摘要：差速器是汽車傳動(dòng)構(gòu)成的基本部件之一，由于差速器本身結(jié)構(gòu)的不對(duì)稱和內(nèi)部平衡載荷的存在，在主減齒輪上會(huì)產(chǎn)生隨轉(zhuǎn)角相位變化的錯(cuò)位量.隨著汽車對(duì)齒輪箱 NVH 性能要求的不斷提升，對(duì)主減齒輪傳遞誤差的要求也越來越高，在實(shí)際工程中，差速器所產(chǎn)生的錯(cuò)位量有不可忽略影響.本文通過對(duì)差速器進(jìn)行力學(xué)分析，明確了差速器產(chǎn)生錯(cuò)位量的原因，并提出了隨轉(zhuǎn)角相位變化錯(cuò)位量應(yīng)用的方法，為高性能主減齒輪修形優(yōu)化奠定了基礎(chǔ).

　　隨著科技突飛猛進(jìn)，汽車已漸漸成為百姓生活的必須品.同時(shí)人們對(duì)汽車的使用也逐漸從單一的出行工具，轉(zhuǎn)變?yōu)橐辛己玫鸟{乘舒適性.由汽車齒輪箱產(chǎn)生的噪聲便是其中一項(xiàng)重要的因素，因此良好的駕乘品質(zhì)很大程度上取決于變速箱的噪聲.變速箱內(nèi)部由齒輪構(gòu)成，通過不同齒輪副的嚙合，實(shí)現(xiàn)減速增扭的功能.通過齒輪微觀的修形，達(dá)到減小傳遞誤差、均勻載荷、緩和沖擊等作用，最終使齒輪之間嚙合運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，降低齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生的噪音.而齒輪的微觀修形優(yōu)化基礎(chǔ)為該齒輪在實(shí)際工況條件下的錯(cuò)位量，因此，獲得與齒輪副實(shí)際工作狀態(tài)符合的錯(cuò)位量是解決汽車傳動(dòng)噪音的基礎(chǔ).

　　當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎行駛或在不平路面上行駛時(shí)，為了保證兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪作純滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)，左右車輪會(huì)以不同轉(zhuǎn)速滾動(dòng).差速器就是能夠自動(dòng)調(diào)整左右輪之間轉(zhuǎn)速差的裝置，主要由左右半軸齒輪、行星齒輪及與主減齒輪連接的差殼組成.典型的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)形式如圖 1 所示.

　　從材料力學(xué)的角度分析，差速器部件在動(dòng)力傳遞過程中，可以簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支梁模型，如圖 1 所示.在綜合外載荷 F 的作用下，差殼將產(chǎn)生變形撓度 δ，同時(shí)帶動(dòng)裝載差殼上的主減齒輪也產(chǎn)生與理論 位置有一定偏差的微小轉(zhuǎn)角，這便是主減齒輪錯(cuò)位量的來源.分析影響差殼撓度大小的原因，便可獲得差速器對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量的影響，為主減齒輪面向 NVH 的修形優(yōu)化奠定基礎(chǔ).

　　一、差速器部件受力分析

　　差速器整體受力分析

　　從差速器動(dòng)力傳遞路線上看，其內(nèi)部核心零件包括: 差殼、銷軸、行星輪、半軸齒輪.在實(shí)際工作中，差速器殼體在雙側(cè)軸承支撐下，把主減齒輪傳遞過來的扭矩通過差殼、銷軸、行星輪、半軸齒輪的路線分別傳遞出去; 同時(shí)承受主減齒輪在動(dòng)力傳遞過程中產(chǎn)生的徑向力、軸向力.其整理受力分析如圖 2 所示.

　　圖中 Ti 為差速器輸入扭矩，To 為差速器兩側(cè)半軸齒輪的輸出扭矩，在不考慮鎖止系數(shù)的條件下，兩側(cè)輸出扭矩大小相等，方向相同，均未輸入扭矩的一般且二者的合力與輸入扭矩平衡.Fr 為主減齒輪在扭矩傳遞過程中齒輪副所產(chǎn)生的徑向力，F(xiàn)a 為主減齒輪在扭矩傳遞過程中齒輪副所產(chǎn)生的軸向力，二者與差殼兩側(cè)軸承支反力 R_A、R_B 平衡.

　　以差速器部件為分析對(duì)象，輸入、輸出扭矩在差速器部件上產(chǎn)生的為扭矩變形，對(duì)主減齒輪的錯(cuò)位量影響理論上可以忽略不計(jì)，主減齒輪的徑向力、軸向力及與其平衡的支反力將產(chǎn)生撓曲變形，折算到主減齒輪上，即為主減齒輪的錯(cuò)位量.

　　行星輪受力分析

　　行星輪承受來自銷軸的驅(qū)動(dòng)載荷，與驅(qū)動(dòng)兩側(cè)半軸輪的切向力形成杠桿關(guān)系，實(shí)現(xiàn)差速器內(nèi)部扭矩的傳遞.從理論分析可知，改組載荷不會(huì)對(duì)差殼產(chǎn)生附加扭矩，因此，不會(huì)對(duì)影響主減齒輪的錯(cuò)位量.其內(nèi)部受力關(guān)系原理如圖 3 所示.

　　由錐齒輪動(dòng)力傳遞受力特性分析可知，錐齒輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞過程中，輪齒本身承受除進(jìn)行扭矩傳遞的有效切向載荷外，根據(jù)其幾何特性，一定會(huì)伴隨產(chǎn)生徑向載荷和軸向載荷，如圖 4 所示.

　　由于行星輪的切向載荷與銷軸驅(qū)動(dòng)載荷之間為 1∶ 1的杠桿關(guān)系，因此，行星輪的各個(gè)切向載荷均相等.而行星輪的徑向力與切向力之間為與幾何相關(guān)的確定關(guān)系，因此，行星輪的各點(diǎn)徑向載荷大小相等，并能實(shí)現(xiàn)在行星輪零件內(nèi)部平衡，不會(huì)對(duì)差殼產(chǎn)生附加載荷，理論上也不會(huì)影響主減齒輪的錯(cuò)位量.

　　行星輪承受軸向力的情況與其承受徑向力的情況類似，但是，行星輪的軸向力需要通過行星輪背錐與差殼平衡.針對(duì)差殼而言，行星輪軸向力將生成一組力偶.在差殼變形條件下，該組力偶不同通過其理論中心位置.由材料力學(xué)理論可知，該力偶所產(chǎn)生的彎矩將進(jìn)一步增加差殼的撓曲變形，從而影響到主減齒輪的錯(cuò)位量.

　　半軸齒輪的受力情況與行星輪類似，切向載荷與輸出扭矩平衡，徑向載荷在半軸齒輪零件內(nèi)部平衡，不會(huì)對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量產(chǎn)生影響，而軸向載荷同樣會(huì)產(chǎn)生力偶，會(huì)對(duì)主減齒輪的錯(cuò)位量產(chǎn)生影響.具體分析內(nèi)容就不再這里贅述了.

　　差殼受力分析

　　差殼直接連接主減齒輪，其受載及變形狀態(tài)將直接影響主減齒輪的錯(cuò)位量.差殼受力關(guān)系原理如圖 5 所示.

　　差殼承受的外載荷包括: 來自主減齒輪的法向載荷、兩端軸承的支撐載荷.差殼承受的內(nèi)載荷包括: 行星輪的軸向載荷、半軸輪的軸向載荷、為銷軸提供的驅(qū)動(dòng)力偶載荷.

　　主減齒輪提供的切向力與差殼為銷軸提供的力偶載荷在主減齒輪旋轉(zhuǎn)方向平衡，產(chǎn)生沿旋轉(zhuǎn)方向的扭轉(zhuǎn)變形.差殼的扭矩變形為差殼輸出回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)相對(duì)于輸入的相位滯后，其波動(dòng)量表現(xiàn)為主減齒輪的傳遞誤差，不影響主減齒輪的錯(cuò)位量.

　　主減齒輪提供的徑向力和軸向力與差殼支撐部位提供的支反力平衡，從材料力學(xué)角度分析，為簡(jiǎn)支梁承載形式，將產(chǎn)生撓曲變形，是主減齒輪產(chǎn)生錯(cuò)位量的主要原因之一.

　　差殼所承受來自行星輪及半軸輪的軸向載荷，為差殼的內(nèi)部載荷，在理論上為平衡載荷，但是，由于差速器內(nèi)部齒側(cè)間隙、軸孔間隙等非線性間隙的存在，在差速器受載之后，軸向載荷所產(chǎn)生的力偶將不能通過其理論中心點(diǎn)，這將導(dǎo)致該力偶在差殼上產(chǎn)生附加的力矩載荷，該力矩載荷也同樣會(huì)讓差殼產(chǎn)生撓曲變形，由此導(dǎo)致主減齒輪錯(cuò)位量的產(chǎn)生.

　　二、差速器對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量的影響分析

　　從差殼受力變形角度分析，差殼可以簡(jiǎn)化簡(jiǎn)支梁進(jìn)行分析和理解.由材料力學(xué)理論可知，簡(jiǎn)支梁的變形取決于受載的大小和截面的抗彎模量.而截面的抗彎模量取決零件的具體幾何形狀.因此，需從差殼本身結(jié)構(gòu)及其承載方式兩個(gè)角度對(duì)其進(jìn)行分析.

　　差殼結(jié)構(gòu)對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量影響分析

　　差速器殼體為了實(shí)現(xiàn)其功能及滿足剛、強(qiáng)度的需求，在其結(jié)構(gòu)上有一定的特殊性.表現(xiàn)為: 一方面為了差速器內(nèi)部齒輪的裝配及潤(rùn)滑，通常會(huì)在差殼上開較大的窗口，另一方面，為了加強(qiáng)差速器殼體的剛度和強(qiáng)度，又會(huì)在可布置加強(qiáng)筋的位置布置不同的加強(qiáng)筋.差殼的典型結(jié)構(gòu)如圖 6 所示.

　　在差速器工作過程中，差殼隨與其固定主減齒輪做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而主減齒輪的嚙合點(diǎn)則固定不變，也就是當(dāng)差速器工作在不同相位時(shí)，其抗彎截面幾何形狀不同.這將導(dǎo)致在差速器一個(gè)回轉(zhuǎn)周期中，不同相位的抗彎模量不同，在相同的外載荷條件下，其產(chǎn)生的撓曲變形也不同，因此，由此產(chǎn)生的錯(cuò)位量也不同.

　　由上分析可知，由于差速器殼體結(jié)構(gòu)再起回轉(zhuǎn)方向的結(jié)構(gòu)不對(duì)稱，主減齒輪產(chǎn)生的錯(cuò)位量是隨差速器回轉(zhuǎn)相位變化的周期函數(shù).

　　主減齒輪錯(cuò)位量的周期性變化，必然會(huì)導(dǎo)致主減齒輪傳遞誤差的周期性變化，這終將表現(xiàn)為齒輪的運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲.若從齒輪 NVH 性能出發(fā)，針對(duì)差速器殼體進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化時(shí)，則需在滿足差速器殼體功能基礎(chǔ)上，盡可能的減小沿差速器回轉(zhuǎn)方向的剛度波動(dòng)，具體措施可在允許位置開孔或做剛度加強(qiáng)筋.

　　差殼承載特性對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量影響分析

　　通過對(duì)差速器的受力分析可知，影響主減齒輪錯(cuò)位量的載荷包括: 主減齒輪施加到差殼的合力、差殼的支反力、行星輪軸向力半軸輪軸向力產(chǎn)生的合成力偶.其受載原理如圖 7 所示.

　　通過上一節(jié)對(duì)差殼結(jié)構(gòu)不對(duì)稱的分析可知，差殼由外載荷產(chǎn)生的變形，其載荷方向在工作過程中不發(fā)生變化，但由于差殼結(jié)構(gòu)在旋轉(zhuǎn)方向的不對(duì)稱，導(dǎo)致差殼在不同工作相位的抗彎模量不同，因此，由外載荷產(chǎn)生的變形是隨差殼旋轉(zhuǎn)相位不同而不同的周期性函數(shù).

　　在差速器工作過程中，行星輪隨差殼的轉(zhuǎn)動(dòng)而同步轉(zhuǎn)動(dòng)，其與半軸輪的嚙合點(diǎn)也隨差殼的轉(zhuǎn)動(dòng)而轉(zhuǎn)動(dòng)，且理論上差速器內(nèi)部齒輪嚙合點(diǎn)的位置與差殼的旋轉(zhuǎn)相位是相對(duì)固定的.由于合成力偶同樣會(huì)讓差殼產(chǎn)生撓曲變形，而合成力偶也會(huì)隨差殼的轉(zhuǎn)動(dòng)而轉(zhuǎn)動(dòng)，因此，有合成力偶在差殼上產(chǎn)生的撓曲變形也是隨差殼旋轉(zhuǎn)相位不同而不同的周期性函數(shù).

　　綜上所述，由差速器的承載特性和結(jié)構(gòu)特性所致，差速器在工作中產(chǎn)生的撓曲變形由兩組周期性的變形構(gòu)成，其周期為差殼的回轉(zhuǎn)周期或其整數(shù)倍.

　　三、案例驗(yàn)證

　　采用 Romax 為錯(cuò)位量分析工具，以某電動(dòng)車輸出齒輪副的錯(cuò)位量為評(píng)價(jià)對(duì)象，對(duì)上述分析內(nèi)容進(jìn)行理論驗(yàn)證，并提出周期性錯(cuò)位量在主減齒輪面向 NVH 做齒面修形優(yōu)化時(shí)應(yīng)用的方法.

　　理論驗(yàn)證

　　以某電動(dòng)車齒輪箱輸出齒輪副為例，在 Romax 中通過同時(shí)旋轉(zhuǎn)主減齒輪嚙合位置和差速器行星框架的轉(zhuǎn)角相位，搭建在差殼不同轉(zhuǎn)角下的主減齒輪錯(cuò)位量計(jì)算模型，如圖 8 所示.

　　由于該計(jì)算案例中，只有兩個(gè)行星輪且差殼結(jié)構(gòu)再旋轉(zhuǎn)方向 180°對(duì)稱，所以，主減齒輪錯(cuò)位量變化周期為 180°.在實(shí)際操作中，每隔 10°建立一個(gè)錯(cuò)位量計(jì)算模型，計(jì)算結(jié)果匯總?cè)鐖D 9 所示.

　　為了進(jìn)一步分析差速器內(nèi)部載荷對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量的影響，在不同載荷下，以上述錯(cuò)位量均值附近的相位為差殼計(jì)算相位，分別搭建含差速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)和不含內(nèi)部結(jié)構(gòu)的主減齒輪錯(cuò)位量分析模型，分析不同載荷下有無差速器內(nèi)部載荷對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量的影響規(guī)律，計(jì)算結(jié)果如圖 10 所示.

　　由上述計(jì)算結(jié)果可知，隨著載荷的增加，差速器內(nèi)部載荷對(duì)錯(cuò)位量的影響也在不斷增加.

　　主減齒輪周期性錯(cuò)位量應(yīng)用分析

　　針對(duì)修形優(yōu)化后某一確定齒面而言，錯(cuò)位量的變化會(huì)帶來該齒輪傳遞誤差幅值和頻率的變化，而傳遞誤差則為齒輪箱振動(dòng)的激勵(lì)源，這將導(dǎo)致齒輪箱振動(dòng)形態(tài)的更為復(fù)雜，控制器噪音變得更為困難.

　　傳遞誤差就是假設(shè)主動(dòng)齒輪做均速運(yùn)動(dòng)時(shí)，被動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)角誤差.齒輪上每個(gè)齒距轉(zhuǎn)角內(nèi)，傳遞誤差的均值不同，則代表齒輪轉(zhuǎn)過不同牙齒時(shí)被動(dòng)齒輪平均速度波動(dòng)的情況.反應(yīng)在動(dòng)力學(xué)上則為激勵(lì)源的調(diào)頻調(diào)制.

　　在現(xiàn)有分析設(shè)計(jì)體系下，通常采用不同載荷下傳遞誤差峰峰值變化量，評(píng)價(jià)不同載荷下的 NVH 性能.事實(shí)上，在相同載荷下不同轉(zhuǎn)角相位傳遞誤差的峰峰值也是變化，反應(yīng)在動(dòng)力學(xué)上為激勵(lì)源的調(diào)幅調(diào)制.

　　以齒輪傳遞誤差為激勵(lì)源的齒輪動(dòng)力學(xué)分析中，若把齒輪的傳遞誤差分解為在固定錯(cuò)位量條件下的傳遞誤差和由于相位帶來傳遞誤差周期性變化，則可采用動(dòng)力學(xué)激勵(lì)源疊加的方法進(jìn)行深入的研究.因此，在主減齒輪面向 NVH 齒輪修形優(yōu)化時(shí)，應(yīng)采用錯(cuò)位量中值作為輸入條件進(jìn)行.

　　主減齒輪齒輪副錯(cuò)位量是隨工作載荷和主減齒輪轉(zhuǎn)角變化的二維函數(shù).根據(jù)不同載荷、不同錯(cuò)位量波動(dòng)對(duì)齒輪嚙合性能影響的不同，基于錯(cuò)位量、載荷二維變量，合理確定齒輪修形優(yōu)化輸入邊界條件.針對(duì)承載能力會(huì)評(píng)估極限載荷下極限位置的應(yīng)力值及分布，如圖 11 中 7 和 9 位置; 針對(duì) NVH 性能，評(píng)估關(guān)心載荷范圍內(nèi)平均位置下的傳遞誤差，如圖 11 中 2 和 5 位置.

　　四、結(jié)論

　　通過本文的分析可以得出以下結(jié)論:

　　1) 裝有差速器的主減齒輪錯(cuò)位量在固定載荷下，是隨主減齒輪轉(zhuǎn)角相位變化的周期性函數(shù);

　　2) 主減齒輪錯(cuò)位量周期性變化規(guī)律，不僅與差殼的結(jié)構(gòu)形式有關(guān)，且與差速器內(nèi)部的載荷相關(guān);

　　3) 差速器內(nèi)部載荷對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量的影響不可忽略，因此，在做主減齒輪嚙合性能分析及優(yōu)化時(shí)，必須考慮差速器內(nèi)部載荷的影響;

　　4) 根據(jù)差殼結(jié)構(gòu)對(duì)主減齒輪錯(cuò)位量的影響，提出了通過優(yōu)化差殼結(jié)構(gòu)可以改善主減齒輪嚙合性能的可能性;

　　5) 根據(jù)錯(cuò)位量對(duì)主減齒輪傳遞誤差、動(dòng)力學(xué)性能的影響分析，提出了主減齒輪周期性錯(cuò)位量在齒輪優(yōu)化的使用的方法.

　　參考文獻(xiàn)略.