基于adams的驅(qū)動(dòng)橋主減速器和vlss齒輪傳動(dòng)仿真

基于adams的驅(qū)動(dòng)橋主減速器和vlss齒輪傳動(dòng)仿真

導(dǎo)向橋由主變速器、風(fēng)速、半軸和橋殼組成。基本應(yīng)用是增加傳動(dòng)軸或共和國(guó)的旋轉(zhuǎn)，并將動(dòng)力分配給左右或左右驅(qū)動(dòng)輪。左右驅(qū)動(dòng)輪的左和右驅(qū)動(dòng)輪具有必要的汽車(chē)駕駛操作所要求的速度功能。在橋的驅(qū)動(dòng)橋管理系統(tǒng)中，主變速器和主變速器之間的傳輸性能是確定傳輸性能的關(guān)鍵。對(duì)齒輪傳動(dòng)的早期研究主要局限于系統(tǒng)的靜態(tài)性能。近年來(lái)，我們對(duì)齒輪鎖的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了大量研究。在這項(xiàng)工作中，使用catia軟件（通用于androidtri-to動(dòng)于動(dòng)態(tài)平衡的應(yīng)用），建立了驅(qū)動(dòng)橋主變速器和驅(qū)動(dòng)輪傳遞的三維模擬模型，并基于英茨接觸理論建立了基于齒輪匹配的動(dòng)態(tài)實(shí)時(shí)模擬模型。在主缸的主動(dòng)齒輪中配置勵(lì)磁電機(jī)，并在主缸中向左推動(dòng)各種負(fù)荷矩陣。在車(chē)輛的動(dòng)態(tài)下旋轉(zhuǎn)時(shí)，主要變速器的主缸和輔助變速器的動(dòng)態(tài)特征。1齒輪模型的建立以某載重汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋作為研究對(duì)象,主減速器弧齒雙曲面齒輪的模數(shù)為12,主動(dòng)齒輪齒數(shù)為9,齒面寬為80mm;從動(dòng)齒輪齒數(shù)為40,齒面寬為75mm.差速器行星齒輪和半軸齒輪的齒數(shù)分別為10和18,模數(shù)為10,齒面寬為30mm.選齒輪材料為22CrMoH,其參數(shù):密度7.801×103kg/m3,彈性模量2.07×1011N/m2,泊松比0.29.編程生成主減速器弧齒準(zhǔn)雙曲面齒輪齒形線,運(yùn)用CATIA建立主減速齒輪及差速器齒輪的三維實(shí)體模型,在CATIA中完成裝配,如圖1所示.裝配時(shí),使初始嚙合的兩齒面盡可能相切,以減小仿真分析時(shí)由模型初始狀態(tài)所引起的誤差.選擇MSC公司開(kāi)發(fā)的專用接口模塊SimDesigner生成可導(dǎo)入ADAMS的虛擬樣機(jī)模型.2模擬模型的構(gòu)建2.1剛度系數(shù)和接觸力系數(shù)輪齒碰撞所引起的沖擊力,可以視作兩個(gè)變曲率半徑柱體撞擊問(wèn)題,解決此問(wèn)題可以直接從Hertz靜力彈性接觸理論中得到.由于接觸體比接觸面大得多,Hertz理論認(rèn)為可以用兩個(gè)半無(wú)限大的彈性體代替原來(lái)的接觸體.忽略物體的彈性波動(dòng),不計(jì)摩擦,接觸時(shí)齒面間的法向接觸力P和變形δ之間滿足k是取決于接觸物體的材料和結(jié)構(gòu)形狀的剛度系數(shù),其定義為k=4E?3R√(2)k=4E*3R(2)式中:P是輪齒碰撞所引起的接觸法向力;δ是兩個(gè)輪齒表面之間總的變形;R為接觸點(diǎn)處的當(dāng)量曲率半徑;E*為材料的當(dāng)量彈性模量.其中1R=1R1+1R2(3)1R=1R1+1R2(3)1E?=(1?μ21)E1+(1?μ22)E2(4)1E*=(1-μ12)E1+(1-μ22)E2(4)式中:R1、R2為接觸物體在接觸點(diǎn)的當(dāng)量曲率半徑;μ1、μ2為兩接觸物體的泊松比,E1、E2為兩接觸物體的彈性模量.對(duì)于動(dòng)態(tài)接觸(碰撞),接觸體相互靠近的距離是個(gè)變量,考慮到能量的守恒與損耗,需要加入阻尼項(xiàng)形成一個(gè)非線性的彈簧阻尼器,因此ADAMS中對(duì)動(dòng)態(tài)接觸力定義為式中:e為接觸力指數(shù),通常取1.5;STEP是一個(gè)3次多項(xiàng)式逼近海維賽階梯函數(shù);當(dāng)瞬時(shí)穿透量δ=0時(shí),阻尼系數(shù)c=0;當(dāng)δ=Dmax時(shí),阻尼系數(shù)c=Cmax.2.2齒輪旋轉(zhuǎn)副的建立主減速器從動(dòng)齒輪與差速器殼體通過(guò)螺栓固結(jié)在一起,因此仿真模型中通過(guò)固定副將主減速器從動(dòng)齒輪與十字軸建立固結(jié)關(guān)系.主減速器主、從動(dòng)齒輪,差速器半軸齒輪均是定軸轉(zhuǎn)動(dòng),分別繞其軸心旋轉(zhuǎn),因此分別建立旋轉(zhuǎn)副.當(dāng)汽車(chē)兩半軸齒輪有轉(zhuǎn)速差時(shí),行星齒輪繞十字軸自轉(zhuǎn),因此,四個(gè)行星齒輪分別與十字軸之間建立旋轉(zhuǎn)副,如圖1所示.主減速器主動(dòng)與從動(dòng)齒輪、差速器行星齒輪與半軸齒輪等嚙合齒輪之間施加接觸力,實(shí)現(xiàn)了齒輪嚙合的動(dòng)態(tài)實(shí)時(shí)仿真.2.3器理第二受害者由式(2~4)得出主減速器主動(dòng)、從動(dòng)齒輪間接觸剛度系數(shù)k=3.16×1010N/m3/2;差速器行星齒輪和半軸齒輪接觸剛度系數(shù)k=2.695×1010N/m3/2.力指數(shù)取1.5;阻尼系數(shù)取50Ns/mm;阻尼力過(guò)渡區(qū)間Dmax取0.1mm;接觸中考慮摩擦力,靜摩擦系數(shù)取0.08,動(dòng)摩擦系數(shù)取0.05;靜態(tài)阻力滑移速度取0.0001m/s;動(dòng)態(tài)阻力轉(zhuǎn)換速度取0.01m/s.3齒輪傳動(dòng)工況通過(guò)在主減速器主動(dòng)齒輪施加轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng),差速器半軸齒輪施加不同的負(fù)載轉(zhuǎn)矩,模擬汽車(chē)在直線行駛、轉(zhuǎn)彎和極限工況下驅(qū)動(dòng)橋主減速器齒輪和差速器齒輪的傳動(dòng)過(guò)程.本文僅以轉(zhuǎn)彎工況為例.3.1仿真結(jié)果驗(yàn)證由圖2可以看出,起始階段差速器左右半軸齒輪角速度有很大跳動(dòng),是由于載荷和轉(zhuǎn)速的突變?cè)斐?運(yùn)行平穩(wěn)后,波動(dòng)較小,但波動(dòng)幅度并不衰減,而且波動(dòng)曲線呈明顯的周期性,這是由齒輪傳動(dòng)周期性的內(nèi)部激勵(lì)引起的.另外從仿真結(jié)果得到主減速器從動(dòng)齒輪角速度ω0約為2022.4°/s,差速器左半軸齒輪角速度ω1約為430.5°/s,差速器右半軸齒輪角速度ω2約為3611.4°/s,ω1+ω2≈2ω0,符合汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)兩半軸齒輪轉(zhuǎn)速和為主減速器從動(dòng)齒輪的兩倍,即ω1+ω2≈2ω0的關(guān)系.驗(yàn)證了虛擬樣機(jī)模型的正確性.3.2齒輪輪齒的基本情況圖3~圖5為主減速器主、從動(dòng)齒輪的嚙合力,可以看出,主減速器齒輪之間嚙合力在起始階段有很大跳動(dòng),是由載荷和轉(zhuǎn)速的突變?cè)斐傻?載荷穩(wěn)定后,齒輪嚙合平穩(wěn)且在嚙合過(guò)程中呈周期性變化,且主減速器主動(dòng)齒輪周向力平均值為4.9516N,主動(dòng)齒輪軸向力平均值為4.7344×104N,主動(dòng)齒輪徑向力平均值為3.5813×104N,分別與理論值4.90007×104N,4.2566×104N,3.3083×104N接近.圖6~圖8為差速器左、右半軸齒輪嚙合力.在汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛過(guò)程中,由于轉(zhuǎn)彎使左、右半軸有轉(zhuǎn)矩差,嚙合力大小不等,但變化規(guī)律是一致的,成周期性變化,體現(xiàn)了齒輪嚙入嚙出的特點(diǎn).在一個(gè)周期內(nèi),半軸齒輪輪齒嚙合的瞬間嚙合力突變達(dá)到最大值,然后在接觸過(guò)程中不斷減小,直至脫離嚙合,下一個(gè)輪齒進(jìn)入嚙合狀態(tài),嚙合力進(jìn)入下一個(gè)循環(huán)過(guò)程.需要注意的是由于行星傳動(dòng)并非定軸轉(zhuǎn)動(dòng),行星齒輪不但隨著十字軸的公轉(zhuǎn),也圍繞行星軸的自轉(zhuǎn),因此,嚙合力(周向和徑向分量)呈現(xiàn)出諧波性.4齒輪傳動(dòng)動(dòng)力學(xué)模擬與動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證1)將Hertz接觸理論嵌入仿真模型,在主減速器主動(dòng)與從動(dòng)齒輪,差速器行星齒輪與半軸齒輪等嚙合齒輪之間施加接觸力,實(shí)現(xiàn)了齒輪嚙合的動(dòng)態(tài)實(shí)時(shí)仿真.2)基于Hertz接觸動(dòng)力學(xué)理論,在AD