轻卡变速器耦合振动仿真分析

轻卡变速器耦合振动仿真分析

0含激励作用的汽车治疗汽车减速是由许多零件组成的复杂多粒度柔性机械减动系统。在减速过程中，有几种复杂的振动源：第一，启动车辆时，由于燃料消耗和磨损的爆发，以及磨损和回报的频繁外部激励。在另一项发动机上，由副齿轮内的密封力引起的内部激励效应是。在正常工作中,当变速箱耦合系统的某一阶固有频率与某种激振力的激振频率相吻合时,就会产生共振现象,并会导致变速箱振动加剧,噪声提高,严重时会使系统无法正常工作。因此,对轻卡汽车变速箱耦合系统进行了有限元模态分析,并计算出发动机的激振频率及输入轴转频,研究了变速箱耦合系统的模态频率及振动情况。变速箱的模态频率及振型应该避开外部激励频率和内部齿轮的啮合频率,这样才能保证变速箱具有良好的动态特性。1有限元模态分析的基本方程模态分析是研究结构动力学特性的一种近代方法,通过模态分析可以确定结构和机器零部件的振动特性,它是动力学分析的基础。模态是机械结构的固有振动特性,每一阶模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。因此,对于一个有n个自由度振动系统的运动微分方程为式中,M、C、K分别为系统总体质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵;ue412ue2f8..、u.、u分别为结点加速度列阵、速度列阵和位移列阵;F(t)为结点动载荷列阵。有限元模态分析时,由于阻尼对模态分析结果影响不大,因此可以忽略Cu.项,并令F(t)=0。则无阻尼自由振动系统的运动微分方程为在模态分析中,对线性系统(M和K保持均为常数),自由振动为简谐运动无阻尼模态分析求解的基本方程是求特征值问题式中,φi为第i阶模态的振型向量;ωi2表示第i阶模态的固有频率。式(4)有解的条件为式(5)称为系统结构特征方程,求解该特征方程可得到n个特征根ω12、ω22、…、ωn2,以及对应每个特征根的n个线性无关的特征列向量φ1、φ2、φ3、…、φn。2有限模型分析2.1生物本构模型变速箱耦合系统分为结构系统(主要是壳体,如图1所示)和齿轮传动系统(图2)两部分,通过轴承把二者连接起来,建立变速箱耦合系统模型。变速箱壳体由离合器壳、中壳和后壳组成。在进行实体建模时,忽略油槽、窥油孔、吊钩等一些受载较小和对壳体刚度影响不大的结构并忽略轴的倒角、键槽等不影响模态分析的微小结构。为了能够准确地反映变速箱的实际状态,研究了变速箱的约束模态,对离合器壳与飞轮壳联接的11个螺栓孔采用完全约束。设模态阶数为22,离合器壳、中壳、后壳及输入轴端盖采用压铸铝材料,弹性模量为6.9×1010Pa,泊松比为0.3,密度为2.7g/cm3;后盖采用灰铸铁材料,弹性模量为1.1×1011Pa,泊松比为0.28,密度为7.2g/cm3;几何模型各处连接螺栓及轴承采用结构钢材料,弹性模量为2×1011Pa,泊松比为0.3,密度为7.85g/cm3。变速箱壳体之间通过螺栓联接,设置接触为bonded。各轴及齿轮采用不锈钢材料,弹性模量为1.1×1011Pa,泊松比为0.28,密度为7.2g/cm3。考虑到变速箱耦合系统的各零件装配关系复杂,轴和齿轮之间采用的是过盈配合,设置接触为bonded;齿轮啮合之间有相对的滑动,接触设置为Noseparation;滚动轴承与壳体接触设置为bonded,滚动轴承与轴之间接触采用MPC184单元,由于系统结构十分复杂,采用自由网格划分方法,设定网格类型为四面体,要素大小为4mm,变速箱耦合系统共有节点数822045,单元数共有315967,变速箱耦合系统有限元模型如图3所示。2.2第四阶段:模态振动在各变量的同时进行模态频率的确定利用ANSYSWorkbench求解时,采用Lanczos法对变速箱耦合系统进行有限元模态分析,考虑前六阶模态是刚体模态,并提取了变速箱的6阶振幅较大的低阶模态。图4给出了变速箱耦合系统的6阶模态振型。分析6阶振型图的动画演示可知第7阶(第1阶)模态离合器壳沿着X、Z方向交替伸缩变形,离合器壳体变形幅值最大;第9阶(第3阶)模态沿着Z轴上下摆动,离合器壳摆动比较强烈,第10阶(第4阶)模态沿着X轴左右摆动,离合器壳与中壳接触区域变形幅值最大;第11阶(第5阶)模态输入轴及离合器壳沿着X轴左右摆动,变形幅值最大发生在输入轴;第14阶(第8阶)模态绕着Y轴(轴向)扭转振动,前壳底部变形强烈;第17阶(第11阶)模态沿着Y轴(轴向)伸缩变形,中壳与后壳接触区域变形幅值最大;其他低阶模态振型不显著。对变速箱耦合系统前11阶模态频率如表1,从表1发现随着频率增加,模态频率值越来越密集。与该变速箱所匹配的发动机是4缸4冲程发动机,怠速在700r/min。最高转速为3000r/min。发动机的激振频率计算公式式中,f为激振频率;i为发动机气缸数;n为发动机转速;T为发动机冲程数。根据式(6)可知发动机激振频率在23.33~100Hz之间,该变速箱耦合系统的一阶频率(模态阶数7)392.18Hz远大于发动机的激振频率,所以变速箱不会因发动机的激振频率而发生耦合振动现象。2.3齿轮传动转频特征从齿轮传动结构简图5可知,若某齿轮对相互啮合都会引起轮齿上的载荷和刚度变化,使齿轮产生微小振动,此时振动的频率即齿轮啮合频率,其计算式为式中,n1、n2为主、从动齿轮转速(r/min);z1、z2分别为主从动齿轮齿数。当变速箱正常工作时,输入轴的转速为1400r/min,对应的转频为23.33Hz。根据齿轮传动比及式(7),可以计算出在不同挡位时各齿轮对啮合频率及中间轴、输出轴的转频,计算结果如表2所示。通过有限元仿真分析得出了齿轮传动系统各挡前6阶扭转模态频率如表3所示,齿轮传动系统各挡(除了倒挡)1阶频率从2.99Hz到11.03Hz,有随着挡位的升高1阶频率增大的趋势;各挡2阶、3阶、4阶、5阶及6阶频率随着挡位的升高频率值变小,1挡与倒挡的变化趋势基本一致。由表2与表3对比可知:1挡输出轴转频4.16Hz与1挡1阶频率2.99Hz、2挡输出轴转频7.81Hz与2挡1阶频率5.89Hz、4挡输出轴转频23.33Hz与4挡3阶频率21.35Hz、5挡中间轴转频12.89Hz与5挡1阶频率11.03Hz、倒挡输出轴转频4.65Hz与倒挡1阶频率3.19Hz、倒挡z11z13啮合频率167.67Hz与倒挡5阶频率169.21Hz这6组频率很接近,容易激起齿轮箱耦合系统发生共振现象。3有限元仿真分析(1)利用ANSYSWorkbench软件对变速箱耦合系统进行了有限元模态分析,获得变速箱的模态频率及模态振型,了解了变速箱耦合系统的固有特性。(2)通过变速箱耦合系统的模态振型图及动画演示,可清楚地分析变速箱的动态特性及薄弱环节,为变速箱耦合系统动态响应分析奠定基础。(3)通过计算发动机激振频率及输入轴的转频,与变速箱耦合系统获得的模态频率进行了对比,