一种计及路面激励的减速器疲劳寿命预测方法与流程

1.本发明涉及减速器疲劳寿命分析技术领域，具体涉及一种计及路面激励的减速器疲劳寿命预测方法。


背景技术：

2.在目前能源枯竭及环境恶劣的双重推动下，汽车作为能源消耗和污染排放的主要行业之一，面临着迫切的转机及严峻的挑战。近年来纯电动汽车的快速发展，正在开创全球汽车产业的新格局，在节能环保方面不容忽视的优势使其成为未来汽车技术发展毋庸置疑的主攻方向。电动汽车动力总成的发展趋势是高度集成化，一般由电机、减速差速器及电机控制器组成。减速器是电动汽车动力传动系的关键部件之一，位于电机与驱动轮之间，承担着动力传递、减速增扭和差速的功能，在影响电动汽车续航里程和车辆性能起到重要作用。
3.针对现有减速器疲劳寿命试验方法准确性差的问题，公开号为cn113076648a的中国专利公开了《一种减速器疲劳加速试验和剩余寿命预测方法及存储处理系统》，其方法包括：获取待预测减速器的疲劳性能参数，疲劳性能参数包括：平均无故障时间和应力循环次数，疲劳性能参数为理想状态下的疲劳寿命表征参数；基于疲劳性能参数，构建减速器的性能退化模型；采用预先构建的疲劳加速模型以及性能退化模型，筛选加速因子，进行加速试验，得到减速器在当前阶段的疲劳耐久性和性能退化试验结果，当前阶段的疲劳耐久性包括：剩余的平均无故障时间以及剩余的应力循环次数；根据当前阶段的疲劳耐久性，预测减速器的剩余寿命。
4.上述现有方案中的减速器疲劳加速试验和剩余寿命预测方法通过设置的疲劳性能参数实现减速器疲劳寿命预测的，其减速器疲劳寿命的预测准确性需要依赖疲劳性能参数设置的精度，因此现有方案难以有效保证减速器疲劳寿命预测准确性。对于减速器而言，其疲劳寿命与所受复杂载荷息息相关，其中旋转激励是影响减速器疲劳寿命的关键因素。但申请人发现，除旋转激励之外，路面激励也是影响减速器疲劳寿命的重要因素之一，因此考虑路面激励对于减速器疲劳寿命的影响分量同样非常重要，如果能够分析获得路面激励对于减速器疲劳寿命预测的分量值，就可以在减速器疲劳寿命分析应用中，在结合其他激励因素对于减速器疲劳寿命的预测结果基础上，结合路面激励对于减速器疲劳寿命预测的分量值进行联合预测分析。
5.然而，路面激励对减速器疲劳寿命的影响具有很强的不确定性，例如，平坦的路面对减速器疲劳寿命的影响可以忽略，而极度不平坦的里面对减速器疲劳寿命的影响非常大，并且减速器疲劳寿命受到综合性因素影响，难以通过路面激励单一维度的测量来直接获得路面激励对于减速器疲劳寿命的影响分量。因此，如何设计一种能够有效提取路面激励对减速器疲劳寿命影响分量的减速器疲劳寿命预测方法是亟需解决的技术问题。


技术实现要素：

6.针对上述现有技术的不足，本发明所要解决的技术问题是：如何提供一种能够有
效反映路面激励对减速器疲劳寿命影响分量的减速器疲劳寿命预测方法，从而能够应用于其他减速器疲劳寿命分析中计及路面激励对减速器疲劳寿命影响分量来辅助提升减速器疲劳寿命预测的准确性。
7.为了解决上述技术问题，本发明采用了如下的技术方案：
8.一种计及路面激励的减速器疲劳寿命预测方法，包括以下步骤：
9.s1：基于待测车辆构建对应的减速器刚柔耦合多体动力学模型；
10.s2：基于待测车辆构建对应的搭载有所述减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型；
11.s3：向所述整车虚拟样机模型施加单独的旋转激励并提取对应的减速器动荷载目标值；
12.s4：向所述整车虚拟样机模型施加同步的旋转激励和路面激励并提取对应的减速器动荷载实际值；然后对所述减速器动荷载目标值和所述减速器动荷载实际值进行对比，得到路面激励对减速器疲劳寿命的预测影响分量。
13.优选的，步骤s1中，通过如下步骤构建所述减速器刚柔耦合多体动力学模型：
14.s101：基于待测车辆构建对应的减速器壳体有限元模型；
15.s102：基于待测车辆构建对应的减速器总成刚性体模型；然后将所述减速器总成刚性体模型导入设置的多体动力学分析软件中，并定义所述减速器总成刚性体模型对应零部件的参数，施加对应的约束条件和边界条件；
16.s103：根据所述减速器壳体有限元模型生成对应的用于描述柔性弹性变形的壳体模态中性文件；
17.s104：将所述壳体模态中性文件导入所述多体动力学分析软件中，替换所述减速器总成刚性体模型中对应的刚性体部件；
18.s105：完成所述减速器刚柔耦合多体动力学模型的构建。
19.优选的，步骤s101中，构建得到所述减速器壳体有限元模型后：对所述减速器壳体有限元模型进行壳体自由模态实验，以验证所述减速器壳体有限元模型的准确性。
20.优选的，步骤s105中，构建得到所述减速器刚柔耦合多体动力学模型后：分别设定相对的低速低扭、低速高扭、高速低扭和高速高扭四种工况，对所述减速器刚柔耦合多体动力学模型进行仿真分析，通过对比仿真后的传动比、啮合力和啮合频率验证所述减速器刚柔耦合多体动力学模型的正确性、测试所述减速器刚柔耦合多体动力学模型的响应情况。
21.优选的，步骤s2中，通过如下步骤构建整车虚拟样机模型：
22.s201：基于待测车辆分别构建对应的车身子系统模型、前悬架子系统模型、后悬架子系统模型、转向子系统模型和轮胎子系统模型；
23.s202：根据所述减速器刚柔耦合多体动力学模型构建对应的动力总成子系统模型；
24.s203：定义所述车身子系统模型、所述前悬架子系统模型、所述后悬架子系统模型、所述转向子系统模型、所述轮胎子系统模型和所述动力总成子系统模型之间的约束条件及边界条件，并确定所述动力总成子系统模型的悬置方式，以组合形成对应的虚拟样机模型；
25.s204：完成搭载有所述减速器刚柔耦合多体动力学模型的所述整车虚拟样机模型
的构建。
26.优选的，步骤s2中，构建得到所述整车虚拟样机模型后：施加多种不同幅值的正弦信号对搭载有所述减速器刚柔耦合多体动力学模型的所述整车虚拟样机模型进行调试。
27.优选的，步骤s3和s4中，所述减速器动荷载包括减速器的齿轮啮合力和齿轮轴系转矩。
28.优选的，步骤s3中，所述单独的旋转激励包括设置的车速；
29.向所述整车虚拟样机模型施加设置的车速，然后提取对应的齿轮啮合力和齿轮轴系转矩作为齿轮啮合力目标值和齿轮轴系转矩目标值。
30.优选的，步骤s4中，所述同步的旋转激励和路面激励包括车速和路面不平度；
31.向所述整车虚拟样机模型施加多个不同的车速和路面不平度，并分别提取对应的齿轮啮合力实际值和齿轮轴系转矩实际值；
32.根据公式分别计算施加对应车速和路面不平度时的齿轮啮合力偏离度和齿轮轴系转矩偏离度；式中：d.d.表示齿轮啮合力或齿轮轴系转矩偏离度；x表示齿轮啮合力或齿轮轴系转矩的实际值；a表示齿轮啮合力或齿轮轴系转矩的目标值；
33.根据齿轮啮合力偏离度和齿轮轴系转矩偏离度得到对应路面不平度对减速器疲劳寿命的影响程度作为对应的路面激励对减速器疲劳寿命的预测影响分量。
34.优选的，向所述整车虚拟样机模型施加多个不同的车速和路面不平度时：首先搭建基于滤波白噪声法的标准路面不平度程序；然后生成多个不同车速工况下的路面不平度；然后采用样条函数向所述整车虚拟样机模型输入对应的路面不平度进行仿真分析。
35.本发明中的减速器疲劳寿命预测方法与现有技术相比，具有如下有益效果：
36.在本发明中，通过施加单独的旋转激励和同步旋转激励和路面激励分别获取对应的减速器动荷载，进而能够基于减速器动荷载的对比提取路面激励对减速器疲劳寿命的影响，即能够有效反映路面激励对减速器疲劳寿命影响分量，从而能够应用于其他减速器疲劳寿命分析中计及路面激励对减速器疲劳寿命影响分量来辅助提升减速器疲劳寿命预测的准确性。同时，由于关键部位载荷的波动导致的疲劳断裂是减速器构件失效的主要形式，因此减速器关键动载荷能够更稳定的体现路面激励对减速器疲劳寿命的影响分量，从而有利于应用辅助于更准确的预测减速器的疲劳寿命。此外，本发明构建的搭载有减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型能够有效还原待测车辆减速器的实际运行场景，有利于辅助完成旋转激励和同步旋转激励和路面激励的施加，进而能够更有效的提取得到能够准确反映减速器疲劳寿命状态的动荷载，从而能够更好的应用于帮助提升减速器疲劳寿命预测的准确性。
附图说明
37.为了使发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明作进一步的详细描述，其中：
38.图1为实施例中减速器疲劳寿命预测方法的逻辑框图；
39.图2为实施例中仿真模态与实验模态结果对比的示意图；
40.图3为实施例中减速器齿轮传动系三维模型的结构示意图；
41.图4为实施例中整车虚拟样机模型的结构示意图；
42.图5为实施例中采用滤波白噪声法时的结构示意图；
43.图6为实施例中路面不平度分级图。
具体实施方式
44.下面通过具体实施方式进一步详细的说明：
45.实施例：
46.本实例中公开了一种计及路面激励的减速器疲劳寿命预测方法。
47.如图1所示，一种计及路面激励的减速器疲劳寿命预测方法，包括以下步骤：
48.s1：基于待测车辆构建对应的减速器刚柔耦合多体动力学模型；
49.s2：基于待测车辆构建对应的搭载有减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型；
50.s3：向整车虚拟样机模型施加单独的旋转激励并提取对应的减速器动荷载目标值；
51.s4：向整车虚拟样机模型施加同步的旋转激励和路面激励并提取对应的减速器动荷载实际值；然后对减速器动荷载目标值和减速器动荷载实际值进行对比分析，得到路面激励对减速器疲劳寿命的预测影响分量。具体的，施加旋转激励产生的减速器动荷载(目标值)对于减速器疲劳寿命的影响程度是预先通过试验标定的，通过减速器动荷载目标值和减速器动荷载实际值的对比便能够提取出路面激励对减速器疲劳寿命的影响程度，即路面激励对减速器疲劳寿命的预测影响分量。
52.在本发明中，通过施加单独的旋转激励和同步旋转激励和路面激励分别获取对应的减速器动荷载，进而能够基于减速器动荷载的对比提取路面激励对减速器疲劳寿命的影响，即能够有效反映路面激励对减速器疲劳寿命影响分量，从而能够应用于其他减速器疲劳寿命分析中计及路面激励对减速器疲劳寿命影响分量来辅助提升减速器疲劳寿命预测的准确性。同时，由于关键部位载荷的波动导致的疲劳断裂是减速器构件失效的主要形式，因此减速器关键动载荷能够更稳定的体现路面激励对减速器疲劳寿命的影响分量，从而有利于应用辅助于更准确的预测减速器的疲劳寿命。此外，本发明构建的搭载有减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型能够有效还原待测车辆减速器的实际运行场景，有利于辅助完成旋转激励和同步旋转激励和路面激励的施加，进而能够更有效的提取得到能够准确反映减速器疲劳寿命状态的动荷载，从而能够更好的应用于帮助提升减速器疲劳寿命预测的准确性。
53.具体实施过程中，通过如下步骤构建减速器刚柔耦合多体动力学模型：
54.s101：基于待测车辆构建对应的减速器壳体有限元模型。具体的，通过altairhypermesh软件构建减速器壳体有限元模型，并通过二阶四面体网格进行网格划分。
55.本实施例中对减速器壳体有限元模型进行了壳体自由模态实验。自由模态是指有限元模型在不受到任何约束或载荷激励的状态下计算得到的模态结果。为在实验条件下尽可能模拟减速器壳体的自由状态，选取弹性悬挂的方式使壳体主要振动方向与悬挂方向垂直，降低悬挂对壳体振动的影响。选择lmstest.lab多通道模态测试系统，实验设备主要包括力锤、三向加速度传感器、lms数据采集前端和安装了lmstest.lab软件的笔记本电脑等。
采用多点激励单点响应的移动力锤法进行实验，即多参考点锤击法测试(mrit)，将三向加速度传感器布置在壳体模态振型较大的位置作为参考点，移动力锤依次敲击所有测点以获取完整的频响函数(frf)矩阵通过实验得到关心频带0～3500hz内的各阶模态，选取前六阶实验模态与仿真模态进行对比分析，频率及对比如图2所示。
56.通过对比可知：在0～3500hz频率范围内，壳体仿真模态与实验模态振型分析结果基本保持一致，且实验模态的阻尼比均保持在1％左右，仿真频率与实验频率的相对误差也控制在5％以内。此外，对减速器壳体进行称重得到实际质量为12.548kg，仿真计算质量为12.753kg，二者相差不大，误差仅1.63％，存在原因是壳体相关形状特征的简化及不可避免的有限元计算误差。经过壳体自由模态实验结果的对比及质量的对比，表明hypermesh中建立的壳体有限元模型能够较为准确地模拟壳体实际模型，能够保证柔性体的提取及相关分析工作的正确性。
57.s102：基于待测车辆构建对应的减速器总成刚性体模型；然后将减速器总成刚性体模型导入设置的多体动力学分析软件中，并定义减速器总成刚性体模型对应零部件的参数，施加对应的约束条件和边界条件。具体的，选用三维建模软件catia并根据相应的齿轮传动系建模参数及减速器齿轮传动系二维图纸测量参数对输入轴、中间轴、一二级主动齿轮及从动齿轮进行简化建模。多体动力学分析软件选用msc.adams，其包括adams/view、adams/solver、adams/postprocessor三个基本模块，同时，包含了专业领域模块、接口模块、功能拓展模块及工具箱，其中包括car(轿车专业模块)、insight(试验设计与分析模块)、flex(柔性体模块)等，零件库、约束库、力库内容丰富，可对模型进行静力学、运动学及动力学工况模拟，并通过后处理模块输出结果曲线及动画。
58.由于不涉及差速工况，因此本实施例将差速器总成简化为等质量壳体，最后导入轴承进行各零部件的装配与检查，建立如图3所示的减速器齿轮传动系三维模型。将简化减速器齿轮传动系三维模型与原壳体三维模型进行装配得到减速器总成刚性体模型。将已装配完成的减速器总成刚性体模型导入adams/view中，删去密封环、注油孔盖等零部件。为保证多体动力学模型与实际减速器模型物理属性一致，需定义各个零部件的质量、质心位置等参数，并且根据实际条件施加约束及边界条件。在adams/view中，对于形状规整的部件，如传动轴、齿轮等，输入密度后软件将自动计算出质心位置，将差速器总成等效为等质量壳体，计算出质心位置后将质量修改为实际称重质量5.122kg。
59.物理属性赋予之后进行约束关系及边界条件的施加，包括多种运动副及力，以定义两部件间的相对运动关系，如表1所示。机械系统中各构件相对地面构架的独立运动数称为自由度，其计算公式为式中：f表示机械系统的自由度；n表示活动构件数；m表示运动副总数；p
i
表示第i个运动副的约束条件数；s表示原动机总数；q
i
表示第i个原动机的驱动约束条件数；r
k
表示其他约束条件数。
60.表1减速器零部件主要材料性能参数
[0061][0062]
根据约束关系及边界条件，模型中共有20个活动部件，17个固定副，3个转动副，根据式可知，模型自由度为f＝20
×6‑
17
×6‑3×
5＝3。减速器总成各部件约束关系如表2所示。
[0063]
表2减速器总成各部件约束关系
[0064][0065]
此外，需要通过对齿轮副定义接触的方式以保证齿轮啮合时的动力传递。通过冲击函数法定义所述减速器总成刚性体模型的齿轮副接触，得到齿轮啮合参数如表3所示。
[0066]
表3齿轮啮合参数
[0067][0068]
s103：根据减速器壳体有限元模型生成对应的用于描述柔性弹性变形的壳体模态中性文件。具体的，通过info选项检查壳体模态中性文件的质量、频率及振型，以校验壳体模态中性文件的准确性。
[0069]
s104：将壳体模态中性文件导入多体动力学分析软件中，替换减速器总成刚性体模型中对应的刚性体部件。
[0070]
s105：完成减速器刚柔耦合多体动力学模型的构建。具体的，分别设定低速低扭、低速高扭、高速低扭和高速高扭四种工况，对减速器刚柔耦合多体动力学模型进行仿真分析，通过对比仿真后的传动比、啮合力和啮合频率验证减速器刚柔耦合多体动力学模型的正确性、测试减速器刚柔耦合多体动力学模型的响应情况。
[0071]
本实施例中，待测车辆的电机功率为90kw，最大输出扭矩为276nm，即最大输出负载为2514nm。为从不同转速转矩工况下验证减速器刚柔耦合多体动力学模型的反应情况制定验证工况如表4所示。
[0072]
表4减速器刚柔耦合多体动力学模型验证工况
[0073][0074]
在输入轴的旋转副上添加驱动，在输出齿轮的质心位置施加输出负载，在添加力和力矩时一般采用step函数。step函数驱动及负载设置完成后，进行动力学仿真，此时系统自由度为2。为在控制计算量的基础上获取较为准确的齿轮啮合力曲线，设定分类为动力学，积分求解器为gstiff，积分格式为si2，错误容差为1.0e
‑
04，仿真时长为0.5s，仿真步长为0.0001。仿真完成后，对仿真结果的传动比、啮合频率以及啮合力三个方面进行对比分析。
[0075]
具体分析结果如下：
[0076]
1)不同工况下齿轮轴系转速均符合传动比，且各级齿轮副转速仿真值与理论值的误差均在1％以内，满足传动比的精度要求。
[0077]
2)各级齿轮副在不同工况下各级齿轮副的仿真啮合频率基本符合计算值及基频与倍频的相关规律，且低速低扭及高速高扭工况下啮合频率的分布更为集中。
[0078]
3)不同工况条件下减速器齿轮传动系的轴向及法向啮合力仿真值与理论值的误差均在10％以内，其中高速高扭条件下的轴向及法向啮合力误差均在5％以内。
[0079]
具体实施过程中，通过如下步骤构建整车虚拟样机模型：
[0080]
s201：基于待测车辆分别构建对应的车身子系统模型、前悬架子系统模型、后悬架子系统模型、转向子系统模型和轮胎子系统模型。具体的，通过adams/car和adams/view两个模块构建各个子系统模型，同时通过测算及推测的方式获取目标车辆零部件的大致尺寸及关键点的空间位置，完成子系统模型的搭建。
[0081]
车身采用承载式车身，忽略车辆表面的空气阻力作用，对车身外形进行简化，将车身子系统简化为位于整车质心位置的刚体球体。前悬架系统采用麦弗逊式独立悬架，是目前紧凑型轿车最为常用的前悬架配置，结构相对简单，布置更为紧凑，行驶稳定性较好，主要由a字形下摆臂以及支柱式减振器组成。后悬架系统采用扭力梁式非独立悬架，左右纵臂间安装有扭力梁，通过纵臂与车轮和车身连接，具有占用空间小、质量轻及成本低等优点。转向系统主要由方向盘、转向轴、转向器和转向拉杆等部件，其核心部件为转向器，转向器采用齿轮齿条式转向器。轮胎采用简单的轮胎刚性模型，以衬套元件(bushing)模拟轮胎刚度阻尼特性，四立柱试验台输入的方式，探索路面垂向激励对减速器关键动载荷的影响。
[0082]
s202：根据减速器刚柔耦合多体动力学模型构建对应的动力总成子系统模型。具体的，动力总成子系统模型包括电机、减速器和电机控制器。
[0083]
s203：定义车身子系统模型、前悬架子系统模型、后悬架子系统模型、转向子系统模型、轮胎子系统模型和动力总成子系统模型之间的约束条件及边界条件，并确定动力总成子系统模型的悬置方式，以组合形成对应的虚拟样机模型。具体的，车辆在实际路面上行驶时的运动形式较为复杂，本实施例采用四立柱仿真试验台输出路面不平度，重点关注路面垂向激励通过悬置系统引起减速器的动载荷变化，不考虑车轮的转向和部分零部件间的弹性元素，以达到减小计算量的目的。根据各子系统部件之间的运动形式对其约束关系做简化处理如表5所示。
[0084]
表5各子系统部件约束关系
[0085][0086]
根据上述约束关系及边界条件，包含四立柱试验台在内，所搭建整车模型共有26个活动部件，6个固定副，10个转动副，2个球铰副，3个圆柱副，2个恒速副，2个万向节副和4个移动副，根据自由度计算公式可知，模型自由度为：
[0087]
f＝26
×6‑6×6‑
10
×5‑2×3‑3×4‑2×4‑2×4‑4×
5＝16。
[0088]
动力总成由3个线性橡胶悬置与车架相连，可通过bushing(衬套元件)模拟，且由于此时bushing用作橡胶悬置使用，其只具有软垫的力学性能，扭转刚度、扭转阻尼均为0，仅存在x、y、z三个方向的平移刚度、平移阻尼。因此，本实施例中包含减速器在内的动力总成系统依据开发车型初期的相关测试获取悬置参数即可。
[0089]
s204：完成搭载有减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型的构建。整车虚拟样机模型如图4所示。
[0090]
具体实施过程中，构建得到整车虚拟样机模型后：施加多种不同幅值的正弦信号对搭载有减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型进行调试。具体的，设定减速器输入转速为10000rpm(此时车速为135km/h)，负载为2000nm，分别在四立柱试验台上加载路面输入激励为50sin(10πt)及2000sin(10πt)进行仿真分析。
[0091]
分析发现：当路面输入为(10πt)时，齿轮轴向啮合力及齿轮轴系转矩均发生了明显变化。对照(10πt)输入下齿轮传动系转速曲线变化可知，转矩曲线的变化一方面是路面激励输入导致传动系的转速发生了波动，由此产生的拖拽致使转矩产生了变化；另一方面是路面激励通过悬置系统传递至减速器壳体，壳体发生变形也影响了传动系转矩。
[0092]
在本发明中，构建、调试得到的搭载有减速器刚柔耦合多体动力学模型的整车虚拟样机模型能够有效还原待测车辆减速器的实际运行场景，有利于辅助完成旋转激励和同步旋转激励和路面激励的施加，进而能够更有效的提取得到能够准确反映减速器疲劳寿命状态的动荷载，从而能够更好的应用于帮助提升减速器疲劳寿命预测的准确性。
[0093]
具体实施过程中，减速器动荷载包括减速器的齿轮啮合力和齿轮轴系转矩。
[0094]
具体实施过程中，步骤s3中，单独的旋转激励包括设置的车速；向整车虚拟样机模
型施加设置的车速，然后提取对应的齿轮啮合力和齿轮轴系转矩作为齿轮啮合力目标值和齿轮轴系转矩目标值。
[0095]
具体实施过程中，同步的旋转激励和路面激励包括车速和路面不平度；
[0096]
向整车虚拟样机模型施加多个不同的车速和路面不平度，并分别提取对应的齿轮啮合力实际值和齿轮轴系转矩实际值；
[0097]
根据公式分别计算施加对应车速和路面不平度时的齿轮啮合力偏离度和齿轮轴系转矩偏离度；式中：d.d.表示齿轮啮合力或齿轮轴系转矩偏离度；x表示齿轮啮合力或齿轮轴系转矩的实际值；a表示齿轮啮合力或齿轮轴系转矩的目标值；
[0098]
根据齿轮啮合力偏离度和齿轮轴系转矩偏离度分析对应路面不平度对减速器疲劳寿命的影响程度作为对应的路面激励对减速器疲劳寿命的预测影响分量。具体的，齿轮啮合力偏离度和齿轮轴系转矩偏离度越大，则路面不平度对减速器疲劳寿命的影响程度越大。
[0099]
为对减速器的疲劳寿命进行分析，须将齿轮传动系的转矩载荷转换为齿面的接触应力，通过如下公式对齿面接触疲劳强度进行计算：
[0100]
式中：σ
h
为齿面接触应力；k
h
为载荷系数，由使用系数k
a
、动载系数k
v
、齿间载荷分配系数k
α
及齿向载荷分布系数k
β
共同决定，k
h
＝k
a
k
v
k
α
k
β
.此处取k
a
＝1.25，k
v
＝1.23，k
α
＝1.2，k
β
＝1.102；f
t
为圆周力，其中t为主动齿轮传递转矩；b为斜齿轮齿宽，d为主动齿轮分度圆直径；i
g
为齿轮传动比；z
h
为区域系数，α为压力角，α
′
为啮合角；z
e
为弹性影响系数，与齿轮材料有关，20crmnti齿轮可取z
e
＝189.8mpa；z
ε
为重合度系数，其中ε
α
为斜齿轮端面重合度，α
t
为端面压力角，α
n
为法向压力角，β为螺旋角，α
′
t
为端面啮合角，标准中心距安装时端面压力角与端面啮合角相等，ε
β
为斜齿轮轴面重合度，为齿宽系数。
[0101]
在本发明中，将齿轮啮合力和齿轮轴系转矩作为减速器动荷载，能够有效的实现减速器的疲劳寿命预测，以得到更为准确的路面激励对减速器疲劳寿命的影响程度，从而提升减速器疲劳寿命预测的准确性。同时，通过计算齿轮啮合力偏离度和齿轮轴系转矩偏离度的方式能够准确的提取出路面激励对减速器疲劳寿命的影响程度，从而能够更为有效的提升路面激励对减速器疲劳寿命的预测准确性。
[0102]
本实施例中，根据《gb/t4970
‑
1996汽车平顺性随机输入行驶试验方法》中所规定的试验条件：汽车载荷为额定最大装载质量，试验车速应包括常用车速(60km/h)、大于常用车速以及小于常用车速在内的三种车速。因此，首先修改车身质量为额定最大装载质量与
各现有子系统质量的差值，经计算得1700kg；其次分别选取20km/h、60km/h、120km/h三种车速进行虚拟仿真试验，整车动力学模型仿真工况如表6所示。
[0103]
表6整车动力学模型仿真工况
[0104][0105]
如图5所示，本实施例通过matlab/simulink软件模块建立路面不平度生成程序，采用滤波白噪声法，根据表6中路面功率谱密度生成标准随机路面。在整车模型动力学仿真时，采用样条函数进行试验数据的输入，再以定义驱动(motion)或载荷(force)的方式参考此样条函数曲线。本实施例采用cubspl函数进行插值。
[0106]
具体的，向整车虚拟样机模型施加多个不同的车速和路面不平度时：首先搭建基于滤波白噪声法的标准路面不平度程序；然后生成多个不同车速工况下的路面不平度；然后采用样条函数向整车虚拟样机模型输入对应的路面不平度进行仿真分析。具体的，采用路面功率谱密度描述路面不平度的统计特性，一般按路面功率谱密度将路面不平度分为8级，各级路面的分类标准如表7所示。
[0107]
表7路面不平度8级分类标准
[0108][0109]
图6为路面不平度分级图，可以看出，路面位移功率谱密度随着空间频率的增大或波长的减小而减小。图6中阴影部分面积为某国家某年度公路路面谱的分布范围，主要集中
在a级，以及少部分延伸到b、c级；我国高等级公路b、c级占比更多，a等级稍少，但也基本在a、b、c级范围内。生成120km/h、60km/h及20km/h三种车速工况下的路面不平度进行仿真分析。
[0110]
具体分析过程如下：
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一、高速工况下的载荷影响分析(120km/h车速工况下的路面不平度)
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1、计算120km/h工况下a～h级标准路面不平度输入下齿轮啮合力的偏离度表8所示。
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表8车速120km/h八级标准路面输入齿轮啮合力偏离度
[0114][0115]
根据结果有：当车速为120km/h时，a、b级路面激励对齿轮啮合力基本不会产生影响；从c级路面开始，齿轮啮合力开始发生变化，随着路面等级的升高，变化越来越明显，其中在h级路面激励下，二级齿轮副的轴向啮合力已经远超出未施加路面激励时的啮合力值。同时，结合齿轮啮合力偏离度可得出结论：在一定时间内，路面不平度变化越快，即路面不平度曲线斜率越大，对减速器齿轮副啮合力影响越大，啮合力载荷曲线的偏离度越大，且二级齿轮副啮合力受影响程度更高。
[0116]
2、计算120km/h工况下a～h级标准路面不平度输入下齿轮传动系转矩的偏离度如表9所示。
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表9车速120km/h八级标准路面输入齿轮啮合力偏离度
[0118]
[0119]
根据结果有：当车速为120km/h时，a、b、c级路面不平度基本不会对齿轮传动系转矩造成影响；从d级路面开始，输入轴和中间轴的转矩发生变化，随着路面等级的升高，变化越来越明显，趋势基本与路面不平度一致；但直到f级路面，输出齿轮转矩才开始出现较为明显的波动，分析原因为：路面激励引起的齿轮传动系转速波动会产生不可避免的拖拽现象，由于减速器输入轴及中间轴的转速较高，其波动更为明显，而输出齿轮的转速相对较低，波动相应会有减小；另一方面，路面激励导致的减速器壳体变形同样也是齿轮传动系转矩发生明显变化的原因。同时，结合路面不平度可得出结论：当汽车高速行驶时，减速器输入轴及中间轴转矩随路面不平度的变化而变化，而输出齿轮的转矩变化较小；但当路面不平度达到f级及以上时，减速器的输入轴、中间轴及输出齿轮的转矩偏离度都将随着路面不平度的变化而变化。
[0120]
二、中速工况下的载荷影响分析(60km/h车速工况下的路面不平度)
[0121]
1、计算60km/h工况下a～h级标准路面不平度输入下齿轮啮合力的偏离度如表10所示。
[0122]
表10车速60km/h八级标准路面输入齿轮啮合力偏离度
[0123][0124]
根据结果有：当车速为60km/h时，a、b、c、d级路面激励对齿轮啮合力基本不会产生影响；从e级路面开始，齿轮啮合力发生变化，随着路面等级的升高，变化越来越明显，其中在h级路面激励下，一级和二级齿轮副的轴向啮合力的波动值已经严重偏离未施加路面激励时的啮合力值。同时，结合齿轮啮合力偏离度可得出结论：在一定时间内，路面不平度变化越快，即路面不平度曲线斜率越大，对减速器齿轮副啮合力影响越大，啮合力载荷曲线的偏离度越大，且一级齿轮副啮合力受影响程度更高。
[0125]
2、计算60km/h工况下a～h级标准路面不平度输入下齿轮传动系转矩的偏离度如表11所示。
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表11车速60km/h八级标准路面输入轴系转矩偏离度
[0127][0128]
根据结果有：当车速为60km/h时，a、b、c级路面不平度基本不会对齿轮传动系转矩造成影响；从d级路面开始，输入轴和中间轴的转矩开始发生细微变化，随着路面等级的升高，变化越来越明显，趋势基本与路面不平度一致；但直到g级路面，输出齿轮转矩才开始出现明显的波动，分析原因为：路面激励引起的齿轮传动系转速波动会产生不可避免的拖拽现象，由于减速器输入轴及中间轴的转速较高，其波动更为明显，而输出齿轮的转速相对较低，波动相应会有减小；另一方面，路面激励导致的减速器壳体变形同样也是齿轮传动系转矩发生明显变化的原因。结合路面不平度可得出结论：当汽车中速行驶时，减速器输入轴及中间轴转矩随路面不平度的变化而变化，而输出齿轮的转矩变化较小；但当路面不平度达到g级及以上时，减速器的输入轴、中间轴及输出齿轮的转矩偏离度都将随着路面不平度的变化而变化。
[0129]
三、低速工况下的载荷影响分析(20km/h车速工况下的路面不平度)
[0130]
1、计算20km/h工况下a～h级标准路面不平度输入下齿轮啮合力的偏离度如表12所示。
[0131]
表12车速20km/h八级标准路面输入齿轮啮合力偏离度
[0132][0133]
根据结果有：当车速为20km/h时，a、b、c级路面激励对齿轮啮合力基本不会产生影响；从d级路面开始，齿轮啮合力发生变化，随着路面等级的升高，变化越来越明显，其中在g
级与h级的路面激励下，不论是一级齿轮副还是二级齿轮副的轴向啮合力曲线波动值与未施加路面激励时的啮合力均值相去甚远。结合齿轮啮合力偏离度可得出结论：在一定时间内，路面不平度变化越快，即路面不平度曲线斜率越大，对减速器齿轮副啮合力影响也就越大，啮合力载荷曲线的偏离度越大。
[0134]
2、计算20km/h工况下a～h级标准路面不平度输入下齿轮传动系转矩的偏离度如表13所示。
[0135]
表13车速20km/h八级标准路面输入轴系转矩偏离度
[0136][0137]
根据结果有：当车速为20km/h时，a、b、c、d级路面不平度基本不会对齿轮传动系转矩造成影响；从e级路面开始，输入轴和中间轴的转矩开始发生变化，随着路面等级的升高，变化越来越明显，趋势基本与路面不平度一致；但直到f级路面，输出齿轮转矩才开始出现细微的波动，g级与h级路面输入时输出齿轮转矩出现明显波动，但相较120km/h车速同级路面输入下的输出齿轮转矩波动而言偏离度有显著下降。分析原因为：路面激励引起的齿轮传动系转速波动会产生不可避免的拖拽现象，由于减速器输入轴及中间轴的转速较高，其波动更为明显，而输出齿轮的转速相对较低，波动相应会有减小；另一方面，路面激励导致的减速器壳体变形同样也是齿轮传动系转矩发生明显变化的原因。结合路面不平度可得出结论：当汽车高速行驶时，减速器输入轴及中间轴转矩随路面不平度的变化而变化，而输出齿轮的转矩变化较小；但当路面不平度达到f级及以上时，减速器的输入轴、中间轴及输出齿轮的转矩偏离度都将随着路面不平度的变化而变化，
[0138]
四、结论
[0139]
通过对不同路面输入下减速器的载荷影响分析，可以看出，在考虑减速器壳体变形的前提下，当电动汽车以高中低三种车速行驶在a、b、c级标准路面上时，齿轮轴向啮合力及齿轮传动系转矩均未出现明显波动；当路面等级升高时，路面不平度变化的快慢影响着齿轮啮合力的波动大小，车速的变化对齿轮啮合力的影响则不大；齿轮传动系的转矩波动与路面不平度等级有关，等级升高时转矩普遍波动增大，在f、g、h级路况较差的标准路面上行驶时，降低车速会使得各轴转速及输出齿轮转矩波动明显减小，有利于维持汽车的行驶稳定。
[0140]
因此，当电动汽车在国家高等级公路上处于正常行驶状态下，路面激励对减速器动载荷影响较小；当电动汽车在较为崎岖的路面上行驶时，应降低车速，使路面激励对输出
转矩的影响尽可能降低。对于减速器而言，其疲劳寿命与所受复杂载荷相关，关键部位载荷的变化引发的疲劳断裂是其构件失效的主要模式，因此路面激励对减速器动载荷所产生的影响势必会造成与之有关的疲劳寿命变化。
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综上，路面激励对减速器疲劳寿命的影响分量不可忽视，在高等级路面上影响较小，在较为粗糙、波动程度较大、路况较差的路面上，尤其是车速≥60km/h时，路面激励不仅对减速器的疲劳寿命造成影响，更会引起输出扭矩的波动，造成稳定性的下降。
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需要说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管通过参照本发明的优选实施例已经对本发明进行了描述，但本领域的普通技术人员应当理解，可以在形式上和细节上对其作出各种各样的改变，而不偏离所附权利要求书所限定的本发明的精神和范围。同时，实施例中公知的具体结构及特性等常识在此未作过多描述。最后，本发明要求的保护范围应当以其权利要求的内容为准，说明书中的具体实施方式等记载可以用于解释权利要求的内容。