基于有限元法的NW型行星架结构优化

基于有限元法的基于有限元法的NW型行星架结构优化2NW型行星架结构及工作原理3有限元建模4有限元分析结果5优化方案分析6疲劳分析7结束语1.优化背景当前，国内新能源汽车市场已经步入电动化发展时代。电驱系统是新能源整车三大系统中至关重要的机构，直接影响到电驱系统主要由电机总成、电机控制器和传动总成组成。其中，传动总成中的减速器在传动执行机构中起匹配转速和传递行星齿轮减速器因行星排轴向空间要求而结构紧凑，具有回程间隙小、精度高、使用寿命长、额定输出扭矩大等优点，被广泛用于电驱系统的传动总成结构［1］。行星架是行星齿轮减速器传动结构中受力较为复杂的零部件，作由此，行星架的结构强度和刚度对行星轮间的载荷分配及传动装置的承载能力、噪声、振动等有很大影响［2］。目前，国内学者对减速器进行有限元分析的研究较多，但对NW型行星架进行有限元分析的研究则还比较少。吴迅［2］利用有限元法，在差速减速器行星架前后两侧板和销轴不同配合状态下对行星架进行应力分析，结合分析结果对行星架前后两侧板与销轴之间的公差配合进行优化改进。孙黎等［4］对风电齿轮箱低速行星架进行极限强度分析，得到不同加载约束条件下的危险点分布情况。李辉云［5］利用ADAMS构建减速器行星齿轮传动系统的虚拟样机，将齿轮接触间的摩擦因数引入仿真计算，得到齿轮间接触力涂杰等［6］研究行星架销轴系统在额定工况下的应力与变形分布情况，为行星架销轴系统的设计和实际应用提供参考。笔者针对某电驱动系统中的NW型行星架结构，在研发初期为确保结构可靠性，采用有限元分析方法进行强度、疲劳分析，并进介绍了NW型行星架结构及工作原理，基于有限元方法对NW根据分析结果，针对行星齿轮轴相对变形量与最大螺栓利用率两架结构发生疲劳损伤的风险较小，与高周扭转疲劳试验结果吻合。2.NW型行星架结构及工作原理NW型行星架结构如图1所示，主要由电机轴、行星轮、行星齿轮轴、行星架、行星架后端板、外齿圈等组成。行星轮与电机轴齿轮、外齿圈同时接触，成为多接触结构［7］。行星轮为双联齿轮，分布为120°,分别装配在三个行星齿轮轴上。行星轮同时与电机轴齿轮和外齿圈啮合。行星架是行星轮的支持构件，行星架后端板通过螺栓与行星架本外齿圈与电驱壳体固定在一起。作用，与行星齿轮啮合，将扭矩传递至双联齿大行星轮上。双联齿小行星轮与外齿圈啮合，外齿圈固定在电驱总成壳体上，所以行星齿轮带着行星架绕外齿圈公转。3.有限元建模有限元模型基于真实物理模型简化而来［8］。括行星架、行星架后端板、行星齿轮轴、前后滚针轴承、行星轮滚针轴承对行星轮与行星齿轮轴起支撑作用，对滚针轴承进行简际工作状态进行装配，再进行有限元网格处理。图2有限元模型整个有限元模型有限元网格数共为991062，节点数共为1709计算采用修正二阶四面体C3D10M单元类型，采用Abaqus软壳体上，所以壳体对行星架前后球轴承外圈起支撑作用。同时球轴承因自身功能特性，内外圈间可相对滚动。对于计算边界，前后球轴承内外圈之间建立弹簧连接单元，赋予因行星架后端板花键轴为输出端，所以约束其旋转自由度。根据整机实际工作情况，输出不同扭矩工况下NM型行星架结构输出位置位于行星轮与行星齿轮轴中间的滚针轴承处，因为NW时每个行星齿轮滚针轴承处有前后两组载荷。考虑偏载作用，需在行星齿轮轴止推垫片上加载相应轴向力及扭电驱总成在工作时有正驱和倒拖等工况，正驱扭矩图3电驱总成整机模型图4节点位置表1计算载荷在NW型行星架结构设计初期，考虑成本及加工工艺等因素，行星架和行星架后端板分别采用不同材料加工。为了后期维护及拆装方便，行星架和行星架后端板不用焊接连接，根据计算所得螺栓预紧轴力为12.68kN～28.56kN。因为正驱工况载荷大于倒拖工况，所以在后文，仅列出正驱4153.4材料属性定义对NW型行星架结构进行有限元分析，行星架和行星架后端板两个零部件的材料属性见表2。表2材料属性零部件牌号弹性模量/GPa泊松比屈服强度/MPa抗拉强度/MPa行星架QT7000.305420700行星架后端板20MnCrS52100.27825504.有限元分析结果4.1评估内容主要从以下方面进行评估:①对行星架及行星架后端板进行强度分析［9］;②对行星齿轮轴进行相对变形量分析;③对螺栓利用率进行分析;式中:x1、y1、x2、y2为行星齿轮轴端面P1、P2两点在最大扭矩图5相对变形量计算参数4.2应力云图在正驱415N·m工况下，行星架最大应力为233MPa，行星架4.3行星齿轮轴相对变形在正驱415N·m工况下，行星齿轮轴相对变形最大值为0.163行星齿轮轴相对变形见表3，目标为不大于0.05mm。图6行星架应力云图图7行星架后端板应力云图表3行星齿轮轴相对变形节点行星齿轮轴1行星齿轮轴2行星齿轮轴3相对变形量/mm0.1630.1610.1624.4螺栓利用率螺栓利用率见表4，目标为低于95%。表4螺栓利用率螺栓标号实际切向力/N允许切向力/N最大螺栓利用率199.93%299.96%399.93%499.96%599.93%699.97%行星架及行星架后端板强度没有问题，但行星齿轮轴变形量较大，这将对行星齿轮在传递扭矩时产生严重的错位误差，进一步导致螺栓利用率过高，将导致行星架在工作期间螺栓扭紧力矩不够，行星架后端板在传递扭矩时与行星架发生松脱，进而使行星机构无法正确传递扭矩，使整个电驱总成无法正常工作，甚至会产生5.优化方案分析针对上述分析，根据实际工程项目经验，对NW型行星架结构提①将行星齿轮轴与行星架间由间隙配合调整为小过盈配合;②将行星架与行星架窗口区域圆角连成一体，提高此区域的连接③增大行星齿轮轴的直径，提高弯曲刚度;④在螺栓规格保持不变的情况下，螺栓拧紧方式采用扭矩+转图8行星架窗口区域改进针对以上优化方案，因为NW型行星架结构设计考量及行星齿轮轴是统一沿用件，所以第③条未采纳，其余均采纳。在螺栓规格保持不变的情况下，最小预紧轴力增大至26.03kN。行星架与行星齿轮轴由间隙配合调整为-0.026mm小过盈配合。对于行星架板与行星架窗口区域，适当提高连接刚度。5.2优化后有限元分析图9优化后行星架应力云图优化后，行星齿轮轴相对变形最大值为0.081mm，见表5，较优图10优化后行星架后端板应力云图表5优化后行星齿轮轴相对变形节点行星齿轮轴1行星齿轮轴2行星齿轮轴3相对变形量/mm0.0800.0810.079表6优化后螺栓利用率螺栓标号实际切向力/N允许切向力/N最大螺栓利用率12887.13089.493.5%22658.53108.685.5%32867.83090.392.8%42627.53110.184.5%528753089.793.1%626373109.284.8%对同类型竞品机进行分析，保持所有外界边界条件一致。经分析，竞品机行星齿轮轴相对变形最大值为0.120mm，见表竞品机行星齿轮轴相对变形大于优化后的行星齿轮轴相对变形。表7竞品机行星齿轮轴相对变形节点行星齿轮轴1行星齿轮轴2行星齿轮轴3相对变形量/mm0.1170.1200.1186.疲劳分析6.1累积损伤寿命计算根据设计验证需要，对NW型行星架结构进行高周疲劳分析，其中，高周疲劳载荷工况由试验大纲载荷谱而来，见表8。进行高周疲劳分析，先根据各循环工况进行强度计算，再根据每计算［10－11］。表8高周疲劳试验大纲载荷谱序号输出端最大输出端最大循环次数循环时间/ms-175408407行星架损伤寿命安全裕度较大，无发生疲劳破坏风险。图11行星架高周疲劳损伤寿命云图图12行星架后端板高周疲劳损伤寿命云图6.2试验验证试验开始前，对减速器进行正反转各60s润滑试验，再对减速器按试验工况在高周扭转疲劳试验台架上进行扭转疲劳试验。试验完成后，对减速器花键、齿、轴及行星架等进行探伤检测。检测结果显示以上零部件均未出现目视可见的磨损和塑性变形，机械结构探伤检测无裂纹，密封结构均未出现损坏，机械件未出用有限元法对优化后的NW型行星架结构进行疲劳计算，发生失架结构设计具有切实可行的指导意义。图13高周扭转疲劳试验台架7.结束语笔者基于有限元法对NW型行星架结构进行仿真校核，根据实际工作需求，从应力、行星齿轮轴相对变形量、最大螺栓利用率三通过仿真，可以看出NW型行星架结构可靠性优良，但存在行星NW型行星架结构在工作中有产生齿轮敲击及松脱等风险。针对识别的风险，对NW型行星架结构进行优化，并与竞品机进发生疲劳失效风险较小，与后期试验结果高度吻合。用有限元法对NW型行星架结构在设计初期进行校核，可以有效规避存在的设计风险，为后期优化提供方向，并且可以有效节约设计成本，能够为后期试验提供支撑。参考文献［1］饶振纲．行星齿轮传动设计［M］．2版．北京:化学工业出版社，2014.［2］吴迅．基于有限元应力分析下对差动减速器行星架设计优化］．［3］赵丽娟，陈令国，刘红梅．矿用减速器行星架的有限元分析］．［4］孙黎，石鹏飞，代海涛，等．风电齿轮箱低速级行星架极限强度分析