王光良,汪 輝,韋進(jìn)光,張 帆,潘江鋒,史懷遠(yuǎn),左 進(jìn)

(1.上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西 柳州 545007;2.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院,湖北 武漢 430070;3.現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室,湖北 武漢 430070;4.重慶青山工業(yè)有限責(zé)任公司,重慶 402760)

變速器是汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分,其主要作用是改變發(fā)動機(jī)經(jīng)離合器傳遞而來的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速,通過變換不同的檔位,以適應(yīng)汽車起步、加速、減速以及倒車等不同的行駛工況。

現(xiàn)有某變速器在六檔4 000 r/min,120 km/h的行駛工況下有時會出現(xiàn)振動及噪聲。該變速器為六檔手動縱置變速器,包括六個前進(jìn)檔和一個倒檔,其中五檔為直接檔,六檔為超速檔。圖1為該六檔手動變速器的六檔動力傳遞路線圖,動力的傳遞路徑為:輸入軸→齒轂→齒套→結(jié)合齒→六檔主動齒→六檔從動齒(中間軸)→輸出軸。

圖1 六檔動力傳遞路線圖

國內(nèi)外學(xué)者通過大量的研究分析發(fā)現(xiàn),齒輪的傳遞誤差是變速器嘯叫的主要激勵源,而控制變速器嘯叫的主要手段是減小齒輪的傳遞誤差。陳雪松[1]推導(dǎo)出了將傳動軸、軸承以及殼體變形疊加到齒輪變形上的考慮了系統(tǒng)變形的齒輪傳遞誤差計算公式,結(jié)果表明:減小齒輪一階傳遞誤差幅值可以控制齒輪嘯叫。鄭光澤等[2]提出傳動軸變形會對齒輪傳遞誤差的變化產(chǎn)生較明顯的影響。彭俊祥[3]分別建立了靜態(tài)傳遞誤差與動態(tài)傳遞誤差的分析模型并通過實驗驗證,結(jié)果表明:動態(tài)傳遞誤差模型計算得到的殼體響應(yīng)比靜態(tài)傳遞誤差模型計算得到的殼體響應(yīng)更接近實際情況。任亞峰等[4]分析了箱體的剛?cè)嵝詫X輪傳動系統(tǒng)動態(tài)特性的影響,發(fā)現(xiàn)將箱體耦合后,系統(tǒng)的固有頻率降低了。

筆者綜合上述研究成果,在Romax中建立了準(zhǔn)確的靜力學(xué)模型,從外部導(dǎo)入箱體模型,并通過試驗驗證模型的準(zhǔn)確性。以六檔齒輪副的一階傳動誤差為激勵,對比了轉(zhuǎn)速恒定、不同轉(zhuǎn)矩下的靜-動態(tài)誤差峰峰值,及易受模態(tài)影響工作頻率下的ODS(operational deflection shapes)。

1 變速器傳動模型的建立與驗證

1.1 傳動系統(tǒng)模型

在Romax中根據(jù)整體裝配圖以及二維零件圖進(jìn)行建模[5],變速器內(nèi)部傳動系統(tǒng)如圖2所示。輸入軸、中間軸與輸出軸以及齒輪的材料均為20CrMnTi,密度為7.8×103kg/m3,彈性模量為207 GPa,泊松比為0.25,軸承在軟件自帶的軸承庫中根據(jù)牌號選擇?？紤]到在實際工作過程中,輸入軸與輸出軸均與其他傳動系統(tǒng)連接,因此在兩端添加約束傳動軸的奧地利杰斯特公司臺架支撐點;且中間軸右端在實際裝配情況下受到鎖緊螺母及殼體的限制,在中間軸右端鎖緊螺母及殼體位置添加約束傳動軸的奧地利杰斯特公司臺架支撐點。

圖2 變速器內(nèi)部傳動系統(tǒng)

1.2 變速器殼體模型

將變速器殼體的三維模型導(dǎo)入Hypermesh中劃分網(wǎng)格并創(chuàng)建約束后導(dǎo)入Romax軟件,建立裝配模型,殼體與軸承的連接關(guān)系為默認(rèn)的剛性連接,導(dǎo)入Romax的殼體模型如圖3所示,圓點為變速器的約束點,圓圈為軸承的位置。

圖3 變速器殼體有限元模型

建模完成后,功率輸入選擇轉(zhuǎn)速和扭矩的輸入方式,轉(zhuǎn)速為4 000 r/min,扭矩為100 N·m工況,選擇六檔同步器。完成上述設(shè)置后,計算變速器在六檔工況下的變形。

1.3 模型驗證

圖4為變速器在4 000 r/min,100 N·m的工況下的傳動軸變形,可見最大位移點在中間軸三檔從動齒輪處,最大變形量為98.37 μm。

圖4 100 N·m工況下傳動軸徑向變形云圖

變速器輸入軸、中間軸和輸出軸在100 N·m工況下的徑向位移量分別為0.054 mm、0.098 mm和0.024 mm。

1.4 試驗測量

為驗證仿真分析的準(zhǔn)確性,在變速器殼體上開孔,利用激光位移傳感器測量變速器內(nèi)部的變形量。開孔位置及方向根據(jù)變速器傳動軸的受力確定:將變速器輸入軸上六檔主動齒輪和變速器輸出軸上常嚙合齒輪所受最大合力方向延長至與殼體相交,以交點處為中心分別開兩個50 mm×50 mm的孔;將變速器中間軸上三檔從動齒輪以及常嚙合主動齒輪所受最大合力方向延長至與殼體相交,以交點處為中心開一個50 mm×70 mm的孔。

利用激光位移傳感器,分別測試變速器輸入軸最大變形處(六檔主動齒輪處)、中間軸最大變形處(三檔從動齒輪處)及輸出軸常嚙合齒輪處的變形量。傳動軸所受的最大合力及合力方向通過斜齒輪受力的理論計算得到[6], 變速器齒輪副的基本參數(shù)如表1所示。

表1 變速器齒輪副基本參數(shù)

斜齒輪的徑向為Fr、軸向力Fa和切向力Ft的計算公式為:

式中:T1為小齒輪的扭矩;d1為小齒輪的分度園直徑;β為節(jié)圓螺旋角,對標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪即分度圓螺旋角;αn為法向壓力角。

Ft與Fr引起傳動軸的徑向變形,Fa引起殼體在軸向的變形。因此在確定開孔位置時,只考慮Ft與Fr的合力。

求得六檔齒輪副處Ft與Fr的合力與輸入軸和中間軸軸線構(gòu)成的平面夾角,從齒輪受力點沿合力方向延長與殼體相交,即為開孔中心點,圖5為殼體開孔示意圖。

圖5 殼體開孔位置示意圖

將兩臺變速器開孔后,清理內(nèi)部的潤滑油,掛上六檔后安裝在靜扭工作臺架上。固定支架和傳感器,支架為磁吸式,傳感器的精度為0.001 mm,為消除變速器齒輪之間的間隙以及臺架振動對測量結(jié)果造成的誤差,在正式測量之前先進(jìn)行一次預(yù)加載消除變速器之間的間隙。

對測量數(shù)據(jù)進(jìn)行整理,表2為整理后的測量數(shù)據(jù)與Romax分析結(jié)果的對比。相對誤差為2%～8%。

表2 100 N·m工況Romax分析結(jié)果與實驗結(jié)果對比

2 變速器動態(tài)特性分析

2.1 傳遞誤差計算理論

傳遞誤差是齒輪實際的角位移或角速度與理論值之差,它是引起齒輪振動嘯叫的主要原因。傳遞誤差的來源主要包括:①齒輪嚙合過程中的剛度變化;②微觀幾何誤差和制造誤差;③裝配誤差。以上3種因素作為內(nèi)部激勵引起齒輪的振動與嘯叫,轉(zhuǎn)速、扭矩的波動以及變速器系統(tǒng)中零部件的動態(tài)響應(yīng)作為外部激勵同樣會引起齒輪的振動與嘯叫。

圖6為傳遞誤差的分析路線圖,首先建立準(zhǔn)確的變速器系統(tǒng)靜力學(xué)模型,計算齒輪的靜態(tài)傳遞誤差以及靜力學(xué)時變嚙合剛度,通過上述兩個數(shù)據(jù)計算出齒輪嚙合的激振力,然后根據(jù)激振力與系統(tǒng)的固有模態(tài)確定齒輪傳遞的動態(tài)傳遞誤差,當(dāng)輪齒嚙合頻率與系統(tǒng)共振頻率接近時會出現(xiàn)動態(tài)傳遞誤差峰值。

圖6 傳遞誤差分析路線

2.2 變速器傳遞誤差分析

在Romax軟件中分析4 000 r/min,不同扭矩下六檔齒輪副的靜態(tài)傳遞誤差以及時變嚙合剛度,將得到的數(shù)據(jù)作為激勵計算動態(tài)傳遞誤差,對比六檔齒輪副動態(tài)傳遞誤差及靜態(tài)傳遞誤差的峰峰值,如圖7所示。

圖7 靜態(tài)、動態(tài)傳遞誤差峰峰值

從圖7可知,六檔齒輪副的靜態(tài)傳遞誤差和動態(tài)傳遞誤差均隨著扭矩的增大而增大,且動態(tài)傳遞誤差的峰峰值大于靜態(tài)傳遞誤差的峰峰值。

3 變速器的工作振型(ODS)分析

變速器作為汽車行駛中高速運轉(zhuǎn)的部件,當(dāng)其因為某個外部受力而產(chǎn)生共振時,會使整個變速器產(chǎn)生強(qiáng)烈的噪音與振動[7],甚至使變速器過早的產(chǎn)生疲勞破壞,因此需要對變速器進(jìn)行模態(tài)分析確定其固有頻率。

傳統(tǒng)的試驗?zāi)B(tài)分析是以控制理論為基礎(chǔ),在人為施加激振力的前提下,提取所測得的輸出信息中(一般為傳遞函數(shù)和時域響應(yīng))有用的信息,識別振動系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù),進(jìn)而識別出振動系統(tǒng)的物理參數(shù)及估算出動態(tài)特性。但像變速器這種復(fù)雜的多振動系統(tǒng),人為施加激振力非常困難或根本無法實現(xiàn),因此導(dǎo)致試驗?zāi)B(tài)分析方法受到一定限制。而采用振動ODS分析方法可在無法確知輸入力的情況下,對振動系統(tǒng)進(jìn)行振動分析[8]。

3.1 ODS與模態(tài)振型的區(qū)別

模態(tài)試驗結(jié)果是結(jié)構(gòu)所固有的屬性, 傳遞函數(shù)值有量綱且有明確的物理意義,工作變形ODS的數(shù)值沒有量綱,其分析結(jié)果所反映的是結(jié)構(gòu)在實際運轉(zhuǎn)工況下的振動變形,不一定是結(jié)構(gòu)的固有屬性。ODS數(shù)值只反映相對參考點的相對大小和相位變化,不代表絕對意義的幅值大小,在特定的工況下,振動ODS可能是單個模態(tài)屬性的體現(xiàn), 也可能是幾種模態(tài)共同屬性耦合作用的結(jié)果,同時各階模態(tài)的加權(quán)系數(shù)會因激勵大小、激勵區(qū)域以及激勵頻率等產(chǎn)生變化[9-10]。

3.2 變速器ODS分析

該變速器六檔工況下的工作轉(zhuǎn)速為700～6 200 r/min,可得六檔齒輪副的輪齒嚙合頻率為665～5 890 Hz。

分析設(shè)置時,在六檔同步器處添加一個監(jiān)測點,選定六檔工況,計算六檔齒輪副與常嚙合齒輪副的傳遞誤差值及剛度,并將結(jié)果引入到系統(tǒng)NVH(noise vibration harshness)分析中。一般情況下,第1階所占比例較大[2],因此以齒輪的1階傳遞誤差作為激勵源,得到動態(tài)傳遞載荷——模態(tài)柔度隨轉(zhuǎn)速的響應(yīng)曲線,如圖8所示,模態(tài)柔度是衡量模態(tài)是否容易被激起的重要參數(shù)。當(dāng)某一頻率下模態(tài)柔度與動態(tài)傳遞載荷出現(xiàn)峰值時,則說明在此輪齒嚙合頻率下,變速器更容易受到系統(tǒng)固有模態(tài)的影響,需要查看在此頻率下的工作變形。

圖8 ODS求解路線

圖9為100 N·m扭矩下六檔齒輪副動態(tài)傳遞載荷與模態(tài)柔度隨輪齒嚙合頻率的響應(yīng)曲線,查看各峰值頻率下的最大變形量如圖10所示。

圖9 動態(tài)傳遞載荷—模態(tài)柔度響應(yīng)曲線

圖10 各輪齒嚙合頻率下的工作變形

4 結(jié)論

筆者分析了變速器在六檔工況下的動力傳遞路線,在Romax中建立變速器模型,分析變速器在六檔100 N·m和150 N·m兩個工況下傳動軸的變形,隨機(jī)抽取兩臺變速器測量掛六檔后上述兩個工況下傳動軸的變形,驗證了Romax模型搭建的可靠性,為后續(xù)剛?cè)狁詈戏治鎏峁┝藬?shù)據(jù)。

在靜力學(xué)模型的基礎(chǔ)上,分析了六檔齒輪副的動態(tài)傳遞誤差與靜態(tài)傳遞誤差的峰峰值,動態(tài)傳遞誤差的峰峰值要大于靜態(tài)傳遞誤差的峰峰值;并根據(jù)動態(tài)傳遞誤差的模態(tài)柔度的峰值分析了系統(tǒng)易受模態(tài)影響的工作頻率下的工作變形,為變速器的改進(jìn)提供了可靠的數(shù)據(jù)。