齿轮修形参数对变速箱传动特性影响的研究

　　　　　　　　　　　　　　8　　　　　　　　　　　机械传动　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　2012年

文章编号:1004-2539(2012)09-0008-04

齿轮修形参数对变速箱传动特性影响的研究

杨本洋1　褚超美1　汤海川2　缪　国2

(1上海理工大学机械工程学院,　上海　200093)(2上海汽车变速器有限公司,　上海　201802)

摘要　针对齿轮传动中的振动和噪声问题,以Masta为仿真分析平台,通过对某变速箱主减速齿轮修形的仿真计算,得到了齿顶修缘量、齿形和齿向鼓形量等修形参数的变化对齿轮传动特性的影响规律。在对齿轮传动误差和齿面最大接触应力变化规律研究的基础上,选取了目标机型主减速齿轮的最佳修形参数。噪声试验结果表明,变速箱主减速齿轮修形后,齿轮啸叫得到了明显改善。

关键词　变速箱　噪声　齿轮修形　仿真分析

ResearchonEffectsofGearModificationParameters

withGear-boxTransmissionPerformance

YangBenyang1　ChuChaomei1　TangHaichuan2　MiaoGuo2

(1CollegeofMechanicalEngineering,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai200093,China)

(2ShanghaiAutomobileGearWorksCo.,Ltd.,Shanghai201802,China)

Abstract　Focusingonthevibrationandnoiseofgeartransmission,takingMastasoftwareastheanalysisplat-form,bysimulatingandcomputingthemodificationofmainreductiongearofatransmission,theeffectrelationsbe-tweenchangeofmodificationparameterssuchastiprelief,barrelingreliefandcrowningreliefwithcharacteristicofgeartransmissionisobtained.Theoptimummodificationparametersareselectedbasedonthestudyofthelawofgeartransmissionerrorandmaxcontactpressure.Noisetestresultshowsthatthesquealofthetransmissionisreducedef-fectivelyaftergearmodification.

Keywords　Transmission　Noise　Gearmodification　Simulationanalysis

0　引言齿轮是汽车变速箱动力传递的关键载体,也是变速箱噪声产生的主要来源。近年来,齿轮传动噪声改善研究已成为提高汽车变速器性能的重要内容[1-2]。不同的噪声现象有不同的频率特征和激励机理,同时也有不同的对应解决方法。啸叫是齿轮传动噪声中较为常见的现象。研究表明,齿轮修形是解决变速箱齿轮啸叫问题的一个有效途径。以某电动汽车变速箱主减速齿为研究对象,利用Masta软件建立齿轮箱的三维模型,通过采用不同的修形参数,进行齿轮传动机构特性的仿真分析,得出了修形参数对齿轮传动误差和接触应力的影响规律,为合理选择修形参数,改善汽车变速箱齿轮啸叫噪声提供了理论依据。

1　噪声产生原因分析齿轮啸叫噪声产生的主要原因是齿轮传动时存在传动误差,产生激振力,引起传动机构的振动,振动传递到变速箱外部结构的过程中产生共振而引发啸叫噪声,传递途径如图1所示。啸叫作为单一阶次的高频噪声,其频率范围一般在700～4000Hz,是由传递误差的幅值直接决定的。传动误差是指当主动轮以恒定角速度转动时,被动轮的转速发生波动而滞后于主动轮的现象。如果齿轮是理想渐开线形状,达到绝对刚度并且无安装误差,那么齿轮啮合就没有传动误差,也不会产生振动。实际上,由于受到齿轮制造、安装误差及弹性变形等多种因素的影响,传动误差必然会存在。

[3-4]

第36卷　第09期　　　　　　　　　　　齿轮修形参数对变速箱传动特性影响的研究　　　　　　　　　　　　　　　　　9

2　齿轮修形及仿真分析方法2.1　齿形修形从弹性力学的角度出发,由于齿轮啮合时,各轮齿类似承受载荷的悬臂梁会产生弯曲变形,各轮齿接触表面也会产生弹性形变。加之各种误差因素的影响,轮齿啮入啮出时,其啮合点将会偏离理论啮合位置,产生啮入、啮出冲击,并且会造成顶刃刮行而破坏润滑油膜,在高温重载下,极易产生齿面胶合。为即齿形修形

[5]

弹性变形,以及齿轮的制造误差及箱体变形,会引起齿轮齿向接触不均匀,降低齿轮的承载能力,因此需要对齿向方向进行微观的鼓形修整。当齿轮的有效接触宽度bca与工程齿宽b之比:bca/b≥1时,达到全齿宽接

触,能充分发挥齿轮的承载能力,此时的鼓形量为

Cc=0.5Fβy+Fm/bCr

为齿宽;Cr为轮齿啮合综合刚度。2.3　仿真分析方法

与KISSsoft等齿轮设计开发软件相比,Masta具有包含几何、强度设计以及加载齿面接触分析(LTCA)在内的AdvancedLTCA模块。该模块集成在核心模块之中,结合有限元分析方法,考虑了齿轮啮合过程中刚度变化造成的影响,因此能更加准确的计算传动误差和齿面接触应力,从而可靠地实现齿形优化。

在进行优化之前先要在Masta的核心模块中完成传动系统的建模、加载及静力学分析工作。对于目标

(3)

式中,Fβy为齿轮的啮合歪斜度;Fm为传动圆周力;b

图1　激振力及噪声传递途径

变速箱,建模方法为:先建立所有轴的模型,并确定轴的空间位置,然后定义轴上的其他零件。其中齿轮、轴承等零部件都可以进行参数化建模,壳体、差壳等复杂异型件可经过FE(FiniteElement)接口直接引入。最终的齿形优化过程是在圆柱齿轮微观修形与分析模块中进行的,针对要修的齿轮及齿面,进入相应的参数编辑页面,输入修形参数,并运行工况,即可得到修形后齿面的接触状况、齿轮副的传动误差等。由于汽车变速器实际工况是多变的,为模拟汽车变速器实际工况,需要对建立的模型施加不同的载荷,以考核汽车变速器在不同工况下的运转情况。由于在不同载荷下,产生的弹性变形量不相同,这里选定修形参数的原则是,首先在确保常用工况最佳状态的前

(2)

图2　变速箱Masta模型

了改善齿轮啮合,需将发生干涉的部分进行适量修除,

。齿形修形可以是对两个齿轮都进行齿

顶修缘,也可以只对其中一个齿轮同时进行齿顶修缘和齿根修整,另一齿轮不修形。由于齿根修整会使齿根强度减弱,因此通常采用前一种修形方法。齿顶修缘主要确定3个要素:修形曲线、修形长度和齿顶修缘量

[6]

。

修形曲线主要有直线和抛物线,由于直线修形简单易加工,是一种常用的方法。根据修形长度可分为长修形和

短修形,长修形为啮合起始点(或终止点)到单双对齿交替处。短修形为啮合起始点(或终止点)到长修形的1/2处[7]。由于长修形会使啮合部分小于一个基节,容易引起啮合不连续而产生冲击,因此多采用短修形。齿顶修缘量采用MAAG公司给出的经验公式

啮合起始点处(从动轮齿顶):

修形上限　Δ0.00508+0.0406W×1031u=修形下限　Δ1o=0.0127+0.0406W×10啮合终止点处(主动轮齿顶):修形上限　Δ0+0.0406W×1032u=修形下限　Δ0.00762+0.0406W×102o=力,N;B为齿宽,mm。

由于齿轮啮合时,会产生边隙效应,造成齿面的局部压陷,因此要进行适当的齿形鼓形修形。其鼓形量一般较小,可根据经验给出。2.2　齿向修形

齿轮承受载荷后齿轮体和轴会发生弯曲、扭转等33

(1)

提下兼顾其他工况。按照这一原则,采用最大转矩的50%代入公式进行理论计算。在仿真过程中,由理论

计算为Masta提供初始的修形参数,再对参数进行调整,作进一步优化,然后针对得到的传动误差和齿面接触应力进行对比分析,最终确定最佳修形参数。目标变速器常用工况转矩为74.8～112N·m,能量回收的倒拖工况转矩为-17～0N·m,其传动误差的目标值初步定为2μm,由材料20MnCr5接触疲劳性能试验得知,最大齿面接触应力目标值不应超过1500MPa。

该变速箱结构如图2所示,主减速齿轮副参数如表式中,单位齿宽载荷W=Ft/B,N/mm;Ft为传递圆周

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1所示。该模型中主要零部件包括齿轮、轴、轴承、差速器及变速箱壳体等。所有零部件的材料、尺寸及位置关系均与实际情况一致。变速箱箱体与差速器壳体的刚度是由有限元软件Hypermesh及ANSYS计算得到。

表1　主减速齿轮副参数

齿数

主动轮从动轮

2261

齿宽2523

2.4

20

24.5

模数/mm

压力角/(°)螺旋角/(°)

3.2　齿形鼓形量的影响分析

以齿顶修缘量25μm为例,在其他相同的条件下,分析不同齿形鼓形量对齿轮传动误差和最大齿面接触应力的影响。由图5、图6可见,齿形鼓形量对齿轮传

动误差影响很大。随着齿形鼓形量的增大,高转矩下的齿轮传递动误差均减小,但是低转矩下的传动误差明显增大,考虑到能量回收工况,齿形鼓形量不应该太大。而最大齿面接触应力与只进行齿顶修缘相比,其中齿形鼓形量由0增大到2μm时,常用工况下的最大齿面接触应力有所降低,而大于2μm以后,无明显变化,因此推荐齿形鼓形量范围为0～2μm。

3　修形参数的影响规律研究3.1　齿顶修缘量的影响分析

由式(1)和式(2)得,主、从动轮的齿顶修缘量范围

分别为14.9～22.5μm和9.8～17.4μm,考虑到实际加工情况,从动轮和主动轮要取相等的齿顶修缘量。在保证修形曲线、修形长度及其他条件不变的情况下,给出不同的齿顶修缘量进行仿真计算,得到不同转矩下的传动误差和齿面最大接触应力。由图3、图4可见,齿顶修缘后,传动误差降低较明显,增大齿顶修缘量,传动误差无明显变化。齿顶修缘后的最大齿面接触应力也明显降低,能够有效减小啮合冲击。随着齿顶修缘量的增大,最大齿面接触应力在高转矩时逐渐减小,在低转矩有增大的趋势。其中修缘量从20μm增加到25μm,常用工况下的最大齿面接触应力降低明显,低转矩下稍微增大。当修缘量从25μm增大到30μm时,常用工况下的最大齿面接触应力也开始增大,因此,推荐最佳齿顶修缘范围为20～25μm。

图5　齿形菜量与传动误差的关系

图6　齿形鼓形量与最大齿面接触应力的关系

3.3　齿向鼓形量的影响分析

鼓形修形关键是要确定鼓形量的大小,这里按照等半径圆弧来设计鼓形齿,这种形式的鼓形齿设计简

单,加工方便。由式(3)得总的齿向鼓形量为11.8μm,下面以齿顶修缘量25μm,齿形鼓形量2μm为例,在其他条件不变的情况下,分析不同的齿向鼓形量对

图3　齿顶修缘量与传动误差的关系

齿轮传动误差和最大齿面接触应力的影响。由图7、图8可见,齿向鼓形修形以后与只进行齿顶修缘和齿形鼓形修形相比,齿轮传动误差和最大齿面接触应力变化明显。随着齿向鼓形量的加大,最大齿面接触应力无明显变化。其中齿向鼓形量由8μm增加到12μm时,常用工况的传动误差基本上降低到目标值2μm以下,齿面最大接触应力也维持在1500MPa附近。当鼓形量从12μm增加到16μm时,虽然高转矩下的传动误差进一步降低,不过低转矩下的传动误差明显增

图4　齿顶修缘量与最大齿面接触应力的关系

大,考虑到电动汽车能量回收的倒拖工况,齿向鼓形量第36卷　第09期　　　　　　　　　　　齿轮修形参数对变速箱传动特性影响的研究　　　　　　　　　　　　　　　　　11

不应太大,因此推荐最佳齿向鼓形量为8～12μm。

n1与阶次c之间的关系为

图10　噪声试验结果

图7　齿向鼓形量与传动误差的关系

c=f/n1(4)

由式(4)得,变速箱主减速齿的噪声阶次为9.8

阶。从图10中可以看出,整体噪声峰值主要是由9.8阶引起的。对变速箱主减速齿轮进行修形后,在电机转速3700r/min附近,即输入转矩为120N·m时,传动误差由4μm降至2μm,9.8阶噪声峰值大约降低8dB,整体噪声峰值消失,主观感觉啸叫明显改善。

5　结论图8　齿向鼓形量与最大齿面接触应力的关系

(1)仿真分析得到的最佳修形量结果与50%转矩点(即常用工况下的转矩)理论修形量计算结论基本相符。(2)适当的齿顶修缘能减小齿轮啮合时产生的干涉,从而降低齿轮传动误差和最大齿面接触应力。但如果修缘量过大,会破坏齿轮啮合,产生冲击。

(3)齿形和齿向鼓形修整能够降低齿轮传动误差和齿面最大接触应力,随着鼓形量的增加,齿面最大接触应力无明显变化,低转矩下的传动误差明显增大,考虑到电动车能量回收工况,鼓形量不能过大。

(4)传动误差与噪声有直接的关系,其中传动误差降低一倍,啸叫部分大约降低8dB。

参

考

文

献

4　修形方案设计与试验分析通过对齿轮修形参数与齿轮传动误差和最大齿面接触应力变化关系的分析,以齿轮修形参数与传动误差和最大齿面接触应力变化规律作为齿轮修形设计、

调整的依据,确定该变速箱主减速齿具体修形参数为:齿顶修缘量为25μm,齿形鼓形量为2μm,齿向鼓形量为12μm。

齿轮传动状况最直接的验证方法是对其传动误差进行测量,但是需要特定的仪器,目前还难以实现。所以,只能通过噪声试验来定性判断。在试验过程中输入转矩(N·m)与转速(r/min)的关系如图9所示,试验结果显示了该变速器主减速齿轮磨齿修形处理后,其在D(前进)挡急加速工况下的噪声状况。

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制造工程,2007(11):85-112.收稿日期:20120114　　收修改稿日期:20120214基金项目:上海市重点学科项目(J50503)作者简介:杨本洋(1987-),男,河南商丘人,硕士研究生图9　电机性能曲线图

为了得到更准确的分析结果,这里采用阶次(振动频率与轴频的比值)分析方法[8]。阶次分析本质上是基于参考轴转速的频率分析。

各齿轮对应不同的阶次,啮合频率f、参考轴转速