日本无码免费高清在线|成人日本在线观看高清|A级片免费视频操逼欧美|全裸美女搞黄色大片网站|免费成人a片视频|久久无码福利成人激情久久|国产视频一二国产在线v|av女主播在线观看|五月激情影音先锋|亚洲一区天堂av

  • 手機站
  • 小程序

    汽車測試網(wǎng)

  • 公眾號

    • 汽車測試網(wǎng)

    • 在線課堂

    • 電車測試

基于動態(tài)嚙合剛度改善的兩檔變速器噪聲性能提升

2020-06-09 14:25:18·  來源：汽車制造業(yè)  
　
作者：吳東 李東丨天津中德傳動有限公司在純電動汽車中，動力源由電池和電機所替代，致使原來傳統(tǒng)汽車中內(nèi)燃機的掩蔽效應(yīng)消失，原本不明顯的高頻噪聲變得更加顯
作者：吳東 李東丨天津中德傳動有限公司 
 
在純電動汽車中，動力源由電池和電機所替代，致使原來傳統(tǒng)汽車中內(nèi)燃機的“掩蔽效應(yīng)”消失，原本不明顯的高頻噪聲變得更加顯著，傳動裝置中齒輪傳動系統(tǒng)的噪聲尤為突顯，是其噪聲的主要來源。
在齒輪傳動過程中，變速器受到齒輪傳遞誤差、軸承布置與選型以及殼體受力變形等綜合因素的影響，使得主從動齒輪在嚙入、嚙出過程中產(chǎn)生齒面變形，從動齒輪實際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角出現(xiàn)差值，主要體現(xiàn)在嚙合線上，即從動齒輪實際位移與理論位移產(chǎn)生的差值，導(dǎo)致主從動齒輪嚙合時產(chǎn)生干涉，產(chǎn)生激振力。振動通過輪坯、軸及軸承等零件傳遞到殼體引起輻射噪聲。對于此類噪聲，往往通過齒輪修形的方法解決，同時可以降低齒輪副嚙合的傳遞誤差，降低齒面接觸應(yīng)力。如果齒輪修形是通過改善齒面接觸降低齒輪副嚙合激勵，那么動態(tài)嚙合剛度就是從根本上降低激勵產(chǎn)生的源頭。改善動態(tài)嚙合剛度是降低變速器噪聲最本質(zhì)的方法。
 
純電動汽車兩檔變速器與模型構(gòu)建
 
以某電動汽車兩檔變速器為研究對象，結(jié)構(gòu)布置如圖1所示。變速器采用同軸式布置結(jié)構(gòu)，兩個檔位的速比分別為2.67和1，最大輸入轉(zhuǎn)矩600 N·m，要求變速器每個檔位的臺架試驗噪聲值小于81 dB(A)。
采用JYCD軟件搭建兩檔變速器的仿真模型（圖2），按照整車懸置布置結(jié)構(gòu)建模，并導(dǎo)入殼體的剛度矩陣。
齒輪軸采用20 CrMnTiH材料，各齒輪精度定義為7級，齒面粗糙度為RZ4.8，齒根粗糙度為RZ10。
 
圖1 兩檔變速器結(jié)構(gòu)
 
圖2 兩檔變速器仿真模型
 
圖3 階次分析和響應(yīng)分析結(jié)果
 
兩檔變速器噪聲問題分析
對兩檔變速器進(jìn)行噪聲測試，通過傳聲器采集噪聲數(shù)據(jù)，并對測試結(jié)果進(jìn)行階次分析和響應(yīng)分析，結(jié)果如圖3所示。
從圖3中可以看出，在頻率2 000～2 500 Hz左右，第37階次的噪聲值為噪聲峰值，達(dá)到87 dB(A)，與此階次對應(yīng)的是常嚙合齒輪副，齒輪參數(shù)見表1，需要對變速器的常嚙合齒輪副進(jìn)行優(yōu)化。
傳遞誤差計算
傳遞誤差為輸出齒輪的實際嚙合位置與理論嚙合位置的扭轉(zhuǎn)角度偏差反映在嚙合線上的位移大小，如圖4所示。S1為兩輪的嚙合起始點，E1為兩輪的嚙合終止點，P節(jié)點為兩輪的理論嚙合位置點，而由于受載變形、齒面修形及加工誤差等因素的影響，使得兩輪的實際嚙合位置點偏移至P1點處，偏移距離PP1即為
表1 兩檔變速器常嚙合齒輪副參數(shù)
 
 
圖4 傳遞誤差示意圖
傳遞誤差TE，見公式（1）：
 
式中，R1為主動輪基圓半徑；R2為從動輪基圓半徑；θ1為主動輪振動角位移；θ2為從動輪振動角位移。
以臺架測試工況作為仿真的輸入工況，對各齒輪副的傳遞誤差、齒面接觸應(yīng)力進(jìn)行仿真計算。傳遞誤差TE＜2 μm，結(jié)果如圖5所示；齒面接觸壓力計算結(jié)果為1 326 MPa，如圖6所示，接觸區(qū)域飽滿，滿足變速器的初始設(shè)計要求。
從仿真分析結(jié)果可知，常嚙合齒輪副的傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力結(jié)果非常理想，但是噪聲出現(xiàn)在2 000～2 300 Hz之間，故需要對動態(tài)嚙合剛度進(jìn)行分析。
 
動態(tài)嚙合剛度計算
動態(tài)嚙合剛度應(yīng)考慮隨著齒輪軸系轉(zhuǎn)速（或齒輪嚙合頻率）的改變對于輪齒之間嚙合剛度的影響?；邶X輪傳動系統(tǒng)振動傳遞路徑分析原理，齒輪動態(tài)嚙合剛度是齒輪傳動系統(tǒng)的綜合體現(xiàn)。隨著齒輪軸系轉(zhuǎn)速的改變，在主、從動齒輪嚙合齒面間產(chǎn)生單位相對扭轉(zhuǎn)變形量時，兩齒面間的嚙合力也隨之改變。因此將動態(tài)嚙合剛度定義為輪齒嚙合處受某一頻率單位扭轉(zhuǎn)角位移的周期性激勵作用下，在該嚙合處所需施加相同頻率的轉(zhuǎn)矩大小。齒輪傳動系統(tǒng)振動分析模型如圖7所示。
 
圖5 常嚙合副傳遞誤差
 
圖6 齒面接觸壓力
 
圖7 齒輪嚙合原理
圖7中P、g分別代表主、從動輪，fp、fg分別表示齒輪副間的一對相互作用力，δ為主、從動輪沿嚙合線的相對位移量，km為齒輪副間的嚙合剛度。
齒輪傳動系統(tǒng)的動力學(xué)方程見公式（2）：
 
式中，M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣。
根據(jù)主、從動輪的動態(tài)嚙合柔度的關(guān)系即可求解出齒輪副的動態(tài)嚙合剛度。
計算得到齒輪動態(tài)嚙合剛度，如圖8所示。從圖中可以看出，在2 000～2 500 Hz有一處峰值，峰值達(dá)到1 100 N/mm，與試驗測試噪聲區(qū)域相符合。
 
動態(tài)嚙合剛度優(yōu)化和試驗驗證
通過調(diào)整殼體、軸和軸承的剛度，來改變齒輪副的動態(tài)嚙合柔度，進(jìn)而影響動態(tài)嚙合剛度，可以有效地降低變速器激勵源幅值，從而降低變速器整體噪聲。
在JYCD軟件中，分別計算調(diào)整后的殼體剛度、軸剛度和軸承剛度，然后得出動態(tài)嚙合剛度改進(jìn)結(jié)果，如圖9所示。在2 000～2 500 Hz處的峰值降低到了750 N/mm，降低了31.8%。
 
圖8 動態(tài)嚙合剛度結(jié)果
 
圖9 動態(tài)嚙合剛度改進(jìn)結(jié)果
 
圖10 修形后1檔噪聲測試結(jié)果
將優(yōu)化后的變速器進(jìn)行噪聲臺架測試，變速器噪聲降低較為明顯，尤其是2 000～2 500 Hz有處響應(yīng)有明顯降低，如圖10所示，測試結(jié)果為80 dB（A）。
 
結(jié)論
降低激勵源的幅值是提高變速器NVH性能的關(guān)鍵因素，通過調(diào)整齒輪動態(tài)嚙合剛度可以從根本上改善變速器的噪聲問題。因此，要解決變速器的噪聲問題，需要重點關(guān)注變速器齒輪副的動態(tài)嚙合剛度，提高產(chǎn)品性能。
 
 
分享到：
 
反對 0 舉報 0 收藏 0 評論 0
滬ICP備11026917號-25