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越野车分动箱的振动优化设计
王新博,史玉哲,朱学斌
(泰安航天特种车有限公司,山东泰安271000
摘要:越野车分动箱是典型的齿轮一转子系统,其振动特性一直是设计关注的重点。现依据齿轮系统动力学,通过传递矩阵法
计算分动箱齿轮啮合耦合临界转速,研究越野车分动箱斜齿轮传动的振动规律,并进行优化设计。
关键词:分动箱;斜齿圆柱齿轮;传递矩阵;耦合临界转速
中图分类号:U469.3文献标志码:A文章编号:1674-1986(2016)01-034-04
Vibration Improving Design for Transfer Case of All-terrain Vehicle
WANG Xinbo. SHI Yuzhe. ZHU Xuebin
(Taian Aerospace Special Vehicle Co, Itd. Taian Shandong 271000, China)
Abstract: For a classic gear-rotor power transmission system, it is important to calculate the coupling critical speeds of all-terrain vehicle
transfer case. Transfer matrix method is the powerful tool. Based on gear dynamics, transfer matrix method was used to calculate the coupling
critical speeds of the geared transmission system, the vibration behavior of the transfer case helical gear transmission was researched and im-
proved
Keywords: Transfer case; Helical gear; Transfer matrix; Coupling critical speed
0引言
航空发动机川及车辆传动系等旋转机构都是通过齿轮啮
合传递力矩的,该系统不仅包含每个转子自身的弯曲和扭转振
动特性,还会耦合出若干阶新的临界转速,是机械振动的重要
来源。当工作转速接近临界转速时,可能发生共振,影响部件
的安全性。目前求解系统固有振动频率及模态的方法主要有两
种:有限元法和传递矩阵法。前者是一种近似计算,机解方法
成熟,软件优势明显,适用于块体结构。后者是一种精确计算
方法,主要用于分析等自由度系统力与力矩的传递规律,偏重
于计算转子动力学临界转速。现以越野车分动箱的优化设计为
例,用传递矩阵法硏究其耦合振动特性。
1斜齿轮啮合动力学方程
图1分动箱实体图
分动箱为斜齿圆柱齿轮传动,如图1,与直齿轮相比,重
合度大、齿面接触好,承载能力强,广泛应用于高速、重载传
动中。上部主动轮A的分度圆柱螺旋线为左旋,螺旋角为B,
下部从动轮B为右旋,如图2。由于存在螺旋角,传动时有轴
向力产生
齿轮A、B右端与左端状态参数向量如下:
Z]=[k
QMk。7の,xk
Q Mh. Tu eh ak eh. ya
Z"]=[Q"。M、Q,M。での,x"の
图2斜齿轮传动系统
收稿日期:2015-09-23
作者简介:王新博(1971ー),男,工学硕士,工程师,研究方向为特种车辆CAE。E-mail:w_xinbo@126.com
2016.01 Automobile Parts
研究与开发
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为法向压力角,,为端面压力角,且ana,=tana,cos,理推导出齿轮右侧状态参数向量与两齿轮左侧状态参数向量之
如图3。R、R为两齿轮的基圆半径,规定B左旋为正,齿间的关系。
轮振动引起的沿啮合线方向的相对位移为
S=(yA-ya)sin,+[(xーxa)ー(RA9A+Rba9)
1.1齿轮盘剪力平衡方程
coso- c
R,0,-+Rn0) sinbcosq/cos
图5所示Q是以盘为研究对象时盘右对盘的反力,与盘
从而得到啮合力的大小为F=k。6,ん。为齿轮啮合刚度系对盘右的作用力是作用力和反作用力的关系,盘对盘右力的方
数。将啮合力分别投影到x、y、z轴方向,得到3个轴向分量,向仍沿坐标轴正向。后面所求弯矩和扭矩的情况与此相同。の
见图4。
是盘左对盘的力,mPx、mPy分別是盘的慣性离心力沿x、y
轴的两个分量,F、F,是啮合力的两个分量。式(1)一(4)
是剪力的传递关系式
k, cos a, )%]
8..R, sin8cos8cos'a, /cose
Pkk, Rbcosbcos'a, /cosa, +XBK,cos a
6h.h, Ruasinbcosbcos'a /cosa,. y:k, cos cosa, sina
9h, Rua cos Bc
beh b,pah+ b,6,+b,
图3轮齿法面与端面示意图
8h,*. Risin8cosbcosa /cosa, +yhkcosbcosa, sina
よkR、Cos3 Bcos "a/cosa,+(m
r.k. Rasin cosbeos,/cosa. -yak, cos cosa, sin
erk, R]R Bce
d,], +dap +d,e, +dwyr + dis
Qk,+m,ryh+F =Q,-xak
oh.,, sina /eos, +(m-k, sin"a)*
sk, cosbc
es, k, Rsb sin cos@, sin /cosa yek, sin a
phh, R cosbcosa, sina, /cosa, =Qk.+a,eh,+anak +ank.+
YA t 4359
0と、+b。x+b,k
8 k: R,sinbcos sina /cosa. yak, sin a -9hk, Racobcosa, sin
图4啮合力的分量图
cosa -xak, cos cosa, sina, -08, k, F,sin cos@, sina /cosa,
根据牛顿第三定律,得到两齿轮的受力关系
(m -h sina,)yh -., sin /cos =Q.
F.=-fsinc
(4)
n8
mor
MA、=FA,Rx/cosa
M,=0
T
s
13
考虑齿轮自身的惯性力和齿轮间的啮合力,依据达朗伯原
图5齿轮盘剪力平衡图
与开
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