郭棟,申志朋,葛帥帥,黎洪林,石曉輝

(重慶理工大學(xué) 汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,重慶 400054)

國內(nèi)電動(dòng)汽車市場持續(xù)擴(kuò)大,汽車朝高速化、輕量化和電動(dòng)化的方向發(fā)展,隨著三化的持續(xù)推進(jìn),電動(dòng)汽車減速器服役工況和工作條件越來越復(fù)雜,使得殼體剛性不足、變形過大等缺點(diǎn)逐步凸顯,帶來了減速器嘯叫等NVH問題[1]。傳動(dòng)誤差作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)和噪聲的重要激勵(lì)源,引起了學(xué)者的廣泛關(guān)注[2-4]。鄧效忠等[5]建立了行星輪系齒輪的幾何模型,根據(jù)齒面接觸分析、承載接觸分析技術(shù)和行星輪相位差的概念提出了傳動(dòng)誤差的計(jì)算方法,利用該方法預(yù)測了行星輪系和直廓內(nèi)齒輪的傳動(dòng)誤差隨扭矩變化趨勢。唐進(jìn)元[6]提出了傳動(dòng)誤差計(jì)算的概念模型和力學(xué)模型,并推導(dǎo)出傳遞誤差與制造誤差、受載變形、動(dòng)載荷和齒輪幾何參數(shù)的關(guān)系。郭棟等[7]提出了多級傳動(dòng)誤差的理論計(jì)算方法,對某二級減速器的傳動(dòng)誤差進(jìn)行了預(yù)測,并進(jìn)行試驗(yàn),驗(yàn)證了預(yù)測結(jié)果的準(zhǔn)確性。汪中厚等[8]利用有限元對螺旋錐齒輪的靜傳動(dòng)誤差和動(dòng)傳動(dòng)誤差進(jìn)行仿真,對傳動(dòng)誤差隨扭矩的變化規(guī)律進(jìn)行了預(yù)測。陳洪月等[9]構(gòu)建了齒廓修形的齒輪傳動(dòng)誤差數(shù)學(xué)模型以及齒廓修形優(yōu)化模型,以此模型計(jì)算得到了某個(gè)齒輪副傳動(dòng)誤差的最優(yōu)修形量。林家春等[10]采用TCA分析方法,預(yù)測了偏置距對正交面齒輪傳動(dòng)誤差的影響規(guī)律,進(jìn)行不同偏置距下的面齒輪傳動(dòng)誤差測量試驗(yàn),驗(yàn)證了預(yù)測規(guī)律的準(zhǔn)確性,提出了減小傳動(dòng)誤差的安裝原則。袁古興等[11]推導(dǎo)了考慮偏心誤差的少齒差濾波減速器傳動(dòng)誤差計(jì)算方法,進(jìn)行試驗(yàn),驗(yàn)證了所提出方法的準(zhǔn)確性。嚴(yán)宏志等[12]用有限元法得到了不同相對位置的螺旋錐齒輪傳動(dòng)誤差和接觸斑點(diǎn),并進(jìn)行傳動(dòng)誤差和接觸斑點(diǎn)測試,驗(yàn)證仿真結(jié)果,指出螺旋錐齒輪傳動(dòng)誤差對小輪安裝誤差更敏感。

近年來,有學(xué)者開始研究殼體變形對傳動(dòng)誤差的影響,獲得了殼體變形對傳動(dòng)誤差影響的部分成果,但對二者相互關(guān)系的研究還不夠深入,更缺乏試驗(yàn)支持[13-14]。為此,本文以某款國產(chǎn)電動(dòng)汽車減速器為研究對象,在傳動(dòng)誤差試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行減速器殼體變形和傳動(dòng)誤差的同步聯(lián)合試驗(yàn);對不同扭矩下殼體變形與傳動(dòng)誤差進(jìn)行同步統(tǒng)計(jì),探尋殼體變形和傳動(dòng)誤差隨負(fù)載變化規(guī)律,并進(jìn)一步探索殼體變形與傳動(dòng)誤差的相互影響,以豐富傳動(dòng)誤差的理論體系。

1 測試原理

1.1 傳動(dòng)誤差

傳動(dòng)誤差定義為:當(dāng)主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)角度,從動(dòng)齒輪的實(shí)際轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角之間的差異,可以用轉(zhuǎn)角差或線位移差來表示[15]。傳動(dòng)誤差的影響因素很多,如輪齒變形、修形、加工制造誤差、安裝誤差和傳動(dòng)系統(tǒng)受載變形等[16]。根據(jù)計(jì)算方式的不同可以把傳動(dòng)誤差分為總體傳動(dòng)誤差和單體傳動(dòng)誤差。

總體傳動(dòng)誤差為

TE=rg(θg-θp/i)

(1)

單齒傳動(dòng)誤差為

ΔTE=TEk-TEk-n=

(2)

式中：rg為從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑;θg為從動(dòng)齒輪實(shí)際轉(zhuǎn)角;θp為主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)角;i為由輸入齒輪到輸出齒輪的傳動(dòng)比;k為第k次測量;n為采用滑動(dòng)計(jì)算方法的跨點(diǎn)數(shù)步長,一般不得跨越半齒數(shù)所對應(yīng)的脈沖數(shù)。

總體傳動(dòng)誤差是一種累積誤差,反應(yīng)了齒輪副傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的綜合能力,而單齒傳動(dòng)誤差是一種實(shí)時(shí)誤差,反應(yīng)每個(gè)時(shí)刻齒輪副的嚙合性能,二者反饋了不同的嚙合狀態(tài)信息[17]。

1.2 殼體變形

當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)受載轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),根據(jù)單齒傳動(dòng)誤差ΔTE和嚙合剛度km可以得到輪齒每一時(shí)刻的切向嚙合力為

Fmt=ΔTE·km

(3)

根據(jù)圖1的受力分析可以得出齒輪的切向嚙合力和徑向嚙合力的合力,即齒輪對軸的徑向力為

Fmr=Fmt/cosαt

(4)

式中αt為端向壓力角。

軸向嚙合力為

Fma=Fmt·tanβ

(5)

式中β為螺旋角。

對輸入軸進(jìn)行受力分析,得到各個(gè)軸承的軸向力和徑向力,其值都是單齒傳動(dòng)誤差的線性表達(dá),中間軸和輸出軸的軸向力和徑向力以同樣的方式計(jì)算得到,最終可以得到各個(gè)軸承的軸向力Fia和徑向力Fir的表達(dá)形式,即：

Fia=λia×ΔTE

(6)

Fir=λir×ΔTE

(7)

式中：λia、λir分別為軸承軸向和徑向系數(shù)。

在所有軸承軸向力Fia和徑向力Fir綜合作用下殼體將發(fā)生軸向和徑向的變形。

圖1 輸入軸受力簡圖

1.3 測試原理

將被試件搭載在傳動(dòng)誤差試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行傳動(dòng)誤差和殼體變形采集,測試原理如下:

1) 傳動(dòng)誤差測試。在輸入軸和輸出軸的末端安裝精密角位移傳感器,同步采集輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)角度,根據(jù)式(1)和式(2),分別計(jì)算得到總體傳動(dòng)誤差和單齒傳動(dòng)誤差;

2) 殼體變形測試。在殼體選擇合適的指針位移傳感器布點(diǎn),同時(shí)采集殼體表面軸向和徑向位移,殼體的軸向變形量和徑向變形量計(jì)算式為：

δia=xia-xia0

(8)

δir=xir-xir0

(9)

式中:xia0為初始軸向位移;xir0為初始徑向位移;xia為變形后軸向位移;xir為變形后徑向位移;δia為殼體軸向變形量;δir為殼體徑向變形量。

整個(gè)測試系統(tǒng)包括驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、負(fù)載系統(tǒng)、被試減速器、傳感器、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和控制系統(tǒng)等。試驗(yàn)的測試原理圖見圖2。

圖2 試驗(yàn)測試原理圖

2 試驗(yàn)對象及裝置

試驗(yàn)對象為二級單速比電動(dòng)汽車減速器,減速器參數(shù)見表1。

表1 減速器參數(shù)

將其搭載在傳動(dòng)誤差試驗(yàn)臺(tái)上,傳動(dòng)誤差試驗(yàn)臺(tái)的實(shí)物圖如圖3所示。

圖3 傳動(dòng)誤差臺(tái)架實(shí)物圖

傳動(dòng)誤差臺(tái)架由驅(qū)動(dòng)電機(jī)、聯(lián)軸器、被試減速器、轉(zhuǎn)速扭矩傳感器、角位移傳感器、指針位移傳感器和負(fù)載電機(jī)等部分組成，各位移感器參數(shù)見表2。

表2 傳感器參數(shù)

各位移傳感器的布置位置說明如下:

1) 試驗(yàn)采用3個(gè)角位移傳感器,分別測量輸入軸、中間軸和輸出軸的轉(zhuǎn)角;

2) 減速器齒輪的嚙合力通過齒輪、軸和軸承傳遞到殼體,殼體在軸承孔位置處變形突出,并綜合考慮殼體表面的結(jié)構(gòu)特征和布置難易等因素,選擇了如圖4所示的布點(diǎn)進(jìn)行指針位移傳感器布置,各測點(diǎn)的具體說明見表3。

圖4 指針位移傳感器測點(diǎn)布置

表3 指針位移傳感器布點(diǎn)說明

3 試驗(yàn)結(jié)果及討論

根據(jù)汽車在不同的場景行駛時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的不同旋轉(zhuǎn)方向和加載情況,制定了表4的測試工況,進(jìn)行傳動(dòng)誤差和殼體變形的同步聯(lián)合試驗(yàn)。

表4 測試工況

3.1 傳動(dòng)誤差和殼體變形信號的時(shí)頻分析

對所有的結(jié)果進(jìn)行頻譜分析,并以輸入軸頻率為參考,發(fā)現(xiàn)各扭矩下各級傳動(dòng)誤差、各測點(diǎn)變形的頻率成分基本一致,不同之處體現(xiàn)在各頻率點(diǎn)幅值的變化上。圖5和圖6是120 Nm下的第一級齒輪副總體傳動(dòng)誤差、第一級齒輪副單齒傳動(dòng)誤差。

圖5 120 Nm第一級齒輪總體傳動(dòng)誤差

從第一級總體傳動(dòng)誤差時(shí)域圖5a)中可以看出，該信號由幾個(gè)幅值較大的長周期信號和一些小幅值短周期信號構(gòu)成,這也反映了第一級總體傳動(dòng)誤差的成分復(fù)雜,包含了豐富的信息。對時(shí)域信號進(jìn)行傅里葉變換,得到其頻譜見圖5b),幅值較為集中的分布在0～27倍軸頻的低頻段,中間軸軸頻、輸入軸軸頻和輸入軸諧頻處的幅值較為突出,而第一級嚙合頻率處的幅值較低約0.5 μm。

從第一級齒輪副單齒傳動(dòng)誤差的時(shí)域圖6a)中看出,該信號的峰峰值遠(yuǎn)小于第一級總體傳動(dòng)誤差的峰峰值,且沒有幅值較大的長周期信號,相反,短周期信號的幅值較大。對時(shí)域信號進(jìn)行頻譜分析,見圖6b),在1～200倍軸頻的范圍內(nèi)均有明顯的幅值分布,如圖6b)所示,其中幅值較為明顯的皆為各軸的諧頻,且最大幅值出現(xiàn)在較高的頻段,基頻處的幅值不明顯,第一級嚙合頻率處的幅值相對較小約0.05 μm。

120 Nm下的第二級總體傳動(dòng)誤差見圖7。與第一級總體傳動(dòng)誤差相似,第二級總體傳動(dòng)誤差同樣是由多個(gè)幅值較大的長周期信號和一些小幅值短周期信號構(gòu)成,第二級總體傳動(dòng)誤差峰峰值要大于第一級總體靜態(tài)傳動(dòng)誤差峰峰值。對時(shí)域信號進(jìn)行傅里葉變換,幅值較為集中的分布在0～27倍軸頻的低頻段,其中輸出軸軸頻處幅值最為突出,而二級嚙合頻率處的幅值約4.3 μm。

圖7 120 Nm第二級齒輪總體傳動(dòng)誤差

120 Nm第二級齒輪單齒傳動(dòng)誤差如圖8所示，其峰值同樣遠(yuǎn)小于第二級總體傳動(dòng)誤差的峰峰值,存在大量的短周期成分,但大于第一級單齒傳動(dòng)誤差的峰峰值。對時(shí)域信號進(jìn)行頻譜分析,在1～200倍軸頻的范圍內(nèi)均有幅值分布,如圖8b)所示,輸入軸諧頻和其中某兩根軸諧頻組合處的幅值較為明顯。各傳動(dòng)軸基頻和第二級嚙合頻率處的幅值不明顯。

總體傳動(dòng)誤差是單齒傳動(dòng)誤差的累積結(jié)果,隨著采集的持續(xù)進(jìn)行,一些信號進(jìn)行了疊加,而另一些信號發(fā)生了抵消[18]。通過對上面各級總體傳動(dòng)誤差和單齒傳動(dòng)誤差進(jìn)行對比分析,可以發(fā)現(xiàn):

1) 對于第一級齒輪:與輸入軸基頻、中間軸基頻、一級嚙合頻率、某些輸入軸諧頻、中間軸諧頻和輸出軸諧頻有關(guān)的低頻信號幅值進(jìn)行了疊加,另一些與輸入軸諧頻、中間軸諧頻和輸出軸諧頻有關(guān)的中高頻信號幅值發(fā)生了抵消,從而造成第一級總體傳動(dòng)誤差的幅值較為集中的分布在低頻段內(nèi);

2) 對于第二級齒輪:與輸出軸軸頻、二級嚙合頻率、部分輸入軸諧頻、中間軸諧頻和輸出軸諧頻有關(guān)的低頻信號進(jìn)行了疊加,另一些與輸入軸諧頻、中間軸諧頻和輸出軸諧頻有關(guān)的中高頻信號發(fā)生了相互抵消,第二級總體傳動(dòng)誤的幅值也集中分布在低頻段內(nèi)。

圖8 120 Nm第二級齒輪單齒傳動(dòng)誤差

120 Nm下的輸入軸測點(diǎn)徑向變形的時(shí)域曲線和頻譜如圖9所示。

圖9 120 Nm測點(diǎn)1輸入軸徑向變形量

從輸入軸殼體徑向變形時(shí)域圖(圖9a))可以看出,該信號主要由一些幅值較大的長周期信號組成,對時(shí)域信號進(jìn)行頻譜(見圖9b))分析,,能看出這些信號的幅值集中分布在0～4倍輸入軸頻率的低頻段,其中幅值貢獻(xiàn)較大的兩個(gè)頻率為輸入軸和輸出軸基頻,值得注意的是這兩個(gè)頻率也分別是第一級和第二級總體傳動(dòng)誤差頻譜中幅值貢獻(xiàn)最大的頻率點(diǎn)。

根據(jù)式(6)和式(7),探究傳動(dòng)誤差對殼體變形的影響宜從單齒傳動(dòng)誤差對殼體變形作用關(guān)系的角度出發(fā);根據(jù)殼體變形的頻譜顯示,輸入軸和輸出軸軸頻是殼體變形頻譜的主要成分,而總體傳動(dòng)誤差恰好低頻突出,所以探究殼體變形對傳動(dòng)誤差的影響宜從殼體變形對總體傳動(dòng)誤差作用關(guān)系的角度出發(fā)。

3.2 單齒傳動(dòng)誤差與殼體變形的關(guān)系

對各扭矩下各級齒輪副單齒傳動(dòng)誤差峰峰值和各測點(diǎn)的殼體變形峰峰值進(jìn)行同步統(tǒng)計(jì),結(jié)果見表5。

表5 單齒傳動(dòng)誤差ΔTE和殼體變形δ峰峰值

同扭矩下反轉(zhuǎn)的單齒傳動(dòng)誤差和殼體變形量要明顯大于正轉(zhuǎn),主要是正、反齒面的輪齒誤差和修形不同,導(dǎo)致反轉(zhuǎn)時(shí)單齒傳動(dòng)誤差較大,殼體各測點(diǎn)的變形量也較大。正轉(zhuǎn)各扭矩下的單齒傳動(dòng)誤差和殼體表面各測點(diǎn)變形量存在一定的規(guī)律,見圖10。

圖10 單齒傳動(dòng)誤差和殼體變形隨扭矩變化

從圖10a)中可以看出:第一級單齒傳動(dòng)誤差呈現(xiàn)出相對穩(wěn)定的趨勢;第二級單齒傳動(dòng)誤差隨扭矩增加而同步增加,且其對扭矩變化相對敏感。第二級單齒傳動(dòng)誤差峰峰值都在15 μm以上,要遠(yuǎn)大于第一級單齒傳動(dòng)誤差峰峰值。呈現(xiàn)出這樣的規(guī)律是由于在20～180 Nm的扭矩范圍內(nèi),第二級齒輪副嚙合力較大,第二級單齒傳動(dòng)誤差以變形為主,而第一級單齒傳動(dòng)誤差以誤差為主[19]。

在20～180 Nm范圍內(nèi),各測點(diǎn)變形量峰峰值變化趨勢見圖10b),可以看出:

1) 各測點(diǎn)的變形量隨扭矩增加都呈現(xiàn)出遞增的趨勢,徑向測點(diǎn)變形δr普遍大于軸向測點(diǎn)變形δa,同時(shí),輸出軸的徑向測點(diǎn)變形δr3和軸向測點(diǎn)變形δa3也分別是所有徑向測點(diǎn)變形和所有軸向測點(diǎn)變形中最大的。產(chǎn)生這樣結(jié)果的原因是輸出軸軸承力大于其他軸軸承力,且各軸承的徑向力大于軸向作用力,同時(shí)離軸承孔越近的殼體表面受該處軸承處作用力的影響越大;

2) 各測點(diǎn)變形量對扭矩的曲線接近于線性,輸入軸軸向測點(diǎn)變形δa1和中間軸軸向測點(diǎn)變形δa2相對較小,同時(shí)這兩個(gè)變形曲線斜率也很小,說明輸入軸和中間軸軸向變形對20～180 Nm范圍內(nèi)的扭矩變化不敏感。輸入軸徑向測點(diǎn)變形δr1在20～80 Nm范圍內(nèi)小于中間軸徑向測點(diǎn)變形δr2,而在100～180 Nm范圍內(nèi)二者大小相反,但輸入軸徑向測點(diǎn)變形δr1的斜率大于中間軸徑向測點(diǎn)變形δr2的斜率,即輸入軸徑向測點(diǎn)變形δr1對該范圍內(nèi)的試驗(yàn)扭矩變化更敏感。

各測點(diǎn)變形量的變化趨勢與第二級單齒傳動(dòng)誤差變化趨勢是一致的,這是因?yàn)楦髋ぞ叵碌牡诙墕锡X傳動(dòng)誤差峰峰值要遠(yuǎn)大于第一級單齒傳動(dòng)誤差峰峰值,根據(jù)式(6)和式(7)可知,輸出軸軸承對殼體的作用力要遠(yuǎn)大于輸入軸軸承對殼體的作用力,導(dǎo)致第二級齒輪副單齒傳動(dòng)誤差對殼體變形的作用會(huì)掩蓋住第一級齒輪副單齒傳動(dòng)誤差的作用,最終殼體各點(diǎn)變形趨勢和第二級單齒傳動(dòng)誤差隨扭矩變化趨勢保持一致。

3.3 殼體變形與總體傳動(dòng)誤差的關(guān)系

傳動(dòng)誤差描述的是兩個(gè)嚙合齒輪沿嚙合線方向相對位置變化,所以殼體變形對傳動(dòng)誤差的影響直接體現(xiàn)在兩嚙合齒輪軸線的相對位置變動(dòng)上[20]。

輸入軸和中間軸軸承孔處的軸向和徑向相對位移分別為：

δ1=δa1-δa2

(10)

δ2=δr1-δr2

(11)

中間軸和輸出軸軸承孔處的軸向和徑向相對位移分別為：

δ3=δa2-δa3

(12)

δ4=δr2-δr3

(13)

據(jù)圖5和圖7的分析中得知,第一級總體傳動(dòng)誤差頻譜中輸入軸軸頻處的幅值貢獻(xiàn)最大,第二級總體傳動(dòng)誤差頻譜中輸出軸軸頻處的幅值貢獻(xiàn)最大。為此,為了探究殼體變形對傳動(dòng)誤差的影響,對正轉(zhuǎn)各扭矩下各級齒輪副的總體傳動(dòng)TE1和TE2峰峰值進(jìn)行統(tǒng)計(jì),見圖11;對軸承孔處相對位移δ1、δ2、δ3和δ4的峰峰值,δ1和δ2頻譜中輸入軸基頻處的幅值和δ3和δ4頻譜中輸出軸基頻處的幅值進(jìn)行統(tǒng)計(jì),見圖12。

圖11 各級齒輪副總體傳動(dòng)誤差隨扭矩變化

圖12 相對位移和特征頻率處幅值隨扭矩變化

圖11展示了各級總體傳動(dòng)誤差隨扭矩的變化規(guī)律：第一級總體傳動(dòng)誤差在20～100 Nm扭矩范圍內(nèi)隨扭矩增加呈明顯地降低的趨勢,從100 Nm開始其對扭矩的敏感度降低,曲線趨于平穩(wěn);第二級總體傳動(dòng)誤差在20～100 Nm扭矩范圍內(nèi)隨扭矩增加而平穩(wěn)上升,從120 Nm開始其對扭矩的敏感度逐漸增加,其峰峰值急劇上升。第二級總體傳動(dòng)誤差峰峰值基本在500 μm以上,遠(yuǎn)大于第一級總體傳動(dòng)誤差。呈現(xiàn)這樣的趨勢同樣是由于輪齒變形對第二級總體傳動(dòng)誤差貢獻(xiàn)突出,誤差對第一級總體傳動(dòng)誤差作用突出。這種趨勢與圖10a)各級單齒傳動(dòng)誤差的變化趨勢相近,這也說明了總體傳動(dòng)誤差和單齒傳動(dòng)誤差的聯(lián)系,即總體傳動(dòng)誤差是單齒傳動(dòng)誤差進(jìn)行累積后的結(jié)果。

對比圖12a)和圖12b)可以發(fā)現(xiàn):同扭矩下,軸承孔處軸向相對位移δ1和徑向相對位移δ2相差不大, 二者的峰峰值都隨扭距的增加而增加。δ1頻譜中輸入軸基頻處幅值大體呈現(xiàn)遞增趨勢,個(gè)別扭矩點(diǎn)有一些波動(dòng);δ2頻譜中輸入軸基頻處幅值隨扭矩增加呈現(xiàn)遞減的趨勢,且其對扭矩的敏感程度也隨扭矩增加而降低,這與第一級總體傳動(dòng)誤差峰峰值的變化趨勢相近。

對比圖12c)和圖12d)可以發(fā)現(xiàn)δ3和δ4的峰峰值都是隨扭矩的增加而增加,同扭矩下,軸承孔處軸向相對位移δ3大于徑向相對位移δ4。δ3和δ4頻譜中輸出軸基頻處幅值隨扭矩增加都呈現(xiàn)出增加的趨勢,但軸承孔處徑向相對位移δ4頻譜中輸出軸基頻處幅值對扭矩的敏感程度逐漸增高,這與第二級總體傳動(dòng)誤差的變化趨勢相近。

對比圖11和圖12的結(jié)果可以發(fā)現(xiàn),殼體變形與總體傳動(dòng)誤差的關(guān)系主要體現(xiàn)在:

1) 對于各級齒輪副,軸承孔處徑向相對位移對總體傳動(dòng)誤差的影響大于軸向相對位移對總體傳動(dòng)誤差的影響,這主要是由于該減速器大齒輪的齒寬大于小齒輪的齒寬,當(dāng)發(fā)生軸向相對移動(dòng)時(shí),并不會(huì)影響實(shí)際的工作齒寬,所以軸向相對位置變化對總體傳動(dòng)誤差的影響較小。為減小傳動(dòng)誤差、優(yōu)化減速器NVH性能,提升殼體軸承孔處的徑向剛度是一種可行的方案;

2) 殼體軸承孔處的相對變形量主要是由輸入軸基頻和輸出軸基頻兩種頻率信號組成,總體傳動(dòng)誤差變化趨勢與殼體軸承孔處徑向相對位移頻譜中這兩處頻率的幅值變化趨勢緊密相關(guān)。如第一級總體傳動(dòng)誤差頻譜中最大幅值出現(xiàn)在輸入軸基頻處,殼體軸承孔處徑向相對位移δ2頻譜中同樣存在這一頻率,且在不同扭矩下第一級總體傳動(dòng)誤差變化趨勢和殼體軸承孔處的徑向相對變形量δ2頻譜中輸入軸基頻處的幅值變化趨勢一致。

4 結(jié)論與展望

1) 單齒傳動(dòng)誤差在較寬的頻段內(nèi)均有幅值分布,總體傳動(dòng)誤差是單齒傳動(dòng)誤差的累積結(jié)果,在累積過程中低頻信號累加,中高頻信號抵消,導(dǎo)致總體傳動(dòng)誤差較為集中的分布在低頻段,且第一級總體傳動(dòng)誤差頻譜中輸入軸基頻處的幅值最大,第二級總體傳動(dòng)誤差頻譜中輸出軸基頻處的幅值最大。

2) 第二級單齒傳動(dòng)誤差峰峰值遠(yuǎn)大于第一級單齒傳動(dòng)誤差峰峰值,殼體各測點(diǎn)變形量變化趨勢與第二級單齒傳動(dòng)誤差變化趨勢保持一致。

3) 殼體軸承孔處的徑向相對位移對總體傳動(dòng)誤差的作用大于軸向相對位移,總體傳動(dòng)誤差與殼體軸承孔處徑向相對位移頻譜中輸入軸基頻或輸出軸基頻處的幅值密切相關(guān)。