純電動汽車減速器齒輪嚙合錯位分析

王鵬，陳強，王斌

純電動汽車減速器齒輪嚙合錯位分析

王鵬，陳強，王斌

（法法汽車（中國）有限公司，北京 100015）

文章分析了某純電動汽車減速器輸入級高速齒輪嚙合錯位。結合Romax軟件，有限元計算和計算機隨機模擬等方法對引起嚙合錯位的各項確定和隨機因素進行討論和分析。計算結果表明高速離心力導致的齒輪變形對嚙合錯位影響很小，各項變形中軸承變形對嚙合錯位影響最大，隨機因素中殼體軸承孔位置度和齒輪齒向傾斜誤差對嚙合錯位的偏差影響最大。計算結果可為后續(xù)齒輪修形設計提供依據(jù)。

嚙合錯位；Romax分析；隨機模擬

前言

純電動汽車減速器輸入級齒輪的最高轉速高（常可達15000 rpm），最大扭矩大（常可達400 Nm）。并且它是常嚙合齒輪，需要在電機的整個工作扭矩范圍內取得較好的振動噪聲表現(xiàn)。研究表明，對于斜齒輪傳動，如果齒輪無齒向偏載，則采用合適的齒向鼓形和齒形鼓形的組合設計能獲得多工況下較佳的綜合傳動性能[1]。因此對齒輪嚙合錯位進行詳細分析，從而有針對性地進行齒向傾斜修形（螺旋角修形）以改善齒輪齒向偏載，是采用齒輪修形設計以降低減速器振動噪聲的重要前提。

1 齒輪嚙合錯位

齒輪嚙合錯位可分為平行嚙合錯位（引起中心距改變）、在垂直于嚙合面的平面內的角度嚙合錯位j和在嚙合面內的角度嚙合錯位i，如圖1所示。其中平行嚙合錯位引起中心距改變從而少量改變重合度，它對齒輪齒向偏載影響很小。j引起齒輪接觸區(qū)歪斜，從而使得原本由接觸彈性引起的理論接觸矩形變?yōu)榻佑|橢圓，該接觸橢圓的長邊將比原矩形長邊短，導致齒輪的有效接觸長度減少。計算表明，一般由j引起的齒輪接觸長度減少量很小，可忽略其影響[2]。i將引起齒輪齒向偏載，從而增大齒輪接觸應力和彎曲應力，弱化斜齒輪傳動優(yōu)勢，提高傳動誤差，降低傳動平穩(wěn)性。因此i是齒輪齒向傾斜修形的主要考慮因素。如圖1示，定義x為兩齒輪軸線在垂直于兩齒輪軸線構成的平面內的歪斜角度，y為兩齒輪軸線在兩齒輪軸線構成的平面內的傾斜角度，則由坐標變換有：

其中α為壓力角，由式（1）可知Mx比My對Mi的影響更大。

2 引起齒輪嚙合錯位的因素

引起齒輪嚙合錯位的因素可分為兩類，一類是系統(tǒng)各處的彈性變形，另一類則是系統(tǒng)加工制造誤差。ISO 6336-1[3]將齒輪的嚙合錯位定義為齒輪在有效齒寬范圍內輪齒一端的最大分離量f，并且按引起嚙合錯位的因素將f分為：由軸的彈性變形引起的嚙合錯位f、由軸承游隙和彈性變形引起的嚙合錯位f、由殼體彈性變形引起的嚙合錯位f和由制造誤差引起的嚙合錯位f。f是以上各項嚙合錯位的綜合，各項嚙合錯位可能相互疊加也可能互相抵消，需要根據(jù)具體結構和工況計算而定。由定義可知：

其中：為有效齒寬，單位mm，f嚙合錯位，單位m，i角度嚙合錯位，單位m/mm。

可將引起嚙合錯位的因素進一步細分為：軸彎曲和扭轉變形、軸承變形，殼體變形，齒輪體變形、高速時離心力導致的齒輪變形、熱變形、齒輪齒向傾斜誤差、軸承安裝孔位置度誤差、軸承安裝孔配合間隙、軸承游隙、花鍵間隙等。下文將以某純電動車減速器輸入級齒輪為例，對各項影響因素進行分析。

3 齒輪嚙合錯位分析

3.1 減速器輸入級齒輪軸系

本文分析的純電動汽車減速器的最高輸入轉速為12000 rpm，最大輸入扭矩為300 Nm。該減速器通過兩級平行軸斜齒輪傳遞動力，其輸入級齒輪軸系示意圖如圖2，其中：S1為輸入軸，S2為中間軸，G1為輸入主動齒輪，G2為輸入從動齒輪，B1~B4為輸入軸和中間軸的支撐軸承，均為深溝球軸承，1，2分別為輸入軸和中間軸的軸承跨距。

圖2 減速器輸入級齒輪軸系示意圖

3.2 彈性變形

減速器各處彈性變形的計算比較復雜，一般需要借助各種數(shù)值方法。Romax軟件可考慮減速器殼體的剛度、軸承的非線性剛度等因素對齒輪傳動性能的影響[4]。本文通過Romax軟件計算減速器彈性變形引起的嚙合錯位，分析最大輸入扭矩工況，約定齒輪在有效齒寬范圍內沿圖2示z軸正方向分離量增大時的嚙合錯位為正。

在Romax中建立包含柔性殼體的減速器模型，如圖3所示，計算結果將在下節(jié)中討論。下文分析中需用到各軸承所受徑向力的方向，該結果可從Romax中讀取。將軸承B1~B4所受徑向力與圖1所示軸正方向的夾角定義為各軸承徑向力的方向角，分別記為1~4。

圖3 在Romax中建立的含殼體減速器模型

3.3 離心力導致的齒輪變形

通過有限元軟件計算得到輸入軸轉速為15000 rpm時輸入主動及從動齒輪由離心力導致的變形。圖4為輸入主、從動齒輪某齒面沿嚙合方向的變形分布。從圖中可看出輸入主、從動齒輪齒向兩側齒面變形的最大差值分別為0.2m和0.8m。因此對于常用轉速，離心力導致齒輪變形引起的嚙合錯位很小，分析嚙合錯位時可忽略。

圖4 輸入主動齒輪（左）、從動齒輪（右）沿嚙合方向在離心力作用下的變形分布（單位mm）

3.4 花鍵間隙和軸承游隙

輸入級齒輪中的從動齒輪G2通過花鍵和中間軸S2連接。在齒輪徑向力作用下，花鍵的配合間隙主要引起平行嚙合錯位，即導致中心距微量增加，分析i可不考慮。在Romax軟件中計算軸承變形時已考慮軸承的工作游隙，因此無需單獨計算軸承游隙的影響。

3.5 熱變形

由于軸承的和殼體熱膨脹量不一致，將導致熱變形引起軸承和軸承孔的配合間隙發(fā)生變化，從而引起齒輪軸系產(chǎn)生歪斜和傾斜角度。各軸承的發(fā)熱量和殼體上各軸承座處的散熱情況不相同，因此各軸承處的溫度并不均勻?？紤]到靠近電機安裝側（圖2所示的右側）殼體散熱情況更差，兩側殼體軸承座處的溫差取為20℃，軸承與軸承座處的溫差取為10℃。根據(jù)經(jīng)驗，最大扭矩工況下，取軸承B1，B3的軸承座溫度為80℃，則軸承溫度為90℃，軸承B2，B4的軸承座溫度為100℃，軸承溫度為110℃。軸承及殼體材料的線膨脹系數(shù)分別為12×10-6/K，23.8×10-6/K，原尺寸參考溫度為20℃。根據(jù)各處殼體及軸承的熱膨脹量，可計算得到各軸承外圈的配合間隙增加量，B1~B4處的軸承外圈配合間隙增加量記為T1~T4，則軸承中心在受力后將沿各軸承的徑向力方向偏移T1/2~T4/2。通過式（3）計算熱變形導致的齒輪G1，G2的軸線在圖1所示-坐標系下歪斜和傾斜角度：xT1，yT1，xT2和yT2，然后通過式（1）可得其嚙合面內的角度嚙合錯位iT。

3.6 軸承孔位置度

殼體上軸承孔中心的位置偏差將導致軸承中心偏離理論位置，從而引起齒輪角度嚙合錯位。該偏離的方向和距離均為加工引起的隨機誤差。本文分析的減速器軸承孔位置度要求均為0.05，并認為軸承B1~B4的孔中心的偏離距離1~4在-25m~25m之間呈正態(tài)分布，偏離角度1~4在0~之間呈均勻分布。通過式（4）可以計算得到-坐標系下的齒輪軸線的歪斜和傾斜角度，然后通過（1）可得其在嚙合面內的角度嚙合錯位iP。

對于隨機誤差采用計算機隨機模擬的方法處理。通過Matlab生成符合預設分布的r1~r4和φ1~φ4的隨機散點組合（共使用105個散點組合），計算得到對應的MiP隨機散點，并對其進行分布擬合，結果如圖5所示。由圖5可以看出MiP比較符合正態(tài)分布，其分布比正態(tài)分布更集中于均值，本文將其近似為正態(tài)分布。

3.7 軸承孔配合間隙

軸承和軸承孔之間的配合間隙導致的嚙合錯位與熱變形的效果類似，所不同的是各軸承孔的配合間隙的大小由隨機加工誤差決定，對隨機誤差的處理方法同上小節(jié)中的方法，此時偏離角度為固定值（即為軸承所受徑向力的方向角），偏離距離為正態(tài)分布的隨機量。

3.8 齒輪齒向傾斜誤差

齒輪齒向傾斜誤差f除以對應齒輪齒寬即為其引起的角度嚙合錯位，其方向和大小均為隨機加工誤差。本文分析的齒輪精度等級為DIN 6級，兩齒輪的齒向傾斜誤差均為f=±9m。

4 計算結果和討論

根據(jù)上面介紹的方法，計算得到本文分析的純電動汽車減速器輸入級齒輪各項角度嚙合錯位如表1所示。可將嚙合錯位分為三類，I：由各類變形引起的嚙合錯位，其大小和方向隨工況而定；II：方向隨工況而定，大小為隨機誤差的嚙合錯位；III：大小和方向均為隨機誤差的嚙合錯位。

其中合成i的均值為各項均值累加，偏差為各項偏差的統(tǒng)計平均值（平方和根值）。可通過式（2）將合成i轉換為嚙合錯位f，則有f=-24±14m，其中有效齒寬=33mm。得到f后即可針對性地設計齒輪齒向傾斜修形，并驗證齒向傾斜修形設計對誤差的敏感性。

由表1中的計算結果可以看出：

表1 嚙合面內角度嚙合錯位計算結果

（1）在各項彈性變形中，軸承的變形對嚙合錯位的影響最大。這是因為為了減少軸承摩擦損耗，減速器設計多采用深溝球軸承，而深溝球軸承的剛性較小。

（2）各項彈性變形導致的嚙合錯位大部分累加，少量抵消。

（3）軸承孔配合間隙和軸承孔位置度誤差導致的錯位量偏差較大，其中軸承孔位置度誤差導致的錯位量與齒輪齒向傾斜誤差導致的錯位量相當。如果要控制加工誤差對齒向傾斜修形分散性的影響，則需嚴格控制軸承孔位置度誤差及齒輪齒向傾斜誤差。

5 結論

本文對齒輪的嚙合錯位進行分析，并對導致嚙合錯位的各項因素進行討論。結合Romax軟件、有限元計算和計算機隨機模擬等方法對某純電動汽車減速器輸入級齒輪的嚙合錯位進行計算。結果表明：對于15000 rpm以內的輸入轉速，離心力導致的嚙合錯位可忽略；彈性變形中軸承的變形對嚙合錯位影響最大；加工誤差中軸承孔位置度和齒輪齒向傾斜誤差對嚙合錯位的偏差影響最大。本文討論的齒輪嚙合錯位計算方法可為減速器齒輪嚙合錯位計算提供參考，為后續(xù)的齒輪的修形設計提供支持。

[1] Harianto J, Houser D R. A methodology for obtaining optimum gear tooth micro-topographies for noise and stress minimization over a broad operating torque range[C]//ASME 2007 international design engineering technical conferences and computers and information in engineering conference. American Society of Mechanical Engineers, 2007: 289-303.

[2] Donald R. Houser. Gear mesh misalignment [EB/OL]. (2006-06-01) [2019-08-01]. http://gearsolutions.com/features/gear-mesh-misalign ment/.

[3] ISO 6336-1, Calculation of load capacity of spur and helical gears- Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors [S], 2006.

[4] Harris O J, Douglas M, James B M, et al. Predicting the effects of transmission housing flexibility and bearing stiffness on gear mesh misalignment and transmission error[C]//Proc. 2nd MSC Worldwide Automotive Conference, http://www. mscsoftware. com/support/libr -ary/conf/auto00/p01500. pdf. 2000.

Gear Mesh Mis-alignment Analysis of Pure EV Gearbox

Wang Peng, Chen Qiang, Wang Bin

（FF Automotive (China) Ltd., Beijing 100015）

Mesh misalignment of high speed input gears of one pure EV gearbox was analyzed. Using methods combining Romax software, FEA and random simulation with computer, determining and random factors that affect gear mesh misalignment were discussed and analyzed. Calculation results showed that high speed centrifugal force of gears has minimum influence on mesh misalignment, of the deformation factors bearings deformation affect mesh misalignment most, and the position tolerance of bearing seat holes and the gear helix slope deviations are the most influential random factors. These results can be a reference for the subsequent gear micro-modification design.

Mesh Misalignment; Romax Analysis; Random Simulation

A

1671-7988(2019)21-03-04

U469.7

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1671-7988(2019)21-03-04

王鵬，碩士，工程師，就職于法法汽車（中國）有限公司上海研發(fā)中心，主要從事純電動汽車電驅動系統(tǒng)產(chǎn)品設計和開發(fā)。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.21.001

CLC NO.:U469.7