摆线准双曲面齿轮因其连续分度加工的特点，成为驱动桥系统的核心零部件之一^[1]。传动效率是驱动桥的关键性能指标之一，高负载工况下齿轮啮合功耗是驱动桥系统总功耗的主要组成部分^[2]。因此，准确计算齿轮啮合效率对提高驱动桥整桥品质有重要的意义。

目前，有关锥齿轮啮合效率的研究已得到广泛的关注。Xu等^[3]基于回归分析方法得到了流体润滑状态下齿面摩擦因数模型，并提出了准双曲面齿轮啮合效率计算方法。在此基础上，Kolivand等^[4]提出了基于混合弹流润滑理论的准双曲面齿轮啮合效率计算方法。Simon^[5]分析了混合润滑状态下准双曲面齿轮加工参数对齿轮啮合效率的影响，并给出了改进建议。Ding等^[6]基于热弹流润滑理论，提出了弧齿锥齿轮啮合效率的计算方法。谷建功等^[7]推导了弧齿锥齿轮混合弹流润滑状态下的时变摩擦功率损失和啮合效率计算公式。曹伟等^[8]针对弧齿锥齿轮，分析了一个啮合周期内齿轮时变摩擦因数和啮合效率的变化情况。蒋进科等^[9]采用混合弹流润滑摩擦因数，基于齿面拓扑修形方法获得了提高齿轮啮合效率的最佳修形面。魏冰阳等^[10]基于齿面修形设计并结合混合弹流润滑理论给出了齿轮时变摩擦功耗计算方法。唐效贵等^[11]考虑直齿锥齿轮齿面复杂润滑状态，建立了瞬时功率损耗和啮合效率的计算公式。针对驱动桥系统效率分析，Kakavas等^[12]考虑了驱动桥准双曲面齿轮摩擦、拖曳与轴承等因素的影响，提出了系统效率计算方法，并与试验结果进行了对比。王旺平^[13]以微型汽车传动系统为研究对象，分析了影响系统传动效率的主要因素，并提出了系统效率经验计算方法。

齿轮啮合效率研究成果丰富，在理论层面上提供了不同的计算方法，然而现有研究仍存在不完善的地方。研究人员多数是以齿轮个体为研究对象，对实际使用工况下系统变形这一因素的考虑尚不充分。由于试验条件限制，准双曲面齿轮啮合效率难以直接测量，导致理论计算与试验结果难以直接进行对比。为解决上述问题，本文提出了一种考虑系统变形的驱动桥准双曲面齿轮啮合效率计算方法。首先，综合考虑齿轮、轴承、轴和驱动桥壳体等因素的影响，建立多支撑轴系耦合分析模型，计算得到系统各个部件受力和齿轮啮合错位量。然后，基于齿轮副的实际几何参数和机床加工参数，通过模拟机床运动得到实际齿面，并采用FLTCA方法计算实际工况下齿面载荷分布与啮合效率。最后，采用驱动桥加载试验台架，对不同工况下的齿面载荷分布与啮合效率进行了测试。通过与试验结果进行对比，验证了本文计算方法的有效性。

1 齿轮摩擦加载接触分析

齿轮摩擦加载接触分析(frictional loaded tooth contact analysis, FLTCA)是计算齿轮副啮合性能的有效方法，对此已有广泛研究。在计算齿轮啮合效率前，需精确计算每个啮合时刻齿轮副的齿面载荷分布和齿面摩擦因数。针对驱动桥实际结构，本节提出了一种考虑系统变形的齿轮摩擦加载接触分析方法。

1.1 驱动桥系统变形与齿轮啮合错位量

驱动桥系统结构复杂，包括轴、轴承、差速器壳体、桥壳和齿轮等多个部件^[14]。工程实践表明：在受载状态下，驱动桥系统产生变形，导致齿轮副无法在理想的啮合状态下正常工作，齿轮副之间发生错位。错位将导致齿轮副产生偏载、脱出等不良工况，极端情况下甚至导致齿轮断裂，进而造成驱动桥的损坏。

多支撑轴系耦合分析模型^[15]是计算驱动桥系统变形的有效方法。图 1为某型号的商用车后驱动桥结构示意图。其中，主动齿轮由前轴承和中轴承支承，被动齿轮固定于差速器壳体上，差速器齿轮位于差速器壳体中，并通过花键与左、右输出半轴相连。基于多支撑轴系耦合分析模型，建立系统刚度方程：

$ \boldsymbol{K} \cdot \boldsymbol{\delta}=\boldsymbol{F}. $

(1)

其中：K表示由轴、轴承、齿轮和壳体等零部件的刚度矩阵组集得到的系统刚度矩阵；δ表示系统节点位移；F表示系统所受外力。求解上述方程可得到系统在任意节点处的位移和节点力。

图 2为一对准双曲面齿轮啮合错位示意图。由式(1)计算得到主动齿轮中心节点处位移δ_p和从动齿轮中心节点处位移δ_g：

$ \boldsymbol{\delta}_{\mathrm{p}}=\left(\delta_{\mathrm{p} x}, \delta_{\mathrm{p} y}, \delta_{\mathrm{p} z}, \theta_{\mathrm{p} x}, \theta_{\mathrm{p} y}, \theta_{\mathrm{p} z}\right), $

(2)

$ \boldsymbol{\delta}_{\mathrm{g}}=\left(\delta_{\mathrm{g} x}, \delta_{\mathrm{g} y}, \delta_{\mathrm{g} z}, \theta_{\mathrm{g} x}, \theta_{\mathrm{g} y}, \theta_{\mathrm{g} z}\right) . $

(3)

其中：δ_px、δ_py、δ_pz和θ_px、θ_py、θ_pz分别表示主动轮中心节点在x、y、z方向的平动位移和角位移；δ_gx、δ_gy、δ_gz和θ_gx、θ_gy、θ_gz分别表示从动轮中心节点在x、y、z方向的平动位移和角位移。由上述节点位移可求得主动轮和从动轮错位量：

$ \left\{\begin{array}{l} {\Delta} P_{1}=\delta_{\mathrm{p} x}, \\ {\Delta} W_{1}=-\delta_{\mathrm{p} y}+\overline{\mathrm{WP}} \cos \alpha \sin \theta_{\mathrm{p} z}, \\ {\Delta} Y_{1}=-\delta_{\mathrm{p} z}-\overline{\mathrm{WP}} \cos \alpha \sin \theta_{\mathrm{p} y}, \\ {\Delta} \mathit{\Sigma}_{1}=-\theta_{\mathrm{p} z}, \end{array}\right. $

(4)

$ \left\{\begin{array}{l} {\Delta} P_{2}=-\delta_{\mathrm{g} x}-\overline{\mathrm{GP}} \cos \beta \sin \theta_{\mathrm{g} z}, \\ {\Delta} W_{2}=\delta_{\mathrm{g} y}, \\ {\Delta} Y_{2}=\delta_{\mathrm{g} z}-\overline{\mathrm{GP}} \cos \beta \sin \delta_{\mathrm{g} x}, \\ {\Delta} \mathit{\Sigma}_{2}=-\theta_{\mathrm{g} z}. \end{array}\right. $

(5)

其中：ΔP₁和ΔP₂分别表示主动齿轮和从动齿轮沿主动齿轮轴线方向的位移；ΔW₁和ΔW₂分别表示主动齿轮和从动齿轮沿从动齿轮轴线方向的位移；ΔY₁和ΔY₂分别表示主动齿轮和从动齿轮沿齿轮偏置方向的位移；ΔΣ₁和ΔΣ₂分别表示主动齿轮和从动齿轮沿轴交角方向的角位移；α和β分别表示主动齿轮和从动齿轮的偏置角；$ \overline{\mathrm{WP}}$和$ \overline{\mathrm{GP}}$分别表示齿轮啮合点到主动齿轮和从动齿轮中心的距离^[16]。

进一步计算齿轮副总错位量。主、从动齿轮沿主动齿轮轴线方向的相对位移ΔP、沿从动齿轮轴线方向的相对位移ΔW、沿齿轮偏置方向的相对位移ΔY、沿齿轮轴交角方向的相对角位移ΔΣ分别为

$ \begin{aligned} {\Delta} P & ={\Delta} P_{1}+{\Delta} P_{2}, \\ {\Delta} W & ={\Delta} W_{1}+{\Delta} W_{2}, \\ {\Delta} Y & ={\Delta} Y_{1}+{\Delta} Y_{2}, \\ {\Delta} \mathit{\Sigma} & ={\Delta} \mathit{\Sigma}_{1}+{\Delta} \mathit{\Sigma}_{2}. \end{aligned} $

(6)

1.2 准双曲面齿轮齿面

利用机床加工参数，可以模拟刀具在加工过程中的运动，从而获得摆线准双曲面齿轮齿面点的空间坐标^[17]，这些坐标通过坐标系之间的变换，将刀盘上刀具刃面点坐标变换至轮坯坐标系中。图 3为以主动齿轮为例建立加工机床坐标系O_m-i_mj_mk_m、刀盘坐标系O_c-i_cj_ck_c和轮坯坐标系O_lp-i_lpj_lpk_lp之间空间位置关系^[18]。O_b-i_bj_bk_b表示轮坯轴线i_lp和机床坐标下j_m-k_m平面的交点所建立的坐标系。点A表示齿面参考点，X₁表示水平轮位，L_cz表示垂直轮位，X_B1表示床位，δ_M1表示机床安装根锥角，s₁表示径向刀位，q₁表示角向刀位。

准双曲面齿轮齿面几何形状由机床加工参数确定，轮坯坐标下齿面点径向和法向坐标可表示为机床加工参数的相关函数^[19]：

$ \left\{\begin{array}{l} \boldsymbol{r}=f_{r}\left(\theta_{\mathrm{d}}, \varphi_{\mathrm{d}}, \boldsymbol{\xi}_{\mathrm{c}}\right) ;\\ \boldsymbol{n}=f_{n}\left(\theta_{\mathrm{d}}, \varphi_{\mathrm{d}}, \boldsymbol{\xi}_{\mathrm{c}}\right). \end{array}\right. $

(7)

其中：θ_d表示刀盘绕刀盘中心转角，φ_d表示刀盘中心绕摇台转角, ξ_c表示机床加工参数向量。根据式(7)得到离散的齿面点，采用Ferguson曲线三次样条函数进行曲面拟合，拟合后的齿面用于空载和加载接触分析。

1.3 混合润滑摩擦因数

高速重载驱动桥准双曲面齿轮工况恶劣，齿面啮合点处于点接触混合润滑状态，本文采用基于加权函数的摩擦因数对啮合齿面摩擦因数μ_ML进行描述^{[9, 20]}：

$ \mu_{\mathrm{ML}}=\mu_{\mathrm{FL}} f_{\mathrm{K}}^{1.2}+\mu_{\mathrm{DC}}\left(1-f_{\mathrm{K}}\right), $

(8)

$ f_{\mathrm{K}}=\frac{1.21 \lambda^{0.64}}{1+0.37 \lambda^{1.26}}, $

(9)

$ \lambda=\frac{h_{0}}{S}, $

(10)

$ S=\sqrt{S_{\mathrm{r} 1}^{2}+S_{\mathrm{r} 2}^{2}} . $

(11)

其中：μ_FL示流体润滑摩擦因数；μ_DC表示边界润滑摩擦因数；f_K表示接触载荷承载因数；λ表示油膜比厚；S_r1和S_r2分别表示主动齿轮和从动齿轮的齿面粗糙度；S表示等效粗糙度；h₀表示啮合处中心润滑油油膜厚度^[21]。h₀可表示如下：

$ h_{0}=2.69 W^{-0.067} U^{0.67} G^{0.53}\left(1-0.61 \mathrm{e}^{-0.73 l}\right), $

(12)

$ \begin{gathered} W=\frac{F_{\mathrm{m}}}{E_{\mathrm{eq}} R_{x}^{2}}, \\ U=\frac{V_{\mathrm{e}} u_{0}}{E_{\mathrm{eq}} R_{x}}, \\ G=\alpha E_{\mathrm{eq}} ,\\ E_{\mathrm{eq}}=2\left[\frac{1-v_{1}^{2}}{E_{1}}+\frac{1-v_{2}^{2}}{E_{2}}\right]^{-1}, \\ l=1.03\left(\frac{R_{x}}{R_{y}}\right)^{0.64} . \end{gathered} $

(13)

其中：W表示无量纲载荷因数；U表示无量纲速度因数；G表示无量纲材料因数；E_eq表示材料等效弹性模量；l表示接触点椭圆率；R_x和R_y分别表示沿接触椭圆长轴和短轴方向的当量曲率半径，m；v₁和v₂分别表示主动齿轮和从动齿轮材料Poisson比；E₁和E₂分别表示主动齿轮和从动齿轮材料弹性模量, Pa；α表示润滑油黏压系数，Pa^-1；u₀表示润滑油黏度, Pa·s；V_e表示卷吸速度, m/s；F_m表示润滑膜承载量, N。

流体润滑摩擦因数为^[22]：

$ \begin{array}{c} \mu_{\mathrm{FL}}=\mathrm{e}^{f\left(\mathrm{SR}, \mathrm{Ph}, u_{0}, S\right)}(\mathrm{Ph} / \mathrm{MPa})^{b_{2}}|\mathrm{SR}|^{b_{3}}\left(V_{\mathrm{e}} /\right. \\ \left.\left(\mathrm{m} \cdot \mathrm{s}^{-1}\right)\right)^{b_{6}} u_{0}^{b_{7}} R^{b_{8}}, \end{array} $

(14)

$ \begin{array}{c} f\left(\mathrm{SR}, \mathrm{Ph}, u_{0}, \mathrm{~S}\right)= \\ b_{1}+b_{4}|\mathrm{SR}|(\mathrm{Ph} / \mathrm{MPa}) \lg \left(u_{0} /(\mathrm{Pa} \cdot \mathrm{s})\right)+ \\ b_{5} \mathrm{e}^{-|\mathrm{SR}|(\mathrm{Ph} / \mathrm{MPa}) \lg \left(u_{0} /(\mathrm{Pa} \cdot \mathrm{s})\right)}+b_{9} \mathrm{e}^{{S}}, \end{array} $

(15)

$ \mathrm{SR}=2 V_{\mathrm{s}} / V_{\mathrm{r}} . $

(16)

其中：b₁~b₉表示方程回归系数；Ph表示Hertz接触压力；SR表示齿面速度滑滚比；V_s和V_r分别表示齿面啮合点处的滑动速度和滚动速度。摩擦因数模型回归系数的值如表 1所示。

1.4 驱动桥系统齿轮FLTCA方法

图 4为驱动桥系统准双曲面齿轮FLTCA计算方法流程示意图。具体步骤如下。

步骤1  建立并求解驱动桥系统整桥静力学模型，考虑齿轮、轴承、轴和壳体等零部件的影响，得到系统内齿轮啮合错位量和轴承受力。

步骤2  根据齿轮基本几何参数和齿轮副加工参数计算主动齿轮和从动齿轮的实际齿面。

步骤3  确定润滑油基本参数和齿轮齿面粗糙度。

步骤4  考虑不同工况下系统变形，对齿轮副进行空载接触分析(tooth contact analysis, TCA)，得到理论状态下的齿面接触点和空载接触印迹。

步骤5  计算齿轮受载后的弯曲变形δ_b^[23]、齿轮剪切变形δ_s和接触变形δ_c^[24]，并判断是否满足变形协调方程：

$ \left\|\boldsymbol{\delta}_{\mathrm{b}}+\boldsymbol{\delta}_{\mathrm{s}}+\boldsymbol{\delta}_{\mathrm{c}}-\left(\boldsymbol{Z}-\boldsymbol{d}_{0}\right)\right\|<\varepsilon_{1} . $

(17)

其中：Z表示齿轮刚体转动位移，d₀表示齿面接触点初始间距。

步骤6  计算每个啮合时刻的齿面接触力，并判断是否满足载荷平衡方程：

$ \left|\sum\limits_{i=1}^{m} \sum\limits_{j=1}^{n}\left(\boldsymbol{F}_{\mathrm{fij}}+\boldsymbol{F}_{\mathrm{N} i j}\right) \boldsymbol{r}_{i j} \boldsymbol{p}-\boldsymbol{T}_{\mathrm{load}}\right|<\varepsilon_{2}. $

(18)

其中：F_N表示齿面接触法向力; F_f表示齿面摩擦力; m表示同一啮合时刻下同时参与啮合的齿数，n表示将接触椭圆沿长轴方向的离散点数; p表示从动轮转动方向矢量; T_load表示齿轮副负载扭矩; ε₁表示变形协调方程收敛容差；ε₂表示载荷平衡方程收敛容差。

步骤7  由Hertz接触公式计算齿面接触压力分布，并判断接触压力是否收敛。若不收敛，则重新计算接触压力分布值和齿面摩擦因数，并返回步骤5。

步骤8  计算完成，得到齿面接触力、齿面接触印迹和齿面摩擦因数等结果。

2 啮合效率

本文采用驱动桥传动效率试验台架进行试验，控制逻辑为：输入端控制转速，输出端控制扭矩。因此，齿轮啮合效率η_{g, fric}可表示为：

$ \eta_{\mathrm{g}, \text { fric }}=\frac{p_{\text {out }}}{p_{\text {out }}+p_{\mathrm{g}, \text { fric }}}=\frac{\left|\boldsymbol{T}_{\text {out }}\right| \omega_{\text {out }}}{\left|\boldsymbol{T}_{\text {out }}\right| \omega_{\text {out }}+p_{\mathrm{g}, \text { fric }}}, $

(19)

$ p_{\mathrm{g}, \text { fric }}=\frac{1}{\theta_{1}-\theta_{2}} \int_{\theta_{1}}^{\theta_{2}} p_{\text {inst }} \mathrm{d} \theta . $

(20)

其中：p_out表示输出功率；T_out表示输出扭矩；ω_out表示输出转速；p_g，fric为齿轮副总啮合功率损失; θ₁和θ₂分别表示齿轮副一个啮合周期的啮入转角和啮出转角; p_inst表示每个啮合时刻瞬时功率损失。p_inst可表示为：

$ p_{\mathrm{inst}}=\sum\limits_{i=1}^{m} \sum\limits_{j=1}^{n}\left|\boldsymbol{F}_{\mathrm{f} i j}\right|\left|\boldsymbol{V}_{\mathrm{s} i j}\right|. $

(21)

其中V_sij表示齿面相对滑动速度。

3 试验验证

本文对驱动桥准双曲面齿轮的接触特性和啮合效率进行了试验验证。图 5展示了用于试验的驱动桥整桥加载试验台结构。

表 2—5分别给出了试验驱动桥准双曲面齿轮基本参数、机床加工主动轮加工参数、机床加工从动轮加工参数和轴承参数。

3.1 系统加载试验

首先进行驱动桥加载试验，验证理论计算接触印迹和实际齿轮接触印迹的一致性。试验包括正车试验和反车试验。正车试验工况包括空载和20%、40%、60%、80%、100%满载；反车试验工况包括空载和20%、40%、60%满载。计算不同满载工况下的齿轮副错位量，结果如表 6所示。

为了直观展示驱动桥加载过程中的接触印迹，在加载试验时去除部分驱动桥桥包，并使部分齿轮裸露在外面。图 6和7分别对比了驱动桥在空载状态下正车和反车的齿面接触印痕。试验与理论计算结果较吻合，验证了齿面计算和空载接触计算的准确性。

为保障齿轮的寿命和驱动桥的使用安全，工程实践中通常要求在正车满载和反车60%满载状态下，确保驱动桥准双曲面齿轮的齿轮副接触印迹不在小端脱出。图 8和9分别对比了上述2个工况下接触印迹的计算和试验结果。在试验时，驱动桥主锥采用双轴承的形式进行布局，系统错位量大，满载工况下齿面接触印迹向齿顶靠近。可以看出，在不考虑错位量时，齿面接触印迹和试验结果差异较大；在考虑错位量后，正、反车工况下加载接触印迹分布与试验结果较一致。

试验结果表明：本文采用考虑系统变形的齿轮接触计算方法，能够准确地计算齿轮副在实际使用工况下的接触状态。

3.2 啮合效率试验

对驱动桥系统不同工况下的系统效率进行试验，试验车速范围10~80 km/h，试验负载功率范围10~100 kW，试验润滑油牌号85W90，试验温度通过台架温控系统控制在(80±5)℃。在该温度下，润滑油动力黏度为27 Pa·s，黏压系数为2.2×10¹⁰ Pa^-1，边界润滑摩擦因数取0.115^[25]，润滑油液面高度为从动轮中心下方26 mm。为确保试验结果的可靠性，选取2组相同型号的驱动桥进行重复试验，并对试验结果取平均值。

图 10中，驱动桥整桥功率损耗p_loss由负载相关功率损耗p_{loss, fric}和负载无关功率损耗p_{loss, drag}构成^[12]。其中，负载相关功率损耗包括齿轮摩擦功耗p_{g, fric}和轴承摩擦功耗p_{b, fric}。负载无关功耗主要由驱动桥系统内齿轮搅油功耗p_{g, drag}和轴承搅油功耗p_{b, drag}等组成。负载无关功耗与部件尺寸、转速、润滑油属性等因素相关，通常不随载荷变化。因此，驱动桥系统总效率η和齿轮啮合效率η_{g, firc}分别表示如下^[26]：

$ \begin{gathered} \eta=1-\frac{p_{\mathrm{g}, \text { drag }}+p_{\mathrm{b}, \text { drag }}+p_{\mathrm{g}, \text { fric }}+p_{\mathrm{b}, \text { fric }}}{p_{\text {in }}}= \\ \eta_{\text {drag }}-\left(1-\eta_{\mathrm{g}, \text { fric }}\right)-\frac{p_{\mathrm{b}, \text { fric }}}{p_{\text {in }}}, \end{gathered} $

(22)

$ \eta_{\mathrm{g}, \text { fric }}=1+\eta-\eta_{\text {drag }}+\frac{p_{\mathrm{b}, \text { fric }}}{p_{\text {in }}} . $

(23)

其中：η_drag表示驱动桥负载无关功耗对应传动效率, p_in表示驱动桥输入功率。采用SKF方法计算p_b，fric^[27]：

$ p_{\mathrm{b}, \text { fric }}=M_{\mathrm{b}} \omega_{\mathrm{b}} , $

(24)

$ M_{\mathrm{b}}=\phi_{\text {ish }} \phi_{\mathrm{rs}} M_{\mathrm{rr}}+M_{\mathrm{sl}}+M_{\text {seal }} . $

(25)

其中：M_b表示轴承摩擦力矩；ω_b表示轴承转速；ϕ_ish表示切入发热减少系数；ϕ_rs表示运动贫油减少系数；M_rr表示滚动摩擦力矩；M_sl表示滑动摩擦力矩；M_seal表示密封件摩擦力矩。

齿轮啮合效率的试验步骤如下。

步骤1  试验负载功率为零，测试不同试验车速条件下驱动桥输入功率，该功率即不同车速下负载无关功率损耗试验值，包括p_g，drag和p_b，drag。

步骤2  在试验车速和试验负载功率范围内，依次测量驱动桥输入功率，得到不同工况下驱动桥系统的η和η_drag。

步骤3  由式(23)计算得到不同工况下η_{g, fric}。

图 11展示了在不同车速下驱动桥系统在负载功率80 kW时各项损耗的构成，包括齿轮摩擦损耗、轴承摩擦损耗和负载无关损耗。结果表明：在低速工况下，齿轮摩擦损耗是系统主要的功率损耗构成部分。随着车速的增加，齿轮摩擦损耗减小。然而，轴承摩擦损耗和负载无关损耗随车速的增加而增大。

图 12对比了负载功率80 kW时，齿轮啮合效率随车速的变化趋势。可知随着车速的增加，啮合效率呈非线性上升趋势。当车速从10 km/h增加至80 km/h时，齿轮啮合效率增加约1%。图 13对比了负载力矩为1 354 N·m时，齿轮啮合效率随车速的变化趋势。可知啮合效率变化趋势和恒功率工况的规律类似，随着车速的增加，啮合效率非线性增加。当车速从10 km/h增加至80 km/h时，齿轮啮合效率增加约1.5%。图 14对比了车速60 km/h时，齿轮啮合效率随负载功率的变化趋势，可知啮合效率随负载功率变化不显著。上述结果表明车速和负载均影响齿面润滑状态。图 15对比了负载功率80 kW时一个啮合周期内不同车速下齿面油膜厚度h₀和齿面摩擦因数μ_ML的计算结果。随着车速的增加，齿面载荷减小，齿面相对滑动速度升高，齿面润滑油油膜厚度增加，齿面摩擦因数下降。

由图 12—14可知，齿轮啮合过程的错位影响啮合效率。在负载恒定的情况下，相比高速工况，低速工况下齿面相对滑动速度变化较小，考虑与不考虑齿轮啮合错位量计算的结果相差不大。随着车速的增加，齿面相对滑动速度增大，考虑齿轮啮合错位量后的计算结果与试验结果较接近。在车速恒定的情况下，随着负载的增加，系统错位量增大，齿面载荷分布和齿面相对滑动速度均发生变化，考虑齿轮啮合错位量后的计算结果和试验结果较接近。因此，对于高速重载驱动桥准双曲面齿轮齿面载荷分布和啮合效率的计算，考虑系统变形后的计算结果更准确。

综上，本文提出的计算方法与试验结果吻合度较高，可有效计算驱动桥齿准双曲面齿轮啮合效率。

4 结论

本文基于齿轮FLTCA方法，计算了实际工况下驱动桥准双曲面齿轮的齿面载荷分布，并提出了齿轮啮合效率计算方法。通过考虑系统变形引起的齿轮啮合错位，可以准确地计算真实状态下的齿面载荷分布。因此，本文采用摆线准双曲面齿轮机床运动过程模拟实际齿面，考虑驱动桥系统变形对实际工况下齿轮啮合状态的影响并进行接触分析。同时，采用系统加载试验验证了齿面载荷分布计算方法的准确性。在此基础上，综合考虑齿面摩擦因数分布和啮合点相对运动关系，对齿轮啮合效率进行了计算。驱动桥齿轮啮合效率的试验结果验证了本文提出的计算方法的有效性，为下一步齿轮设计优化提供了基础。