田海蘭，劉靈歌，閆少華

(1.鄭州財經(jīng)學(xué)院 機電與汽車工程學(xué)院，河南 鄭州 450044；2.機械工業(yè)第六設(shè)計研究院有限公司，河南 鄭州 450007)

汽車萬向傳動裝置動態(tài)特性仿真分析

田海蘭1，劉靈歌1，閆少華2

(1.鄭州財經(jīng)學(xué)院 機電與汽車工程學(xué)院，河南 鄭州 450044；2.機械工業(yè)第六設(shè)計研究院有限公司，河南 鄭州 450007)

在Pro/E軟件中建立萬向傳動裝置的三維模型，并基于ADAMS軟件和ANSYS軟件進行動態(tài)特性仿真分析.采用理論計算和運動仿真相結(jié)合的方法，得到了十字軸萬向節(jié)輸出軸角加速度和角速度曲線,并對中間傳動軸進行模態(tài)分析，得到了相應(yīng)振型和固有頻率.仿真結(jié)果表明：運動仿真曲線與理論分析基本一致，模態(tài)求解數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)相符；模型構(gòu)建合理，仿真結(jié)果可靠；動態(tài)特性仿真可簡化機械產(chǎn)品設(shè)計過程，為進一步優(yōu)化萬向傳動裝置結(jié)構(gòu)提供指導(dǎo).

萬向傳動裝置；三維模型；動態(tài)仿真

在汽車行駛過程中，彈性懸架受路面沖擊而產(chǎn)生振動，變速器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸相對位置經(jīng)常發(fā)生變化.萬向傳動裝置正是用來連接軸線不重合、夾角和距離經(jīng)常變化的兩軸，并可靠地傳遞動力，實現(xiàn)相交、平行或空間交錯的兩軸間的連接，以完成主動軸與從動軸之間的運動及動力傳遞[1].如何抑制傳動系統(tǒng)在傳動過程中產(chǎn)生的振動，提高汽車零部件壽命，并保證輸入軸和輸出軸等速轉(zhuǎn)動，對萬向傳動裝置的研究至關(guān)重要.相關(guān)文獻偏重于分析萬向節(jié)運動特點或者只研究傳動軸的特性，而未將萬向節(jié)和傳動軸組裝成完整的機械系統(tǒng)，進行動態(tài)分析.本文運用仿真軟件對萬向傳動裝置機械系統(tǒng)動態(tài)特性進行理論和仿真分析，從理論上分析十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性隨兩叉軸夾角α的變化規(guī)律和實現(xiàn)等速的條件，并在傳動軸的模態(tài)分析中得出前4階的固有頻率值，與試驗數(shù)據(jù)分析對比來驗證所構(gòu)建模型的正確性.

1 萬向傳動裝置的運動學(xué)分析與仿真

1.1 萬向傳動裝置結(jié)構(gòu)模型

萬向傳動裝置由萬向節(jié)和傳動軸組成，在汽車傳動和其他機械工程中發(fā)揮著重要的作用.在Pro/E中可建立圖1所示的萬向傳動裝置結(jié)構(gòu)模型.為了避免運動干涉，在萬向傳動裝置傳動軸中設(shè)有由萬向節(jié)滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié).其兩端叉面的相互位置可以通過改變花鍵的裝配關(guān)系來調(diào)節(jié).

圖1 萬向傳動裝置結(jié)構(gòu)模型

1.2 十字軸萬向節(jié)速度特性分析

根據(jù)文獻[2]，可對萬向節(jié)兩個特殊位置進行速度特性分析(圖2).設(shè)主動叉軸以等角速度ω1旋轉(zhuǎn)，兩叉軸夾角為α.圖2(a)為主動叉在垂直位置且十字軸平面與主動叉軸垂直的情況.據(jù)此得出的從動叉軸角速度為：

當主動叉從垂直位置轉(zhuǎn)過90°至圖2(b)所示位置時，根據(jù)主、從動叉的運動特點可以得出：ω2=ω1cosα.

(a) 主動叉在垂直位置 (b)主動叉在水平位置圖2 十字軸萬向節(jié)速度特性

取圖2(a)為研究對象，分析角度α對十字軸萬向節(jié)傳動的不等速率k的影響，有：

sinαtanα×100%

(1)

從式(1)計算結(jié)果(表1)可以看出：當α=0°到α=5°時，k變化很??；當α=10°時，k明顯增大，并且隨著α增大，k增加得很快，對不等速率的影響越來越明顯.因此，在實際應(yīng)用中，α一般不超過40°.

表1 α與不等速率k的關(guān)系 %

十字軸萬向節(jié)的這種不均勻性使從動軸及其相連的傳動部件做扭轉(zhuǎn)振動，產(chǎn)生附加的交變載荷[3],影響零部件使用壽命.在實際應(yīng)用中，為了消除萬向節(jié)的這種不均勻性，常采用2個萬向節(jié)串聯(lián)安裝(圖3).取萬向節(jié)1和萬向節(jié)2的十字軸中心O1和O2作為坐標系原點，分別建立坐標系xyz和x′y′z′.經(jīng)過理論推導(dǎo)，輸入軸1與傳動軸2的角速度關(guān)系為：

(2)

傳動軸3與輸出軸4的角速度關(guān)系為：

(3)

式中：ω3、ω4分別為傳動軸3和輸出軸4的角速度；φ1、φ2分別為雙萬向節(jié)時主、從動軸的轉(zhuǎn)角.由此可知，角速度比是α1、α2和φ1、φ2的函數(shù).當α1=α2=0時，角速度比恒為1；當α1=α2=90°時，角速度比為0，兩軸不能進行傳動.

圖3 萬向節(jié)串聯(lián)安裝結(jié)構(gòu)

因為ω2≈ω3，所以輸入軸1和輸出軸4的角速度比為：

(4)

當α1=α2，φ1=φ2時，有ω1=ω4.

對于平行排列或相交排列的萬向傳動裝置，使輸出軸與輸入軸角速度相等的條件為：①萬向節(jié)1的從動叉與萬向節(jié)2的主動叉以中間傳動軸相連，且處于同一平面；②輸入軸、輸出軸與傳動軸的夾角相等，即α1=α2[4].

1.3 萬向傳動裝置的運動學(xué)仿真

利用Pro/E與ADAMS的專用接口軟件Mechanism/Pro[5]，將Pro/E中的三維模型導(dǎo)入ADAMS，在ADAMS/View中進行運動學(xué)仿真.模型的材料定義為steel.根據(jù)模型運動情況，輸入軸(輸出軸)與機架建立旋轉(zhuǎn)副(revolute)；其他部件之間建立固定副(fixed).通過添加約束將構(gòu)件連接起來，組成完整的機械系統(tǒng)[6].添加旋轉(zhuǎn)驅(qū)動，該驅(qū)動函數(shù)為：F(t)=30t.

設(shè)置仿真工況，使其滿足輸出軸與輸入軸角速度相等的兩個條件，以α1=α2=10°，對模型設(shè)定時間t=100 s，步長為2 000的動力學(xué)仿真，則仿真結(jié)果如圖4、圖5所示.

從仿真結(jié)果可以看出，由于裝配誤差和中間軸的振動，圖3中輸出軸4的角加速度發(fā)生周期性變化(圖4)；圖3中輸出軸4的角速度發(fā)生周期性變化(圖5)；但曲線的變化幅度都是微小的.這與理論分析相吻合，表明所建立的模型和理論模型一致.

圖4 輸出軸的角加速度仿真曲線

圖5 輸入軸和輸出軸的角速度仿真曲線

2 傳動軸的模態(tài)分析

在汽車行駛過程中，萬向傳動裝置會受路面不平及傳動系中各種力的影響.當這些外界激勵頻率接近于系統(tǒng)固有頻率時，系統(tǒng)將產(chǎn)生共振[7].為避免共振對零部件的損壞，對萬向傳動裝置進行模態(tài)分析，確定系統(tǒng)的固有振動頻率和振型很有必要.在汽車傳動系統(tǒng)中，中間傳動軸的振動較為明顯，而且低階模態(tài)振型更能體現(xiàn)傳動軸的動態(tài)特性[8-9].查看對中間傳動軸動態(tài)響應(yīng)影響較大的幾階固有頻率和相應(yīng)振型，利用ANSYS中Block Lanczos方法[10]進行模態(tài)求解，可得到中間傳動軸前4階的固有頻率和相應(yīng)的振型(圖6).

仿真試驗數(shù)據(jù)是通過試驗?zāi)B(tài)分析技術(shù)獲得的.試驗?zāi)B(tài)分析技術(shù)是研究機械結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動態(tài)振動特性常用的辨識方法.通過獲取機械結(jié)構(gòu)的振動形態(tài)及特征頻率可了解機械系統(tǒng)的動態(tài)振動特性[4].本試驗設(shè)備采用YD-2加速度傳感器、LD力錘和數(shù)據(jù)采集卡等，激振點選在傳動軸輸入端，測點平均布置在傳動軸對稱位置，激振點都選在同一處，每個響應(yīng)點采集同一方向的數(shù)據(jù).經(jīng)計算機數(shù)據(jù)采集、模態(tài)識別，得到的中間傳動軸前4階模態(tài)試驗數(shù)據(jù)如表2所示.

圖6 中間傳動軸的前4階振型

將仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)對比(表2)，其結(jié)果具有一致性，且誤差在12.6%以內(nèi)，這表明虛擬樣機模型以及在ANSYS中進行的模態(tài)求解結(jié)果與實際試驗相符.為防止共振，在系統(tǒng)設(shè)計時，應(yīng)保證外界激振頻率與傳動軸的固有頻率留有一定偏差.

表2 仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)對比

3 結(jié)束語

本文對萬向傳動系統(tǒng)的理論分析和動態(tài)特性分析是正確的，得到了萬向傳動系統(tǒng)傳動軸的前4階固有頻率和振型.

三維建模Pro/E、運動仿真ADAMS及模態(tài)分析ANSYS Workbench等軟件的聯(lián)合應(yīng)用為傳動機構(gòu)的仿真提供了可靠平臺，為萬向傳動裝置的設(shè)計提供了參考數(shù)據(jù)，可縮短開發(fā)周期，優(yōu)化產(chǎn)品設(shè)計.

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Dynamic Feature Simulation Analysis of Auto Universal Transmission Device

TIAN Hai-lan1,LIU Ling-ge1,YAN Shao-hua2

(1.School of Mechanical-electronic Automobile Engineering,Zhengzhou Institute of Finance and Economics, Zhengzhou 450044,China;2.SIPPR Engineering Group Co., Ltd,Zhengzhou 450007, China)

The three-dimensional model of the universal transmission device was built up by using Pro/E software and the dynamic characteristic simulation analysis is respectively carried out on the auto transmission device based on ADAMS software and ANSYS software. Getting angle acceleration and angle velocity curves by theoretical calculations and kinematics simulation of the established model; and then, natural frequency and vibration mode can be obtained by modal analysis of intermediate shaft. Results indicate that simulation curves are in consistent with theoretical analysis, modal results are agree with the experimental data and it is effectively that the model of the universal transmission device is reasonable and reliability. At the same time, the simulation results can simplify the design process of the universal transmission device, which lay a good foundation for structure optimization universal transmission device.

universal transmission device；three-dimensional model； dynamic simulation

2016-08-30

河南省高等學(xué)校重點科研資助項目(16A120017)

田海蘭(1978-)，女，河南開封人，碩士，講師，研究方向為機械與汽車CAD/CAE、制造裝備技術(shù)、控制理論等.

1006-3269(2017)01-0027-04

TH113

A

10.3969/j.issn.1006-3269.2017.01.006