基于mase的變速器嘯叫分析模型及齒輪優(yōu)化

基于mase的變速器嘯叫分析模型及齒輪優(yōu)化

0國家對抗炎和振動特性的研究由于齒輪安裝和安裝過程中的誤差，這些誤差導致實際車輪齒的咬合位置偏差，導致齒和齒之間的碰撞和影響。齒輪傳遞誤差隨著輪齒重復嚙合,會形成一種周期性激勵(即誤差激勵),當激勵頻率與變速箱系統(tǒng)的固有頻率接近時,就會產生共振,使變速箱在工作中發(fā)出持續(xù)不斷的嘯叫聲,并在局部產生遠超過靜力計算設計的應力和變形。這不僅會產生較大的噪音,同時也可能對系統(tǒng)造成比較嚴重的破壞。目前,國內外一些學者對變速箱嘯叫問題都進行了一定的研究。文獻對不同齒寬齒輪在不同振動特性下嘯叫的傳遞路徑進行分析,指出不同齒寬齒輪減小嘯叫的不同方法。文獻根據變速器下線臺架的振動、變速器各檔位齒輪嚙合階次的噪聲和振動之間的相關性分析,確定了嘯叫在人耳可接受時的變速器振幅臨界值。文獻通過變速箱振動噪聲臺架試驗識別出嘯叫的主要聲源,并通過減小齒輪側隙等方法,降低了變速箱嘯叫。變速箱嘯叫情況與變速箱系統(tǒng)的固有頻率及齒輪傳遞誤差大小有密切關系,而以上方法雖然對變速箱嘯叫研究做了一定的工作,但他們的共同特點都是將引起嘯叫的齒輪副獨立出來進行單獨分析,僅僅在受力分析上考慮了一定的修正系數。實際上,變速箱工作時各零部件相互作用,傳動鏈各部件受力變形會產生疊加變形,綜合影響輪齒嚙合。因此,在分析中應當將變速箱作為一個整體系統(tǒng),考慮各零部件對變速箱系統(tǒng)固有頻率和傳遞誤差的影響。本文基于機械動力學理論建立了變速箱嘯叫綜合分析模型,并將變速箱作為一個有機整體,系統(tǒng)分析了傳動鏈上各零部件變形疊加及齒輪宏觀、微觀參數與齒輪傳遞誤差、變速箱嘯叫的關系,并提出降低嘯叫的相應措施。1押韻噪音分析1.1國家統(tǒng)一規(guī)范模型企業(yè)masa變速箱系統(tǒng)是由多個零部件組成的復雜彈性機械系統(tǒng),一般將其分為結構件(殼體)和傳動件(軸承、軸、同步器、齒輪及其它零部件)。實際上,變速箱殼體、軸承、軸、同步器直至齒輪傳動鏈上各零部件柔性變形會產生非線性疊加,引起齒輪傳遞誤差,最終所形成的誤差激勵會導致變速箱系統(tǒng)共振并產生嘯叫。以某載重汽車手動5檔變速箱為研究對象,基于變速箱參數,忽略箱體上各零件細微倒角、過渡圓角、凸臺等對計算影響較小的特征,在ProE中建立完整的變速箱三維箱體。在有限元中,采用子結構思想,使軸承孔和螺栓孔的內圓柱面凝聚為節(jié)點,提取殼體剛度矩陣、質量矩陣和相應節(jié)點信息,將其導入到MASTA中,并與MASTA中建立的殼體內傳動系統(tǒng)模型進行虛擬裝配,最終獲得多自由度變速箱嘯叫分析模型,如圖1所示。應用于礦山運輸車輛上的該型變速箱有一個動力輸入軸、一個動力輸出軸、一個中間軸和一個倒檔軸,齒輪所用材料為20CrMnTiH,各檔齒輪參數如表1所示。1.2齒輪非線性振動方程的建立把變速箱傳動系統(tǒng)中的一對嚙合齒輪副簡化為齒輪傳動系統(tǒng)振動模型,如圖2所示。齒輪傳動系統(tǒng)非線性動力學方程可表示為式中,m為齒輪副在嚙合線上的等效質量;u為動態(tài)相對位移向量;c為阻尼系數;k(t)為齒輪的時變剛度;us為靜態(tài)相對位移;e(t)為傳遞誤差;Ps為靜態(tài)載荷。引入總等效激勵誤差,略去微小量,式(1)可變?yōu)槭街?k為輪齒平均剛度;Δk(t)為齒輪嚙合剛度中變剛度部分。綜合考慮齒輪的剛度激勵和誤差激勵引起的激勵力以及齒輪沖擊引起的激勵力,有式中,F(t)為總激勵力;S(t)為沖擊激勵力。由式(3)可知,經過近似變換,齒輪傳動系統(tǒng)的非線性振動方程被轉化為線性振動方程,并且可以發(fā)現,齒輪系統(tǒng)所受激勵的大小和齒輪嚙合時的剛度變化情況、傳遞誤差及齒輪系統(tǒng)所受的沖擊激勵有關。所以,本文將通過控制傳遞誤差,以減小變速箱嘯叫。1.3國家循環(huán)風速下的傳動響應該型變速箱實際使用表明,5檔齒輪相較其它檔位有明顯的嘯叫現象。因此,以5檔齒輪為例進行分析＿。對變速箱系統(tǒng)進行動態(tài)分析時,為了避免由于系統(tǒng)固有頻率與誤差激勵頻率相近而導致系統(tǒng)共振,在MASTA中,首先對圖1中的變速箱嘯叫模型進行模態(tài)分析,根據各零部件相關參數,考慮殼體、軸承、軸、齒輪等零部件對變速箱系統(tǒng)固有頻率的影響,計算得到系統(tǒng)固有頻率,如圖3所示。由于引起變速箱嘯叫的激勵是齒輪傳遞誤差,所以在考慮殼體、軸承、軸及齒輪等零部件受載變形疊加后,將求解出的傳遞誤差進行快速傅里葉變換,可得其各階諧波頻率與輸入軸轉速之間的關系,如圖4所示(僅列出前3階諧波)。由圖4可知,通過坐標原點的各條射線即為各階諧波頻率隨輸入軸轉速的變化曲線。每條平行于水平坐標系的直線都對應著變速箱系統(tǒng)在各階模態(tài)下的固有頻率。當其與射線相交時,在交點處,系統(tǒng)可能會發(fā)生共振對圖1中的模型,利用式(4),對變速箱5檔工況下的振動響應進行求解。式中,M為質量矩陣;C為阻尼矩陣;K為剛度矩陣;分別為加速度向量、速度向量和位移向量;F為動載荷向量。變速箱所受激勵是由5檔輪嚙合產生,此時變速箱的振動響應即為距5檔齒輪副最近的支撐軸承座處的振動情況,如圖5所示。由圖4和圖5可知,變速箱所受激勵頻率在0.4[47kHz和0.6154kHz時較接近系統(tǒng)固有頻率,容易引起共振。在一階0.4147kHz時,距5檔齒輪副最近的支撐軸承座在x軸(坐標系見圖1)方向上的振動響應達到最大值,振幅為127.5173μm,此時變速箱嘯叫現象較嚴重,可以通過對齒輪進行宏觀參數優(yōu)化及輪齒修形,以降低齒輪傳遞誤差,減小變速箱嘯叫情況。2優(yōu)化后的振動分析2.1齒輪宏觀參數優(yōu)化齒輪嘯叫的激勵源是嚙合齒輪副的傳遞誤差,尤其是傳遞誤差的變化。當齒輪副端面重合度增大時,齒輪接觸線長度變化率會減小,齒面接觸波動情況將得到改善,輪齒的傳遞誤差幅值會有所降低,變速箱系統(tǒng)中的誤差激勵也將相應減小,齒輪嘯叫現象會得到控制。因此,針對變速箱5檔嘯叫問題,在保證齒輪副中心距等參數不變,滿足安全系數和使用壽命的前提下,對5檔齒輪進行宏觀參數優(yōu)化。為了提高齒輪副重合度,通過優(yōu)化基本刀具齒形,以降低齒輪嘯叫,優(yōu)化參數為齒頂厚、配對齒輪的頂隙、基本齒條的最小刀尖圓角半徑及齒輪根切間隙的范圍,具體參數范圍值如表2所示。優(yōu)化基本刀具齒形后,在5檔工況下,輸入轉矩為300N·m,輸入轉速為1800rad/min,可獲得優(yōu)化前后5齒輪副重合度參數,如表3所示。由表3可知,對齒輪進行宏觀參數優(yōu)化后,齒輪副端面重合度得到提高,總重合度有所增加。基于彈性力學理論,利用圖1中模型,通過有限元計算殼體受載后變形情況后,將相關參數導入MASTA中,并考慮殼體、軸承、軸及齒輪等零部件受載變形疊加最終對齒輪傳遞誤差的影響,對齒輪宏觀參數優(yōu)化前后5檔主動輪傳遞誤差進行計算,計算結果如圖6所示。由于篇幅原因,不再給出具體計算過程。由圖6知,由于齒輪副端面重合度增加,齒輪接觸間波動減小,5檔工況下的主動輪傳遞誤差幅值從22.912μm下降到14.5053μm。但齒輪參數優(yōu)化后,5檔主動輪漸開線展開長度在達到9.577mm時傳遞誤差發(fā)生突變,對輪齒會產生較大沖擊。因此,可對輪齒進行修形,以便進一步減小齒輪傳遞誤差,改善齒面接觸情況,降低變速箱嘯叫。2.2mata檢測齒輪修形可以使輪齒在嚙合時從修緣區(qū)平滑地過渡到理論漸開線的齒形區(qū),改善載荷分布,降低傳遞誤差,減小齒輪嘯叫。在齒輪宏觀參數優(yōu)化的基礎之上(見2.1),對5檔齒輪進行了齒向修形和齒廓修形,修形參量如表4、5所示。圖7是在MASTA中計算得到的修形后5檔主動輪傳遞誤差曲線。將其與修形前5檔主動輪傳遞誤差曲線(圖6(b))進行對比,可以發(fā)現,傳遞誤差幅值從14.5053μm降到8.0691μm,并且其變化情況也趨于平緩。利用MASTA對修形前后5檔主動輪傳遞誤差等相關參數進行計算,所得結果如表6、7所示。將表6與表7進行對比后,可以發(fā)現,輪齒單位長度上所受嚙合力最小值由86196.6601N/m減小到0,單位長度上所受嚙合力最大值從225962.7311N/m降為91384.2098N/m,降低了59.56%,改善效果較顯著。對5檔主動輪進行受載齒面接觸分析,得到其接觸斑點,如圖8所示。對比圖8(a)與(b)可知,齒面接觸應力從修形前的1289MPa降低至修形后的1044MPa,齒面偏載情況得到消除,輪齒嚙合質量也得到提高。根據式(4),利用圖1中的模型,對經過齒輪宏觀參數優(yōu)化和修形后,變速箱位于5檔工況下的振動響應情況進行求解,可得到其振動幅值,如圖9所示。將其與圖5(修形前)相比較可知,變速箱動態(tài)響應的最大值從一階0.4147kHz時的127.5173μm降低到80.0196μm,響應降低了37.25%。通過對5檔輪進行齒輪宏觀參數優(yōu)化和修形,降低了齒輪副的傳遞誤差,減小了傳動系統(tǒng)中的動態(tài)激勵,變速箱5檔工況下嘯叫現象