轮边减速器行星架结构强度和疲劳寿命探研

1、轮边减速器行星架结构强度和疲劳寿命探研    摘要：利用有限元法，分析了某型工程车辆轮边减速器行星架的应力分布状况。引入“应力分类”的概念，对最大载荷下行星架应力场进行分析，采用“分析设计”准则进行了结构强度校核；利用专业疲劳分析软件nSofl，预测了行星架在存活率为50和99下的疲劳寿命，并确定了行星架的危险部位。计算结果表明该行星架强度和疲劳寿命满足设计要求。关键词：工程车辆；行星架；有限元分析；分析设计规范；疲劳寿命前言行星架是行星减速器中承受外力矩最大的部件，承受交变载荷而造成的结构疲劳和断裂是它的主要破坏形式。行星架的结构和强度对各行星轮间的载

2、荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有很大影响 ，因此对行星架进行结构强度和疲劳分析十分必要。传统的以弹性失效准则为基础的“常规设计”规范安全可靠，得到了广泛的应用。但由于采用了较高的安全系数，“常规设计”往往偏于保守。为使设计更合理，同时保证结构承载的安全性，本文中采用以弹性应力分析和塑性失效准则为基础的“分析设计”规范，对行星架进行强度校核。另外，通过实际测量得到的载荷谱进行计算是结构疲劳分析的直接方法，但对于减速器行星架来说，由于结构的原因，无法直接对行星架进行应力测试，也无法直接获得载荷谱。文中通过计算主减速器主动齿轮的最大转矩和平均转矩，获得行星架的最大载荷和平均载荷，并将此平

3、均载荷作为随机载荷作用下行星架疲劳分析的当量载荷。利用有限元分析软件ANSYS对行星架进行弹性应力分析。对于最大载荷作用下行星架的应力结果，引入应力分类的概念，按“分析设计”规范对其进行结构强度校核。最后利用专业疲劳分析软件nSoft，结合行星架在平均载荷下的应力应变和材料s一 曲线，进行行星架的疲劳强度分析。从而对结构改进后的行星架进行结构和疲劳强度校核，为产品试验及性能优化提供依据。1 行星架最大载荷及疲劳当量载荷11 主减速器主动齿轮最大转矩的计算主减速器的工作状况受到前端发动机功率和末端车轮运动状况的制约，其工作转矩，既可从发动机功率传递计算，也可由车轮与地面的滚动附着条件计算。发动机

4、通过变矩器传递的最大静转矩Mzz根据文献3中的方法计算得到，为5 805N·m；按车轮地面附着条件计算最大静转矩Mzz为4 898N·131。取两者中的较小值作为减速器的最大转矩。12 主减速器主动齿轮平均作用转矩的计算由于工程车辆的作业工况非常复杂，要确定各种工况下的载荷及其循环作用次数比较困难，且实测载荷谱对于行星架等内部零件具有很大的局限性，因此采用假定的平均载荷作为计算疲劳用的当量载荷。13 行星架最大载荷及疲劳当量载荷的计算根据传动关系和传动效率，可计算减速器行星架传递的最大转矩和平均转矩，并据此得到单个行星轮轴上所受的最大力F腿，和平均力F腿，。对于本文的全浮式

5、驱动桥，行星减速器的载荷分布不均匀系数 取为105。2 行星轮架结构有限元分析行星架材料为ZG40Cr，轴部高频淬火HRC5662，铸件经喷丸处理。ZG40Cr弹性模量为215GPa，泊松比为027，密度为7 720kgm ，屈服强度为345MPa，抗拉强度为977MPa 。由于该工程车辆最大行驶速度较小，经计算行星轮的离心力不到100N，远小于因传递转矩而施加在行星轮轴上的力，故忽略行星轮离心力对行星架的影响。21 最大载荷下行星轮架的结构强度分析行星架结构和载荷具有对称性，故取行星架的14在UG中建立三维实体模型，简化了行星架的某些细节特征。行星架采用二阶四面体单元SOLID187。考虑到

6、应力集中的影响，在行星轴的倒角附近进行网格局部细化，最终划分单元105 606个，节点165 476个。在模型的两个分切面上施加对称约束，行星架柱面施加全约束；在行星轮轴与行星轮接触的柱面上施加分布力载荷，其值与单个行星轮轴上所受的最大力Fm静力等效。在ANSYS软件中求解上述模型得到行星架弹性分析结果。最大应力强度出现在行星架分切面和圆柱面交界处的顶点部位。考虑到该点应力的不连续性和约束情况，可以判断该处应力结果出现了数值奇异，其应力结果并不可取。除上述顶点部位，行星架最大应力位于行星轮轴的轴肩圆角部位，其值为9408MPa。轴肩倒角处存在较大的应力集中，这类由于应力集中引起的高应力对结构安

7、全的影响与一般应力不同，须按照“分析设计法”中应力分类的概念进行详细分析。根据应力对失效的不同作用以及应力的分布规律，利用等效线性化原则将应力分解成均匀分布的薄膜应力、线性分布的弯曲应力和非线性分布的峰值应力。按“分析设计”规范的“等安全裕度”原则，不同性质的应力采用不同的控制值，即可对结构进行强度校核。过行星轮轴的轴线和轴肩部位最大应力点建立一个分切面，并在此分切面上建立两条应力评定路径。在路径AA上利用ANSYS等效线性化原理将总应力进行分解。趋近轴肩倒角部位时总应力值急剧升高，表明倒角部位存在较大的峰值应力。薄膜应力值为1353MPa，而薄膜+弯曲应力值在整条路径上低于2547MPa，均

8、小于ZG40Cr的屈服极限345MPa。峰值应力具有自限性和局部性，不引起显著的变形。一般对峰值应力仅在考虑疲劳破坏或防止脆断时才加以限制 。对路径BB进行应力分解可得到类似的结果，限于篇幅，不再给出应力分解图。为确切了解行星架应力情况，还进行了最大载荷下行星架的弹塑性有限元分析，结果见图5。由图可见，行星架的塑性区非常小，最大等效塑性应变为0004 946，最大Mises等效应力为605566MPa，出现在行星轮轴的轴肩圆角部位，这也说明了上述峰值应力的自限性和局部性。综上所述，结构改进后的行星架满足“分析设计”规范的静强度要求。22 平均载荷下行星架的结构强度分析平均载荷下行星架的结构强度

9、分析仍采用上述有限元计算模型，并且用F，代替原来的F删。平均载荷下行星架yon Mises等效应力云图，可以看到最大yon Mises等效应力同样出现在行星轮轴的轴肩圆角应力集中部位，最大值为29147MPa。其值小于ZG40Cr的屈服极限345MPa，结构处于弹性状态。最大位移为0154mm，出现在行星轮轴的端部。3 行星架疲劳寿命预估由于行星架主要失效形式是循环载荷作用下的疲劳破坏，须对其进行疲劳强度校核。行星架属于高周疲劳问题，利用平均载荷作为行星架所受随机载荷的当量载荷，采用名义应力法分析行星架的疲劳寿命。材料S一 曲线通用表达式为lgNp=0 +6 1go-。根据文献5，对于ZG4O

10、Cr，存活率为50时，。 =23929 4，b =一7029 7，疲劳极限为294MPa；存活率为99时，0 =21533 9，b =一6353 6，疲劳极限为266MPa(测定疲劳极限的循环基数为10 次)。考虑到缺口效应、表面加工和表面处理等因素。由于有限元方法计算得到的应力是局部应力，已经计入了缺口的影响，因此不再对应力集中进行修正，取Ke=1；行星减速器中行星轮轴根部受弯矩最大，为危险截面，考虑该处直径取行星架尺寸系数：0675；铸造表面的表面加工系数B1=07；行星架工作环境为非腐蚀环境，取腐蚀系数B2=l；综合考虑喷丸和高频淬火的表面强化系数B3=15×12= 18 。将

11、以上数值代人式(4)得行星架5 曲线修正系数K=0850 5。在nSofl软件中建立存活率分别为50和99的构件s一 曲线。s一 曲线在双对数坐标系中为分段直线。利用行星架在当量计算载荷下的有限元静力分析结果，结合前面得出的构件 一曲线，选用工程上广泛应用的Miner线性累积损伤模型进行行星架的疲劳寿命预估。在nSoft软件中，分别算出存活率为50和99时行星架的寿命分布。，不同存活率下，行星架危险部位(即寿命最短处)均位于行星轮轴的过渡圆角处。该处承受的弯矩最大，且存在应力集中现象，因此该处为整个行星架的薄弱部位，其疲劳寿命决定一整个行星架的寿命。同时，计算软件还给出了行星架前5个危险点的寿

12、命值和损伤值。从上述的结果可得到：(1)存活率为50 时，在当量计算载荷作用下，行星架的疲劳估算寿命为3846万次。存活率为99时，行星架的疲劳估算寿命为4063万次。(2)根据损伤单元位置，可发现最大的损伤位于行星轮轴的过渡圆角处。计算结果表明，行星轮轴特别是轴与行星盘的连接处是整个结构的关键。(3)由于行星轮轴部分是损伤发生的主要部位，可通过增加行星轮轴的直径或增大过渡圆角半径等方法来提高行星架的疲劳寿命。但是受限于行星减速器结构尺寸，行星轮轴直径无法加大。因此较为有效的方法是增大过渡圆角半径以减小应力集中的影响，从而增加行星架的承载能力，提高寿命。4 结论计算了轮边减速器行星架的最大载荷和用于疲劳强度分析的当量计算载荷。建立了行星架有限元模型，基于该模型分别进行行星架在最大载荷和平均载荷下的有限元分析。对最大载荷下行星架的应力分析结果，按“分析设计”规范进行了结构强度校核，结果表明结构改进后的行星架满足强度要求。结合平均载荷作用下行星架的应力应变和材料s一曲线，并考虑表面强化工艺的影响，进行行星架的疲劳寿命预估。结果表明，结构改进后的行星架具有较好的疲劳强度。参考文献1 饶振纲行星齿轮传动设计M北京：化学工业出版社，20032 李金瀛工程强度设计规范中的塑性准则J水