汽車變速器動(dòng)態(tài)性能研究

□賈貴川 □王 剛 □章 超

長(zhǎng)安大學(xué) 汽車學(xué)院 西安 710064

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[1]。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，第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，第一軸的花鍵用來(lái)裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤；第二軸的前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(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(wàn)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[2]。發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力由離合器傳遞到變速器的第一軸，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[3]。

變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)如圖1所示。圖1中Z1為第一軸常嚙合齒輪，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C ATIA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(jiǎn)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7.8×10-6kg/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。

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(lái)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[4]。筆者采用沖擊函數(shù)法，令A(yù)為沖擊函數(shù)，則有：

表2 構(gòu)件約束類型

式中：q為兩齒輪之間相互切入的深度；為速度；k為剛度系數(shù)；e為剛性指數(shù)；cmax為最大阻尼系數(shù)；d0為阻尼達(dá)到最大值時(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[5]；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=1.05×106N/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=40 N·s/m，阻尼最大時(shí)切入深度d0=0.07 mm，摩擦力類型選用庫(kù)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(lái)保證驅(qū)動(dòng)添加的平穩(wěn)性，step（time，0，0，0.2，10800D）表示在0.2s內(nèi)使轉(zhuǎn)速平穩(wěn)加快到1800r/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(zhǎng)影響結(jié)果的精確性，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(zhǎng)設(shè)置為 3 000步[6]。

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。

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)。

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

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[7]，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Hz

Z1、Z7嚙合頻率的主頻率為569 Hz，相應(yīng)的嚙合力幅值也最大，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[8]：

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(lái)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[9-10]。

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(zhǎng)的情況下，改變仿真加載時(shí)間，即輸入軸的轉(zhuǎn)速?gòu)?加快到1 800 r/min的時(shí)間改變?yōu)?.1 s、0.2 s，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)仿真階段的最大值是相同的，且加速階段的最大值與平穩(wěn)階段的最大值相差不大，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)仿真階段嚙合力最大值大于其它兩個(gè)加速時(shí)間，加速時(shí)間為0.3 s時(shí)的嚙合力平均值最小，且均值隨加速時(shí)間的增加而減小。

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。

圖6 齒輪嚙合力時(shí)域圖

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

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(lái)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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