近年来，细高齿由于具有高承载能力、低振动噪声的优势而逐渐成为研究热点。

　　为了研究细高齿所具有优势的机理，文章针对某轻型电驱桥的某对齿轮副，利用有限元软件ABAQUS对齿轮副进行加载接触分析，对比研究了细高齿和常规齿在受载后的各种传动特性参数，包括弯曲应力分布、接触应力分布、重合度和承载传动误差等。

　　结果表明，细高齿相对于常规齿齿根弯曲强度提高了27.76%，齿面接触强度提高了21.93%，重合度提高了16.27%， 传动误差降低了43.48%。

　　近年来，国内越来越多的汽车传动部件开始使用细高齿。对于细高齿齿轮，目前尚未有统一的标准定义，一般指的是通过调整一项(较大齿顶高系数)或几项参数(较小压力角、较小模数 等)而得到的轮齿看起来“细长”的高重合度齿轮。

　　由于细高齿具有承载能力大、振动噪声低的优点，在车规级传动部件中发挥着重要作用。尤其是对于电动车，失去发动机噪声掩盖后的超静音设计需求，更为细高齿提供了广阔的应用前景。

　　目前，国内学者对细高齿做了一定研究。徐海军等以实际开发的电驱桥产品为例，对比研究了细高齿和大螺旋角两种方案对振动噪声的影响。 史建成以某款电动车减速器为例，对比了标准齿和细高齿的啮合特性区别。

　　范士超等研究了细高齿的刚度及最大载荷分担率的变化规律。潘昱等对细高齿直齿圆柱齿轮温度场进行了分析并做了试验验证。

　　王树山等基于细高齿的思路设计了一款电动汽车减速器，并对其进行了性能测试。章翔峰等对细高齿的啮合刚度及动态特性进行了研究。李发家等推导了细高齿的齿根弯曲应力计算方法。

　　本文以某款轻型电驱桥的两挡自动变速箱(Automated Mechanical Transmission, AMT)的二级传动低挡齿轮副为例，通过基于有限元准静态的齿轮加载接触分析(Loaded Tooth Contact Analysis, LTCA)，对比研究细高齿和常规齿的啮合传动特性，阐述细高齿的优势。

　　LTCA 计算模型

　　齿轮副三维建模：

　　图1为我司自主开发的新能源轻卡用轻型电驱动桥的主减传动机构，其由平行轴两挡AMT减速器和NGW行星齿轮减速器组成。

　　图1 轻型电驱桥主减传动机构

　　该轻型电驱桥主减两挡减速器二级传动低挡齿轮副采用了法面齿顶高系数han=1.25的细高齿，设计参数见表1。将表1中han改为1，即得到相较于标准齿仅变位之别的常规变位齿轮(本文简称常规齿)的设计参数。在Creo中分别建立细高齿齿轮副及常规齿齿轮副的三维模型。

　　表1 细高齿齿轮副参数表

　　LTCA 模型建立过程：

　　分别将细高齿齿轮副及常规齿齿轮副的七齿啮合模型导入ABAQUS中。主动轮、从动轮赋予材料(20GrMnTiH)属性：杨氏模量为207GPa，泊松比为0.29。

　　分别在主动轮、从动轮轴线上建立参考点，参考点与齿轮内圈及两侧剖面间建立耦合约束。将主动轮、从动轮接触的齿面定义为接触对：法向设置为“硬接触”，切向忽略摩擦力。

　　设置三个后续分析步：

　　在第一个分析步incontact中，从动轮参考点上施加固定约束，主动轮参考点上施加绕轴线方向自由度上的微小角位移，消除齿侧间隙，平稳地建立起接触;

　　在第二个分析步load中，释放从动轮参考点绕轴线的转动自由度，同时在该参考点上施加绕轴线的转矩负载;

　　在第三个分析步motion中，主动轮参考点上施加绕轴线的角位移，大小为1.2rad，使主动轮在转矩负载作用下驱动从动轮转动;将增量步设置为恒定0.01，即将motion分析步均匀划分为120份。将采用C3D8R单元划分网格，如图2所示。

　　图2 网格模型

　　历史变量输出中增加主动轮和从动轮的转角及中间三齿的接触力;场变量输出按软件默认设置。将Nlgoem设置为ON，考虑到几何非线性效应，选择隐式、静力学分析算法进行求解。对于非线性问题，隐式求解器综合采用牛顿-拉夫逊迭代法和增量法进行求解。

　　LTCA 计算结果及分析

　　弯曲应力、接触应力：

　　以主动轮为例，逐个增量步地查看中间轮齿从啮入到啮出的完整过程可知，细高齿主动轮齿根最大弯曲应力为500.9MPa，如图3(a)所示

　　(a) 细高齿主动轮

　　较常规齿的693.4MPa，如图3(b)所示，降低了27.76%，均未超屈服极限。

　　(b) 常规齿主动轮

　　图3 齿根弯曲应力云图

　　细高齿主动轮齿面最大接触应力为1011MPa，如图4(a)所示，较常规齿的1295MPa

　　(a) 细高齿主动轮

　　如图4(b)所示，降低了21.93%，均未超许用值(变速器一挡和倒挡渗碳齿轮许用接触应力为1900～2000MPa)。

　　(b) 常规齿主动轮

　　图4 齿面接触应力云图

　　实际重合度：

　　重合度是用来表示齿轮传动过程中同时参与啮合的轮齿对数的平均值。若已知单对轮齿发生接触时间为ΔT和相邻两对轮齿开始进入啮合的时间差为Δt，则重合度可以表示为ΔT/Δt。齿轮承载后发生弹性变形会使得实际重合度大于利用公式算得的几何重合度。从历史变量输出结果中提取中间三个轮齿接触力随时间的变化数据得到齿面接触力变化曲线(见图5)，计算出细高齿和常规齿齿轮副的实际重合度分别为3.43、2.95。细高齿单齿最大啮合力为12343N，较常规齿的13883N降低了11.09%。

　　(a) 细高齿齿轮副

　　(b) 常规齿齿轮副

　　图5 中间三个轮齿接触力变化曲线

　　承载传动误差：

　　纯几何意义上，渐开线齿廓的齿轮副具有恒定的传动比。但实际啮合加载后齿轮副不可避免地发生弹性变形，从而产生传动误差。传动误差是齿轮副传动噪声的主要激励来源。若一对齿轮副的主动轮和从动轮分别转动了Δε1和Δε2的角度，则因弹性变形产生的传动误差为Δε2-Δε1.N1/N2。 从历史变量输出结果中提取主、从动轮角位移随时间的变化数据得到传动误差随主动轮转角的变化曲线，如图6所示。

　　图6 传动误差曲线

　　由图6可知，齿轮副的传动误差达到10-5数量级，周期性地波动;细高齿齿轮副的传动误差峰峰值为0.65×10-5rad，较常规齿齿轮副的1.15×10-5rad降低了43.48%，即细高齿传动更加平稳。

　　总结

　　本文针对我司自主开发的轻卡用轻型电驱动桥两挡减速器的二级传动低挡齿轮副，通过基于有限元的加载接触分析，对比研究了细高齿和常规齿的啮合传动特性。

　　结果表明，相较于常规齿，细高齿的主动轮齿根最大弯曲应力降低了27.76%，齿面最大接触应力降低了21.93%，重合度提高了16.27%，单齿最大啮合力降低了11.09%，传动误差降低了43.48%。

　　即细高齿齿轮副具有重合度更高、承载能力更大和传动更加平稳的特点。通过本文分析，既揭示了细高齿有着常规齿不可比拟的优势，又验证了该款电驱桥齿轮副设计的合理性。

　　参考文献：略

　　作者简介：张金钊(1991-)，男，硕士，工程师，研究方向为新能源商用车研发