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Procedia Engineering 97 ( 2014 ) 1107 – 1115
第12届全球制造业和管理大会，GCMM 2014
基于有限元法的车架固定约束的变速箱箱体卡车变速器动态振动特性分析
Ashwani Kumara *，Himanshu Jaiswalb，Faraz Ahmadb，Pravin P Patilb
a，b印度Dehradun-248002印刷时代大学机械工程系
摘要
卡车变速器壳体受到谐波激励，啮合激励，负载波动，齿轮缺陷，变速和扭矩等条件的影响。噪音和振动是传输失败的原因。变速箱壳体振动是由齿轮啮合过程和传动误差引起的内部激励的结果。这种内部激励产生动态的啮合力，通过轴和轴承传递到壳体。本研究工作的目的是模拟传动的动态振动与车架的固定约束之间的关系。使用连接螺栓将传动箱紧固在车架上。使用37个连接螺栓将外壳固定在车架上。如果连接螺栓松动，会导致严重的振动和变形。对于传输类型多自由度系统，固有频率和振动模式是重要的模态参数。评估了前10个固有固有频率和对应的模式形状。灰铸铁HT200被用作外壳材料。基于有限元法的数值模拟方法被用来找出套管的动态响应。数值模拟方法采用互易原理来应用传播到套管的网格力，并确定套管振动的主要因素。有限元分析结果表明，一个螺栓无约束条件的固有频率从（1637.2 - 2674）Hz变化。分析结果通过文献中的实验结果进行验证。
copy;2014作者。由Elsevier有限公司出版这是根据CC BY-NC-ND许可证的开放获取文章copy;2014 The Authors。由Elsevier Ltd.出版
（http://creativecommons.org/licenses/by-nc-nd/3.0/）。
2014年GCMM组委会负责挑选和同行评议。GCMM 2014组委会负责评选和同行评议
关键词：FEA;安装螺栓;自然频率;励磁;无约束;传动箱体。
*通讯作者。Tel.: 91-992-772-3380
电子邮件地址：kumarashwani.geu@gmail.com
1877-7058copy;2014作者。 由Elsevier有限公司出版这是CC BY-NC-ND许可证下的开放获取文章（http://creativecommons.org/licenses/by-nc-nd/3.0/）。
GCMM 2014组委会责任评选和同行评审doi：10.1016 / j.proeng.2014.12.389
绪论
重型汽车行业的噪音和振动减少问题是一个持续发展的目标。车辆传动系统与发动机，车身和底盘一起决定整体噪音水平。车辆变速器在扭转振动条件下产生的咔哒声和咔哒声是由于传动元件的部分振动在没有负载的情况下在其间隙内前后移动而产生的。互惠原则已被用于确定变速器壳体的故障频率和振动模式。使用互惠原则齿轮和轴被抑制，并且通过轴承传递的所有力被施加在空壳体上。振动较大的主要原因是变速箱体低阶频率引起的共振。
Ji Wang et al。 [1]研究了齿轮动力学的非线性。对齿面，啮合刚度和齿隙的数值模拟参数进行了优化。 Vandi等人。 [2]研究了发动机传动系模型来研究车辆动力学。研究了啮合和分离离合器的特殊情况。雷玉龙等人。 [3]作者研究了双离合器自动变速器的液压系统。他们通过理论和实际算法来计算每个人体的结构大小。建立了双离合器自动变速器液压系统的动态仿真模型。
S？yureya Nejat Dogan [4]研究了传动部件。传动部件的振动引起咔嗒声和咔嗒声。发出咔嗒声和咔嗒声的原因是传动部件的扭转振动，这种噪音是不理想的。传输参数随实验分析而变化，显示对摇铃和咔哒声的倾向的影响。 Shawki S等人[5]使用振动响应分析方法研究了汽车变速箱，并对汽车传动系统进行了分析和实验分析。通过使用物理性质计算辐射效率。 Shaban Ghavami Jolandan等人。 [6]已经使用了一种新的方法故障分类来研究变速箱。使用MF 285系列变速箱。压电传感器为H，W和B条件传输频率信号。 H，W和B代表健康齿轮磨损齿面，以三种工作速度（700,1500和1800rpm）破碎。信号的特征是使用描述性统计参数提取的。郭桂林[7]本研究工作的目的是利用Matlab / Simulink建立自动变速器动力总成系统模型。本文进一步分析了接合元件接合和分离过程中不同液压压力的影响以及对换档质量的影响。
SnežanaĆirićKostić等人。 [8]研究了房屋墙体的自然振动，并得出结论：通过设计参数可以防止这种情况发生。 Ashwani Kumar等人。 [9]研究了卡车变速器壳体的自由振动分析。灰铸铁牌号FG260被用作外壳材料。作者得出的结论是，固有频率从（1002-2954）Hz变化，仅限于变速器壳体侧连接螺栓约束条件的边界条件。 MilosavOgnjanović等人。 [10]作者研究了机器系统的干扰，如碰撞，滚动和滑动。在冲击啮合过程中，齿轮齿廓由于弹性而受到变形和自由振动。 Jiri Tuma [11]对塔拉卡车进行了分析和实验研究工作，以研究车辆传动系统的噪声和振动问题。为了减少噪音和振动，他引入了一个外壳。傅立叶变换结果表明固有频率变化（5003500）Hz。在范围（500-2500）Hz范围内观察到严重的振动。 Fujin Yu et al。 [12]利用有限元数值模拟方法研究了变速器齿轮箱的动态振动。齿轮箱的结构进行了优化，以减少噪音和振动。实验结果验证了分析结果。 Ashwani Kumar等人。 [16]作者研究了2和3连接螺栓无约束条件下松动变速器壳体的问题。本文介绍了采用有限元分析数值模拟方法对HT200型灰铸铁车变速箱壳体进行动态振动监测。 2,3螺栓无约束条件的固有频率从（1340-2338）Hz和（1311-2058）Hz变化。从零位移约束条件到2和3螺栓松动传动条件的固有频率下降为（21-28）％。套管松动导致故障状态。
卡车变速器箱体三维模型
基于有限元的数值分析为评估各种结果提供了强大的分析工具，其可靠的结果可用于评估产品性能。基于有限元分析的卡车变速器箱体自由振动分析对齿轮箱的降噪和减振起着重要作用。目前的研究工作主要集中在车架固定约束下的套管动力响应。该研究分两个阶段进行，第一阶段卡车变速器壳体的固有频率通过基于零位移约束的边界条件来识别。这些固有频率和振动模式显示了车架上的外壳完全固定的状况。所有37个螺栓牢固地固定在车架上，这种情况称为车架的固定约束。第二阶段的目标是找出车架传动振动与固定约束之间的关系。一个螺栓从所有位置松开，基于FEA的数值模拟可以找到这种情况的结果。这项研究的结果提供了灰铸铁HT200卡车变速箱壳体的动力学优化设计。
汽车卡车传动系统的设计模型由600多个部件组成，设计一款全实用的汽车卡车变速箱模型是一个复杂而非常关键的问题。它由各种排油孔，角部，加强筋，凸台和圆角以及连接螺栓孔组成。自由振动分析的结果与实际情况接近，减少了齿轮箱的几个部件。精确可靠的结果可用于传输性能评估。 Solid Edge和Pro-E [14-15]软件用于设计。实体CAD模型如图1所示。ANSYS 14.5 [13]是基于FEA的结构分析工具。 ANSYS 14.5在节点和元素概念上工作。元素连接在一个称为节点的点上。这个过程被称为网格划分。精细的网格确保更准确的结果，但会增加计算时间。图2显示了传动齿轮箱外壳的离散有限元模型。网格模型有1,96,137个节点和1,13,566个元素。变速器壳体使用连接螺栓牢固地安装在车架上。连接螺栓松动导致严重的振动和噪音问题。对两个阶段的研究评估了前10个固有频率和相应的振动模式（表1）。在第一阶段的研究中，当所有37个连接螺栓都受到约束时，固有频率从1669.5 Hz变化到2865.5 Hz。
Figure 1. 3 D型重型车辆变速器箱体.
Figure 2变速器箱体的啮合模型
3.材料特性和边界条件
灰铸铁HT200选用了阻尼材料作为变速器壳体材料。振动和制造说明书的标准都很好。机械性能自由振动分析需要弹性模量，泊松比和密度。灰铸铁HT200的材料性能是 - 弹性模量 - 1.10e11 Pa，泊松比-0.28，密度7200 kg / m3 [12]。 Ansys 14.5工作台模块用于自由振动模拟。 Ansys模拟需要定义和应用边界条件。零位移约束边界条件适用于变速器壳体。它通过限制37个连接螺栓的位置来施加。图3显示了带有连接螺栓孔的变速箱壳体的前视图和侧视图。这些螺栓孔用于限制变速器壳体的运动。所有37个连接螺栓孔都受到运动限制。在实际运行情况下，如果松动夹紧螺栓，可能会导致传动系统振动剧烈和故障。结果表明，由于所有五个位置上的一个连接螺栓松动，自然频率下降了（2-6）％。以自然频率下降表示共振的情况。
图 3连接变速箱壳体的螺栓位置。
计算结果和讨论
在模态分析中，通过应用合适的边界条件，程序会自动应用负载。
模拟是针对两个条件完成的，每个条件材料属性和边界条件是相同的。表1表示零位移约束条件的前十个固有频率和一个螺栓松动状态。为模拟基于套管零位移的相同环境提供了约束条件。一般来说，引起传动振动的主要原因是内部谐波激励。
车架完全固定约束固定所有37螺栓孔，并提供壳体刚性安装在底盘框架上。本文论述了松动螺栓条件的问题。在第一阶段中，计算所有基于螺栓约束的固有频率，模态形状（图4），并在下一阶段松动基于固有频率的螺栓（图6），计算模态形状。图3显示了约束螺栓孔的位置。当螺栓从固定位置松开时，固有频率下降。表1显示了约束条件和无约束条件下的模态频率变化。结果表明，松动螺栓可能会因包含低频而导致共振。对于零位移约束条件，固有频率从（1669.5-2865.5）Hz变化。从图4中，模式1和2是扭转振动。这种扭转振动在变速器壳体的前部和后部执行。轴向弯曲振动已在8,9模式中找到。 10模式是扭转振动。图4显示了不同的振型和相应的固有频率。灰铸铁HT200分析的固有频率范围（1669.5-3576）Hz与Jiri Tuma [11]的实验结果相同（500-3500）Hz。 FEA模拟结果与实验文献结果一致[11]。在伊日图马结果中，重振动发生在（1000-2500）Hz范围内。模式5,7和9在这个范围内，并且可以从模态形状分析重振动。
Mode 1 f1= 1669.3 Hz Mode 2 f2=2011.2 Hz
Mode 3 f3=2227.7 Hz Mode 4 f4= 2282.8 Hz
Mode 5 f5= 2479.6 Hz Mode 6 f6= 2599.9 Hz
Mode 7 f7=2674.3 Hz Mode 8 f8= 2711.3 Hz
Mode 9 f9= 2762.9 Hz Mode 10 f10 =2865.5 Hz
图 4基于所有螺栓约束的振动模态形状和固有频率分析。
在研究的第二部分，一个螺栓从底盘框架上松开。 图5显示了无约束螺栓孔的位置。 无约束条件表示螺栓孔松动并可自由移动。
图 5一种基于无限制的分析。
当一个连接螺栓从所有五个位置不受约束时，固有频率变化（1637-2674）Hz（表1）。 对于第一种模式，固有频率降低32 Hz（2％），对于第十种模式，差值增大并增加至191 Hz（6％）。 它表明，一个螺栓无约束或松动的情况会使固有频率降低（2-6）％，而这些较低阶的固有频率会引起引起共振的内部激励。 模式3,4和5是扭转振动。 该扭转振动在变速箱壳体的右后侧进行。 轴向弯曲振动在模式7中找到.10模式是轴向和扭转振动导致中心线处的剧烈振动和过度变形。 图6显示了两个螺栓松动情况下的不同模态形状和相应的固有频率。
Mode 9 f9= 2588.3 Hz Mode 10 f10= 2674.5 Hz Figure 6基于模态分析的一种螺栓自振频率和振型。
表1模态频率变化
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S.N. |
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