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[其他] 基于加载传动误差的驱动桥NVH分析及性能优化

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发表于 2020-7-8 15:20:43 | 显示全部楼层 |阅读模式

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基于加载传动误差的驱动桥NVH分析及性能优化

聂少武1,2,3 黄菊花1 赖长发2 唐思成2 杨建军3 徐勇2

(1 南昌大学机电工程学院, 江西南昌 330031)

(2 江西江铃底盘股份有限公司, 江西抚州 344000)

(3 河南科技大学机电工程学院, 河南洛阳 471003)

【中国汽车材料网】摘要 为提升汽车驱动桥NVH性能,基于实际工况,从驱动桥主减齿轮传动误差着手,建立了一种驱动桥NVH分析及性能优化方法。基于MASTA软件建立驱动桥精确模型,依据实际工况载荷计算出齿轮啮合错位量;基于实际工况对驱动桥主减齿轮进行TCA及LTCA分析,得到加载接触区及传动误差的变化规律。在此基础上,基于MASTA软件研究了驱动桥NVH仿真分析方法,得到实际工况下的驱动桥噪声曲线。建立了加载传动误差与驱动桥噪声曲线之间的影响关系,通过控制传动误差对驱动桥NVH性能进行了优化。研究为驱动桥减振降噪以及主减齿轮的修形优化提供了理论参考。
关键词 汽车驱动桥 主减齿轮 加载传动误差 驱动桥噪声 NVH分析
0 引言
驱动桥作为汽车的主要传动装置,其振动噪声直接影响着汽车的NVH 性能。随着人们对汽车NVH性能的要求越来越高,对驱动桥减振降噪技术进行深入研究显得愈加重要。准双曲面齿轮作为汽车驱动桥主减速器中的关键传动部件,其齿面啮合质量对汽车驱动桥的工作性能有着直接影响。为了降低驱动桥振动噪声,必须提升准双曲面齿轮的设计水平,优化齿面的啮合性能。
齿面的啮合性能主要包括齿面接触区和传动误差,在齿轮啮合传动过程中,齿面接触区及传动误差对传动噪声都会产生影响[1-3]。研究表明,传动误差是齿轮传动噪声的最主要激励源,降低齿轮传动噪声的首要措施就是控制好齿轮传动误差。国内外学者对齿轮的传动误差开展了一系列相关研究。徐爱军等研究了弧齿锥齿轮传动误差的测量方法[4],在此基础上分析了齿距啮合偏差对准双曲面齿轮传动误差的影响[5]。汪中厚等采用有限元方法对螺旋锥齿轮传动误差进行了研究[6]。LIM 建立了准双曲面齿轮数学模型,研究了齿侧间隙和时变啮合位置对传动误差的影响[7]。刘国政等采用有限元方法研究了安装误差对准双曲面齿轮传动误差的影响[8],在此基础上对驱动桥准双曲面齿轮的传动误差进行了有限元分析及试验研究[9]。GOSSELIN 等研究了汽车驱动桥准双曲面齿轮加载传动误差仿真与试验测量方法[10]。
总体而言,国内外对驱动桥齿轮传动误差的相关研究主要集中在一对齿轮传动,很少涉及驱动桥传动系统,有关实际工况下传动误差与驱动桥噪声之间关系的研究更是鲜有报道,这制约了汽车驱动桥NVH 性能的提升。为此,本文中基于实际工况,从驱动桥主减齿轮的传动误差着手,研究了加载传动误差与驱动桥噪声之间的影响关系,期望为汽车驱动桥NVH 性能提升提供一种改进方法,也为汽车驱动桥主减齿轮修形优化提供理论参考。
1 驱动桥模型及啮合错位量
1.1 驱动桥MASTA分析模型的建立
本文中研究对象为江铃集团某轻型客车驱动桥(车型编号为N520)。依据驱动桥及其各个零部件的二维图纸,基于UG 软件分别建立桥壳、主减速器、差速器、半轴等零部件的三维模型;将上述各个三维模型导入到Hypermesh软件中,进行前处理及网格划分。然后,基于MASTA 软件建立驱动桥的二维模型,如图1(a)所示。将上述各个部件的有限元网格模型导入到MASTA 中,替换MASTA 自动生成的相对应的模型,最终得到驱动桥的MASTA 三维分析精确模型,如图1(b)所示。
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图1 驱动桥模型



驱动桥主减速器准双曲面齿轮的几何参数如表1所示。
表1 齿轮几何参数

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1.2 工况载荷的确定
汽车驱动桥的工况载荷可由两种途径获得:一种是根据输入端发动机峰值转矩,经挡位换算得到各个挡位对应的驱动桥输入转矩;另一种是根据输出端路况载荷阻力矩计算得到。根据这两种途径,可以得到驱动桥主减速器输入端最大输入转矩,一般用于驱动桥的静强度校核。实际上汽车很少在最大载荷下行驶,一般驱动桥啸叫异响多发生在高速行驶过程中,此时驱动桥输入转矩随着速度的升高而减小,其数值并不是很大,此时的转矩可以通过路况测试得到。
本文中研究的车辆在高速路上进行路试时,测量挡位为第5 挡(直接挡,速比为1),测试环境为晴天无风,测试工况分为两个阶段:加速阶段,速度范围80~110 km/h;减速带挡滑行阶段,速度范围110~80 km/h。主观驾评结果为:加速阶段,驱动桥无异响,但在减速带挡滑行阶段,驱动桥出现了轻微的齿轮啸叫,对应的具体速度区间为[100,90]。针对测试工况对驱动桥输入端转矩进行了测试,传感器安装如图2(a)所示,测试参数设置如图2(b)所示,测量结果为电压信号,如图2(c)所示,根据电压与转矩之间的转换关系(T=2 594×V)对电压信号进行数据处理,得到了驱动桥输入端转矩变化曲线,如图2(d)所示。
由图2(d)测量工况的转矩曲线可以看出,在80~110 km/h 加速阶段,测得的驱动桥输入端转矩变化不大,基本在240~260 N·m 之间变化;在110-80 km/h 减速带挡滑行阶段,测得的驱动桥输入端转矩在-30~-50 N·m 之间变化。(关于转矩正负号的说明:加速阶段,小轮凹面驱动大轮凸面工作,定义转矩为正值;减速带挡滑行阶段,齿面反拖,大轮凹面驱动小轮凸面工作,定义转矩为负值。)由于齿轮啸叫发生在减速带挡滑行阶段(对应具体速度区间为[100,90]),所以本文中主要针对减速工况进行研究。为了便于更全面的分析,在参考图2(d)转矩曲线的基础上,将减速阶段转矩范围适当扩大,制定了工况载荷,如表2所示。
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图2 转矩测试实验



表2 驱动桥输入端转矩

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1.3 齿轮啮合错位量计算
驱动桥主减齿轮在受到转矩载荷后,会导致两轮之间的相对位置发生偏移,我们将相对位置的偏移数据称为齿轮啮合错位量,如图3 所示。图3 中,ΔXP 为小轮轴向错位量,ΔXW 为大轮轴向错位量,ΔE 为小轮轴线相对大轮轴线的垂直方向错位量,Δ∑为齿轮轴夹角错位量。
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图3 齿轮啮合错位量



借助MASTA 软件的系统变形分析功能,针对表2中的载荷,计算出齿轮啮合错位量,如表3所示。
表3 驱动桥主减齿轮啮合错位量
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2 实际工况下齿轮LTCA 分析
驱动桥主减准双曲面齿轮反车面的加工参数如表4 所示,对其进行了TCA 及LTCA 分析,设计接触区如图4所示,实际工况下齿面加载接触区和加载传动误差曲线分别如图5、图6所示。
表4 齿轮加工参数

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由图5 齿面加载接触区可以看出,随着载荷增加,齿面接触应力及齿根弯曲应力均有所增加。在减速带挡滑行阶段,驱动桥输入端转矩数值相对较小且变化不大,在表2所列的载荷下,齿面都没有发生偏载和边缘接触,齿面接触区的位置、形状及大小都比较合理。
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图4 反车面齿面设计接触区及传动误差



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图5 啮合错位下反车面齿面加载接触区


图6 中反拖面的加载传动误差曲线幅值(LTE)分别为:-30 N·m时,LTE为16.67μrad;-40 N·m时,LTE 为20.3 μrad;-50 N·m 时,LTE 为23.64 μrad;-60 N·m 时,LTE 为26.37μrad。由此可以看出,随着载荷的增加,加载传动误差曲线波动幅值呈逐渐增大趋势。
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图6 啮合错位下反车面加载传动误差曲线


3 驱动桥NVH 仿真分析
借助MASTA软件NVH分析功能对驱动桥振动噪声进行仿真分析。在进行NVH 分析时,需在驱动桥上布置测点,测点位置要与实际测试位置一致。一般驱动桥的振动噪声最大幅值发生在驱动桥后盖位置,其次是主减速器小齿轮轴外轴承外部位置。因此,实际测试中经常在这两个位置布置三向加速度传感器。限于篇幅,本文仅选择在小齿轮轴外轴承外部布置测点。驱动桥测试传感器方向定义及测点布置如图7 所示。由于此位置Z 方向振动最为强烈,因此,测量结果仅给出Z 方向噪声曲线。由于齿轮啸叫速度区间([100,90])位于减速带挡滑行阶段的测试工况范围内(测试工况速度范围为110~80 km/h,对应发动机的转速范围为1 700~2 400 r/min),为了便于分析,可将这个转速范围适当扩大,图8给出了发动机转速范围在1 000~2 600 r/min之间的齿轮基本阶次(8阶)噪声曲线。
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图7 驱动桥传感器方向定义及测点布置


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图8 齿轮基本阶次(8阶)噪声曲线


由图8 可以看出,在测试工况的发动机转速1 700~2 400 r/min 范围内,-30 N·m 对应的噪声曲线数值最小,-60 N·m 对应的噪声曲线数值最大。这表明随着载荷的增加,噪声呈逐渐增大趋势。
对比图6和图8可以看出,加载传动误差曲线随载荷的变化趋势与驱动桥噪声曲线随载荷的变化趋势具有一致性。也就是说,在同一载荷下,加载传动误差曲线波动幅值越大,对应的噪声曲线数值就越高。
4 驱动桥的NVH 性能优化
为改善减速带挡滑行阶段的齿轮啸叫问题,从传动误差着手,对齿轮原始设计方案进行改进,即通过优化两齿面之间失配关系,减小齿廓方向失配量,从而减小原始设计的传动误差幅值[11]。优化后小轮凸面加工参数如表5 所示,传动误差曲线如图9 所示,设计的传动误差数值由27.8 μrad 降至17.6μrad。优化后的加载传动误差曲线如图10 所示,优化后的驱动桥噪声曲线如图11 所示。
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图9 优化后的传动误差曲线



表5 优化后小轮凸面加工参数

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图10 中优化后反拖面加载传动误差曲线幅值(LTE)分别为:-30 N·m 时,LTE 为9.77 μrad;-40 N·m 时,LTE 为13.86 μrad;-50 N·m 时,LTE为17.36 μrad;-60 N·m 时,LTE 为19.52 μrad。对比图6和图10可知,设计传动误差幅值减小后,表2中载荷下对应的加载传动误差曲线波动幅值均得到了减小。
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图10 优化后的加载传动误差曲线


对比图8 和图11 可看出,加载传动误差曲线波动幅值减小后,通过NVH 虚拟仿真得到的驱动桥噪声曲线整体数值也得到了下降。
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图11 优化后齿轮基本阶次(8阶)噪声曲线


通过对以上仿真结果进行分析,可以得出加载传动误差曲线对驱动桥噪声曲线的影响规律,即加载传动误差曲线波动幅值越小,驱动桥噪声越低;加载传动误差曲线波动幅值越大,驱动桥噪声越高。
为了进一步验证仿真结果,将传动误差优化后的驱动桥主减齿轮经过加工、装车后,进行了路试测试实验。测试设备为1 台24 通道西门子LMS 采集器、1 个麦克风、1 个三向振动传感器和1 台测试工作站。测量参数设置如下:噪声分析带宽12 800 Hz,分辨率1 Hz,振动分析带宽6 400 Hz,分辨率1 Hz,测量转速最小值1 500 r/min,最大转速3 000 r/min,步长25 r/min。路试测试测点布置如图12所示,减速带挡滑行阶段LMS测试结果如图13所示。
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图12 路试测试测点布置



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图13 优化前后LMS测试结果


当前汽车企业常采用阶次跟踪分析方法,通过比较齿轮阶次噪声曲线与车内总噪声曲线(Overall)之间的最小差值来判断齿轮啮合噪声对整车噪声的贡献率[12]。目前,江铃集团对N520 轻型客车噪声要求为:车内总噪声不超过76 dB,后桥齿轮阶次噪声与整车噪声之间的差值要大于10 dB(因为在这种情况下,主观驾评时,齿轮啸叫不明显)。由图13(a)可看出,优化前,齿轮的8阶噪声曲线与总噪声曲线之间的最小差值为6.75 dB,在10 dB 以内;优化后,齿轮的8阶噪声曲线与总噪声曲线之间的最小差值为10.54 dB,大于10 dB。对比图13(a)与图13(b)的路试测试结果可知,主减齿轮传动误差优化后,驱动桥主减齿轮噪声曲线得到了下降。经再次主观驾评反馈,减速带挡滑行阶段驱动桥的齿轮啸叫问题得以消除。路试测试结果验证了仿真结果的正确性。
以上仿真分析及路试测试结果表明,通过控制实际工况下加载传动误差曲线波动幅值可以降低驱动桥噪声,提升驱动桥的NVH性能。
需要说明的是,图13 中实测的齿轮8 阶噪声曲线与图8和图11仿真的齿轮8阶噪声曲线形状有所不同,这主要是因为在实际路试测试时,受到了环境、风速、路面振动及整车其他零部件因素的影响。
5 结论
(1)基于MASTA软件建立了一种驱动桥NVH仿真分析方法。在设计阶段,通过进行实际工况下的LTCA 分析和虚拟NVH 分析,可以预测出驱动桥的NVH性能,为驱动桥减振降噪提供了一种解决途径。
(2)通过建立加载传动误差曲线与驱动桥噪声曲线之间的关联,得到了加载传动误差对驱动桥噪声的影响规律,为汽车驱动桥主减齿轮的修形优化提供了理论参考。
(3)通过仿真分析及主观驾评表明,齿轮传动误差是影响驱动桥振动噪声的主要因素,在设计阶段应控制好传动误差幅值。
参考文献
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[12]蒋博鹏.驱动桥NVH 下线检测试验研究[D].重庆:重庆理工大学,2016:17-34.

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