一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法
【專利摘要】本發明涉及一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，包括以下步驟：1)定義全局坐標系；2)建立軸有限元模型；3)建立非線性軸承模型；4)建立齒輪力學模型；5)建立主減速器殼縮維有限元模型；6)建立驅動橋主減速器齒輪傳動系統靜力學模型；7)計算靜力平衡時的軸承剛度；8)建立驅動橋主減速器齒輪傳動系統動力學模型；9)驅動橋主減速器齒輪傳動系統固有振動特性計算；10)驅動橋主減速器齒輪動力學特性計算。本發明以有限元方法和模態綜合方法建立包含主減速器殼在內的齒輪傳動系統動力學模型，考慮主減速器殼與傳動系的相互影響，能夠準確高效地對考慮主減速器殼影響的驅動橋齒輪動力學特性進行計算。本發明可廣泛應用于各種包含殼體的齒輪傳動結構的動力學特性計算分析。
【專利說明】一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法
【技術領域】
[0001]本發明涉及一種車輛傳動領域中的零部件動力學特性計算方法，特別是關于一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法。
【背景技術】
[0002]在驅動橋中，主減速器齒輪的傳動誤差是驅動橋系統振動噪聲的主要激勵源，一方面傳動誤差會引起齒輪自身的嘯叫問題，另一方面齒輪傳動誤差產生的動態激勵經過傳動軸、軸承傳遞至殼體，傳動系與殼體相互影響，形成整個系統的振動噪聲問題。驅動橋主減速器齒輪傳動系統動力學分析的難點在于，如何建立包含主減速器殼和傳動系各個部件的準確完整的系統動力學分析模型，進行準確高效的計算分析。
[0003]現有研究方法在進行驅動橋主減速器齒輪傳動系統動力學分析時，大多采用簡化的集中參數模型，將系統部件處理為集中質量，并將軸承處理為彈簧，一端與軸的集中質量點相連，一端接地，無法考慮主減速器殼的影響。這種方法雖然計算效率高，但系統模型過于簡化，無法體現傳動系部件的尺寸特征，尤其沒有考慮主減速器殼的影響，無法準確的體現系統的動力學特性。另有研究方法直接建立包含驅動橋所有零部件的實體單元有限元模型，采用有限元接觸計算方法分析驅動橋系統的動力學特性，但是這種方法的建模過程十分復雜，系統模型的規模過大，接觸分析需要消耗大量的計算資源，計算效率低。
【發明內容】
[0004]針對上述問題，本發明的目的是提供一種準確高效的考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法。
[0005]為實現上述目的，本發明采取以下技術方案:一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，包括以下步驟:1)定義全局坐標系:對驅動橋主減速器齒輪傳動系統的全局坐標系進行定義，作為系統建模的基礎；2)建立軸有限元模型:采用考慮剪切應變的歐拉伯努利空間梁單元建立軸的有限元模型；3)建立非線性軸承模型:采用具有耦合非線性剛度特性的軸承單元對滾子軸承進行模擬；4)建立齒輪力學模型:在齒輪等效嚙合節點之間建立沿等效嚙合力作用線方向的空間彈簧單元，對準雙曲面齒輪的嚙合關系進行模擬；5)建立主減速器殼縮維有限元模型:采用四節點四面體單元對主減速器殼的幾何模型進行網格劃分，建立主減速器殼的有限元模型，采用模態綜合法求得主減速器殼的縮維剛度矩陣和縮維質量矩陣；6)建立驅動橋主減速器齒輪傳動系統靜力學模型:用軸承非線性剛度矩陣組集傳動系有限元模型剛度矩陣和主減速器殼縮維剛度矩陣，獲得完整傳動系統的靜力學有限元模型；7)計算靜力平衡時的軸承剛度:采用牛頓-拉普森方法迭代求解對應輸入轉矩下的系統靜力學方程，得到靜力平衡時的軸承剛度矩陣；8)建立驅動橋主減速器齒輪傳動系統動力學模型:以靜力平衡時的軸承剛度矩陣作為軸承的線性剛度矩陣，組集傳動系有限元模型剛度矩陣和主減速器殼縮維剛度矩陣，以得到整體系統的線性剛度矩陣，以軸的質量矩陣和主減速器殼的縮維質量矩陣，組集得到整體系統的質量矩陣，建立系統動力學模型；9)驅動橋主減速器齒輪傳動系統固有振動特性計算:求解系統無阻尼自由振動方程的特征方程的特征根和特征向量，獲得系統的振動頻率和正則振型；10)驅動橋主減速器齒輪動力學特性計算:先計算齒輪的動態柔度和動態剛度，再計算單位諧波齒輪傳動誤差激勵下系統的動態響應，獲得齒輪嚙合節點自由度的響應，由齒輪的動態剛度和齒輪嚙合節點自由度的響應，求得齒輪的動態嚙合力。
[0006]在所述步驟I)中，驅動橋主減速器齒輪傳動系統采用標準汽車坐標系作為全局坐標系，即汽車前進方向為X軸正向，汽車左側方向為y軸正向，豎直向上為Z軸正向，坐標原點為差速器十字軸中心位置。
[0007]在所述步驟2)中，考慮剪切應變的歐拉伯努利空間梁單元是指在經典歐拉伯努利梁單元模型中，以剪切影響系數形式來引入剪切應變的影響，圓截面的剪切影響系數表示為:
【權利要求】
1.一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，包括以下步驟: 1)定義全局坐標系:對驅動橋主減速器齒輪傳動系統的全局坐標系進行定義，作為系統建模的基礎； 2)建立軸有限元模型:采用考慮剪切應變的歐拉伯努利空間梁單元建立軸的有限元模型； 3)建立非線性軸承模型:采用具有耦合非線性剛度特性的軸承單元對滾子軸承進行模擬； 4)建立齒輪力學模型:在齒輪等效嚙合節點之間建立沿等效嚙合力作用線方向的空間彈簧單元，對準雙曲面齒輪的嚙合關系進行模擬； 5)建立主減速器殼縮維有限元模型:采用四節點四面體單元對主減速器殼的幾何模型進行網格劃分，建立主減速器殼的有限元模型，采用模態綜合法獲得主減速器殼的縮維剛度矩陣和縮維質量矩陣； 6)建立驅動橋主減速器齒輪傳動系統靜力學模型:用軸承非線性剛度矩陣組集傳動系有限元模型剛度矩陣和主減速器殼縮維剛度矩陣，獲得完整傳動系統的靜力學有限元模型； 7)計算靜力平衡時的軸承剛度:采用牛頓-拉普森方法迭代求解對應輸入轉矩下的系統靜力學方程，得到靜力平衡時的軸承剛度矩陣； 8)建立驅動橋主減速 器齒輪傳動系統動力學模型:以靜力平衡時的軸承剛度矩陣作為軸承的線性剛度矩陣，組集傳動系有限元模型剛度矩陣和主減速器殼縮維剛度矩陣，以得到整體系統的線性剛度矩陣，以軸的質量矩陣和主減速器殼的縮維質量矩陣，組集得到整體系統的質量矩陣，建立系統動力學模型； 9)驅動橋主減速器齒輪傳動系統固有振動特性計算:求解系統無阻尼自由振動方程的特征方程的特征根和特征向量，獲得系統的振動頻率和正則振型； 10)驅動橋主減速器齒輪動力學特性計算:先計算齒輪的動態柔度和動態剛度，再計算單位諧波齒輪傳動誤差激勵下系統的動態響應，獲得齒輪嚙合節點自由度的響應，由齒輪的動態剛度和齒輪嚙合節點自由度的響應，求得齒輪的動態嚙合力。
2.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟I)中，驅動橋主減速器齒輪傳動系統采用標準汽車坐標系作為全局坐標系，即汽車前進方向為X軸正向，汽車左側方向為y軸正向，豎直向上為z軸正向，坐標原點為差速器十字軸中心位置。
3.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟2)中，考慮剪切應變的歐拉伯努利空間梁單元是指在經典歐拉伯努利梁單元模型中，以剪切影響系數形式來引入剪切應變的影響，圓截面的剪切影響系數表示為:
4.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟3)中，滾子軸承的載荷計算公式表示為:
5.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟4)中，準雙曲面齒輪中小輪和大輪的理論嚙合位置在全局坐標系中的坐標表示為:
(x，y，z) = (x1； Y1, Z1)+ (Ax1, Ay1, Δ Z1) 上式中，(X11Y11Z1)為小輪中心節點在全局坐標系中的坐標；Λ Xl、Ay1和Λ Z1分別為理論哨合位置相對小輪中心節點坐標在全局坐標系x、y和ζ方向上的偏移量； 其中，(Ax1, Ay1, Δ Z1)的計算公式表示為:
6.如權利要求5所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟4)中，全局坐標系下小輪和大輪等效嚙合節點之間的等效嚙合力作用線方向向量(xn，yn，zn)的計算公式表示為:
7.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟6)中，主減速器齒輪傳動系統的靜力學方程表示為:
[K] { δ } = {f} 上式中，[K]為系統剛度矩陣，由梁單元剛度矩陣[Kb.]、非線性軸承剛度矩陣Kb_ing]、齒輪剛度矩陣[KgeaJ、齒輪嚙合剛度矩陣[K_h]和主減速器殼縮維剛度矩陣[Khousing]組集而成；{ δ }為節點自由度位移向量；{f}為外載荷向量。
8.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟8)中，驅動橋主減速器齒輪傳動系統模型的動力學方程表示為:
9.如權利要求1所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟10)中，主減速器齒輪的動力學特性通過齒輪的動態嚙合力體現，齒輪的動態嚙合力表示為:
10.如權利要求9所述的一種考慮主減速器殼的驅動橋齒輪動力學特性計算方法，其特征在于:在所述步驟10)中，激振力作用下小輪和大輪嚙合節點沿齒輪嚙合力作用線方向上的相對位移響應S mesh的求解過程如下: 將齒輪單位諧波傳動誤差引起的激振力施加在齒輪耦合傳動系統中，分別作用在小輪和大輪的嚙合節點上，采用振型疊加法計算獲得系統的位移響應表示為:
【文檔編號】G06F17/50GK103971006SQ201410207341
【公開日】2014年8月6日 申請日期:2014年5月16日 優先權日:2014年5月16日
【發明者】范子杰, 周馳, 田程, 王琪, 桂良進, 丁煒琦 申請人:清華大學, 陜西漢德車橋有限公司