符升平，李勝波，羅 寧，鐘銘恩

(廈門理工學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廈門 361024)

2016170

車輛變速器齒輪軸系和箱體動(dòng)力學(xué)耦合研究*

符升平，李勝波，羅 寧，鐘銘恩

(廈門理工學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廈門 361024)

為定量分析變速器齒輪軸系動(dòng)態(tài)特性和箱體彈性變形的相互影響，本文中建立了車輛變速器齒輪軸系和箱體動(dòng)力學(xué)耦合模型并進(jìn)行求解。首先，以某履帶式車輛變速器為對(duì)象，采用有限元分析和試驗(yàn)方法探明箱體的彈性特征，提出變速器動(dòng)力學(xué)耦合的方法，建立包含彈性箱體的變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型；接著對(duì)穩(wěn)態(tài)工況下變速器箱體的變形和箱體變形狀態(tài)下齒輪軸系動(dòng)態(tài)特性的變化進(jìn)行仿真；最后通過(guò)實(shí)車道路試驗(yàn)，測(cè)試了箱體危險(xiǎn)區(qū)域的振動(dòng)加速度，驗(yàn)證了所建變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型的正確性，完善了變速器動(dòng)力學(xué)耦合性能的預(yù)測(cè)方法。

車輛變速器；箱體彈性變形；齒輪軸系特性；動(dòng)力學(xué)耦合模型；仿真；實(shí)車試驗(yàn)

前言

變速器是車輛關(guān)鍵的動(dòng)力傳動(dòng)部件，包括齒輪軸系和箱體，是一個(gè)復(fù)雜的彈性機(jī)械系統(tǒng)，影響車輛行駛的安全性和舒適性。變速器齒輪軸系受到發(fā)動(dòng)機(jī)波動(dòng)轉(zhuǎn)矩、路面負(fù)載、齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力等多源動(dòng)態(tài)激勵(lì)的作用，產(chǎn)生彎扭耦合振動(dòng)，通過(guò)滾動(dòng)軸承的支反力，加劇箱體的變形，改變箱體表面的應(yīng)力狀態(tài)；箱體變形和應(yīng)力分布狀態(tài)的變化改變齒輪軸系支承剛度和支承阻尼等參數(shù)，影響齒輪軸系的動(dòng)力學(xué)特性。因此變速器工作時(shí)，箱體和齒輪軸系產(chǎn)生動(dòng)力學(xué)耦合效應(yīng)，表征復(fù)雜的動(dòng)力學(xué)行為，影響箱體動(dòng)態(tài)強(qiáng)度和齒輪軸系的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。以某車輛變速器為對(duì)象，建立箱體結(jié)構(gòu)系統(tǒng)和齒輪軸系的動(dòng)力學(xué)耦合模型，分析其動(dòng)力學(xué)耦合特征，是對(duì)齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究的重要補(bǔ)充。

目前，齒輪系統(tǒng)耦合動(dòng)力學(xué)的研究在內(nèi)容上局限于分析船用齒輪箱、風(fēng)電齒輪箱、汽車輪邊減速器等的耦合動(dòng)態(tài)特性，針對(duì)多個(gè)擋位的車輛變速器等更復(fù)雜的齒輪系統(tǒng)研究甚少；在研究方法上通常采用集中參數(shù)法和有限元法，存在集中參數(shù)法不能全面預(yù)測(cè)系統(tǒng)在空間域內(nèi)的動(dòng)態(tài)特性和有限元法不能求解結(jié)構(gòu)大位移變形的局限性[1-14]。

現(xiàn)有車輛變速器耦合動(dòng)態(tài)特性的研究如下：文獻(xiàn)[15]中基于齒輪軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，優(yōu)化變速器幾何設(shè)計(jì)參數(shù)，降低變速器的振動(dòng)噪聲；文獻(xiàn)[16]中探明了車輛換擋過(guò)程中換擋瞬態(tài)特性對(duì)箱體振動(dòng)有重大影響；文獻(xiàn)[17]中分析了變速器箱體的變形對(duì)齒輪軸系動(dòng)態(tài)性能的影響；文獻(xiàn)[18]～文獻(xiàn)[21]中在時(shí)域和頻域上分析了多源動(dòng)態(tài)激勵(lì)下變速器箱體的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。上述研究獨(dú)立分析了齒輪軸系的動(dòng)態(tài)性能對(duì)箱體振動(dòng)的影響和箱體彈性效應(yīng)下的齒輪軸系動(dòng)態(tài)特性，動(dòng)力學(xué)耦合程度較弱。

綜上所述，建立多源動(dòng)態(tài)激勵(lì)作用下車輛變速器齒輪軸系和箱體動(dòng)力學(xué)耦合的模型，深入研究變速器齒輪軸系和箱體的動(dòng)力學(xué)耦合行為，有一定的理論和工程價(jià)值。本文中以某履帶車輛變速器為例，仿真和試驗(yàn)研究箱體彈性特征，提出齒輪軸系和箱體動(dòng)力學(xué)耦合的方法，建立和求解變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型，仿真分析動(dòng)態(tài)耦合特性，最后采用實(shí)車道路試驗(yàn)對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。

1 研究對(duì)象簡(jiǎn)介

圖1 變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖

某履帶車輛3自由度多級(jí)定軸齒輪變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1所示。通過(guò)操縱齒輪軸系中的換擋離合器(C1，C2，C3，CL，CH和CR)，實(shí)現(xiàn)不同擋位之間的切換，擋位的操縱元件如表1所示。

表1 擋位的操縱件列表

注：“●”表示離合器接合。

本文中研究穩(wěn)態(tài)工況下齒輪系統(tǒng)的耦合動(dòng)態(tài)特性，因此不考慮濕式換擋離合器的分離和接合過(guò)程。由于變速器在高速條件下產(chǎn)生振動(dòng)劇烈、噪聲過(guò)大等現(xiàn)象，因此第6擋被選為研究工況，其功率流如圖1中箭頭所示。

2 箱體的彈性化

箱體彈性化是分析變速器耦合動(dòng)力學(xué)特性的前提，本文中將采用仿真與試驗(yàn)相結(jié)合的方法分析箱體彈性特征。

2.1 箱體有限元模型的建立

變速器箱體是一個(gè)復(fù)雜的薄壁空間構(gòu)件。以保證最大程度上接近箱體實(shí)際結(jié)構(gòu)和能反映箱體實(shí)際物理特性為原則，通過(guò)幾何清理、網(wǎng)格劃分(15和10mm的1階四面體實(shí)體單元)、定義材料屬性(箱體材料為鑄鋁合金ZL101A)和邊界條件等，建立箱體的有限元模型，共計(jì)440 506個(gè)實(shí)體單元，如圖2所示。

圖2 箱體有限元模型

2.2 箱體自由模態(tài)的仿真分析

采用Lanczos法計(jì)算箱體的自由模態(tài)，得到箱體前20階模態(tài)的固有頻率和對(duì)應(yīng)振型：第19階和第20階是箱體的整體模態(tài)，多處有較大變形；其余各低階模態(tài)(<20)的最大振型均出現(xiàn)在箱體局部。以第9階、第19階和第20階模態(tài)為例進(jìn)行分析，其振型如圖3所示。

圖3 箱體振型圖

由圖3可知，振幅較大的位置(方框標(biāo)識(shí)處)主要集中在上下箱體中間與右側(cè)肋板和軸承座孔周圍等處，這些部位在外部激勵(lì)條件下更容易產(chǎn)生變形。

2.3 試驗(yàn)?zāi)B(tài)的分析和驗(yàn)證

本試驗(yàn)采用錘擊法對(duì)箱體整體進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，試驗(yàn)設(shè)備包括丹麥B&K公司8206型激振錘、4326型3向加速度傳感器、LMS公司SC10DC-UTP型數(shù)據(jù)采集設(shè)備和LMS Test.Lab數(shù)據(jù)分析軟件等。根據(jù)測(cè)點(diǎn)布置遵循避開(kāi)節(jié)點(diǎn)位置等原則，共得到整箱170個(gè)測(cè)點(diǎn)，如圖4所示。

為避免環(huán)境振動(dòng)和支承剛度對(duì)測(cè)試的影響，采用自由懸掛法模擬箱體的自由狀態(tài)：利用軟繩在適當(dāng)位置將箱體懸掛在液壓小車支架上，并進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整，使懸掛后的箱體保持水平，如圖5所示。

圖4 整箱測(cè)點(diǎn)布置圖

圖5 整箱自由狀態(tài)模擬

在LMS.Test.Lab環(huán)境下建立箱體的試驗(yàn)?zāi)Ｐ停箿y(cè)點(diǎn)坐標(biāo)和試驗(yàn)?zāi)Ｐ椭械墓?jié)點(diǎn)位置相對(duì)應(yīng)?；谧杂赡B(tài)試驗(yàn)結(jié)果，采用PolyMAX方法，即在極大似然估計(jì)原理基礎(chǔ)上，對(duì)試驗(yàn)測(cè)得的頻響函數(shù)進(jìn)行處理，識(shí)別出箱體的模態(tài)參數(shù)。箱體前20階有限元模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)固有頻率的對(duì)比如表2所示。

表2 試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值計(jì)算結(jié)果的對(duì)比

由于試驗(yàn)中箱體分解不徹底，保留了液壓閥、螺栓軸承等零部件，固有頻率的仿真值與試驗(yàn)值存在一定的誤差。但由表2可知，最大相對(duì)誤差在6%以內(nèi)，證明了箱體有限元模型的準(zhǔn)確性。

3 齒輪系統(tǒng)耦合方法

在變速器工作過(guò)程中，齒輪嚙合力、發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和路面載荷通過(guò)軸承的支承效應(yīng)使箱體產(chǎn)生振動(dòng)，同時(shí)箱體彈性變形通過(guò)軸承支承影響齒輪軸系的動(dòng)態(tài)特性，因此變速器耦合動(dòng)力學(xué)模型建立的關(guān)鍵是抽象箱體、軸承和傳動(dòng)軸之間的數(shù)學(xué)關(guān)系。

軸承的支承效應(yīng)用剛度阻尼矩陣表示。箱體和傳動(dòng)軸經(jīng)過(guò)彈性化處理離散成n個(gè)質(zhì)量單元，通過(guò)單元外節(jié)點(diǎn)之間的位移約束條件，生成具有綜合變形能力的彈性體。每個(gè)節(jié)點(diǎn)的廣義坐標(biāo)用模態(tài)參數(shù)描述，位移約束條件抽象為彈簧阻尼力，則某方向上的箱體-軸承-傳動(dòng)軸動(dòng)力學(xué)模型如圖6所示。

圖6 箱體-軸承-傳動(dòng)軸動(dòng)力學(xué)模型

對(duì)應(yīng)的數(shù)學(xué)模型為

式中：下標(biāo)n表示箱體質(zhì)量單元數(shù)目；下標(biāo)m表示傳動(dòng)軸質(zhì)量單元數(shù)目；下標(biāo)x表示箱體；下標(biāo)b表示軸承；下標(biāo)z表示傳動(dòng)軸；xxi為傳動(dòng)軸或箱體質(zhì)量單元的綜合廣義位移；kxi和cxi分別為箱體離散單元之間等效剛度和阻尼系數(shù)；kzi和czi為傳動(dòng)軸離散單元之間等效剛度和阻尼系數(shù)，與本身結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)。

此數(shù)學(xué)模型把軸承的支承效應(yīng)等效為剛度阻尼元素，能描述箱體在各軸承處外節(jié)點(diǎn)位移與傳動(dòng)軸在各軸承處外節(jié)點(diǎn)位移間的耦合效應(yīng)，實(shí)現(xiàn)動(dòng)態(tài)激勵(lì)的傳遞、箱體變形和齒輪軸系動(dòng)力學(xué)行為之間的耦合。

4 變速器耦合動(dòng)力學(xué)模型的建立

齒輪軸系主要包括齒輪副、滾動(dòng)軸承、濕式換擋離合器、傳動(dòng)軸等零部件。仿真條件為發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 000r/min下的第6擋穩(wěn)態(tài)工況，發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率為588kW；變速器功率傳遞路徑為Z26-Z33-Z21-Z37，幾何參數(shù)如表3所示；滾動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)如表4所示。

表3 嚙合齒輪副的幾何參數(shù)

在第6擋工況下，齒輪軸系中不工作的齒輪副等效為集中慣量，工作的齒輪副在ADAMS中建立對(duì)應(yīng)的動(dòng)力學(xué)模型：在傳統(tǒng)齒輪副扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型基礎(chǔ)上，在主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪中間添加一無(wú)質(zhì)量剛性中介齒輪。主動(dòng)齒輪通過(guò)齒輪副與中介齒輪保 證運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系；中介齒輪與被動(dòng)齒輪通過(guò)扭簧傳遞動(dòng)力，設(shè)置扭簧的性能參數(shù)可以模擬動(dòng)態(tài)激勵(lì)，對(duì)應(yīng)的動(dòng)力學(xué)模型如圖7所示。

表4 各滾動(dòng)軸承的幾何參數(shù)

圖7 齒輪副動(dòng)力學(xué)模型

與圖7對(duì)應(yīng)的數(shù)學(xué)模型為

[22]中滾動(dòng)軸承支承剛度和阻尼的計(jì)算方法，結(jié)合表4中各軸承的幾何參數(shù)，得到在上述仿真條件下各軸承的支承剛度和阻尼，如圖8所示(以軸承4為例，坐標(biāo)軸方向參考圖1)。

圖8 軸承4剛度和阻尼時(shí)變曲線

未參與動(dòng)力傳遞的濕式換擋離合器等效為集中慣量，接合狀態(tài)下傳遞轉(zhuǎn)矩MCC為

MCC=μdReqzFnon

式中：Req為摩擦片有效半徑；z為摩擦副數(shù)；Fnon為接觸壓力；μd為動(dòng)摩擦因數(shù)。

對(duì)傳動(dòng)軸通過(guò)彈性化處理，以能被ADAMS識(shí)別的模態(tài)中性文件建立傳動(dòng)軸的動(dòng)力學(xué)模型(如圖9所示)。

圖9 第1軸動(dòng)力學(xué)模型

圖10 齒輪變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型

忽略路面不平度在垂直方向上對(duì)齒輪箱體的動(dòng)態(tài)載荷，考慮齒輪副、軸承等多源動(dòng)態(tài)激勵(lì)，基于動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)理論和多體動(dòng)力學(xué)，參考文獻(xiàn)[21]中齒輪軸系動(dòng)力學(xué)建模方法，綜合上述建立的箱體有限元模型和提出的齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)耦合方法，在ADAMS環(huán)境中建立多源激勵(lì)下變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型，如圖10所示。

5 仿真結(jié)果分析

采用ADAMS中GSTIFF積分器進(jìn)行求解，時(shí)間步長(zhǎng)取0.01，可視化仿真變速器第6擋穩(wěn)態(tài)工況的動(dòng)態(tài)特性：以運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)、載荷特性和動(dòng)態(tài)響應(yīng)為例，探討箱體彈性效應(yīng)對(duì)齒輪軸系動(dòng)態(tài)特性的影響。

5.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)

變速器輸出轉(zhuǎn)速是重要的運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)，分析箱體變形對(duì)其產(chǎn)生的影響，結(jié)果如圖11所示。

圖11 輸出轉(zhuǎn)速

由圖11可知，兩條曲線完全重合，表明箱體彈性對(duì)變速器輸出轉(zhuǎn)速?zèng)]有影響，運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)只與系統(tǒng)動(dòng)力輸入輸出條件和齒輪參數(shù)等傳動(dòng)特征參數(shù)相關(guān)。當(dāng)系統(tǒng)工作在第6擋穩(wěn)態(tài)工況時(shí)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)和傳動(dòng)軸彈性效應(yīng)等因素，輸出轉(zhuǎn)速在平均轉(zhuǎn)速4 850r/min附近波動(dòng)。

5.2 載荷特性

動(dòng)態(tài)載荷是反映系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的重要參數(shù)，對(duì)比分析箱體彈性特征對(duì)齒輪嚙合力和軸承支反力的影響，結(jié)果如圖12和圖13所示。

圖12 第1對(duì)嚙合齒輪y向嚙合力

圖13 軸承6 y向支反力

由圖12可知，箱體彈性對(duì)齒輪嚙合力的影響很小，兩種情況下變化趨勢(shì)一致，且都與齒輪運(yùn)動(dòng)狀態(tài)相符。不考慮耦合作用，其平均值為-17 757.90N，峰值為-40 461.36N；考慮耦合作用，其平均值為-17 907.41N，峰值為-41 629.57N。兩者相對(duì)誤差分別為0.84%和2.89%，表明齒輪副參數(shù)和動(dòng)力邊界條件是決定齒輪嚙合力的主要因素。

圖13為6號(hào)軸承y向支反力的時(shí)間歷程。由圖可見(jiàn)，兩種條件下的支反力按同一周期變化，但是幅值差異較大。彈性箱體下，支反力波動(dòng)劇烈，平均值為-18 497.607 7N；不考慮耦合作用，支反力變化均勻，幅值波動(dòng)平緩，平均值為-12 951.937 8N。數(shù)據(jù)表明箱體彈性效應(yīng)對(duì)軸承支反力影響較大。根據(jù)位移協(xié)調(diào)條件，箱體表面變形會(huì)加劇軸承相應(yīng)界面節(jié)點(diǎn)的變形，而軸承簡(jiǎn)化為剛度阻尼，界面節(jié)點(diǎn)的變形將提高軸承的等效變形，使支反力增加。

5.3 動(dòng)態(tài)響應(yīng)

齒輪軸系在多源激勵(lì)作用下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)是齒輪變速器動(dòng)力學(xué)研究的重要內(nèi)容。對(duì)比研究第2軸上與齒輪b接觸區(qū)域表面節(jié)點(diǎn)的位移和加速度響應(yīng)，結(jié)果如圖14所示。

圖14 第2軸上與齒輪b接觸區(qū)域表 面節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)位移和加速度

由圖14可知，箱體彈性對(duì)齒輪軸系的動(dòng)態(tài)響應(yīng)有很大的影響，考慮耦合作用時(shí)，動(dòng)態(tài)響應(yīng)波動(dòng)范圍明顯擴(kuò)大，變化劇烈，說(shuō)明箱體變形與齒輪軸系的動(dòng)態(tài)響應(yīng)是相互耦合的，箱體受到動(dòng)態(tài)支反力的作用產(chǎn)生相應(yīng)的動(dòng)力學(xué)行為，使局部結(jié)構(gòu)的變形增大，軸承傳遞箱體變形產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)附加載荷，加劇傳動(dòng)軸的振動(dòng)，改變齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性。

6 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證上述變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型的正確性，通過(guò)實(shí)車道路試驗(yàn)，對(duì)比分析實(shí)車行駛和仿真條件下箱體表面的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

試驗(yàn)選用丹麥B&K公司4326型三向加速度傳感器獲得振動(dòng)信號(hào)，通過(guò)電荷轉(zhuǎn)換，采用LMS公司SC10DC-UTP型數(shù)據(jù)采集設(shè)備進(jìn)行采集，最后在LMS Test. Lab中完成數(shù)據(jù)分析，獲得箱體表面加速度響應(yīng)。

實(shí)車試驗(yàn)路面為水泥路面，對(duì)每個(gè)擋位多個(gè)穩(wěn)定車速下的加速度響應(yīng)進(jìn)行測(cè)試。由于篇幅限制，只對(duì)比驗(yàn)證6擋下車速為70km/h(發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000r/min)的工況。

選取箱體表面振動(dòng)響應(yīng)較大的點(diǎn)作為測(cè)點(diǎn)，如圖15所示。其中表面8個(gè)測(cè)點(diǎn)安裝了三向加速度傳感器，箱體左右支承和前蓋箱體左右支架和前蓋處3個(gè)傳感器為單向傳感器。

圖15 測(cè)點(diǎn)布置

圖16 濾波后時(shí)域?qū)Ρ冉Y(jié)果

圖17 濾波后頻域?qū)Ρ冉Y(jié)果

選用路面情況良好的A級(jí)水泥路作為仿真路面。由于試驗(yàn)結(jié)果主峰值出現(xiàn)在2 000Hz以下，高頻峰值是噪聲引起的低峰值，因此低通濾波試驗(yàn)加速度響應(yīng)，截止頻率為2 000Hz。由于仿真結(jié)果不存在前后傳動(dòng)嚙合齒輪激勵(lì)，其基頻為760，1 056和1 200Hz，因此采用帶阻濾波器，阻帶范圍為基頻±10Hz。圖16和圖17分別為濾波后測(cè)點(diǎn)的法向振動(dòng)加速度在時(shí)域和頻域中的對(duì)比結(jié)果。表5為濾波后仿真和試驗(yàn)下各測(cè)點(diǎn)法向振動(dòng)加速度均方根值和誤差。

表5 法向振動(dòng)加速度均方根值 m·s-2

由圖16、圖17和表5可知，通過(guò)濾波處理后，時(shí)域中兩者變化趨勢(shì)比較接近，頻域中兩者的主頻和幅值相吻合。各測(cè)點(diǎn)的試驗(yàn)和仿真均方根值最大誤差為32.6%，且試驗(yàn)值比仿真值大，主要原因：(1)實(shí)車試驗(yàn)中，由于噪聲的影響，在整個(gè)頻段內(nèi)出現(xiàn)低峰值，導(dǎo)致試驗(yàn)結(jié)果均方根值偏大；(2)實(shí)車試驗(yàn)中，路面不平度會(huì)引起變速器箱體的垂直振動(dòng)，但是仿真模型沒(méi)有考慮路面垂直激勵(lì)的影響，故仿真結(jié)果均方根值偏??；(3)建模過(guò)程中沒(méi)有考慮各零部件之間的摩擦與沖擊和各部件的彈性與阻尼特征，因此簡(jiǎn)化因素和假設(shè)條件使仿真結(jié)果均方根值偏小。

7 結(jié)論

(1) 建立了箱體-軸承-傳動(dòng)軸動(dòng)力學(xué)模型，它以數(shù)學(xué)式描述了箱體、軸承和傳動(dòng)軸之間的動(dòng)力學(xué)關(guān)系，實(shí)現(xiàn)了齒輪軸系和箱體的動(dòng)態(tài)耦合，為建立變速器動(dòng)力學(xué)耦合模型提供理論基礎(chǔ)。

(2) 建立了變速器的動(dòng)力學(xué)耦合模型，仿真分析了箱體彈性對(duì)齒輪軸系動(dòng)態(tài)特性的影響，結(jié)果表明：系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)只與動(dòng)力條件和齒輪副參數(shù)等相關(guān)；齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力主要取決于其結(jié)構(gòu)參數(shù)和動(dòng)力邊界條件；箱體彈性對(duì)軸承支反力和傳動(dòng)軸動(dòng)態(tài)響應(yīng)有較大影響，加劇了軸承支反力和動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅值的波動(dòng)。

(3) 采用路面實(shí)車試驗(yàn)測(cè)試了箱體表面的振動(dòng)加速度，對(duì)比分析了濾波后的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和仿真結(jié)果，結(jié)果表明：時(shí)域中兩者變化趨勢(shì)一致，箱體的振動(dòng)加速度主要由齒輪嚙合激勵(lì)引起；仿真建模中沒(méi)有考慮路面垂直激勵(lì)、試驗(yàn)噪聲和仿真假設(shè)條件等的影響，造成測(cè)點(diǎn)均方根值的仿真結(jié)果小于試驗(yàn)結(jié)果，最大誤差為32.6%。

(4) 該研究為車輛變速器的耦合振動(dòng)特性的深入分析提供了新的方法，可指導(dǎo)齒輪箱動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)和振動(dòng)控制的研究。

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A Research on Dynamics Coupling Between Gear Shaftsand Housing in a Vehicle Transmission

Fu Shengping, Li Shengbo, Luo Ning & Zhong Ming’en

SchoolofMechanicalandAutomotiveEngineering,XiamenUniversityofTechnology,Xiamen361024

To quantitatively analyze the interaction between the dynamics characteristics of gear shafts and the elastic deformation of housing of transmission, a dynamics model for the coupling between gear shafts and housing of vehicle transmission is set up and resolved in this paper. Firstly, with the transmission of a tracked vehicle as object, the elastic features of its housing is investigated by both finite element analysis and test, a method of dynamic coupling of transmission is proposed, and a dynamically coupled model for the transmission with elastic housing is built. Then a simulation is conducted on the deformation of housing under steady condition and the changes in dynamic characteristics of gear shafts under the deformed state of housing of transmission. Finally a real vehicle road test is performed to measure the vibration accelerations at the dangerous areas of housing, verifying the correctness of the dynamically coupled model for transmission built and perfecting the prediction method of coupled dynamic performance of transmission.

vehicle transmission; housing elastic deformation; gear shafts characteristics; dynamically coupled model; simulation; real vehicle test

*國(guó)家自然科學(xué)基金(51505402和51405410)和福建省中青年教師教育科研項(xiàng)目A類(JA14245)資助。

原稿收到日期為2015年4月15日，修改稿收到日期為2015年11月22日。