一种花键双过盈的压装力计算方法与流程

1.本发明涉及一种花键联接的压装力的计算方法，具体涉及一种花键双过盈的压装力计算方法。


背景技术：

2.渐开线花键联结因其传递扭矩大、定心精度高等优点，在汽车行业得到广泛应用。为保证内、外花键同轴度，在汽车变速器中同步器齿毂与轴、齿轮与轴多采用大径定心的花键过盈配合联结方式。
3.目前各公司在制定花键压装工艺时多采用试验法来确定压装力参数。采用该种方法确定压装力时，每一种配合花键按不同的配合过盈量取若干组。通过测量花键在不同过盈量下实际压装力，来确定最终压装参数。受零件尺寸精度影响，试验所得的压装力存在一定偏差。另外每一种花键配合均需进行试验，试验成本高、操作极其不便。王宋军等在《渐开线花键配合压装力计算》公开了渐开线花键配合压装力计算，根据渐开线花键结构特点，以光滑圆柱面过盈联结计算方法计算大径定心的渐开线花键配合压装力，为制定渐开线花键压装工艺提供依据，以保证压装参数的准确性。
4.现有的新能源汽车的电机特性使整车在低速时即可产生最大扭矩，容易产生起步倒车异响，这种异响是由零件间相对滑动的摩擦振动噪声引起的，在汽车半轴与轮毂的联接中很常见，在减速器的中间轴组件的花键联接中也经常发生。在新能源汽车减速器中，一级从动齿轮与二级主动齿轮轴大多采用花键联接，为保证花键联接牢固，一般采用大径过盈、键侧过盈或采用螺旋角配合键侧过盈，由于大径过盈具有很好的花键定心及工艺性而广泛应用，但当大径过盈量不能满足新能源汽车冲击要求时，由粘滞噪声产生机理可知，过盈量越大，可能产生的异响越大，需要采用大径和健侧双过盈联接方式。
5.但目前并无花键双过盈配合的相关标准和压装力的分析与计算。不能同时兼顾大径过盈、键侧过盈或采用螺旋角配合键侧过盈双过盈的情况下的压装力，不能通过计算判断减速箱的花键脱出力是否符合整车需求，可评估异响发生的概率。


技术实现要素：

6.本发明针对当前并无花键双过盈配合的相关标准和压装力的分析与计算来判断减速箱的花键脱出力是否符合整车需求和评估异响发生的概率，提供了一种花键双过盈的压装力计算方法，通过考虑到大径和健侧双过盈双方面因素，建立花键双过盈配合的计算模型，计算出双过盈下的压装力f
p
和摩擦扭矩m，为花键双过盈配合设计校核提供了依据。
7.并且本发明的方法可以用于判断减速箱的花键脱出力是否符合整车需求，可评估异响发生的概率。
8.本发明为解决上述问题所采用的技术手段为：
9.提供了一种花键双过盈的压装力计算方法，考虑到大径和健侧双过盈双方面因素，建立花键双过盈配合的计算模型，通过对花键一对齿进行分析，分别结合大径方向和键
侧方向的膨胀量与变形量之间的关系，采用了同一零件受不同的力共同作用产生的变形的应力相等，即大径过盈的压力pd和键侧过盈产生的径向力作用的压力pf相等，求得双过盈下的压装力f
p
和摩擦扭矩m。
10.进一步地，所述双过盈下的压装力f
p
＝kμ(p
dmaxad
p
smaxas
)；其中，k—考虑花键精度和变形差异引起的齿间分配轴向偏载的修正系数，μ—摩擦系数，p
dmax
—花键受到的最大的大径过盈的压力，ad—大径过盈作用面积，p
smax
—花键受到的最大的键侧的压力，as—键侧过盈面积。
11.进一步地，所述摩擦扭矩其中：d
min
—内花键的大径最小值，l—花键接合长度，pd—大径过盈的压力，μ—摩擦系数。
12.进一步地，所述键侧过盈面积其中：d
min
—内花键的大径最小值，l—花键接合长度，z—花键齿数，an—花键压力角，d
max
—外花键的大径最大值。
13.进一步地，所述大径过盈作用面积ad＝salz，其中：sa—外花键齿顶宽，l—花键接合长度，z—花键齿数。
14.进一步地，大径过盈的压力其中：δd—大径实际过盈量，d
min
—内花键的大径最小值，ee—外花键的弹性模，ce—外花键的包容系数，ei—内花键的弹性模量，ci—内花键的包容系数。
15.进一步地，所述大径实际过盈量δd＝y3 y
4-1.6rz，其中：y3—内花键因大径过盈产生外张的变形量，y4—外花键因大径过盈产生挤压的变形量，rz—轮廓最大高度的表面粗糙度；所述外花键的包容系数其中，qe—零件的直径比，v—零件材料的泊松比。
16.进一步地，键侧的压力ps＝fsinan/as，其中：f—键齿受过盈派生的正压力；as—花键齿廓面积，an—花键压力角。
17.进一步地，所述大径方向和键侧方向的膨胀量与变形量之间的关系为：d
min-d
max
＝y1 y2 y3 y4，其中：d
min
—内花键的大径最小值；d
max
—外花键的大径最大值；y1—内花键因键侧过盈产生外张的变形量，y2—外花键因键侧过盈产生挤压的变形量，y3—内花键因大径过盈产生外张的变形量，y4—外花键因大径过盈产生挤压的变形量。
18.进一步地，所述键侧方向的膨胀量与变形量之间的关系为：s
min-e
max
＝x1 x2 x3 x4，其中：s
min
—内花键的作用齿槽宽最小值；e
max
—外花键的作用齿厚最大值；x1—内花键因大径过盈产生外张的变化量，x2—外花键因大径过盈产生挤压的变化量，x3—内花键因键侧过盈产生外张的变形量，x4—外花键因键侧过盈产生挤压的变形量。
19.本发明与现有技术相比其有益效果是：
20.1.本发明提出了一种全新的花键双过盈的压装力计算方法，为今后在新能源汽车减速器的一级从动齿轮与二级主动齿轮轴联结时的加工，提供了计算方式和检测标准，使花键双过盈的计算方法明确，为设计校核提供了依据，解决了此类结构的制造加工问题。
21.2.本发明为确定花键过盈是否能承受使用时的扭矩要求，对过盈量进行计算校核，并确定压装力的理论范围，使在一级从动齿轮与二级主动齿轮轴的联结时的加工通过计算的方式得以实现，可以判断减速箱的花键脱出力是否符合整车需求，可评估异响发生
38.x1 x3＝s
de-s
min
39.式中：d
xe
—变形后内花键分度圆直径；m—花键模数；s
de
—变形后内花键齿厚。
40.同样可得外花键向内挤压产生的变形与齿厚的关系满足下式：
41.d
xi
＝mz-y
2-y442.x2 x4＝e
max-s
di
43.式中：d
xi
—变形后外花键分度圆直径；m—花键模数；s
di
—变形后外花键齿厚；
44.大径实际过盈量δd＝y3 y
4-1.6rz，可分别求得由花键过盈产生的压力，设大径过盈的压力为pd，键侧过盈产生的径向力作用的压力为pf，键侧的压力为ps，
45.按变形能理论和键齿受力情况可得：
46.x3＝x4＝pss
di
/e-1.6rz47.ps＝fsinan/as48.pf＝2zfcosan/πmzl
[0049][0050][0051]
式中：rz—轮廓最大高度的表面粗糙度，f—键齿受过盈派生的正压力；as—键侧过盈面积；l—花键接合长度；qe—零件的直径比；ee—外花键的弹性模量；ce—外花键的包容系数；ei—内花键的弹性模量；v—零件材料的泊松比；对于内花键的包容系数ci可同样计算可得。
[0052]
根据花键尺寸可以计算外花键齿顶宽sa，大径过盈作用面积ad和键侧过盈面积as：
[0053]ad
＝salz
[0054][0055]
对于同一零件受不同的力共同作用产生的变形的应力相等，即pf＝pd，联立以上式，从而可求得双过盈下的压装力f
p
和摩擦扭矩m：
[0056]fp
＝kμ(p
dmaxad
p
smaxas
)
[0057][0058]
式中：k—考虑花键精度和变形差异引起的齿间分配轴向偏载的修正系数；μ—摩擦系数。
[0059]
本发明提出了一种全新的花键双过盈的压装力计算方法，为今后在新能源汽车减速器的一级从动齿轮与二级主动齿轮轴联结时的加工，提供了计算方式和检测标准，使花键双过盈的计算方法明确，为设计校核提供了依据，解决了此类结构的制造加工问题。
[0060]
以上的仅是本发明的实施例，该发明不限于此实施案例涉及的领域，方案中公知的具体结构及特性等常识在此未作过多描述。应当指出，对于本领域的技术人员来说，在不脱离本发明内容的前提下，还可以作出若干变形和改进，这些也应该视为本发明的保护范围，这些都不会影响本发明实施的效果和专利的实用性。本技术要求的保护范围应当以其权利要求的内容为准，说明书中的具体实施方式等记载可以用于解释权利要求的内容。