CN115130251A - 一种优化齿轮啸叫的分析方法 - Google Patents

一种优化齿轮啸叫的分析方法 Download PDF

Info

Publication number
CN115130251A
CN115130251A CN202211022196.5A CN202211022196A CN115130251A CN 115130251 A CN115130251 A CN 115130251A CN 202211022196 A CN202211022196 A CN 202211022196A CN 115130251 A CN115130251 A CN 115130251A
Authority
CN
China
Prior art keywords
gear
analysis
shell structure
shell
meshing
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN202211022196.5A
Other languages
English (en)
Other versions
CN115130251B (zh
Inventor
骆旭薇
魏涛
曾小春
王毅
赵之升
肖鹏
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Jiangling Motors Corp Ltd
Original Assignee
Jiangling Motors Corp Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Jiangling Motors Corp Ltd filed Critical Jiangling Motors Corp Ltd
Priority to CN202211022196.5A priority Critical patent/CN115130251B/zh
Publication of CN115130251A publication Critical patent/CN115130251A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN115130251B publication Critical patent/CN115130251B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/10—Geometric CAD
    • G06F30/17—Mechanical parametric or variational design
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/20—Design optimisation, verification or simulation
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/10—Noise analysis or noise optimisation

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Theoretical Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Evolutionary Computation (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Computer Hardware Design (AREA)
  • Computational Mathematics (AREA)
  • Mathematical Analysis (AREA)
  • Mathematical Optimization (AREA)
  • Pure & Applied Mathematics (AREA)
  • Testing Of Devices, Machine Parts, Or Other Structures Thereof (AREA)

Abstract

本发明提供了一种优化齿轮啸叫的分析方法，通过分析齿轮啮合激励大小，结构的传递放大及噪声辐射过程，从源头激励到传递路径进行齿轮系统NVH控制，并考虑齿轮柔性支撑结构、安装轴动刚度、壳体结构响应等因素对齿轮传动系统进行全方面仿真分析，评估产生齿轮啸叫风险大小，并提供相应的优化建议来指导设计参数的确定，进而降低齿轮啮合激励、避免结构传递路径共振放大，实现在齿轮传动系统设计阶段即可有效规避齿轮啸叫问题，从而确保齿轮传动系统的NVH设计可靠性，减小NVH风险及设计后期可能出现的啸叫问题。

Description

一种优化齿轮啸叫的分析方法
技术领域
本发明涉及齿轮传动结构设计分析设计技术领域，具体涉及一种优化齿轮啸叫的分析方法。
背景技术
齿轮传动具有传动比准确、传递效率高、工作可靠、寿命长等诸多优点，故而在众多传动系统中得到应用，变速箱、电机减速器、汽车半轴等都使用齿轮传动，但齿轮设计参数繁多且制造工艺精度及一致性要求高，稍有不慎就会带来较严重的振动噪声问题，特别是电动汽车背景噪声小，轻微的齿轮啸叫都会被用户感知，影响主观驾驶体验。现有齿轮传动系统主要通过提高齿轮加工精度，或者是在出现齿轮啸叫后再进行优化，没有在项目设计阶段从激励源、传递路径及声振响应全方位考虑齿轮啸叫问题。
发明内容
本发明的目的在于克服现有技术中的不足，提供一种优化齿轮啸叫的分析方法，从源头激励到传递路径进行齿轮系统NVH控制，考虑齿轮柔性支撑结构、安装轴动刚度、壳体结构响应等进行全方面仿真分析，降低齿轮啮合激励、避免结构传递路径共振放大，从源头到传递路径设计进行精细化控制，达到在开发阶段即解决齿轮啸叫的目的，尤其是可以解决电动车变速器齿轮噪声问题。
为实现上述目的，本发明采用如下技术方案：
一种优化齿轮啸叫的分析方法，包括以下步骤：
步骤S1.齿轴系统支撑壳体结构的模态分析；
步骤S11.建立支撑壳体结构网格模型，支撑壳体结构制作成四面体网格，各壳体零件按实际装配设计建立连接关系，并按实际所用的材料类型赋予相应的材料参数；
步骤S12.基于步骤S11中建立的支撑壳体结构网格模型，分析计算支撑壳体结构模态，得到支撑壳体结构模态分析结果；
步骤S2.齿轮轴承安装位置的动刚度分析；
步骤S21.在步骤S1建立的支撑壳体结构网格模型基础上，选取轴承安装位置用刚性单元耦合到一个节点上，并施加单位载荷进行轴承安装点动刚度分析；
步骤S22.获取轴承安装位置的动刚度分析结果，评估轴承安装位置的动刚度是否满足设计要求，若满足设计要求，则执行步骤S3，否则对轴承安装位置处的结构进行优化设计，返回步骤S2；
步骤S3.建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型；
在Romax仿真分析软件中，建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型，模型包含啮合齿轮副、齿轮安装轴、轴承、支撑壳体结构，再按照实际的安装设计要求将这些零件组装在一起，并对各零件赋予其实际所对应的材料参数，然后设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数；
步骤S4.对步骤S3中建立的齿轮啮合分析模型进行考虑柔性支撑系统的齿轮啮合模态分析；
步骤S41.在步骤S3建立的齿轮啮合分析模型基础上设置模态分析步，进一步分析得到齿轴系统的模态分析结果；
步骤S42.根据步骤S12所得到的支撑壳体结构模态分析结果，与步骤S41中所得到的齿轴系统模态分析结果进行比对分析；
步骤S43.根据步骤S42的比对分析结果，评估支撑壳体结构模态与齿轴系统模态是否满足NVH设计要求，若满足设计要求则执行步骤S5，否则优化支撑壳体结构和齿轴系统设计，返回步骤S1；
步骤S5.对齿轮系统啮合特性进行分析，评估关键指标参数，包括啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布；
步骤S51.在步骤S3建立的齿轮啮合分析模型的基础上，在其输入和输出轴上定义符合实际工况的转速及扭矩，进行齿轮副啮合状态的分析计算；
步骤S52.获取基于实际运行工况的各齿轮副的啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布的分析结果；
步骤S53.根据步骤S52中获取的各齿轮副在实际运行工况下的啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布分析结果，评估关键指标参数是否满足NVH设计要求，若满足设计要求则执行步骤S6，否则根据评估分析结果对齿轮宏、微观参数进行优化设计，返回步骤S5；
步骤S6.进行齿轮啮合激励下壳体的振动响应分析，评估壳体结构齿轮啮合激励阶次振动速度幅值，与数据库里收集的壳体结构上阶次振动速度幅值进行比对，初步评估是否有产生齿轮啸叫的风险，并输出壳体结构表面振动速度结果；
步骤S7.利用步骤S6输出的壳体结构表面振动速度作为辐射噪声分析边界条件，使用LMS Virtual Lab软件进行壳体辐射噪声分析，获取监测点的辐射噪声分析结果；
步骤S71.根据所需分析频率范围建立壳体辐射噪声分析网格模型；
步骤S711.提取壳体结构表面轮廓网格，做成封闭的shell壳体单元定义为shell-1；
步骤S712.在shell-1单元基础上做一个包络面，定义为shell-2，并设定两个shell之间的距离；
步骤S713.以shell-1和shell-2为边界在中间生成二阶四面体的实体网格，并定义为空气流体属性；
步骤S72.将步骤S6获得的壳体表面振动速度结果映射到shell-1网格上，作为辐射噪声分析的振动边界；
步骤S73.设置辐射噪声分析步，参照NVH台架试验在shell-2外部区域设置声学监测点，并进行壳体结构辐射噪声分析，得到壳体结构辐射噪声分析结果；
步骤S8.根据步骤S73所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，评估是否有齿轮啸叫风险；
步骤S81.根据所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，提取阶次带宽为3%和22%的声压级大小，定义阶次带宽为3%的声压级为Wt，阶次带宽为22%的声压级为Wb，计算得到背景噪声为Wb0；
Figure 100002_DEST_PATH_IMAGE002
；
步骤S82. 将Wt与 Wb0在全转速范围内进行对比分析，若在某转速Wt比 Wb0声压级大，则说明在该转速及频率范围有齿轮啸叫风险，需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止。
具体的，步骤S3中所述设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数，宏观设计参数包括齿数、模数、压力角、螺旋角、中心距、变位系数、公法线长度、齿顶圆直径和齿根圆直径；微观设计参数包括齿向倾斜偏差、齿廓倾斜偏差、齿向鼓形量、齿廓鼓形量、齿顶修缘和齿根修缘，所述微观设计参数设置时需要设定评价起始点和评价终止点。
具体的，步骤S42中所述支撑壳体结构模态和齿轴系统模态值需要偏移10%以上，以避免结构共振向外辐射噪声。
具体的，步骤S52中所述传递误差需要获取波峰峰值大小、一阶谐波、二阶谐波和三阶谐波，所述一阶谐波、二阶谐波和三阶谐波经由傅里叶变换得到。
具体的，步骤S53所述评估关键指标参数是否满足NVH设计要求，所述NVH设计要求是按照齿轮负载及用途对关键指标定义其设计要求。
具体的，步骤S712中所述设定两个shell之间的距离，两个shell之间的距离是根据实际情况以保证能进行辐射噪声计算为目标进行确定。
具体的，步骤S82中所述需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止，具体内容如下：
辐射噪声评价出现啸叫特征，针对出现啸叫特征的转速和频率，首先重新评估齿轮啮合分析，寻找优化空间降低问题转速段的激励，其次查看支撑壳体结构问题频率的振动云图，加强振动最大位置处的结构动刚度，改善辐射噪声传递路径；
a.针对特征转速重新进行齿轮啮合分析，若齿轮啮合分析传递误差及单位长度载荷分布不满足设计要求，则通过对齿轮微观参数修形使其满足评价标准，以降低齿轮啮合激励；
b.查看特征频率下支撑壳体结构的振动云图，加强振动最大位置处的结构动刚度，以改善辐射噪声传递路径；
b1.若齿轮轴承安装点的动刚度要求大于1e7N/m，则通过增设加强筋及增加壁厚实现对轴承安装位置结构动刚度的优化；
b2.若齿轴系统频率域支撑壳体结构模态频率没有偏移10%以上，则通过查看支撑壳体结构问题频率的振动云图，在振动云图所显示的壳体结构振动最大位置处增设加强筋进行优化。
本发明相对现有技术的有益效果：
1、本发明一种优化齿轮啸叫的分析方法相比现有分析方法能够从激励源、传递路径及结构声振响应全方位评估齿轮啸叫问题，从而降低齿轮啮合激励、避免结构传递路径共振放大，实现从源头到传递路径设计的精细化控制；
2、本发明方法通过数字仿真技术预测潜在的齿轮啸叫情况，并基于仿真结果提出齿轮宏微观设计优化参数及指导结构设计，建立了基于关键指标参数的齿轮啸叫噪声评价标准，获得了齿轮接触斑及传递误差等可评估齿轮啮合激励的关键指标参数，并结合壳体结构模态、齿轴安装动刚度评估齿轮啸叫噪声风险大小，同时基于评估结果进行齿轮啸叫噪声优化工作，实现在设计早期控制齿轮啸叫噪声。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1是本发明一种优化齿轮啸叫的分析方法的流程图；
图2是本发明实施例中发动机正时齿轮系统存在齿轮啸叫风险的转速段区域示意图。
具体实施方式
为使本发明实施例的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
如图1所示，本发明提出了一种优化齿轮啸叫的分析方法，包括以下步骤：
步骤S1.齿轴系统支撑壳体结构的模态分析；
步骤S11.建立支撑壳体结构网格模型，支撑壳体结构制作成四面体网格，各壳体零件按实际装配设计建立连接关系，并按实际所用的材料类型赋予相应的材料参数；
步骤S12.基于步骤S11中建立的支撑壳体结构网格模型，分析计算支撑壳体结构模态，得到支撑壳体结构模态分析结果；
步骤S2.齿轮轴承安装位置的动刚度分析；
步骤S21.在步骤S1建立的支撑壳体结构网格模型基础上，选取轴承安装位置用刚性单元耦合到一个节点上，并施加单位载荷进行轴承安装点动刚度分析；
步骤S22.获取轴承安装位置的动刚度分析结果，评估轴承安装位置的动刚度是否满足设计要求，若满足设计要求，则执行步骤S3，否则对轴承安装位置处的结构进行优化设计，返回步骤S2；
步骤S3.建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型；
在Romax仿真分析软件中，建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型，模型包含啮合齿轮副、齿轮安装轴、轴承、支撑壳体结构，再按照实际的安装设计要求将这些零件组装在一起，并对各零件赋予其实际所对应的材料参数，然后设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数；
步骤S4.对步骤S3中建立的齿轮啮合分析模型进行考虑柔性支撑系统的齿轮啮合模态分析；
步骤S41.在步骤S3建立的齿轮啮合分析模型基础上设置模态分析步，进一步分析得到齿轴系统的模态分析结果；
步骤S42.根据步骤S12所得到的支撑壳体结构模态分析结果，与步骤S41中所得到的齿轴系统模态分析结果进行比对分析；
步骤S43.根据步骤S42的比对分析结果，评估支撑壳体结构模态与齿轴系统模态是否满足NVH设计要求，若满足设计要求则执行步骤S5，否则优化支撑壳体结构和齿轴系统设计，返回步骤S1；
步骤S5.对齿轮系统啮合特性进行分析，评估关键指标参数，包括啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布；
步骤S51.在步骤S3建立的齿轮啮合分析模型的基础上，在其输入和输出轴上定义符合实际工况的转速及扭矩，进行齿轮副啮合状态的分析计算；
步骤S52.获取基于实际运行工况的各齿轮副的啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布的分析结果；
步骤S53.根据步骤S52中获取的各齿轮副在实际运行工况下的啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布分析结果，评估关键指标参数是否满足NVH设计要求，若满足设计要求则执行步骤S6，否则根据评估分析结果对齿轮宏、微观参数进行优化设计，返回步骤S5；
步骤S6.进行齿轮啮合激励下壳体的振动响应分析，评估壳体结构齿轮啮合激励阶次振动速度幅值，与数据库里收集的壳体结构上阶次振动速度幅值进行比对，初步评估是否有产生齿轮啸叫的风险，并输出壳体结构表面振动速度结果；
步骤S7.利用步骤S6输出的壳体结构表面振动速度作为辐射噪声分析边界条件，使用LMS Virtual Lab软件进行壳体辐射噪声分析，获取监测点的辐射噪声分析结果；
步骤S71.根据所需分析频率范围建立壳体辐射噪声分析网格模型；
步骤S711.提取壳体结构表面轮廓网格，做成封闭的shell壳体单元定义为shell-1；
步骤S712.在shell-1单元基础上做一个包络面，定义为shell-2，并设定两个shell之间的距离；
步骤S713.以shell-1和shell-2为边界在中间生成二阶四面体的实体网格，并定义为空气流体属性；
步骤S72.将步骤S6获得的壳体表面速度结果映射到shell-1网格上，作为辐射噪声分析的振动边界；
步骤S73.设置辐射噪声分析步，参照NVH台架试验在shell-2外部区域设置声学监测点，并进行壳体结构辐射噪声分析，得到壳体结构辐射噪声分析结果；
步骤S8.根据步骤S7所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，评估是否有齿轮啸叫风险；
步骤S81.根据所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，提取阶次带宽为3%和22%的声压级大小，定义阶次带宽为3%的声压级为Wt，阶次带宽为22%的声压级为Wb，计算得到背景噪声为Wb0；
Figure 460485DEST_PATH_IMAGE002
；
步骤S82. 将Wt与 Wb0在全转速范围内进行对比分析，若在某转速Wt比 Wb0声压级大，则说明在该转速及频率范围有齿轮啸叫风险，需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止。
具体的，步骤S3中所述设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数，宏观设计参数包括齿数、模数、压力角、螺旋角、中心距、变位系数、公法线长度、齿顶圆直径和齿根圆直径；微观设计参数包括齿向倾斜偏差、齿廓倾斜偏差、齿向鼓形量、齿廓鼓形量、齿顶修缘和齿根修缘，所述微观设计参数设置时需要设定评价起始点和评价终止点。
具体的，步骤S42中所述支撑壳体结构模态和齿轴系统模态值需要偏移10%以上，以避免结构共振向外辐射噪声。
具体的，步骤S52中所述传递误差需要获取波峰峰值大小、一阶谐波、二阶谐波和三阶谐波，所述一阶谐波、二阶谐波和三阶谐波经由傅里叶变换得到。
具体的，步骤S53所述评估关键指标参数是否满足NVH设计要求，所述NVH设计要求是按照齿轮负载及用途对关键指标定义其设计要求，具体根据不同齿轮用途数据库进行确定。本实施例中以对电动汽车减速器的齿轮啸叫分析为例，其设计要求为：对传递误差峰峰值要求小于0.5um，一阶谐波要求小于0.2um，一二三阶分量呈指数衰减趋势，接触斑点需在齿面上居中，不能偏载，且要覆盖齿面80%以上区域。
具体的，步骤S71所述根据所需分析频率范围建立壳体辐射噪声分析网格模型，根据经验通常推荐的声学网格最大单元的边长小于最高分析频率对应波长的1/6。
具体的，步骤S712中所述设定两个shell之间的距离，两个shell之间的距离是根据实际情况以保证能进行辐射噪声计算为目标进行确定。
具体的，步骤S82中所述需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止，具体内容如下：
辐射噪声评价出现啸叫特征，针对出现啸叫特征的转速和频率，首先重新评估齿轮啮合分析，寻找优化空间降低问题转速段的激励，其次查看支撑壳体结构问题频率的振动云图，加强振动最大位置处的结构动刚度，改善辐射噪声传递路径；
a.针对特征转速重新进行齿轮啮合分析，若齿轮啮合分析传递误差及单位长度载荷分布不满足设计要求，则通过对齿轮微观参数修形使其满足评价标准，以降低齿轮啮合激励；
b.查看特征频率下支撑壳体结构的振动云图，加强振动最大位置处的结构动刚度，以改善辐射噪声传递路径；
b1.若齿轮轴承安装点的动刚度要求大于1e7N/m，则通过增设加强筋及增加壁厚实现对轴承安装位置结构动刚度的优化；
b2.若齿轴系统频率域支撑壳体结构模态频率没有偏移10%以上，则通过查看支撑壳体结构问题频率的振动云图，在振动云图所显示的壳体结构振动最大位置处增设加强筋进行优化。
下面以发动机正时齿轮系统为例对本发明优化齿轮啸叫的分析方法作进一步说明。
1、根据发动机正时齿轮系统初始设计方案建立支撑壳体结构网格模型，支撑壳体结构制作成四面体网格，各壳体零件按实际装配设计建立连接关系，并按实际所用的材料类型赋予相应的材料参数；
2、基于已建立的支撑壳体结构网格模型，使用Nastran软件计算支撑壳体结构模态，得到前5阶模态分析结果如下表1所示：
表1 支撑壳体结构前5阶模态分析结果
支撑壳体模态 频率(Hz)
1 308
2 380
3 453
4 654
5 768
3、在建立的支撑壳体结构网格模型基础上，选取轴承安装位置用刚性单元耦合到一个节点上，并施加单位载荷进行轴承安装点动刚度分析，得出轴承安装点在各方向动刚度最小值为2.1e8N/m，整体在评价标准1e7N/m以上，表明安装点动刚度满足设计要求；
4、在Romax软件中建立齿轮啮合分析模型，包含啮合齿轮副、载荷输入和输出齿轮轴、轴承，设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数，计算齿轴系统模态，与支撑壳体结构模态进行比对，评估支撑壳体结构模态与齿轴系统模态差距，两者模态频率需偏移10%以上，比对结果如下表2所示，结果显示支撑壳体结构模态满足设计要求；
表2 支撑壳体结构模态与齿轴系统模态比对结果
支撑壳体结构模态 / Hz 齿轴系统模态 / Hz 相差
308 235 31.06%
380 336 13.1%
453 503 11.03%
654 720 10.09%
768 915 19.14%
5、导入支撑壳体结构网格模型，设定轴承在支撑结构上的安装位置，并在输入轴按实际载荷大小定义转速、扭矩和功率，负载也按实际状态定义，转速需要覆盖到工作最大转速，如下表3所示为齿轴系统在最大转速（2000rpm）时的输入和负载功率扭矩。
表3 齿轴系统负载
名称 转速(r/min) 扭矩（Nm） 功率(kW)
输入载荷 2000 45.3 9.49
机油泵负载 -2200 1.5 -0.35
空压机负载 -1630 13.58 -2.32
基于建立的齿轮啮合分析模型和计算工况，可以获得各齿轮副的啮合错位、传递误差、接触斑点及单位长度载荷等分析结果，通过评估齿轮接触斑、传递误差峰峰值及一阶谐波值，作为评估齿轮啮合啸叫的关键参数，如下表4所示为原齿轮设计方案与优化后齿轮设计方案齿轮副传递误差的比对结果，由表中可以看出原齿轮设计方案齿轮副传递误差较大，传递误差峰峰值最大为1.06µm，大于评价标准0.5µm，一阶谐波分量最大值为0.553µm，大于评价标准0.2µm，表明齿轮在齿形方向接触较好，但整体接触区域较小且在齿向方向存在不同程度的偏载。
表4 原齿轮设计方案与优化后齿轮设计方案的齿轮副传递误差对比
Figure DEST_PATH_IMAGE004
综上分析，正时齿轮系统各齿轮副接触不良，传递误差较大，该情况需要通过设计优化降低传递误差大小并使接触斑点居中。故对齿轮微观设计参数作出优化调整如下表5所示，以降低传递误差及优化齿轮接触斑点，降低齿轮啮合激励较小啸叫风险。
表5 对原齿轮设计方案齿轮微观设计参数的优化调整
Figure DEST_PATH_IMAGE006
6、进行齿轮啮合激励下壳体的振动响应分析，获取壳体结构表面的振动速度结果，以齿轮轴转动频率为基频，参考输入齿轮齿数，均布提取壳体结构齿轮啮合激励阶次振动速度幅值，如输入齿轮为44齿，则提取壳体44阶次的振动速度，与数据库里收集的壳体结构阶次振动速度幅值进行比对，初步评估是否有产生齿轮啸叫的风险，并输出壳体结表面振动速度结果；
7、建立壳体辐射噪声分析网格模型；根据所需分析频率范围建立壳体辐射噪声分析网格模型，本次计算频率范围最高分析频率为7000Hz，则声学网格齿轮需小于8mm；
需要说明的是，本实施例是根据经验：声学网格最大单元的边长小于最高分析频率对应波长的1/6。然后由最高分析频率fmax=7000 Hz，确定声学网格尺寸L需满足：
Figure DEST_PATH_IMAGE008
首先提取壳体结构表面轮廓网格，做成封闭的shell壳体单元定义为shell-1；在shell-1单元基础上做一个有一定空间的包络面，定义为shell-2，并设定两个shell之间的距离；以shell-1和shell-2为边界在中间生成二阶四面体的实体网格，并定义为空气流体属性；然后将壳体表面速度结果映射到shell-1网格上，作为辐射噪声分析的振动边界；选择映射的壳体表面速度作为声学分析激励源；参照NVH台架试验在shell-2外部区域设置声学监测点，按分析频率要求设置最大计算频率范围，间隔频率视计算需要给定，本实施例中每隔10Hz输出一个结果，提交计算分析，得到支撑壳体结构辐射噪声分析结果。
根据所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，提取44阶次带宽为3%和22%的声压级大小，定义阶次带宽为3%的声压级为Wt，阶次带宽为22%的声压级为Wb，计算得到背景噪声为Wb0；
Figure 134043DEST_PATH_IMAGE002
；
将Wt与 Wb0在全转速范围内进行对比分析，如图2所示，在1345.46转到1657.56转之间Wt比 Wb0大，在该转速段有齿轮啸叫风险，需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止。
最后综合上述分析结果，对本实施例中给出的发动机正时齿轮系统初始设计方案，主要有两个优化方向：其一是针对该转速段优化齿轮微观参数，降低齿轮啮合激励；其二是针对特定频率段所对应的支撑壳体结构进行优化。
以上所述，仅是本发明的较佳实施例而已，并非对本发明的结构作任何形式上的限制。凡是依据本发明的技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、等同变化与修饰，均属于本发明的技术方案范围内。

Claims (8)

1.一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，包括以下步骤：
步骤S1.齿轴系统支撑壳体结构的模态分析；
步骤S2.齿轮轴承安装位置的动刚度分析；
步骤S3.建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型；
步骤S4.对步骤S3中建立的齿轮啮合分析模型进行考虑柔性支撑系统的齿轮啮合模态分析；
步骤S5.对齿轮系统啮合特性进行分析，评估关键指标参数，包括啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布；
步骤S6.进行齿轮啮合激励下壳体的振动响应分析，评估壳体结构齿轮啮合激励阶次振动速度幅值，与数据库里收集的壳体结构上阶次振动速度幅值进行比对，初步评估是否有产生齿轮啸叫的风险，并输出壳体结构表面振动速度结果；
步骤S7.利用步骤S6输出的壳体结构表面振动速度作为辐射噪声分析边界条件，使用LMS Virtual Lab软件进行壳体辐射噪声分析，获取监测点的辐射噪声分析结果；
步骤S8.根据步骤S7所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，评估是否有齿轮啸叫风险；
步骤S81.根据所得到的壳体结构辐射噪声分析结果，提取阶次带宽为3%和22%的声压级大小，定义阶次带宽为3%的声压级为Wt，阶次带宽为22%的声压级为Wb，计算得到背景噪声为Wb0；
Figure DEST_PATH_IMAGE002
；
步骤S82.将Wt与 Wb0在全转速范围内进行对比分析，若在某转速Wt比 Wb0声压级大，则说明在该转速及频率范围有齿轮啸叫风险，需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止。
2.根据权利要求1所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S1中所述齿轴系统支撑壳体结构的模态分析过程如下：
步骤S11.建立支撑壳体结构网格模型，支撑壳体结构制作成四面体网格，各壳体零件按实际装配设计建立连接关系，并按实际所用的材料类型赋予相应的材料参数；
步骤S12.基于步骤S11中建立的支撑壳体结构网格模型，分析计算支撑壳体结构模态，得到支撑壳体结构模态分析结果。
3.根据权利要求2所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S2中所述齿轮轴承安装位置的动刚度分析过程如下：
步骤S21.在步骤S1建立的支撑壳体结构网格模型基础上，选取轴承安装位置用刚性单元耦合到一个节点上，并施加单位载荷进行轴承安装点动刚度分析；
步骤S22.获取轴承安装位置的动刚度分析结果，评估轴承安装位置的动刚度是否满足设计要求，若满足设计要求，则执行步骤S3，否则对轴承安装位置处的结构进行优化设计，返回步骤S2。
4.根据权利要求1所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S3中所述建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型，具体过程如下：
在Romax仿真分析软件中，建立考虑柔性支撑系统的齿轮啮合分析模型，模型包含啮合齿轮副、齿轮安装轴、轴承、支撑壳体结构，再按照实际的安装设计要求将这些零件组装在一起，并对各零件赋予其实际所对应的材料参数，然后设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数；
所述设置齿轮副及齿轮各齿的宏、微观设计参数，宏观设计参数包括齿数、模数、压力角、螺旋角、中心距、变位系数、公法线长度、齿顶圆直径和齿根圆直径；微观设计参数包括齿向倾斜偏差、齿廓倾斜偏差、齿向鼓形量、齿廓鼓形量、齿顶修缘和齿根修缘，所述微观设计参数设置时需要设定评价起始点和评价终止点。
5.根据权利要求2所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S4中对建立的齿轮啮合分析模型进行考虑柔性支撑系统的齿轮啮合模态分析，具体包括以下步骤：
步骤S41.在步骤S3建立的齿轮啮合分析模型基础上设置模态分析步，进一步分析得到齿轴系统的模态分析结果；
步骤S42.根据步骤S12所得到的支撑壳体结构模态分析结果，与步骤S41中所得到的齿轴系统模态分析结果进行比对分析；
所述支撑壳体结构模态和齿轴系统模态值需要偏移10%以上，以避免结构共振向外辐射噪声；
步骤S43.根据步骤S42的比对分析结果，评估支撑壳体结构模态与齿轴系统模态是否满足NVH设计要求，若满足设计要求则执行步骤S5，否则优化支撑壳体结构和齿轴系统设计，返回步骤S1。
6.根据权利要求1所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S5中所述对齿轮系统啮合特性进行分析，评估关键指标参数，包括：
步骤S51.在步骤S3建立的齿轮啮合分析模型的基础上，在其输入和输出轴上定义符合实际工况的转速及扭矩，进行齿轮副啮合状态的分析计算；
步骤S52.获取基于实际运行工况的各齿轮副的啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布的分析结果；
步骤S53.根据步骤S52中获取的各齿轮副在实际运行工况下的啮合错位、传递误差、接触斑点和单位长度载荷分布分析结果，评估关键指标参数是否满足NVH设计要求，若满足设计要求则执行步骤S6，否则根据评估分析结果对齿轮宏、微观参数进行优化设计，返回步骤S5；
所述传递误差需要获取波峰峰值大小、一阶谐波、二阶谐波和三阶谐波，所述一阶谐波、二阶谐波和三阶谐波经由傅里叶变换得到；
所述NVH设计要求是按照齿轮负载及用途对关键指标定义其设计要求。
7.根据权利要求1所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S7中所述壳体辐射噪声分析过程如下：
步骤S71.根据所需分析频率范围建立壳体辐射噪声分析网格模型；
步骤S711.提取壳体结构表面轮廓网格，做成封闭的shell壳体单元定义为shell-1；
步骤S712.在shell-1单元基础上做一个包络面，定义为shell-2，并设定两个shell之间的距离；
所述设定两个shell之间的距离，两个shell之间的距离是根据实际情况以保证能进行辐射噪声计算为目标进行确定；
步骤S713.以shell-1和shell-2为边界在中间生成二阶四面体的实体网格，并定义为空气流体属性；
步骤S72.将步骤S6获得的壳体表面振动速度结果映射到shell-1网格上，作为辐射噪声分析的振动边界；
步骤S73.设置辐射噪声分析步，参照NVH台架试验在shell-2外部区域设置声学监测点，并进行壳体结构辐射噪声分析，得到壳体结构辐射噪声分析结果。
8.根据权利要求1所述的一种优化齿轮啸叫的分析方法，其特征在于，步骤S82中所述需要针对问题转速和频率对结构及齿轮参数进行优化设计，直至无齿轮啸叫风险为止，具体内容如下：
辐射噪声评价出现啸叫特征，针对出现啸叫特征的转速和频率，首先重新评估齿轮啮合分析，寻找优化空间降低问题转速段的激励，其次查看支撑壳体结构问题频率的振动云图，加强振动最大位置处的结构动刚度，改善辐射噪声传递路径；
a.针对特征转速重新进行齿轮啮合分析，若齿轮啮合分析传递误差及单位长度载荷分布不满足设计要求，则通过对齿轮微观参数修形使其满足评价标准，以降低齿轮啮合激励；
b.查看特征频率下支撑壳体结构的振动云图，加强振动最大位置处的结构动刚度，以改善辐射噪声传递路径；
b1.若齿轮轴承安装点的动刚度要求大于1e7N/m，则通过增设加强筋及增加壁厚实现对轴承安装位置结构动刚度的优化；
b2.若齿轴系统频率域支撑壳体结构模态频率没有偏移10%以上，则通过查看支撑壳体结构问题频率的振动云图，在振动云图所显示的壳体结构振动最大位置处增设加强筋进行优化。
CN202211022196.5A 2022-08-25 2022-08-25 一种优化齿轮啸叫的分析方法 Active CN115130251B (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202211022196.5A CN115130251B (zh) 2022-08-25 2022-08-25 一种优化齿轮啸叫的分析方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202211022196.5A CN115130251B (zh) 2022-08-25 2022-08-25 一种优化齿轮啸叫的分析方法

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN115130251A true CN115130251A (zh) 2022-09-30
CN115130251B CN115130251B (zh) 2022-12-02

Family

ID=83387316

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN202211022196.5A Active CN115130251B (zh) 2022-08-25 2022-08-25 一种优化齿轮啸叫的分析方法

Country Status (1)

Country Link
CN (1) CN115130251B (zh)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN116796575A (zh) * 2023-08-24 2023-09-22 广汽埃安新能源汽车股份有限公司 一种汽车传动系统的分析优化方法及装置

Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20040054455A1 (en) * 2000-04-27 2004-03-18 Voight Michael A. Active vibration cancellation of gear mesh vibration
JP2009036544A (ja) * 2007-07-31 2009-02-19 Toyota Motor Corp 歯車伝動機のギヤノイズ評価方法及びその装置
CN106768291A (zh) * 2015-11-19 2017-05-31 黑龙江恒能自控科技有限公司 一种转速与负载对减速器振动噪声研究方法
CN107664579A (zh) * 2017-11-20 2018-02-06 哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司 变速器齿轮啸叫啮合阶次提取及判定方法
CN107907325A (zh) * 2017-11-03 2018-04-13 重庆长安汽车股份有限公司 变速器系统振动传函测试系统及方法
CN110427719A (zh) * 2019-08-09 2019-11-08 西北工业大学 一种柔性支承齿轮传动装置动刚度建模方法
CN110941885A (zh) * 2019-12-17 2020-03-31 重庆齿轮箱有限责任公司 齿轮箱振动分析方法
CN111709101A (zh) * 2020-07-22 2020-09-25 安徽江淮汽车集团股份有限公司 变速箱啸叫仿真方法
US20200393035A1 (en) * 2019-06-11 2020-12-17 GM Global Technology Operations LLC Gear manufacturing process
CN112257170A (zh) * 2019-08-05 2021-01-22 北京新能源汽车技术创新中心有限公司 减速器性能分析方法、装置、计算机设备和存储介质
CN113468761A (zh) * 2021-07-21 2021-10-01 义乌吉利动力总成有限公司 正时链传动系统的啸叫评价方法、装置及可读存储介质
CN114912203A (zh) * 2022-05-26 2022-08-16 中国第一汽车股份有限公司 一种电驱动系统动力学仿真分析方法

Patent Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20040054455A1 (en) * 2000-04-27 2004-03-18 Voight Michael A. Active vibration cancellation of gear mesh vibration
JP2009036544A (ja) * 2007-07-31 2009-02-19 Toyota Motor Corp 歯車伝動機のギヤノイズ評価方法及びその装置
CN106768291A (zh) * 2015-11-19 2017-05-31 黑龙江恒能自控科技有限公司 一种转速与负载对减速器振动噪声研究方法
CN107907325A (zh) * 2017-11-03 2018-04-13 重庆长安汽车股份有限公司 变速器系统振动传函测试系统及方法
CN107664579A (zh) * 2017-11-20 2018-02-06 哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司 变速器齿轮啸叫啮合阶次提取及判定方法
US20200393035A1 (en) * 2019-06-11 2020-12-17 GM Global Technology Operations LLC Gear manufacturing process
CN112257170A (zh) * 2019-08-05 2021-01-22 北京新能源汽车技术创新中心有限公司 减速器性能分析方法、装置、计算机设备和存储介质
CN110427719A (zh) * 2019-08-09 2019-11-08 西北工业大学 一种柔性支承齿轮传动装置动刚度建模方法
CN110941885A (zh) * 2019-12-17 2020-03-31 重庆齿轮箱有限责任公司 齿轮箱振动分析方法
CN111709101A (zh) * 2020-07-22 2020-09-25 安徽江淮汽车集团股份有限公司 变速箱啸叫仿真方法
CN113468761A (zh) * 2021-07-21 2021-10-01 义乌吉利动力总成有限公司 正时链传动系统的啸叫评价方法、装置及可读存储介质
CN114912203A (zh) * 2022-05-26 2022-08-16 中国第一汽车股份有限公司 一种电驱动系统动力学仿真分析方法

Non-Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
PHILIPPNEUBAUER等: "Evaluation of the gear noise reduction potential of geometrically uneven inequidistant gears", 《ELSEVIER》 *
张磊等: "某乘用车手动变速器齿轮啸叫噪声研究", 《汽车零部件》 *
王泽贵等: "汽车变速器齿轮啸叫噪声试验", 《浙江大学学报(工学版)》 *
臧孟炎等: "基于正交试验设计的变速器啸叫特性优化", 《汽车工程》 *
郑光泽等: "柔性壳体对变速器齿轮副动态啮合特性的影响分析", 《振动与冲击》 *
马敬等: "某纯电动汽车驱动系统24阶振动噪声的分析与优化", 《汽车电器》 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN116796575A (zh) * 2023-08-24 2023-09-22 广汽埃安新能源汽车股份有限公司 一种汽车传动系统的分析优化方法及装置
CN116796575B (zh) * 2023-08-24 2023-12-12 广汽埃安新能源汽车股份有限公司 一种汽车传动系统的分析优化方法及装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN115130251B (zh) 2022-12-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
GB2545334B (en) Driveline modeller
CN115130251B (zh) 一种优化齿轮啸叫的分析方法
JP2017223358A5 (zh)
JP2017223358A (ja) 遊星歯車セット
S. Samani et al. Nonlinear vibration of the spiral bevel gear with a novel tooth surface modification method
Zhang et al. A study on tooth modification and radiation noise of a manual transaxle
CN106763642B (zh) 电动汽车减速器降噪方法和电动汽车减速器
Sarkar et al. Stress analysis of helical gear by finite element method
Lee et al. Identification and reduction of gear whine noise of the axle system in a passenger van
Klarin et al. Numerical investigation in a gear drive of an engine balancing unit with respect to noise, friction and durability
CN111259491B (zh) 一种轨道交通车辆齿轮箱箱体静动态特性联合分析与优化方法
CN113255084B (zh) 一种基于响应面法的齿轮噪音辐射的快速优化方法
CN113255081B (zh) 一种电动汽车减速器的载荷谱的构建方法
CN114912203A (zh) 一种电驱动系统动力学仿真分析方法
Frolov et al. Control of Gear Vibrations at Their Source.
Zhang Parameter study and improvement of gearbox whine noise in electric vehicle
CN112943699A (zh) 一种基于弯角设计的压气机静叶减振优化设计方法
Xiang et al. Effects of tooth modifications on the mesh and dynamic characteristics of differential gearbox used in electric vehicle
Tamarozzi et al. Democratization of simulation in the design engineering of gear boxes
Kumar et al. Stress analysis of spur gear using FEM method
Buchberger et al. NVH development process for e-drives
CN113343542B (zh) 一种进气歧管的优化设计方法及进气歧管
오세웅 et al. Tooth Modification for Spur Gear for Articulated Hauler's Final Drive
Gupta et al. Modal behaviour of spur gear pairs for a low speed transmission application-a comparative study between symmetric and asymmetric gears
CN117574571A (zh) 多连齿轮副主要激励源定位分析方法

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant