基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法

1.本发明涉及齿轮传动技术领域，具体涉及一种基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法。


背景技术：

2.多轴驱动车辆传动系统，动力传递具备层级多、链路长、分支类型复杂的特点，其中齿轮传动是动力传输的主要方式。变速器、分动箱、驱动桥等作为主要传动部件，内部多级齿轮啮合产生的机械摩擦阻力是系统能量损耗的主要原因，这将直接影响驱动力的输出量值，导致车辆燃油经济性和动力性下降。
3.齿轮传动结构在车辆底盘动力传输系统中广泛应用，现有研究对主要对底盘系统的燃油经济性能关注较多，而对于特种装备车辆而言，更加注重的是齿轮传动结构的可靠性和传动能力。基于摩擦特性对齿轮传动性能的有效性和可靠性展开分析能够提升驱动力的有效输出，保证特种车辆的机动性。现有技术中，陈德鑫分别对比了变速器各档位最大转矩点传动效率、常用工况点传动效率的评价方法，表明使用档位、转矩、转速加权得到的传动效率更能表征传动系统综合性能。莫易敏提出了一种基于nedc工况的变速器综合传动效率测定方法，分析了润滑油特性对变速器传动性能的影响。骆清国建立了军用特种车辆传动系统综合性能评价指标体系，其中包括动力性和燃油经济性。旁宾宾利用纵向分解法建立车辆传动部件性能评价指标体系，将传动效率、单位体积功率、单位功率重量等作为底层评价指标。由此可以看出，齿轮传动机械效率是衡量传动系统性能的关键指标。
4.从齿轮传动机械效率特性分析方面来看，目前对齿轮啮合动态摩擦功率损失和平均摩擦功率损失的研究较多，影响摩擦功率损失的主要因素包括负载特性、转速特性、润滑状态、结构几何参数以及表面光洁度等。xu h研究了准双曲面齿轮局部摩擦系数模型，结合弹性流体动力润滑理论和多元线性回归法表征了表面粗糙度、齿面接触载荷和润滑参数对啮合功率损失的影响。邹玉静结合载荷分布理论和弹流润滑理论对动载荷作用的齿面摩擦系数进行了预测，更符合齿轮旋转运动时的摩擦特性。蒋进科、贾超等基于齿面接触承载分析技术(ltca)研究了齿面接触区域、齿间载荷分布等动态因素对齿轮啮合性能的影响。由此可见，局部摩擦系数和齿面接触载荷在齿轮啮合动态特性研究中十分重要。基于此建立准确有效的齿轮啮合摩擦功率损失模型，分析多参数影响规律，是分析齿轮传动效率特性的重要依据。
5.上述对摩擦功率损失特性的研究已在优化传动系统机械效率特性、结构散热特性以及几何特性中得到广泛应用，而以此为依据的齿轮传动性能评价方法研究较少，现有评价多集中于齿轮传动误差、传动精度、传动平稳性等方面。以摩擦功率损失特性为基础的传动效率规律研究，可从能量损耗角度为齿轮传动系统状态评估提供依据，是传动系统性能监测的有效途径。同时对从齿轮啮合面磨损、接触疲劳等角度优化齿轮传动性能具有十分重大的意义。


技术实现要素：

6.针对上述存在的问题，本发明旨在提供一种基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其结合车辆传动系统综合性能评价体系应用，以摩擦功率损失特性分析为基础，得到了聚焦车辆燃油经济性和动力性的齿轮传动综合性能评价方法。
7.本发明的核心思路：如图1所示，首先从能量损耗角度建立齿轮啮合摩擦功率损失模型，通过摩擦功率损失参数影响规律和敏感度分析，确立齿轮综合传动效率特性分析的指标参数筛选依据；同时结合重型车chtc-ht典型行驶工况确定模拟点，采用时间加权法建立综合传动效率评价指标，对常用类型齿轮传动性能进行评价。与传统的单点传动效率、平均传动效率和全寿命传动效率评价方法相比，本方法更具综合性和可行性，工程应用价值更高。
8.为了实现上述目的，本发明所采用的技术方案如下：
9.一种基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，包括以下步骤：
10.步骤1：基于输入的齿轮几何参数、操作工况参数构建齿轮啮合接触载荷模型；
11.步骤2：基于输入的齿轮表面表面粗糙度参数、齿轮几何参数、操作工况参数以及润滑参数构建齿轮啮合摩擦系数模型；
12.步骤3：通过齿轮啮合接触载荷模型和齿轮啮合摩擦系数模型耦合，建立齿轮啮合摩擦功率损失模型；
13.步骤4：基于齿轮啮合摩擦功率损失模型建立齿轮传动机械效率模型；
14.步骤5：对齿轮传动动态效率特性和平均传动效率参数敏感度分别进行仿真分析，得到相应的影响规律；
15.步骤6：根据齿轮传动动态效率特性分析与平均传动效率参数敏感度分析的影响规律，确立齿轮综合传动效率特性分析的关键指标参数；
16.步骤7：根据所述关键指标参数确定基于重型车chtc-ht的8个典型行驶工况模拟点，并将对应行驶时间作为权重，构建综合传动效率指标评价模型；
17.步骤8：根据传动效率指标评价模型对待评价的齿轮传动性能进行评价并输出评价结果。
18.进一步地，步骤1的具体操作步骤包括：
19.步骤11：将施加在j点的法向载荷fj在i点产生的位移δ
ij
表示为：
20.δ
ij
＝a
ijfj
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(2)
21.其中，a
ij
为柔度系数；
22.步骤12：将沿齿轮啮合路径的离散法向载荷fj在i点产生的位移δi表示为：
[0023][0024]
其中，n为离散法向载荷的数量；
[0025]
步骤13：建立法向载荷在齿轮传动系统中产生的总势能u的计算公式：
[0026][0027]
其中，m为接触路径某点啮合齿的对数；drive表示主动齿轮；driven表示从动齿轮；f
ik
是指第k对齿轮间的施加在i点的法向载荷；是指第k对齿轮中的被动齿轮的柔度系数；
[0028]
步骤14：建立主动齿轮的齿面负载平衡关系式：
[0029][0030]
其中，f
bt
为基圆平面上的切向力；μ为接触区域的摩擦系数；vg为滑动速度；rb为基圆半径；rc为接触线间的垂向距离与基圆螺旋角βb的乘积；
[0031]
步骤15：联合式(5)-(6)，并引入拉格朗日乘子，建立系统弹性势能约束方程为：
[0032][0033]
其中，λ为拉格朗日乘子；
[0034]
步骤16：基于最小势能原理，建立求解载荷分布情况的计算公式：
[0035][0036]
进一步地，步骤2的具体操作步骤包括：
[0037]
步骤21：采用对数曲线拓扑结构建立承载比例函数ξ(s
p
,sg,ra)：
[0038]
ξ(s
p
,sg,ra)＝0.5
×
log
10
(s
p
×
sg×
ra×
109)
ꢀꢀ
(10)
[0039][0040][0041]
其中，v
∑c
为齿轮啮合节点处的速度和；η0为润滑油动力黏度；α为润滑油压力黏度；f
bt
为基圆平面切向力；ρ
redc
为齿轮啮合节点处的等效曲率半径；ε
α
为齿轮端面重合度；b为齿面宽度；βb为基圆螺旋角；
[0042]
步骤22：确定不同类型齿轮润滑油边界润滑摩擦系数μ
bl
；
[0043]
步骤23：采用基于弹流润滑理论的新摩擦系数模型计算弹流润滑摩擦系数μ
ehd
：
[0044][0045]
其中，b1～b9为多元线性回归系数；ph为最大赫兹压力；srr(x)为沿啮合路径ae的滑滚比；ve为啮合点卷吸速度；r(x)为各啮合点等效半径；rq两齿轮接触面均方根粗糙度；
[0046]
步骤24：构建混合弹流润滑状态下的摩擦系数预测模型：
[0047]
μ
ml
＝[1-ξ(s
p
,sg,ra)]μ
bl
+ξ(s
p
,sg,ra)μ
ehd
ꢀꢀꢀꢀꢀ
(9)
[0048]
其中，ξ(s
p
,sg,ra)为承载比例函数；ξ＝0为边界润滑，ξ＝1为弹流润滑；s
p
为hersey修正参数；sg为齿轮几何参数系数；ra为两齿轮接触面平均粗糙度，μm；μ
ml
为混合弹流润滑摩擦系数；μ
bl
为边界润滑摩擦系数；μ
ehd
为弹流润滑摩擦系数。
[0049]
进一步地，步骤3建立的齿轮啮合摩擦功率损失模型为：
[0050]
p
vzp
(x)＝fn(x)μz(x)vg(x)
ꢀꢀ
(14)
[0051][0052]
其中，p
vzp
(x)为沿接触路径各啮合点处的摩擦功率损失；p
vzp
为齿轮啮合作用产生的总功率损失；fn(x)为沿接触路径各啮合点处的齿面法向载荷；μz(x)为沿接触路径各啮合点处的摩擦系数；vg(x)为沿接触路径各啮合点处的相对滑动速度；b为齿面宽度；y沿齿面宽度方向；x为沿啮合方向的接触路径长度。
[0053]
进一步地，步骤4建立的齿轮传动机械效率模型为：
[0054][0055]
其中，η为机械传动效率；p
in
为传动系统输入功率；p
l
为传动系统功率损失。
[0056]
进一步地，步骤5的具体步骤包括：
[0057]
步骤51：针对不同油液对动态传动效率进行仿真分析，得到相应的影响规律；
[0058]
步骤52：针对输入转速、润滑温度、润滑油液类型和齿轮表面粗糙度四类因素，对平均传动效率进行仿真分析，得到相应的影响规律。
[0059]
进一步地，步骤6中最终确定的关键指标分析参数包括输入转速、输入转矩、润滑油液温度、表面粗糙度、油液密度。
[0060]
进一步地，步骤7确定的传动效率指标评价计算模型为：
[0061][0062][0063]
其中，η
com
为综合传动效率；η1～η8为对应的8个工况点的传动效率；t1～t8分别为对应的8个工况点的运行时间。
[0064]
本发明相较于现有技术，其有益效果是：
[0065]
第一，本发明在直齿轮与斜齿轮机械传动效率通用模型中，建立了考虑润滑油液动态承压特性、齿轮几何特性、表面粗糙度特性的混合弹流润滑承载比例函数，并联合ehl摩擦系数方程，提高了模型的求解效率。从能量损耗角度量化了主要因素对齿轮传动效率的影响程度；
[0066]
第二，本发明在对齿轮动态传动效率变化特性研究中表明，啮入啮出区域的摩擦功率损失最大，且受到油液性质影响程度最高。粘度指数较高的油液在啮合过程中产生的摩擦功率损失较小。啮入点处的传动效率差值最大，为1％左右，节点处差值最小，为齿轮动态性能监测提供了重要依据；
[0067]
第三，本发明在对于啮合作用平均传动效率变化特性研究中表明，c40和h501两种类型齿轮除对输入转速和转矩的敏感度最大外，对表面粗糙度、润滑油液温、油液密度的敏感度依次降低。并结合参数监测可行性将转速、转矩和油液温度作为指标分析参数；
[0068]
第四，本发明相比单点传动效率、平均传动效率和全寿命周期传动效率评价方法，基于chtc-ht工况综合传动效率评价方法能够结合重载车辆实际运行工况条件构建评价指标，采用运行工况时间加权法更为客观，因此，具备更强的综合性、可实现性以及应用性。
[0069]
第五，本发明是基于模型驱动的评价指标构建方法，能够从机理分析的角度反映齿轮的传动性能，解决了传动性能评价中缺乏实际传动效率数据的问题。
附图说明
[0070]
图1为齿轮传动系统性能评价方法结构图。
[0071]
图2为机械传动效率计算模型。
[0072]
图3(a)为齿面啮合接触原理图，图3(b)为作用于齿面接触线上的单位力。
[0073]
图4为机械传动效率对比图；
[0074]
图5为c40直齿传动效率沿接触路径分布图；
[0075]
图6为转速对总摩擦功率损失的影响；
[0076]
图7为转速对平均传动效率的影响；
[0077]
图8为油液温度对总摩擦功率损失的影响；
[0078]
图9为油液温度对平均传动效率的影响；
[0079]
图10为表面粗糙度对总摩擦功率损失的影响；
[0080]
图11为表面粗糙度对平均传动效率的影响。
具体实施方式
[0081]
为了使本领域的普通技术人员能更好的理解本发明的技术方案，下面结合附图和实施例对本发明的技术方案做进一步的描述。
[0082]
1、齿轮传动机械效率模型
[0083]
齿轮传动系统输入功率一定时，其能量损耗直接影响机械传动效率，从而构建如式(1)所示的齿轮传动机械效率模型：
[0084][0085]
式中，η为机械传动效率；p
in
为传动系统输入功率；p
l
为传动系统功率损失。
[0086]
考虑到齿轮啮合过程中接触区域的几何特性、接触载荷、摩擦状态等动态变化，对齿轮接触载荷和摩擦系数特性进行细化分析，建立如图2所示的机械传动效率计算模型，求解分析沿接触路径的动态传动效率和啮合作用平均传动效率。
[0087]
(1)齿轮啮合接触载荷模型
[0088]
如图3(a)-(b)的圆柱齿轮啮合接触关系，单位作用力垂直作用于啮合区域的齿面。假设齿轮传动接触载荷作用于接触线上，基于最小势能原理建立弹性接触载荷模型，并利用拉格朗日乘子法在负载平衡关系中引入齿面摩擦力，将摩擦系数特性作为接触载荷分析的输入条件。该模型的具体建立步骤包括：
[0089]
首先，施加在j点的法向载荷fj在i点产生的位移δ
ij
可表示为式(2)，沿齿轮啮合路径的离散法向载荷fj在i点产生的位移可表示为式(3)。
[0090]
δ
ij
＝a
ijfj
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(2)
[0091][0092]
式中，a
ij
为柔度系数，即施加在j点单位力在i点产生的位移；n为离散法向载荷的数量。
[0093]
其次，法向载荷fi作用于i点时，在齿轮传动系统中产生的势能为式(4)，假设齿轮啮合接触路径某点存在m对啮合齿，则系统中产生的总弹性势能计算公式为式(5)：
[0094][0095][0096]
式中，u为系统中的总势能；m为接触路径某点啮合齿的对数；drive表示主动齿轮；driven表示从动齿轮；f
ik
为第k对齿轮间的施加在i点的法向载荷；为第k对齿轮中的被动齿轮的柔度系数。
[0097]
再次，通过齿面接触区域的摩擦系数特性表示齿轮啮合的摩擦损耗，建立主动齿轮的齿面负载平衡关系，即式(6)：
[0098][0099]
式中，f
bt
为基圆平面上的切向力；μ为接触区域的摩擦系数；vg为滑动速度；rb为基圆半径；rc为接触线间的垂向距离与基圆螺旋角βb的乘积，垂向距离起点为首接触线，终点为与从动齿轮基圆平面相交的接触线。
[0100]
联合式(5)、式(6)，并引入拉格朗日乘子λ，得到系统弹性势能约束方程为：
[0101][0102]
基于最小势能原理，即齿面载荷分布使得系统在某一啮合点处的总势能最小，建立求解载荷分布情况的计算公式(8)：
[0103][0104]
(2)齿轮啮合摩擦系数模型
[0105]
油液润滑特性直接影响啮合接触面的摩擦系数特性，车辆传动系统中的高速重载齿轮多处于混合弹流润滑状态，法向载荷由润滑油膜和粗糙峰接触共同承担。因此，考虑润滑油液动态承压特性、齿轮几何特性、表面粗糙度特性，构建承载比例函数ξ(s
p
,sg,ra)，建立混合弹流润滑状态下的摩擦系数预测模型：
[0106]
μ
ml
＝[1-ξ(s
p
,sg,ra)]μ
bl
+ξ(s
p
,sg,ra)μ
ehd
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(9)
[0107]
式中，ξ(s
p
,sg,ra)为承载比例函数，ξ＝0为边界润滑，ξ＝1为弹流润滑；s
p
为hersey修正参数；sg为齿轮几何参数系数；ra为两齿轮接触面平均粗糙度，μm；μ
ml
为混合弹流润滑摩擦系数；μ
bl
为边界润滑摩擦系数；μ
ehd
为弹流润滑摩擦系数。
[0108]
再参考brandao对摩擦力牵引测量的实验结果，采用对数曲线拓扑结构建承载比例函数ξ(s
p
,sg,ra)，如式(10)～(12)所示：
[0109]
ξ(s
p
,sg,ra)＝0.5
×
log
10
(s
p
×
sg×
ra×
109)
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(10)
[0110][0111][0112]
式中，v
∑c
为齿轮啮合节点处的速度和；η0为润滑油动力黏度；α为润滑油压力黏度；f
bt
为基圆平面切向力；ρ
redc
为齿轮啮合节点处的等效曲率半径；ε
α
为齿轮端面重合度；b为齿面宽度；βb为基圆螺旋角。
[0113]
从式(10)-(12)中可以看出，本发明在hersey修正参数s
p
中引入润滑油液压力黏度系数α，充分考虑了齿轮啮合动态载荷、速度对润滑油膜承压的影响；在齿轮几何参数系数sg中考虑了齿轮几何结构对摩擦作用的影响；在齿轮表面粗糙度ra中则考虑了齿轮微观结构对摩擦作用的影响。
[0114]
对于边界润滑摩擦系数μ
bl
，通常由实验确定，根据如表1所示的fernandes给出的3种类型齿轮润滑油的边界润滑摩擦系数作为参考值，确定边界润滑摩擦系数μ
bl
。
[0115]
表1边界润滑摩擦系数参考值
[0116][0117]
为提高模型求解效率，采用xu h建立的基于弹流润滑理论(ehl)的新摩擦系数模型得到弹流润滑摩擦系数μ
ehd
，所述新摩擦系数模型为：
[0118][0119]
式中，b1～b9为多元线性回归系数，具体数值参考文献[1]；ph为最大赫兹压力；srr(x)为沿啮合路径ae的滑滚比，-1～1；ve为啮合点卷吸速度；r(x)为各啮合点等效半径；rq两齿轮接触面均方根粗糙度。
[0120]
(3)齿轮啮合摩擦功率损失模型
[0121]
结合上述对接触载荷模型与摩擦系数模型的建模分析，得到直、斜齿轮啮合摩擦功率损失通用计算模型如式(14)、式(15)所示，通过式(14)、式(15)分别计算齿轮动态摩擦功率损失pvzp(x)以及啮合作用总摩擦功率损失p
vzp
：
[0122]
p
vzp
(x)＝fn(x)μz(x)vg(x)
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(14)
[0123][0124]
式中，p
vzp
(x)为沿接触路径各啮合点处的摩擦功率损失；p
vzp
为齿轮啮合作用产生的总功率损失；fn(x)为沿接触路径各啮合点处的齿面法向载荷；μz(x)为沿接触路径各啮合点处的摩擦系数；vg(x)为沿接触路径各啮合点处的相对滑动速度；x为沿啮合方向的接触路径长度；y沿齿面宽度方向，b为齿面宽度。
[0125]
2、齿轮传动机械效率模型验证分析
[0126]
表2为c40直齿轮与h501斜齿轮的基本参数。由于油液润滑动态因素对齿轮摩擦状态影响较大，本发明将分析不同油液性质对传动效率影响程度，表3所示为3种类型润滑油液的主要参数。
[0127]
表2直齿轮与斜齿轮基本参数
[0128][0129]
表3润滑油液物理参数
[0130][0131]
参考fernandes给出的实验结果，对比验证本发明所构建的齿轮传动效率计算模型的有效性。图4中分别为不同加载转速时3种类型油液润滑下的c40齿轮机械效率，表4为误差分析数据。通过图4和表4可以表明在改变润滑油液类型的情况下，理论预测值与实验值较为吻合，转速较低时，模型预测误差相对较大，但控制在了1％左右。单级齿轮传动效率变化幅值总体较小，但在多级齿轮传动中将产生累积效应，对动力传输产生的影响较大。
[0132]
表4齿轮传动机械效率数据对比
[0133][0134]
3、齿轮啮合摩擦功率损失的特性仿真分析
[0135]
(1)动态摩擦功率损失特性分析
[0136]
设定输入转速n
in
＝1200rpm，负载转矩t
in
＝600n
·
m，油液温度为70℃。如图5所示的3种类型油液润滑情况下，c40齿轮传动效率沿接触路径ae的分布情况。
[0137]
图5表明，由于啮入啮出点的相对滑动速度和动态摩擦系数较大，该区域摩擦功率损失相对最大。齿轮啮合点向节点移动过程中，相对滑动速度随之减小，故啮合节点处的摩擦功率损失相对最小。且不同类型的润滑油液特性通过影响油膜动态承压能力对啮入啮出区域摩擦功率损失产生了较大影响，啮入点附近传动效率相差最大，为1％左右。在整个啮合过程中，粘度指数较高的oil 3产生的功率损失最小。因此，从齿轮局部摩擦功率损失特性来看，啮入啮出区域和单双齿啮合交界区域的摩擦功率损失对齿轮传动效率产生的影响较大，其可作为评判齿轮动态传动性能的依据。
[0138]
(2)啮合作用总摩擦功率损失特性分析
[0139]
考虑输入转速、润滑温度、润滑油液类型和齿轮表面粗糙度四类主要因素，分别计算分析不同工况下c40齿轮总摩擦功率损失的规律特性。
[0140]
图6、图7分别为转速对总摩擦功率损失和传动效率的影响曲线。图6-图7的结果表明，随着系统输入转速的增大，总摩擦功率损失呈上升趋势，上升幅度总体平稳。由于系统输入功率的增加，平均传动效率呈上升趋势。系统输入转速由200rpm增大至1200rpm时，oil 1、oil 2、oil 3功率损失变化量分别为921w、681.9w、516.8w，但低转速时的上升幅度均比高转速时大。不同类型油液在转速变化过程中通过影响润滑状态而改变摩擦系数，即随着粘度指数的增加(oil 1《oil 2《oil 3)，同工况下总摩擦功率损失减小，平均传动效率增
大，且转速的影响程度随之降低。
[0141]
图8、图9分别为油液温度对总摩擦功率损失和传动效率的影响曲线。图8-图9的结果表明，随着温度的增加，油液动力黏度基于粘温特性发生变化，总摩擦功率损失呈稳态上升趋势，平均传动效率呈稳态下降趋势。油液温度发生60℃的变化量时，oil 1、oil 2、oil 3摩擦功率损失变化量分别为196.3w、119.3w、80.1w。且随着润滑油液粘度指数的增加(oil 1《oil 2《oil 3)，同工况下摩擦功率损失减小，平均传动效率增大，同时温度影响程度随之降低。
[0142]
图10、图11分别为表面粗糙度对总摩擦功率损失和传动效率的影响曲线。图10-图11的结果表明，随着齿轮表面粗糙度的增加，啮合表面粗糙峰接触承载状态和滑动摩擦作用发生变化，表面粗糙度由优良状态开始恶化时，总摩擦功率损失增长幅度最大，后期增加幅度较为稳定。在表面粗糙度由0.1μm增长至2.1μm时，oil 1、oil 2、oil 3功率损失变化量分别为796.6w、589.7w、507.5w。且随着表面粗糙度的增加，3种润滑油液间的平均传动效率差值越大，进一步表明在累积磨损情况下齿轮润滑状态对传动性能的重要性。
[0143]
(3)摩擦功率损失参数敏感度分析
[0144]
输入转速、转矩代表系统运行负载工况，直接用以调节齿轮传动系统的输出量值；温度对承压油膜的厚度、油液的运动粘度以及系统的热平衡状态均会产生影响，润滑油稳定工作温度较低时则对提高齿轮传动效率有利；表面粗糙度直接影响齿轮啮合面的摩擦、磨损状态；油液密度则与油液的动力黏度和压力黏度直接关联。因此，结合齿轮传动系统面对的运行工况、油液状态、结构性质，在根据上述动态摩擦功率损失特性分析以及啮合作用总摩擦功率损失特性分析得出的规律，在影响趋势特性的基础上进一步对参数敏感度进行了量化分析，即对输入转速、输入转矩、润滑油液温度、表面粗糙度、油液密度5种指标参数进行分析，对其初始值设定+30％的变化水平，单一参数的摩擦功率损失相对敏感度系数的计算式如(16)所示，通过计算出的相对敏感度系数能够确定哪一类参数的敏感度高，即对摩擦功率损失的影响较大。
[0145][0146]
式中，x0，y0分别为参数原始值以及对应初始功率损失值；
△
x，
△
y分别表示参数增值和对应功率损失增值。
[0147]
表5为oil 1润滑油液，c40齿轮和h501齿轮摩擦功率损失局部参数敏感度。
[0148]
表5 c40和h501摩擦功率损失敏感度系数
[0149][0150]
由表5可知，输入转速和转矩作为负载条件对两种类型齿轮的摩擦功率损失影响均较大，其次为表面粗糙度和润滑油液温度，油液密度影响较小。因此在已知输入负载工况
时，可将润滑油液温度和齿轮磨损状态作为齿轮综合传动性能的在线监测依据。
[0151]
4、齿轮传动系统性能评价方法
[0152]
目前针对传动效率的评价方法，主要可分为三类。一是将传动部件负载扭矩最大点的传动效率作为评价指标，从单一工况点考虑负载损失对传动效率的影响；二是将某一特定温度下，三种常用工况点传动效率的平均值作为评价指标，具有一定的综合性；三是以传动部件全寿命周期的转速、转矩分布概率为计算依据所得传动效率作为评价指标，最具综合性，但需要大量的载荷谱数据，实现难度较大。
[0153]
由于齿轮运行工况以车辆行驶动力性需求为前提，本发明结合第二类和第三类评价方法的特点，以重型车chtc-ht典型行驶工况为分析基础，充分利用燃油经济性测试工况的综合性，在市区、城郊、高速3种类型行驶阶段设定典型工况模拟点，并将对应行驶时间作为权重，建立综合传动效率指标评价方法。其中，市区中15km/h和20km/h左右为典型速度，城郊中40km/h和60km/h左右为典型速度，高速中85km/h左右为典型速度。
[0154]
由此，通过判断指标参数对摩擦功率损失的敏感系数以及监测指标参数的可行性。以转速、转矩和油液温度为关键指标参数依据，确定8个典型工况模拟点列表，如表6所示。
[0155]
表6chtc-ht综合传动效率指标计算工况
[0156][0157][0158]
表中t1～t8分别为对应工况点的运行时间，η1～η8为对应工况点的传动效率，建立综合传动效率指标η
com
计算方法，如式(17)所示：
[0159][0160][0161]
将前述第二类方法作为对比，选取行驶时间占比最大的前三个工况点，润滑油液温度固定为60℃，即η4′
、η5′
、η7′
，依据式(18)得到平均传动效率：
[0162][0163]
对于3种类型润滑油液，分别计算分析c40和h501齿轮相应的综合传动效率与平均
传动效率，如表7所示。
[0164]
表7 chtc-ht综合传动效率与平均传动效率对比
[0165][0166]
结合对机械效率计算模型的验证结果可知，传动效率的理论预测值略高于实验值，而采用第二类方法得到的平均传动效率均高于对应的综合传动效率，表明综合传动效率指标更能反映齿轮部件在实际运行工况下的传动性能。同时，c40齿轮在能量损耗方面的综合性能优于h501齿轮，在3种润滑油液中c40齿轮的综合传动效率分别高出h501齿轮0.28％、0.22％、0.18％。
[0167]
参考文献：
[0168]
文献[1]“xu h.development of a generalized mechanical efficiency prediction methodology for gear pairs[d].columbus:the ohio state university,2005.”[0169]
以上显示和描述了本发明的基本原理、主要特征和本发明的优点。本行业的技术人员应该了解，本发明不受上述实施例的限制，上述实施例和说明书中描述的只是说明本发明的原理，在不脱离本发明精神和范围的前提下，本发明还会有各种变化和改进，这些变化和改进都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等效物界定。

技术特征：
1.一种基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，包括以下步骤：步骤1：基于输入的齿轮几何参数、操作工况参数构建齿轮啮合接触载荷模型；步骤2：基于输入的齿轮表面表面粗糙度参数、齿轮几何参数、操作工况参数以及润滑参数构建齿轮啮合摩擦系数模型；步骤3：通过齿轮啮合接触载荷模型和齿轮啮合摩擦系数模型耦合，建立齿轮啮合摩擦功率损失模型；步骤4：基于齿轮啮合摩擦功率损失模型建立齿轮传动机械效率模型；步骤5：对齿轮传动动态效率特性和平均传动效率参数敏感度分别进行仿真分析，得到相应的影响规律；步骤6：根据齿轮传动动态效率特性分析与平均传动效率参数敏感度分析的影响规律，确立齿轮综合传动效率特性分析的关键指标参数；步骤7：根据所述关键指标参数确定基于重型车chtc-ht的8个典型行驶工况模拟点，并将对应行驶时间作为权重，构建综合传动效率指标评价模型；步骤8：根据传动效率指标评价模型对待评价的齿轮传动性能进行评价并输出评价结果。2.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，步骤1的具体操作步骤包括：步骤11：将施加在j点的法向载荷f
j
在i点产生的位移δ
ij
表示为：δ
ij
＝a
ij
f
j
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(2)其中，a
ij
为柔度系数；步骤12：将沿齿轮啮合路径的离散法向载荷f
j
在i点产生的位移δ
i
表示为：其中，n为离散法向载荷的数量；步骤13：建立法向载荷在齿轮传动系统中产生的总势能u的计算公式：其中，m为接触路径某点啮合齿的对数；drive表示主动齿轮；driven表示从动齿轮；f
ik
是指第k对齿轮间的施加在i点的法向载荷；是指第k对齿轮中的被动齿轮的柔度系数；步骤14：建立主动齿轮的齿面负载平衡关系式：其中，f
bt
为基圆平面上的切向力；μ为接触区域的摩擦系数；v
g
为滑动速度；r
b
为基圆半径；r
c
为接触线间的垂向距离与基圆螺旋角β
b
的乘积；步骤15：联合式(5)-(6)，并引入拉格朗日乘子，建立系统弹性势能约束方程为：
其中，λ为拉格朗日乘子；步骤16：基于最小势能原理，建立求解载荷分布情况的计算公式：3.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，步骤2的具体操作步骤包括：步骤21：采用对数曲线拓扑结构建立承载比例函数ξ(s
p
,s
g
,r
a
)：ξ(s
p
,s
g
,r
a
)＝0.5
×
log
10
(s
p
×
s
g
×
r
a
×
109)
ꢀꢀ
(10)(10)其中，v
∑c
为齿轮啮合节点处的速度和；η0为润滑油动力黏度；α为润滑油压力黏度；f
bt
为基圆平面切向力；ρ
redc
为齿轮啮合节点处的等效曲率半径；ε
α
为齿轮端面重合度；b为齿面宽度；β
b
为基圆螺旋角；步骤22：确定不同类型齿轮润滑油边界润滑摩擦系数μ
bl
；步骤23：采用基于弹流润滑理论的新摩擦系数模型计算弹流润滑摩擦系数μ
ehd
：其中，b1～b9为多元线性回归系数；p
h
为最大赫兹压力；srr(x)为沿啮合路径ae的滑滚比；v
e
为啮合点卷吸速度；r(x)为各啮合点等效半径；r
q
两齿轮接触面均方根粗糙度；步骤24：构建混合弹流润滑状态下的摩擦系数预测模型：μ
ml
＝[1-ξ(s
p
,s
g
,r
a
)]μ
bl
+ξ(s
p
,s
g
,r
a
)μ
ehd
ꢀꢀꢀꢀ
(9)其中，ξ(s
p
,s
g
,r
a
)为承载比例函数；ξ＝0为边界润滑，ξ＝1为弹流润滑；s
p
为hersey修正参数；s
g
为齿轮几何参数系数；r
a
为两齿轮接触面平均粗糙度，μm；μ
ml
为混合弹流润滑摩擦系数；μ
bl
为边界润滑摩擦系数；μ
ehd
为弹流润滑摩擦系数。4.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征
在于，步骤3建立的齿轮啮合摩擦功率损失模型为：p
vzp
(x)＝f
n
(x)μ
z
(x)v
g
(x)
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(14)其中，p
vzp
(x)为沿接触路径各啮合点处的摩擦功率损失；p
vzp
为齿轮啮合作用产生的总功率损失；f
n
(x)为沿接触路径各啮合点处的齿面法向载荷；μ
z
(x)为沿接触路径各啮合点处的摩擦系数；v
g
(x)为沿接触路径各啮合点处的相对滑动速度；b为齿面宽度；y沿齿面宽度方向；x为沿啮合方向的接触路径长度。5.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，步骤4建立的齿轮传动机械效率模型为：其中，η为机械传动效率；p
in
为传动系统输入功率；p
l
为传动系统功率损失。6.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，步骤5的具体步骤包括：步骤51：针对不同油液对动态传动效率进行仿真分析，得到相应的影响规律；步骤52：针对输入转速、润滑温度、润滑油液类型和齿轮表面粗糙度四类因素，对平均传动效率进行仿真分析，得到相应的影响规律。7.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，步骤6中最终确定的关键指标分析参数包括输入转速、输入转矩、润滑油液温度、表面粗糙度、油液密度。8.如权利要求1所述的基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，其特征在于，步骤7确定的传动效率指标评价计算模型为：其中，η
com
为综合传动效率；η1～η8为对应的8个工况点的传动效率；t1～t8分别为对应的8个工况点的运行时间。

技术总结
本发明公开了一种基于摩擦功率损失特性的齿轮传动系统性能评价方法，首先，结合齿面弹性接触载荷、混合弹流润滑摩擦系数和摩擦功率损失分析，建立直、斜齿轮传动机械效率通用模型。其次，分别分析了齿轮动态传动效率特性和平均传动效率特性，得到了主要因素关于摩擦功率损失的敏感度。最后，结合敏感度指标参数筛选和CHTC-HT典型行驶工况建立了齿轮综合传动效率指标计算方法。动效率指标计算方法。动效率指标计算方法。


技术研发人员：高钦和 高蕾 刘志浩 程洪杰 马栋 刘秀钰 黄通 王冬 章一博
受保护的技术使用者：中国人民解放军火箭军工程大学
技术研发日：2023.05.24
技术公布日：2023/9/14