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汽車變速器動(dòng)態(tài)性能研究

更新時(shí)間:2018-07-31      點(diǎn)擊次數(shù):2471

汽車變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分,直接影響汽車的平順性、穩(wěn)定性。變速器的使用壽命與工作過程中的穩(wěn)定性是評(píng)價(jià)整車性能的指標(biāo)。變速器在齒輪嚙合過程中會(huì)產(chǎn)生動(dòng)態(tài)嚙合力,嚙合力的大小對(duì)變速器的正常工作有顯著影響,因此有必要對(duì)齒輪嚙合力進(jìn)行研究。筆者通過CATIA 三維繪圖軟件建模,隨后對(duì)變速器進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析,得出各級(jí)齒輪傳動(dòng)過程中的嚙合力、嚙合頻率,反映變速器在正常工作過程中的某些特性,可以為變速器的設(shè)計(jì)、齒輪與軸的校核提供便利,并且對(duì)后期的優(yōu)化設(shè)計(jì)與噪聲控制具有指導(dǎo)意義。
1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)
筆者以某輕型貨車為研究對(duì)象,貨車采用的變速器為5+1 擋的中間軸式變速器,即具有五個(gè)前進(jìn)擋與一個(gè)倒退擋。具有中間軸的三軸變速器中,軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上,軸的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤;第二軸的前端經(jīng)軸承支承在軸后端的孔內(nèi),經(jīng)嚙合套連接后可得到直接擋;第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接,可以將動(dòng)力經(jīng)傳動(dòng)系統(tǒng)傳遞給后輪驅(qū)動(dòng)橋。發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力由離合器傳遞到變速器的軸,再經(jīng)中間軸傳遞到第二軸輸出。軸上的齒輪為常嚙合齒輪,換擋時(shí)撥叉作用于同步器進(jìn)行換擋。變速器在動(dòng)力傳遞過程中起到變速增扭的作用,進(jìn)而滿足車輛在各個(gè)工況下的行駛要求。
變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)如圖1 所示。圖1 中Z1 為軸常嚙合齒輪,Z2 為第二軸五擋齒輪,Z3 為第二軸三擋齒輪,Z4 為第二軸二擋齒輪,Z5 為第二軸一擋齒輪,Z6 為倒擋齒輪,Z7 為中間軸常嚙合齒輪,Z8 為中間軸五擋齒輪,Z9 為中間軸三擋齒輪,Z10 為中間軸二擋齒輪,Z11 為中間軸一擋齒輪,Z12 為中間軸倒擋齒輪,Z13 為倒擋軸倒擋齒輪。

圖1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)
2 三維實(shí)體建模
選取前進(jìn)擋一擋為研究對(duì)象,各齒輪參數(shù)見表1,齒輪按7 級(jí)精度設(shè)計(jì)。

表1 前進(jìn)擋一擋齒輪參數(shù)
由于ADAMS 軟件的三維建模能力不強(qiáng),因此需要在CATIA 中對(duì)變速器的零件進(jìn)行裝配,裝配完成后需要對(duì)裝配圖進(jìn)行干涉檢查,防止因?yàn)槟P偷恼`差造成分析結(jié)果出錯(cuò)。根據(jù)表1 中的參數(shù)在CATIA中建立變速器前進(jìn)擋一擋三維仿真模型,如圖2 所示。

圖2 變速器前進(jìn)擋一擋三維仿真模型
3 虛擬仿真研究
3.1 ADAMS 建模
將CATIA中的裝配圖轉(zhuǎn)換為.stp 格式。取前進(jìn)擋一擋為研究對(duì)象導(dǎo)入ADAMS,在ADAMS 中刪去對(duì)分析結(jié)果影響不大的零部件,簡化模型,同時(shí)減小仿真計(jì)算的工作量。變速器前進(jìn)擋一擋ADAMS 仿真模型如圖3 所示。定義材料屬性均為鋼材,密度為7.8×10- 6 kg/mm3,彈性模量為207GPa,泊松比為0.29。

圖3 變速器前進(jìn)擋一擋ADAMS 仿真模型
3.2 定義約束
根據(jù)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)定義約束類型,各構(gòu)件的約束類型見表2。

表2 構(gòu)件約束類型
3.3 定義接觸
在齒輪傳動(dòng)過程中,輪齒間的相互碰撞嚙合會(huì)產(chǎn)生接觸力,因此需要定義每對(duì)齒輪的接觸力,進(jìn)而求得各個(gè)輪齒間的嚙合力。在ADAMS 的View模塊中,計(jì)算接觸力的方法有兩種,一種是補(bǔ)償法,一種是沖擊函數(shù)法。沖擊函數(shù)法根據(jù)沖擊函數(shù)來計(jì)算兩個(gè)構(gòu)件之間的接觸力。接觸力由兩個(gè)部分組成:一是由于兩個(gè)構(gòu)件之間相互切入而產(chǎn)生的彈性力,二是由相對(duì)速度產(chǎn)生的阻尼力。筆者采用沖擊函數(shù)法,令A(yù) 為沖擊函數(shù),則有:

式中:q 為兩齒輪之間相互切入的深度;q為速度;k為剛度系數(shù);e 為剛性指數(shù);cmax為大阻尼系數(shù);d0為阻尼達(dá)到大值時(shí)的切入量;q1為A 的閾值。

式中:r 為齒輪相對(duì)曲率半徑;E0 為相對(duì)彈性模量;u為兩齒輪的齒數(shù)比; d1 為較小齒輪的分度圓直徑;αn 為斜齒輪的端面嚙合角;μ1、μ2 為兩齒輪的泊松比;E1、E2 為兩齒輪的彈性模量。
式(1)中k(q1 - q)e 計(jì)算結(jié)果為彈性力,cmaxq step(q,q1 - d0,1,q1,0)計(jì)算結(jié)果為阻尼力。
由式(2)~ 式(4)可得Z1、Z7 的剛度系數(shù)k1=1.05×106 N/mm,Z5、Z11 的剛度系數(shù)k2=2.7×105N/mm。金屬材料的剛性指數(shù)e=2.2,阻尼系數(shù)c=40N·s/m,阻尼大時(shí)切入深度d0=0.07 mm,摩擦力類型選用庫侖法。
3.4 添加驅(qū)動(dòng)與負(fù)載
設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸轉(zhuǎn)速為1 800 r/min,變速器輸出軸添加力矩為1 638 N·m 的負(fù)載,為了防止在仿真過程中出現(xiàn)突變,在ADAMS 中使用step 函數(shù)來保證驅(qū)動(dòng)添加的平穩(wěn)性, step(time,0,0, 0.2,10800D)表示在0.2 s 內(nèi)使轉(zhuǎn)速平穩(wěn)加快到1 800 r/min,即10 800(°) /s, step (time,0,0,0.2,1638000) 表示使負(fù)載在0.2 s 內(nèi)平穩(wěn)增大到1 638 N·m,其中time 是時(shí)間變量,為0.5 s。仿真步長影響結(jié)果的性,且取決于計(jì)算機(jī)性能與模型的復(fù)雜程度,筆者將仿真步長設(shè)置為3 000 步。
3.5 仿真結(jié)果與分析
Z1 與Z7 嚙合力仿真結(jié)果如圖4 所示,Z5 與Z11 嚙合力仿真結(jié)果如圖5 所示。

圖4 Z1 與Z7 嚙合力仿真結(jié)果

圖5 Z5 與Z11 嚙合力仿真結(jié)果
對(duì)齒輪嚙合力的時(shí)域圖進(jìn)行快速傅里葉變換,可得到頻域圖。在ADAMS 中,齒輪的軸向力沿X 軸方向,徑向力沿Y 軸方向,圓周力沿Z 軸方向。與X軸、Y 軸、Z 軸方向相同為正,反之為負(fù)。由時(shí)域圖可以看出,仿真初始時(shí)刻嚙合力出現(xiàn)一極大值,這是由啟動(dòng)時(shí)刻齒輪嚙合沖擊引起的,與實(shí)際情況相符。在0~0.3 s 期間,變速器處于加速階段,筆者仿真采用step 函數(shù)使轉(zhuǎn)速穩(wěn)步加快,因此三個(gè)方向的嚙合力也逐漸增大,0.3 s 以后轉(zhuǎn)速穩(wěn)定,嚙合力也不再加大,并穩(wěn)定在某值處上下波動(dòng),波動(dòng)的幅值具有周期性,這與在嚙合過程中輪齒的嚙入嚙出相符。在齒輪傳動(dòng)中,齒輪所受的動(dòng)載荷與齒輪加工精度、齒輪副重合度、輪齒受載變形等均有關(guān)。
為了與仿真作對(duì)比,筆者利用機(jī)械設(shè)計(jì)中的經(jīng)典公式計(jì)算齒輪嚙合力,其圓周力Ft 為:

式中:T 為轉(zhuǎn)矩;d 為齒輪分度圓直徑。
徑向力Fr 為:

軸向力Fa 為:

取仿真曲線中穩(wěn)定階段的嚙合力與理論值相對(duì)比,具體見表3。

表3 仿真值與理論值對(duì)比
由表3 可以看出,仿真值與理論值較為接近,誤差在10%以內(nèi)。
在頻域內(nèi)進(jìn)行分析,得到齒輪的前三階嚙合頻率,見表4。

表4 齒輪前三階嚙合頻率
Z1、Z7 嚙合頻率的主頻率為569 Hz,相應(yīng)的嚙合力幅值也大,為124 N。Z5、Z11 嚙合頻率的主頻率為255 Hz,對(duì)應(yīng)的嚙合力幅值為105 N。齒輪嚙合頻率f 計(jì)算式為:
 
式中:n 為齒輪軸轉(zhuǎn)速。
變速器輸入軸的轉(zhuǎn)速為1 800 r/min,輸出軸的轉(zhuǎn)速為382 r/min。由此計(jì)算出Z1、Z7 的嚙合頻率為570 Hz,Z5、Z11 的嚙合頻率為255 Hz,與仿真結(jié)果很接近。嚙合頻率的整數(shù)倍處會(huì)出現(xiàn)峰值,峰值隨頻率的增大而逐步減小。通常可以通過對(duì)齒輪齒向與齒廊修形、提高齒輪的加工安裝精度來減小齒輪嚙合頻率的幅值,進(jìn)而降低變速箱的振動(dòng)與噪聲。

圖6 齒輪嚙合力時(shí)域圖
3.6 不同加速時(shí)間對(duì)齒輪嚙合力的影響
在不改變輸入軸轉(zhuǎn)速、輸出軸轉(zhuǎn)速、仿真時(shí)間、仿真步長的情況下,改變仿真加載時(shí)間,即輸入軸的轉(zhuǎn)速從0 加快到1 800 r/min 的時(shí)間改變?yōu)?.1 s、0.2s,0.3 s,再次對(duì)仿真進(jìn)行分析。以Z1 與Z7 的圓周力為例,進(jìn)行三種加速時(shí)間的仿真,結(jié)果如圖6 所示,不同加速時(shí)間對(duì)應(yīng)的齒輪嚙合力見表5~ 表7。
由表5~ 表7 可以看出,齒輪嚙合力在平穩(wěn)階段與整個(gè)仿真階段的大值是相同的,且加速階段的大值與平穩(wěn)階段的大值相差不大,說明齒輪嚙合力是平穩(wěn)增大的。加速時(shí)間為0.1 s 時(shí)的整個(gè)仿真階段嚙合力大值大于其它兩個(gè)加速時(shí)間,加速時(shí)間為0.3 s 時(shí)的嚙合力平均值小,且均值隨加速時(shí)間的增加而減小。


表5 加速時(shí)間0.1 s 時(shí)齒輪嚙合力


表6 加速時(shí)間0.2 s 時(shí)齒輪嚙合力

表7 加速時(shí)間0.3 s 時(shí)齒輪嚙合力

4 總結(jié)
基于CATIA 軟件建立變速器的三維仿真模型,并且在ADAMS 軟件中建立仿真模型,實(shí)現(xiàn)了變速器前進(jìn)擋一擋的動(dòng)力學(xué)仿真,得到了兩對(duì)齒輪的嚙合力。仿真結(jié)果與理論計(jì)算值誤差很小,說明模型建立較為合理,為變速器與其它齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的強(qiáng)度校核提供了幫助。
仿真得到了變速器前進(jìn)擋一擋齒輪的嚙合頻率和與之對(duì)應(yīng)的幅值,可以通過齒輪修形、提高齒輪加工精度與安裝精度來減小嚙合頻率對(duì)應(yīng)的幅值。同時(shí),在設(shè)計(jì)箱體時(shí),固有頻率應(yīng)盡可能遠(yuǎn)離嚙合頻率,以免引起共振,并且對(duì)降低變速箱的振動(dòng)噪聲具有參考意義。
改變齒輪的加速時(shí)間,由三種加速時(shí)間的仿真結(jié)果分析可知,齒輪的加速時(shí)間會(huì)影響齒輪嚙合力的幅值,加速時(shí)間越短,齒輪嚙合力的均值越大。因此,在仿真時(shí)應(yīng)選取合適的加速時(shí)間。

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