基于adams的驱动桥主减速器和vlss齿轮传动仿真

基于adams的驱动桥主减速器和vlss齿轮传动仿真

导向桥由主变速器、风速、半轴和桥壳组成。基本应用是增加传动轴或共和国的旋转，并将动力分配给左右或左右驱动轮。左右驱动轮的左和右驱动轮具有必要的汽车驾驶操作所要求的速度功能。在桥的驱动桥管理系统中，主变速器和主变速器之间的传输性能是确定传输性能的关键。对齿轮传动的早期研究主要局限于系统的静态性能。近年来，我们对齿轮锁的动态特性进行了大量研究。在这项工作中，使用catia软件（通用于androidtri-to动于动态平衡的应用），建立了驱动桥主变速器和驱动轮传递的三维模拟模型，并基于英茨接触理论建立了基于齿轮匹配的动态实时模拟模型。在主缸的主动齿轮中配置励磁电机，并在主缸中向左推动各种负荷矩阵。在车辆的动态下旋转时，主要变速器的主缸和辅助变速器的动态特征。1齿轮模型的建立以某载重汽车驱动桥作为研究对象,主减速器弧齿双曲面齿轮的模数为12,主动齿轮齿数为9,齿面宽为80mm;从动齿轮齿数为40,齿面宽为75mm.差速器行星齿轮和半轴齿轮的齿数分别为10和18,模数为10,齿面宽为30mm.选齿轮材料为22CrMoH,其参数:密度7.801×103kg/m3,弹性模量2.07×1011N/m2,泊松比0.29.编程生成主减速器弧齿准双曲面齿轮齿形线,运用CATIA建立主减速齿轮及差速器齿轮的三维实体模型,在CATIA中完成装配,如图1所示.装配时,使初始啮合的两齿面尽可能相切,以减小仿真分析时由模型初始状态所引起的误差.选择MSC公司开发的专用接口模块SimDesigner生成可导入ADAMS的虚拟样机模型.2模拟模型的构建2.1刚度系数和接触力系数轮齿碰撞所引起的冲击力,可以视作两个变曲率半径柱体撞击问题,解决此问题可以直接从Hertz静力弹性接触理论中得到.由于接触体比接触面大得多,Hertz理论认为可以用两个半无限大的弹性体代替原来的接触体.忽略物体的弹性波动,不计摩擦,接触时齿面间的法向接触力P和变形δ之间满足k是取决于接触物体的材料和结构形状的刚度系数,其定义为k=4E∗3R√(2)k=4E*3R(2)式中:P是轮齿碰撞所引起的接触法向力;δ是两个轮齿表面之间总的变形;R为接触点处的当量曲率半径;E*为材料的当量弹性模量.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为接触物体在接触点的当量曲率半径;μ1、μ2为两接触物体的泊松比,E1、E2为两接触物体的弹性模量.对于动态接触(碰撞),接触体相互靠近的距离是个变量,考虑到能量的守恒与损耗,需要加入阻尼项形成一个非线性的弹簧阻尼器,因此ADAMS中对动态接触力定义为式中:e为接触力指数,通常取1.5;STEP是一个3次多项式逼近海维赛阶梯函数;当瞬时穿透量δ=0时,阻尼系数c=0;当δ=Dmax时,阻尼系数c=Cmax.2.2齿轮旋转副的建立主减速器从动齿轮与差速器壳体通过螺栓固结在一起,因此仿真模型中通过固定副将主减速器从动齿轮与十字轴建立固结关系.主减速器主、从动齿轮,差速器半轴齿轮均是定轴转动,分别绕其轴心旋转,因此分别建立旋转副.当汽车两半轴齿轮有转速差时,行星齿轮绕十字轴自转,因此,四个行星齿轮分别与十字轴之间建立旋转副,如图1所示.主减速器主动与从动齿轮、差速器行星齿轮与半轴齿轮等啮合齿轮之间施加接触力,实现了齿轮啮合的动态实时仿真.2.3器理第二受害者由式(2~4)得出主减速器主动、从动齿轮间接触刚度系数k=3.16×1010N/m3/2;差速器行星齿轮和半轴齿轮接触刚度系数k=2.695×1010N/m3/2.力指数取1.5;阻尼系数取50Ns/mm;阻尼力过渡区间Dmax取0.1mm;接触中考虑摩擦力,静摩擦系数取0.08,动摩擦系数取0.05;静态阻力滑移速度取0.0001m/s;动态阻力转换速度取0.01m/s.3齿轮传动工况通过在主减速器主动齿轮施加转速驱动,差速器半轴齿轮施加不同的负载转矩,模拟汽车在直线行驶、转弯和极限工况下驱动桥主减速器齿轮和差速器齿轮的传动过程.本文仅以转弯工况为例.3.1仿真结果验证由图2可以看出,起始阶段差速器左右半轴齿轮角速度有很大跳动,是由于载荷和转速的突变造成.运行平稳后,波动较小,但波动幅度并不衰减,而且波动曲线呈明显的周期性,这是由齿轮传动周期性的内部激励引起的.另外从仿真结果得到主减速器从动齿轮角速度ω0约为2022.4°/s,差速器左半轴齿轮角速度ω1约为430.5°/s,差速器右半轴齿轮角速度ω2约为3611.4°/s,ω1+ω2≈2ω0,符合汽车转弯行驶时两半轴齿轮转速和为主减速器从动齿轮的两倍,即ω1+ω2≈2ω0的关系.验证了虚拟样机模型的正确性.3.2齿轮轮齿的基本情况图3~图5为主减速器主、从动齿轮的啮合力,可以看出,主减速器齿轮之间啮合力在起始阶段有很大跳动,是由载荷和转速的突变造成的.载荷稳定后,齿轮啮合平稳且在啮合过程中呈周期性变化,且主减速器主动齿轮周向力平均值为4.9516N,主动齿轮轴向力平均值为4.7344×104N,主动齿轮径向力平均值为3.5813×104N,分别与理论值4.90007×104N,4.2566×104N,3.3083×104N接近.图6~图8为差速器左、右半轴齿轮啮合力.在汽车转弯行驶过程中,由于转弯使左、右半轴有转矩差,啮合力大小不等,但变化规律是一致的,成周期性变化,体现了齿轮啮入啮出的特点.在一个周期内,半轴齿轮轮齿啮合的瞬间啮合力突变达到最大值,然后在接触过程中不断减小,直至脱离啮合,下一个轮齿进入啮合状态,啮合力进入下一个循环过程.需要注意的是由于行星传动并非定轴转动,行星齿轮不但随着十字轴的公转,也围绕行星轴的自转,因此,啮合力(周向和径向分量)呈现出谐波性.4齿轮传动动力学模拟与动力学模型的验证1)将Hertz接触理论嵌入仿真模型,在主减速器主动与从动齿轮,差速器行星齿轮与半轴齿轮等啮合齿轮之间施加接触力,实现了齿轮啮合的动态实时仿真.2)基于Hertz接触动力学理论,在AD