一档部分的受力分析，阐述倒挡试验后一档损坏的机理，并通过计算提出有效的优化方案，为同类产品设计提供参考。

图1 两轴半变速器传动简单图[4]及倒挡滚针失效模式[2]

1 传动路线

一档工况下的传动路线分析：车辆在一档行驶时，一/二档同步器挂入一档，动力经过输入轴上的主动一档齿传递到从动一档齿，从动一档齿的结合齿与一/二档同步器齿套结合，动力通过同步器齿套传递到输出轴，输出轴通过轴上的主动齿将动力传输到主减速从动齿轮，进而将动力通过半轴驱动车轮，如图 2（a）所示。

倒挡工况下的传动路线：车辆在倒挡行驶时，倒挡同步器挂入倒挡，动力通过输入轴上的主动一档齿传递到从动一档齿，此时的从动一档齿起到惰轮的作用，直接将动力传输到与其啮合的倒挡齿轮上，倒挡齿再通过倒挡同步器将动力传输到倒挡轴上，倒挡轴通过轴上的主动齿将动力传输到主减速齿轮，进而将动力通过半轴驱动车轮，如图2（b）所示。

图2 一档和倒挡传动路线

2 受力分析

从传递路径上看，动力传输的方式相似，但是一档齿轮的受力情况却完全不同，下面分别对两种工况下一档齿做受力分析。如图3所示。

图3 倒挡齿受力分析

从两种情况的受力来看，倒挡齿轮在ZX平面里，后者工况比前者工况受到了多两倍的扭矩，在这样的受力下一档齿轮可能会发生明显的偏斜，从而导致齿轮内的滚针受力不均，齿轮端面也被压溃或者磨损。

根据本文选取的变速器对象，罗列受力公式如下[3]：

其中：T为发动机最大扭矩；d1为分度圆直径；Ft1为圆周切向力；Fr1为径向力；Fa1为轴向力；β为螺旋角；αn为法面压力角。

本文研究对象的发动机最大扭矩T为112 N·m，主动一档齿的分度圆直径d1为26 mm，螺旋角β为33.35°，法面压力角αn为20°，将对应参数输入以上公式可得：

Ft1=8 615 kN，Fr1=3 754 kN，Fa1=5 670 kN

由于滚针偏载受力，工况较为复杂，本文通过软件对滚针的偏载情况进行有限元分析，考核滚针的局部接触应力情况。本文研究对象采用的是无内圈的滚针轴承，均布22根针装配在输出轴上，轴的外径为35 mm，滚针轴承的内径为35 mm，外径为41 mm，滚针直径3 mm，有效长度为15 mm.建立模型进行分析，选择的单元类型为Solid8node45，轴承材料的弹性模量E=206 GPa，泊松比μ=0.3，轴承厂家提供的许用接触应力为3 500 MPa，将接触区域的网格细化。根据简图3（a）情况，对轴两端直接轴承约束，对齿轮孔、滚针轴承和轴外加添加接触关系，并在一档齿受力的两个齿上施加三个方向的载荷Ft1为 8 615 kN、Fr1为 3 754 kN、Fr1为 5 670 kN，运行分析结果如图4.

图4 应力分布情况

可见由于齿轮偏载的原因，最大应力出现在滚针轴承的顶端，最大接触应为1 117.7 MPa，小于滚针轴承的许用接触应力为3 500 MPa，所以在一档的传动工况下，虽然齿轮存在偏载，但是滚针轴承不会出现损坏[4]，满足强度要求。

下面再来分析在倒挡工况下，滚针的应力情况，根据图3（b）的受力分析，在倒挡工况下，虽然一档从动齿轮径向力和切向力可以相互抵消，但是却受到两个大小相等但是位置不同的轴向力作用，使得齿轮严重偏载，从变速器实际的寿命试验情况看，部分变速器在倒挡疲劳试验运转到若干个循环后滚针发生失效断裂现象。为了便于对比，本文同样尽量保证相同的材料及约束条件，通过有限元分析来查找失效原因。直接采用以上的有限元模型，在一档齿受力的的两个齿上施加三个方向的载荷Ft1为8 615 kN、Fr1为3 754 kN、Fa1为5 670 kN，同时在另外的连个受力齿上上施加方向相反的三个力如图5所示，运行分析结果如图6所示。

图5 倒挡齿受力情况

图6 应力分布情况

可见，由于齿轮的偏载现象，最大应力出现在两根滚针轴承的顶端，其最大接触应达到了3771.9 MPa，比一档工况将近3倍多，大于滚针轴承的许用接触应力为3 500 MPa，所以在满载倒档的传动工况下，齿轮存在严重偏载现象[4]，变速器搭载在整车路试，很可能出滚针轴承损坏故障，设计不满足强度要求。

3 改进

综合上诉分析，降低滚针轴承接触应力可通用以下几个方案进行：

（1）加大齿轮的宽度，可减小齿面到滚针端部的杠杆比，降低滚针端部的接触应力，但横置变速器对轴系长度的限制通常都比较严苛。

（2）提高滚针强度，增加滚针针数，但是成本变化加大，热处理难度大。

（3）减小齿轮螺旋角，减小轴向分力，改善齿轮的偏载现象。

本文针对研究对象的特性，选择采用方案（3）实施更改，这样的改动比较小，也不占用变速器内部空间。在确保中心距不变的前提下，综合考虑更改螺旋角后一档齿对输出轴前后两个轴承的承受影响。重新选用齿轮参数为：主动一档齿的分度圆直径d1为26 mm，螺旋角β为26°，法面压力角为19°，将对应参数输入以上公式可得：

Ft1=8 615 kN，Fr1=3 300 kN，Fa1=4 202 kN

修改有限元模型，在一档齿受力的两个齿上施加三个方向的载荷，同样的，在对面的三个受力齿上也施加方向相反的三个力，运行分析结果如图7所示。

图7 应力分布情况

可见，虽然齿轮的偏载现象仍然比较严重，最大应力也出现在两根滚针轴承的顶端，但最大接触应力下降到了3 335.3 MPa，小于滚针轴承的许用接触应力为3 500 MPa，所以在满载倒档的传动工况下，不会出滚针轴承损坏，满足强度要求。

参考文献：

[1]刘维信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001

[2]马永林.机械原理[M].北京:高等教育出版社,1992.

[3]沈永胜.机械原理[M].北京：清华大学出版社，2006.

[4]高维山.变速器[M].北京：人民交通出版社，2004.