某型新能源減速器齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性

羅瑞田，郭 棟，申志朋，周 儀，陳國(guó)利

（1.重慶青山工業(yè)有限責(zé)任公司，重慶 402760；2.重慶理工大學(xué) 車(chē)輛工程學(xué)院，重慶 400054）

為應(yīng)對(duì)日益嚴(yán)重的環(huán)境污染和燃油供應(yīng)不足問(wèn)題，我國(guó)制定了節(jié)能與新能源汽車(chē)的發(fā)展規(guī)劃，加快汽車(chē)產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級(jí)，使汽車(chē)行業(yè)朝高速化、輕量化和電動(dòng)化的方向發(fā)展，使其成為汽車(chē)行業(yè)的研究熱點(diǎn)。作為節(jié)能與新能源汽車(chē)中的重要部件，新能源減速器在工作過(guò)程中受到多種內(nèi)外激勵(lì)，可能導(dǎo)致減速器產(chǎn)生振動(dòng)噪音，影響整車(chē)噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise, Vibration and Harshness, NVH）性能。因此，研究?jī)?nèi)外激勵(lì)對(duì)減速器齒輪動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的影響規(guī)律，對(duì)于提升新能源汽車(chē)NVH性能至關(guān)重要。

針對(duì)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性問(wèn)題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做過(guò)許多研究，研究?jī)?nèi)容囊括了齒輪嚙合剛度的精確計(jì)算、精確建模、動(dòng)力學(xué)分析以及性能優(yōu)化。文獻(xiàn)[2]綜合考慮時(shí)變嚙合剛度以及靜態(tài)傳遞誤差對(duì)系統(tǒng)的影響，建立了齒輪動(dòng)力學(xué)模型，并基于試驗(yàn)對(duì)模型進(jìn)行了驗(yàn)證。文獻(xiàn)[3]建立了考慮時(shí)變嚙合剛度、齒輪側(cè)隙等非線(xiàn)性參數(shù)的動(dòng)力學(xué)模型，研究了發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)對(duì)齒輪副響應(yīng)的影響。文獻(xiàn)[4]基于單對(duì)齒輪嚙合耦合型動(dòng)力學(xué)模型，研究了齒面摩擦對(duì)系統(tǒng)特性的影響。文獻(xiàn)[5]建立了具有雙側(cè)約束的單自由度非線(xiàn)性直齒輪動(dòng)力學(xué)模型，分析了其系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，并研究了激勵(lì)幅值對(duì)齒輪沖擊狀態(tài)的影響。文獻(xiàn)[6]將變速器實(shí)測(cè)激勵(lì)與模型結(jié)合，通過(guò)階次分析、頻譜分析以及接觸斑分析等方法定位了噪聲源。文獻(xiàn)[7]基于赫茲接觸理論和分形理論，建立了減速器齒輪非線(xiàn)性動(dòng)力學(xué)模型，研究了外界激勵(lì)和系統(tǒng)自身參數(shù)對(duì)減速器傳動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響。文獻(xiàn)[8]研究了嚙合剛度以及齒輪側(cè)隙對(duì)非對(duì)稱(chēng)漸開(kāi)線(xiàn)齒輪動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的影響。

本文以某型新能源減速器為研究對(duì)象，綜合考慮時(shí)變嚙合剛度、齒輪側(cè)隙、靜態(tài)傳遞誤差等因素，建立減速器齒輪動(dòng)力學(xué)模型，采用龍格庫(kù)塔法對(duì)模型進(jìn)行求解，研究扭矩波動(dòng)以及嚙合剛度對(duì)減速器齒輪動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的影響規(guī)律。

1 減速器動(dòng)力學(xué)模型

1.1 動(dòng)力學(xué)模型搭建

本文研究對(duì)象為某型新能源減速器，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。減速器包括兩對(duì)齒輪副，、分別表示一級(jí)和二級(jí)齒輪副小齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；、分別表示一級(jí)和二級(jí)齒輪副大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；、分別表示一級(jí)和二級(jí)齒輪副嚙合剛度；、分別表示一級(jí)和二級(jí)齒輪副嚙合阻尼；、分別表示一級(jí)和二級(jí)齒輪副靜態(tài)傳遞誤差；表示中間軸扭轉(zhuǎn)剛度；表示驅(qū)動(dòng)力矩；表示負(fù)載力矩。減速器齒輪參數(shù)如表1所示。

基于新能源減速器動(dòng)力學(xué)模型，可得系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程

式中，、、、分別表示四個(gè)慣量的角位移；、、、分別表示四個(gè)齒輪的基圓半徑；、分別表示兩對(duì)齒輪副的基圓螺旋角；、分別表示兩對(duì)齒輪副的嚙合力。

齒輪嚙合力可通過(guò)式（5）表達(dá)，式中下標(biāo)（=1、2）表示齒輪副1和2，（）表示齒輪側(cè)隙函數(shù)，表示齒輪側(cè)隙。

由于本文所建立的減速器齒輪動(dòng)力學(xué)模型考慮了時(shí)變嚙合剛度、齒隙等多個(gè)非線(xiàn)性參數(shù)，系統(tǒng)非線(xiàn)性程度強(qiáng)，因此，本文采用龍格庫(kù)塔法對(duì)所建立的模型進(jìn)行求解。

1.2 模型參數(shù)計(jì)算

1.2.1 時(shí)變嚙合剛度

時(shí)變嚙合剛度是影響齒輪動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的關(guān)鍵因素之一，本文采用勢(shì)能法計(jì)算兩對(duì)齒輪副時(shí)變嚙合剛度。本文研究對(duì)象均為斜齒輪，在計(jì)算斜齒輪時(shí)變嚙合剛度時(shí)，通過(guò)切片法將齒輪沿著軸向均分為小薄片（如圖2所示），對(duì)每片薄片運(yùn)用勢(shì)能法計(jì)算其時(shí)變嚙合剛度，最終通過(guò)疊加的方式得到斜齒輪時(shí)變嚙合剛度。勢(shì)能法將齒輪嚙合剛度分為接觸剛度、彎曲剛度、剪切剛度、軸向壓縮剛度以及基體剛度，將各部分剛度并聯(lián)，得到斜齒輪副的時(shí)變嚙合剛度，即為

圖3為通過(guò)勢(shì)能法計(jì)算得到的新能源減速器兩級(jí)齒輪副時(shí)變嚙合剛度。

1.2.2 靜態(tài)傳遞誤差

靜態(tài)傳遞誤差的定義為當(dāng)齒輪箱是完美、無(wú)誤差無(wú)撓曲時(shí)，其輸出軸位置與實(shí)際輸出軸位置之差。齒輪靜態(tài)傳遞誤差可通過(guò)解析法和試驗(yàn)測(cè)得，本文采用文獻(xiàn)[11]中的切片法計(jì)算齒輪副靜態(tài)傳遞誤差，其結(jié)果如圖4所示。

2 動(dòng)力學(xué)分析

2.1 扭矩波動(dòng)的影響

扭矩波動(dòng)對(duì)整車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能影響較大，發(fā)動(dòng)機(jī)或電機(jī)扭矩波動(dòng)通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)傳遞至減速器，進(jìn)而導(dǎo)致減速器產(chǎn)生振動(dòng)噪聲問(wèn)題。本文動(dòng)力學(xué)模型中的驅(qū)動(dòng)力矩可通過(guò)式（9）表示，因此，計(jì)算減速器在轉(zhuǎn)速1 500 r/min、平均扭矩80 Nm下，扭矩波動(dòng)分別為0 Nm、100 Nm、200 Nm時(shí)系統(tǒng)的響應(yīng)。

式中，表示激勵(lì)角頻率。

當(dāng)=0 Nm時(shí)，一級(jí)齒輪副相對(duì)位移快速傅里葉變換（Fast Fourier Transform, FFT）頻率成分主要為675 Hz以及1 350 Hz，其中675 Hz為嚙合頻率（1 500×27/60），1 350 Hz為2階嚙合頻率，如圖5(a)所示；二級(jí)齒輪副FFT頻率成分主要為240 Hz以及1 350 Hz，240 Hz為二級(jí)齒輪嚙合頻率（1 500×27×21/（60×59）），如圖5(b)所示。通過(guò)圖5(a)(b)中的相圖以及龐加萊映射圖可看出，兩對(duì)齒輪副均作概周期運(yùn)動(dòng)。當(dāng)=100 Nm時(shí)，齒輪相對(duì)位移曲線(xiàn)趨向于正弦形式，一級(jí)齒輪副相對(duì)位移FFT頻率成分主要為50 Hz、675 Hz以及1 350 Hz為激勵(lì)頻率，如圖6(a)所示；二級(jí)齒輪副FFT頻率成分主要為50 Hz、240 Hz以及1 350 Hz。盡管圖6中的相圖以及龐加萊映射圖反映出此時(shí)兩對(duì)齒輪仍做概周期運(yùn)動(dòng)，但是通過(guò)FFT圖可看出，扭矩波動(dòng)增大，相對(duì)位移幅值增加。當(dāng)=200 Nm時(shí)，齒輪相對(duì)位移曲線(xiàn)更趨向于正弦形式，兩級(jí)齒輪副相對(duì)位移FFT頻率成分主要為激勵(lì)頻率。此時(shí)兩對(duì)齒輪副做概周期運(yùn)動(dòng)，通過(guò)FFT圖可看出，扭矩波動(dòng)增加到200 Nm后，相對(duì)位移幅值進(jìn)一步增加。

2.2 嚙合剛度的影響

為了將1.2.1中計(jì)算得到的齒輪嚙合剛度引入到模型中，對(duì)嚙合剛度進(jìn)行傅里葉展開(kāi)，轉(zhuǎn)換為式（10）的形式。本節(jié)將探究平均嚙合剛度對(duì)減速器齒輪動(dòng)力學(xué)性能的影響。因此，計(jì)算減速器在轉(zhuǎn)速1 500 r/min、平均扭矩80 Nm、扭矩波動(dòng)0 Nm下，平均嚙合剛度分別為0.5×、1×、2×時(shí)系統(tǒng)的響應(yīng)。

式中，表示嚙合角頻率。

當(dāng)平均嚙合剛度為0.5×時(shí)，如圖8(a)(b)所示，一級(jí)齒輪副相對(duì)位移FFT頻率成分主要為675 Hz以及1 155 Hz；二級(jí)齒輪副FFT頻率成分主要為240 Hz、675 Hz以及1 155 Hz。通過(guò)相圖以及龐加萊映射圖可看出，在較低的平均嚙合剛度情況下，兩對(duì)齒輪副作混沌運(yùn)動(dòng)。當(dāng)平均嚙合剛度為1×時(shí)，結(jié)果如圖5(a)(b)所示，一級(jí)齒輪副相對(duì)位移FFT頻率成分主要為675 Hz以及1 350 Hz，二級(jí)齒輪副FFT頻率成分主要為240 Hz以及1 350 Hz。通過(guò)圖5(a)(b)中的相圖以及龐加萊映射圖可看出，兩對(duì)齒輪副做概周期運(yùn)動(dòng)。當(dāng)平均嚙合剛度為2×KA時(shí)，結(jié)果如圖9(a)(b)所示，一級(jí)齒輪副相對(duì)位移FFT頻率成分主要為675 Hz以及1 440 Hz，二級(jí)齒輪副FFT頻率成分主要為240 Hz以及1 440 Hz。通過(guò)相應(yīng)的相圖以及龐加萊映射圖可看出，兩對(duì)齒輪副做概周期運(yùn)動(dòng)。對(duì)比平均嚙合剛度較小時(shí)，減速器齒輪副動(dòng)力學(xué)響應(yīng)情況，增大齒輪副平均嚙合剛度，齒輪相對(duì)位移FFT幅值減小，齒輪副從混沌狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)楦胖芷谶\(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

3 結(jié)論

本文考慮了齒輪時(shí)變嚙合剛度、側(cè)隙以及靜態(tài)傳遞誤差等非線(xiàn)性因素，建立了某型新能源減速器齒輪動(dòng)力學(xué)模型，并通過(guò)4/5階龍格庫(kù)塔法對(duì)模型進(jìn)行求解。通過(guò)計(jì)算分析不同條件下減速器齒輪動(dòng)力學(xué)響應(yīng)情況，得出結(jié)論：（1）輸入扭矩波動(dòng)對(duì)齒輪動(dòng)力學(xué)影響較大，增大扭矩波動(dòng)會(huì)使齒輪相對(duì)位移波動(dòng)幅值增加，齒輪副相對(duì)位移曲線(xiàn)趨向于正弦形式，激勵(lì)頻率對(duì)應(yīng)成分對(duì)齒輪動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的影響最大；（2）增大齒輪平均嚙合剛度，齒輪相對(duì)位移波動(dòng)幅值降低，系統(tǒng)從混沌運(yùn)動(dòng)變?yōu)楦胖芷谶\(yùn)動(dòng)。