汽車萬向傳動(dòng)裝置動(dòng)態(tài)特性仿真分析

田海蘭，劉靈歌，閆少華

(1.鄭州財(cái)經(jīng)學(xué)院 機(jī)電與汽車工程學(xué)院，河南 鄭州 450044；2.機(jī)械工業(yè)第六設(shè)計(jì)研究院有限公司，河南 鄭州 450007)

汽車萬向傳動(dòng)裝置動(dòng)態(tài)特性仿真分析

田海蘭1，劉靈歌1，閆少華2

(1.鄭州財(cái)經(jīng)學(xué)院 機(jī)電與汽車工程學(xué)院，河南 鄭州 450044；2.機(jī)械工業(yè)第六設(shè)計(jì)研究院有限公司，河南 鄭州 450007)

在Pro/E軟件中建立萬向傳動(dòng)裝置的三維模型，并基于ADAMS軟件和ANSYS軟件進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性仿真分析.采用理論計(jì)算和運(yùn)動(dòng)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(duì)中間傳動(dòng)軸進(jìn)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(yùn)動(dòng)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(yàn)數(shù)據(jù)相符；模型構(gòu)建合理，仿真結(jié)果可靠；動(dòng)態(tài)特性仿真可簡化機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)過程，為進(jìn)一步優(yōu)化萬向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)提供指導(dǎo).

萬向傳動(dòng)裝置；三維模型；動(dòng)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(dòng)，變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸相對(duì)位置經(jīng)常發(fā)生變化.萬向傳動(dòng)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(dòng)力，實(shí)現(xiàn)相交、平行或空間交錯(cuò)的兩軸間的連接，以完成主動(dòng)軸與從動(dòng)軸之間的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力傳遞[1].如何抑制傳動(dòng)系統(tǒng)在傳動(dòng)過程中產(chǎn)生的振動(dòng)，提高汽車零部件壽命，并保證輸入軸和輸出軸等速轉(zhuǎn)動(dòng)，對(duì)萬向傳動(dòng)裝置的研究至關(guān)重要.相關(guān)文獻(xiàn)偏重于分析萬向節(jié)運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)或者只研究傳動(dòng)軸的特性，而未將萬向節(jié)和傳動(dòng)軸組裝成完整的機(jī)械系統(tǒng)，進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析.本文運(yùn)用仿真軟件對(duì)萬向傳動(dòng)裝置機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行理論和仿真分析，從理論上分析十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)的不等速性隨兩叉軸夾角α的變化規(guī)律和實(shí)現(xiàn)等速的條件，并在傳動(dòng)軸的模態(tài)分析中得出前4階的固有頻率值，與試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析對(duì)比來驗(yàn)證所構(gòu)建模型的正確性.

1 萬向傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析與仿真

1.1 萬向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)模型

萬向傳動(dòng)裝置由萬向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，在汽車傳動(dòng)和其他機(jī)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(dòng)裝置結(jié)構(gòu)模型.為了避免運(yùn)動(dòng)干涉，在萬向傳動(dòng)裝置傳動(dòng)軸中設(shè)有由萬向節(jié)滑動(dòng)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(dòng)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(xiàn)[2]，可對(duì)萬向節(jié)兩個(gè)特殊位置進(jìn)行速度特性分析(圖2).設(shè)主動(dòng)叉軸以等角速度ω1旋轉(zhuǎn)，兩叉軸夾角為α.圖2(a)為主動(dòng)叉在垂直位置且十字軸平面與主動(dòng)叉軸垂直的情況.據(jù)此得出的從動(dòng)叉軸角速度為：

當(dāng)主動(dòng)叉從垂直位置轉(zhuǎn)過90°至圖2(b)所示位置時(shí)，根據(jù)主、從動(dòng)叉的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)可以得出：ω2=ω1cosα.

(a) 主動(dòng)叉在垂直位置 (b)主動(dòng)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(duì)象，分析角度α對(duì)十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)的不等速率k的影響，有：

sinαtanα×100%

(1)

從式(1)計(jì)算結(jié)果(表1)可以看出：當(dāng)α=0°到α=5°時(shí)，k變化很??；當(dāng)α=10°時(shí)，k明顯增大，并且隨著α增大，k增加得很快，對(duì)不等速率的影響越來越明顯.因此，在實(shí)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(dòng)軸及其相連的傳動(dòng)部件做扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，產(chǎn)生附加的交變載荷[3],影響零部件使用壽命.在實(shí)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(gè)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(biāo)系原點(diǎn)，分別建立坐標(biāo)系xyz和x′y′z′.經(jīng)過理論推導(dǎo)，輸入軸1與傳動(dòng)軸2的角速度關(guān)系為：

(2)

傳動(dòng)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(dòng)軸3和輸出軸4的角速度；φ1、φ2分別為雙萬向節(jié)時(shí)主、從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角.由此可知，角速度比是α1、α2和φ1、φ2的函數(shù).當(dāng)α1=α2=0時(shí)，角速度比恒為1；當(dāng)α1=α2=90°時(shí)，角速度比為0，兩軸不能進(jìn)行傳動(dòng).

圖3 萬向節(jié)串聯(lián)安裝結(jié)構(gòu)

因?yàn)棣?≈ω3，所以輸入軸1和輸出軸4的角速度比為：

(4)

當(dāng)α1=α2，φ1=φ2時(shí)，有ω1=ω4.

對(duì)于平行排列或相交排列的萬向傳動(dòng)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(dòng)叉與萬向節(jié)2的主動(dòng)叉以中間傳動(dòng)軸相連，且處于同一平面；②輸入軸、輸出軸與傳動(dòng)軸的夾角相等，即α1=α2[4].

1.3 萬向傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)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(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真.模型的材料定義為steel.根據(jù)模型運(yùn)動(dòng)情況，輸入軸(輸出軸)與機(jī)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(jī)械系統(tǒng)[6].添加旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)，該驅(qū)動(dòng)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(gè)條件，以α1=α2=10°，對(duì)模型設(shè)定時(shí)間t=100 s，步長為2 000的動(dòng)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(dòng)，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(dòng)軸的模態(tài)分析

在汽車行駛過程中，萬向傳動(dòng)裝置會(huì)受路面不平及傳動(dòng)系中各種力的影響.當(dāng)這些外界激勵(lì)頻率接近于系統(tǒng)固有頻率時(shí)，系統(tǒng)將產(chǎn)生共振[7].為避免共振對(duì)零部件的損壞，對(duì)萬向傳動(dòng)裝置進(jìn)行模態(tài)分析，確定系統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率和振型很有必要.在汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中，中間傳動(dòng)軸的振動(dòng)較為明顯，而且低階模態(tài)振型更能體現(xiàn)傳動(dòng)軸的動(dòng)態(tài)特性[8-9].查看對(duì)中間傳動(dòng)軸動(dòng)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(jìn)行模態(tài)求解，可得到中間傳動(dòng)軸前4階的固有頻率和相應(yīng)的振型(圖6).

仿真試驗(yàn)數(shù)據(jù)是通過試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析技術(shù)獲得的.試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析技術(shù)是研究機(jī)械結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)振動(dòng)特性常用的辨識(shí)方法.通過獲取機(jī)械結(jié)構(gòu)的振動(dòng)形態(tài)及特征頻率可了解機(jī)械系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)振動(dòng)特性[4].本試驗(yàn)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(diǎn)選在傳動(dòng)軸輸入端，測點(diǎn)平均布置在傳動(dòng)軸對(duì)稱位置，激振點(diǎn)都選在同一處，每個(gè)響應(yīng)點(diǎn)采集同一方向的數(shù)據(jù).經(jīng)計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)采集、模態(tài)識(shí)別，得到的中間傳動(dòng)軸前4階模態(tài)試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表2所示.

圖6 中間傳動(dòng)軸的前4階振型

將仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)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(jī)模型以及在ANSYS中進(jìn)行的模態(tài)求解結(jié)果與實(shí)際試驗(yàn)相符.為防止共振，在系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)保證外界激振頻率與傳動(dòng)軸的固有頻率留有一定偏差.

表2 仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比

3 結(jié)束語

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

三維建模Pro/E、運(yùn)動(dòng)仿真ADAMS及模態(tài)分析ANSYS Workbench等軟件的聯(lián)合應(yīng)用為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的仿真提供了可靠平臺(tái)，為萬向傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)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(jì).

[1] 張 寶，蘇小平.基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的萬向聯(lián)軸器動(dòng)態(tài)特性仿真分析[J].機(jī)械傳動(dòng)，2011,35(7):72-84.

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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(diǎn)科研資助項(xiàng)目(16A120017)

田海蘭(1978-)，女，河南開封人，碩士，講師，研究方向?yàn)闄C(jī)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