行星齿轮自动变速器

2024-08-17

行星齿轮自动变速器（精选7篇）

行星齿轮自动变速器篇1

0 引言

行星齿轮自动变速器的机械传动系统结构比手动变速器复杂,相关资料对行星齿轮自动变速器的档位分析,主要是通过给定的各档位工作元件来分析自动变速器机械传动系统的动力传递路线,对自动变速器各档位工作元件是如何得出的未作分析[1];对自动变速器的传动比,只是计算了单排行星齿轮的传动比,对多排行星齿轮组合结构传动比的计算方法也未作分析。但从自动变速器的设计过程而言,是先有机械系统的结构设计,然后得出各档位的工作元件;绝大部分车用行星齿轮自动变速器的机械系统都是多排行星齿轮组合而成,传动比的计算相对于单排行星齿轮更加复杂,特别是自动2档传动比的计算。所以,分析行星齿轮自动变速器各档位的工作元件,并计算传动比的方法对人们学习或研究自动变速器有一定借鉴作用。

1 单排行星齿轮机构变速原理

单排行星齿轮机构主要包括太阳轮、齿圈、行星架及行星轮,行星轮通过轴承安装在行星架上[2]。太阳轮、行星架、齿圈被称为单排行星齿轮的三个基本元件,彼此间的结构关系如图1所示。

(a)单排行星齿轮机构三元件(b)三元件之间的结构关系

在单排行星齿轮机构中,必须使太阳轮、齿圈和行星架这三个基本元件中的一个制动,或使其中两个元件互相连接在一起,才具有一定传动比。另外,假设某一元件转速不变,其余两个元件的转速之间存在线性关系。

a)通过固定行星齿轮机构的不同元件可得6种不同的传动状态[2],如表1:

b) 直接传动状态:在单排行星齿轮机构的三元件中,只要使其中两个元件互相连接在一起转动,其余一个元件也随之同速同向转,这种状态下,传动比为1,即直接传动状态。

c) 假设某一元件转速不变,其余两个元件转速之间存在线性变化关系:根据单排行星齿轮机构运动规律特性方程式[3]:

n1+αn2-(1+α)n3=0 (1)

n1—太阳轮转速;

n2—齿圈转速;

n3—行星架转速;

α—齿圈齿数Z2与太阳轮齿数Z1之比,即:

Z2/Z1,且α>1。

n1=ai (2)

α—常数

将式(2)带入式(1),得到:

$n_{2} = (1 + \frac{1}{α}) n_{3} \frac{a}{α}$ (3)

$1 + \frac{1}{α} ＞ 0$ (4)

结合式(3)和式(4),得:行星架的转速随齿圈的转速上升而上升,下降而下降。应用同样的推理方法还可以得到:假设齿圈输入转速一定,太阳轮转速随行星架转速上升而上升;假设行星架的转速一定,太阳轮的转速上升,齿圈的转速下降,反之,齿圈的转速上升,太阳轮的转速下降。

2 行星齿轮的组合形式

单排行星齿轮在实际应用中实现的档位较少,不足以满足汽车各种工况的需求,所以汽车使用的自动变速器都是通过多组行星齿轮组合而成。由于组合的结构不同,主要有以下几种类型。

2.1 辛普森式行星齿轮结构

辛普森式齿轮机构的特点如图2所示,两组行星齿轮共用一个太阳轮;前排的齿圈和后排的行星架连为一体或前排的行星架和后排的齿圈连为一体[4]。

(a)辛普森结构原理图 (b)辛普森机械传动图

2.2 CR-CR式行星齿轮结构

CR-CR式行星齿轮机构的特点如图3所示,前排行星齿轮架和后排的齿圈连成一体;前排的齿圈和后排的行星齿架也连成一体。

(a)CR-CR式结构原理图 (b)CR-CR式机械传动图

2.3 单向串联式行星齿轮结构

单向串联式行星齿轮机构的特点如图4所示,前行星齿轮架和后排齿圈连成一体;但前排齿圈和后排的行星齿轮则是各自独立的。

(a) 单向串联式结构原理图 (b) 单向串联式机械传动图

2.4 复合式行星齿轮结构

以上四种行星齿轮组合都是由两组行星齿轮组合完成的,而复合式行星齿轮结构是由两组以上行星齿轮组合而成,这样可以实现较多的档位。宝马5HP24自动变速器就是复合式行星齿轮结构,如图5所示。

(a) 复合式结构原理图 (b) 复合式机械传动图

3 行星齿轮自动变速器档位分析方法

一般行星齿轮自动变速器的档位为P,R,N,D,3,2,1。因为P,N档不存在变速状态,本文不作分析,只分析R,D,3,2,1档位,这几个档位与单排行星齿轮机构的变速原理是相联系的。虽然各种行星齿轮自动变速器的结构不相同,但各档位工作元件的分析方法基本相同,本文以CR-CR结构的行星齿轮自动变速器为例,分析各档位的工作元件,并计算各档位传动比。三菱、北京现代、东南、奇瑞、中华、北京吉普及欧兰德等车型上使用的F4A42型变速器就是CR-CR结构,如图6所示。从机械传动系统结构分析,输入轴与离合器C1,C2,C3的外毂相连,任何一个离合器接合都可以把输入轴的动力传给后面相应的元件;前排的行星架及后排的齿圈与输出轴刚性连接,共同作为动力输出;制动器B1,B2分别用于制动后排行星齿轮的行星架及太阳轮;单向离合器的内毂与自动变速器壳体相连,外毂与前排的齿圈及后排的行星架相连,可用于单向制动前排的齿圈及后排的行星架。这种结构可以获得四个前进档和一个倒档,本文以D1,D2,D3,D4分别表示自动变速器D位的1档,2档,3档及4档。

C1,C2,C3-离合器;B1,B2-制动器;F1-档单向离合器

分别对前后排行星齿轮组应用运动规律特性方程式:

n $_{1}^{1}$ +α1n $_{2}^{1}$ -(1+α1)n $_{3}^{1}$ =0 (5)

n $_{1}^{2}$ +α2n $_{2}^{2}$ -(1+α2)n $_{3}^{2}$ =0 (6)

n $_{1}^{1}$ ,n $_{1}^{2}$ —前、后排太阳轮转速;

n $_{2}^{1}$ ,n $_{2}^{2}$ —前、后排齿圈转速;

n $_{3}^{1}$ ,n $_{3}^{2}$ —前、后排行星架转速;

α1,α2—前、后排齿圈齿数与太阳轮齿数之比。

由机械传动系统的结构可得:

n $_{3}^{1}$ ,n $_{2}^{2}$ (7)

n $_{2}^{1}$ ,n $_{3}^{2}$ (8)

3.1 R档的分析方法

a) R档工作元件的分析:R档是自动变速器的倒档,要求实现反向减速状态,由单排行星齿轮机构变速原理可知,这种状态必须固定行星架,太阳轮主动,齿圈从动。结合自动变速器的机械传动系统结构分析,后排齿圈与输出轴是刚性连接的,只要后排行星架被B1固定,后排的太阳轮通过C2与输入轴相连,反向减速状态就能实现。所以倒档时的工作元件是B1和C2。R档动力传递线路及前后排行星齿轮的运动状态如图7所示。

b) R档传动比的计算:因为后排行星架被固定,即:

n $_{3}^{2}$ =0 (9)

把式(9)带入式(6),得R档传动比:

n $_{1}^{2}$ /n $_{2}^{2}$ (负号表示方向相反) (10)

3.2 D1档的分析方法

a) D1档工作元件的分析:D1档是为了使汽车驱动轮获得最大的扭矩,所以在前进档中传动比最大,需要实现同向减速状态。由单排行星齿轮机构变速原理可知,行星架必须作为输出,才可以实现同向减速,由机械传动系统结构的分析可知,前排行星架与输出轴刚性连接,即为输出;对于前排行星齿轮,离合器C1接合就使前排太阳轮与输入轴相连,即为输入;在汽车起步时,由于前排行星架作为输出,阻力很大,这时前排齿圈会有逆时针转动的趋势,由于单向离合器F1的作用,前排齿圈被制动,即为固定。综上所述,前排行星齿轮的状态是齿圈被固定,太阳轮主动,行星架从动,实现同向减速状态。因为汽车起步时,车速很低,单向离合器承受的扭矩很大,当车速低于设定值时(不同型号会有差别),自动变速器ECU会控制B1接合,以保护F1,当速度高于设定值时,B1分离,可以减小D1升D2档的换挡冲击及ECU控制的执行元件数量。所以D1档时工作元件为C1、F1和B1(车速低于一定值时起作用)。D1档动力传递线路及前后排行星齿轮的运动状态如图8所示。

b) D1档传动比的计算:因为前排齿圈被固定,即:

n $_{2}^{1}$ =0 (11)

把式(11)带入式(5),得D1档传动比:

n $_{1}^{1}$ /n $_{3}^{1}$ =1+α1 (12)

3.3 D1升D2档的分析方法

a) D2档工作元件的分析:D2档也是使输出轴实现同向减速状态,且D2档的传动比小于D1档的传动比。由单排行星齿轮变速原理的分析可知,D1档升D2时,假设输入轴的转速不变,使前排的齿圈顺时针转起来,前排行星架的转速就会比D1档时提高,即输出轴转速提高,传动比变小,因为前排的齿圈与后排的行星架相连,所以只要使后排的行星架顺时针转起来即可实现D2档传动比。在D1档时,因为后排齿圈与前排行星架一起顺时针转,作为输出,所以只要通过B2制动后排太阳轮,后排行星架就能顺时针转,前排的齿圈也一起顺时针转,输出轴的转速就得到提高,同时F1也不起制动作用。所以D2档的工作元件是C1及B2。对比D1及D2档的工作元件,在升降档时,ECU只需要控制液压系统改变B2的状态就可实现换挡。D2档动力传递线路及前后排行星齿轮的运动状态如图9所示。

b) D2档传动比的计算,因为后排的太阳轮被固定,即:

n $_{1}^{2}$ =0 (13)

把式(13)带入式(6),得:

$n_{3}^{2} = \frac{α_{2}}{1 + α_{2}} n_{2}^{2}$ (14)

结合式(7)、(8),得:

$n_{2}^{1} = \frac{α_{2}}{1 + α_{2}} n_{3}^{1}$ (15)

把式(15)带入式(5),得:

$n_{1}^{1} + α_{1} \frac{α_{2}}{1 + α_{2}} n_{3}^{1} - (1 + α_{1}) n_{3}^{1} = 0$ (16)

移项得D2档传动比:

$n_{1}^{1} / n_{3}^{1} = 1 + \frac{α_{1}}{1 + α_{2}}$ (17)

D1档时的传动比为 ,比较D1档和D2档的传动比,得:

$1 ＜ 1 + \frac{α_{1}}{1 + α_{2}} ＜ 1 + α_{1}$ (18)

3.4 D2升D3档的分析方法

a)D3档工作元件分析:D3档比D2档的传动比小。从机械传动结构分析,在D2档时,离合器C1接合把动力传给前排太阳轮,升D3档时,只要C3接合就把动力传给后排的行星架和前排的齿圈,同时分离制动器B2。由单排行星齿轮的变速原理可知,前排太阳轮及前排齿圈的转速与输入轴相同,则前排行星架也会与输入轴同速同向旋转,即直接传动。所以D3档的工作元件为C1,C3。D2档动力传递线路及前后排行星齿轮的运动状态如图10所示。

b) D3档传动比的计算:由于D3档是直接传动,所以传动比为1。

3.5 D3升D4档的分析方法

a) D4档工作元件分析:D4档的传动比小于D3档,是超速档,要求实现同向增速状态。由单排行星齿轮变速原理的分析可知,只要行星架输入,无论那个元件输出,都是同向增速状态。结合机械传动结构分析,只有后排行星架通过C3与输入轴相连,后排的齿圈与输出轴刚性连接,即为输出,只要通过B2固定太阳轮,同时离合器C1分离。即实现同向增速状态。所以D4档的工作元件为C3、B2。D4档动力传递线路及前后排行星齿轮的运动状态如图11所示。

b) D4档传动比的计算:后排太阳轮被固定,即:

n $_{1}^{2}$ =0 (19)

把式(19)代入式(6),得:

$n_{3}^{2} / n_{2}^{2} = \frac{α_{2}}{1 + α_{2}}$ (20)

3.6 手动档的分析方法

手动档与自动档相同档位传动比是相同的,不同之处在于手动档的档位升降会受到限制,及手动档的1档有发动机制动,在拥堵及斜坡路况使用手动档可以把档位限制在一定范围及1档可以利用发动机制动帮助汽车限速,减少对制动系统的使用,可有效保护制动系统及提高下坡行驶时的安全性。

当变速杆在3位时,变速器只能在1、2、3档之间变化,传动比及工作元件与在D位时的相同档位相同,汽车行驶在比较拥堵的路段时使用这一档位;在2位时,只能在1、2档之间变化,传动比与工作元件与在D位时的相同档位也相同,汽车行驶在上下斜坡时使用这一档位;在1位时,传动比与D1档时相同,但工作元件多了制动器B1,汽车行驶在严重交通堵塞路段和斜度较大的斜坡上时,使用这一档位最能发挥功用。在汽车上斜坡时,可充分利用发动机的扭矩;在汽车下斜坡时,驱动轮由于重力的作用加速转动,在D1档时,前排行星架会带动前排齿圈顺时针方向转动,F1失去锁止,前后排行星齿轮三元件中没有被固定和约束的元件,输入轴与输出轴之间的动力传递中断,发动机对输出轴就没有制动效果,所以输出轴转速的上升不会受到发动机惯性的限制,这种情况就必须频繁使用制动系统,影响制动系统的可靠性及行车的安全性。但如果使用手动1档,由于前排齿圈被B1制动,输出轴的加速转动力会试图带动前排太阳轮也加速转动,从而带动发动机的曲轴加速转动,但发动机的惯性会阻碍曲轴的加速转动,这样就实现了发动机制动的效果。

4 结语

a) 分析自动变速器的档位和计算传动比要以单排行星齿轮机构的变速原理为基础,分别对每一排行星齿轮建立运动规律特性方程式,并分析各参数之间的关系。

b) 分析自动变速器的档位和计算传动比首先要分析机械传动系统的结构。分析结构时,主要有以下几个要点:1) 有几个离合器及其是用来传递那两个元件的动力;2) 有几个制动器及其是用来制动那个元件;3) 有几个单向离合器及其是在什么情况下起制动作用。

c) 对于手自一体的行星齿轮自动变速器,手动档与自动档区别在于手动档的档位升降会受到限制,及手动1档有发动机制动,在交通拥堵及斜坡路段时用手动档会更加安全可靠。

摘要：以单排行星齿轮机构的变速原理为依据,结合行星齿轮自动变速器机械传动系统结构,分析各档位的工作元件,并计算传动比,此分析方法对人们学习或研究自动变速器有一定借鉴作用。

关键词：行星齿轮自动变速器,档位,传动比,分析方法

参考文献

[1]张永钊.行星齿轮变速器的档位分析[J].科技资讯,2011,(2):65-66.

[2]甘守武.单排行星齿轮机构动力传递方式分析方法[J].重庆电子工程职业学院学报,2011,20(4):151-153.

[3]刘艳莉,董长兴,等.汽车构造及使用[M].北京:人民邮电出版社,2009.169.

[4]张红伟,王国林.汽车底盘构造及维修[M].北京:高等教育出版社,2005.85-86.

[5]冯樱.运用杠杆法计算汽车行星齿轮变速器的传动比[J].湖北汽车工业学院学报,2008,22(3):17-22.

行星齿轮自动变速器篇2

1 杠杆法原理

行星机构杠杆分析法是将行星机构用垂直布置的杠杆系等效代替来进行分析的一种方法。最基本的单个行星齿轮机构由太阳轮、行星轮、齿圈、齿架构成, 如图1 (a) 所示, 其等效杠杆图如图1 (b) 。将行星齿轮机构简化为具有三个节点的垂直杠杆, 三个节点分别代表太阳轮S、行星架C、齿圈R。太阳轮节点与行星架节点之间的长度为齿圈齿数f, 而齿圈节点与行星架节点之间的长度为太阳轮齿数e。

等效杠杆图上, 节点的水平移动代表着构件的旋转运动, 节点的水平力代表着构件上的转矩。规定向右的方向为正向, 便可以根据杠杆的基本关系对各节点的运动和受力进行分析。

2 传动特性的静态杠杆法分析

2.1 等效杠杆图

本文分析的变速箱行星齿轮机构由三个行星排构成, 如图2 (a) 所示。针对多行星排结构, 每个行星排可简化为一个杠杆及相应的节点, 各行星排之间的构件相互连接时, 在杠杆图中体现为各节点之间的连接。在对多重杠杆应用杠杆法时, 可对杠杆的力臂长度进行相应的调整。遵循各杠杆力臂长度比不变和相同节点之间的力臂长度相等的原则, 得到相应的杠杆图2 (b) 。

2.2 传动特性分析

该自动变速器各档位下离合器的工作情况如表1所示。以2档为例, 图3给出了该档位下的转速分析杠杆图。

根据相似三角形原理及各节点之间的连接关系, 列出如下方程组1) :

求解上述方程组, 可得2档的速比为:

同理对各个杠杆列出力矩平衡方程3) , 可得:

求解上述方程组, 可得2档的扭矩比为:

所求出的扭矩比与速比值完全吻合。

3 结论

利用杠杆法进行分析的基本步骤为1) 对行星齿轮进行分析, 画出各行星机构相应的杠杆形式, 确定杠杆几何参数;2) 根据各元件, 确定各节点及离合器元件之间的连接关系, 对杠杆图进行转化和整合, 确定最终的杠杆图;3) 根据相对运动关系确定各元件的受力, 根据杠杆法原理进行分析。杠杆法的简便和直观使其被广泛应用在在行星齿轮机构的设计和分析中, 静态分析可用来对设计方案进行计算和优化。

摘要：杠杆法是一种对行星齿轮机构进行转速和扭矩分析的方法。将行星齿轮转化为等效杠杆后, 根据杠杆的平衡关系, 对各节点的运动和受力进行计算分析。本文以某六速自动变速器为例, 采用等效杠杆法, 对静动态传动特性进行分析和计算验证。

行星齿轮减速器多目标优化设计篇3

行星齿轮减速器具有承载能力大、传动比高、结构紧凑、体积小、传动效率高等优点, 广泛应用于各种车辆以及工程机械传动装置中。随着机械传动小型化、高速化的发展, 对行星齿轮机构传动提出了更高的要求。提高行星齿轮机构的功效、减少体积和重量已成为人们十分关注的课题。然而, 在行星齿轮减速器的优化设计中, 所涉及的影响因素很多, 使得行星齿轮减速器的设计很复杂。以往的研究主要集中在体积最小、效率最高、承载能力最高等单目标优化设计。对于一些多目标优化设计研究[1,2,3]存在着优化方法的选择和权重分配等问题, 使得优化结果不够理想, 存在局部最优解问题。本文为克服权重选取的主观性和不确定性, 利用层次分析法来计算分目标函数的权重, 采用遗传算法解决参数优化设计过程中可能出现的局部最优解问题, 达到全局最优。

1.太阳轮2.行星轮3.行星架4.内齿圈

1 多目标优化模型的建立

行星齿轮机构的结构简图如图1所示, 其主要结构参数为太阳轮齿数z1, 行星轮齿数z2, 内齿圈齿数z3, 各齿轮模数m和齿宽b等。本文建立以体积最小、效率最高和承载能力最大为多目标优化模型, 采用遗传算法进行优化求解。

1.1 设计变量的确定

在减速器优化设计中, 影响参数有各齿轮的模数、齿数、齿宽、压力角、齿轮分度圆直径、各齿顶高系数、太阳轮个数等。过多的设计变量会增加计算的工作量和难度, 常取对优化目标影响比较明显的、易于控制的设计参数作为设计变量。行星轮的个数c和传动比i, 一般情况下可根据机构事先确定。综合考虑各种因素, 选取太阳轮齿数z1、行星齿轮齿数z2、模数m、齿宽b、太阳轮允许转矩T1作为设计变量, 即X=[z1, z2, m, b, T1]T=[x1, x2, x3, x4, x5]T。

1.2 分目标函数

1.2.1 体积

据图1可知, 影响行星齿轮减速器体积主要有太阳轮与c个行星齿轮体积总和[4]。即V=V1+c V2;

1.2.2 效率

行星齿轮减速器大多用于连续长时间工作, 有时还用于大功率传递, 因此提高传动效率, 减少摩擦也是减速器设计过程中必须要考虑的。行星齿轮机构的传动效率主要与传动比有关[5], 而传动比与行星机构的齿数相关, 再计及轴承等运动副的影响, 其效率值可由下式求得:

式中, ηdH为转化机构的啮合效率, ηc为轴承润滑等其他传动效率。

1.2.3 承载能力

行星齿轮减速器的承载能力可取允许太阳轮转矩T1作为目标函数:

1.3 约束条件

1) 配齿约束。

2) 应力约束。由于内啮合齿轮的接触强度高于外啮合齿轮, 故取太阳轮1的齿根弯曲强度作为约束条件

式中:ZH、ZE分别为区域系数和弹性影响系数;K为载荷系数;YFa、YSa分别为齿形系数和应力校正系数;[σ]H、[σ]F分别为按齿面接触疲劳强度和按齿根弯曲疲劳强度计算时的许用应力。

3) 其它界限约束。

1.4 建立总的目标函数

多目标优化问题的求解方法有很多, 通过加权平均和法, 将各分目标函数通过加权求和形成一个统一的总目标函数, 把复杂的多目标问题转化单目标问题, 即

式中, wi反映各分目标函数相对重要程度的加权因子。本文采用主观赋权法中的层次分析法来确定权重。层次分析法, 是将与决策总是有关的元素分解成目标、准则、方案等层次, 在此基础之上进行定性和定量分析的决策方法。本文通过变换将比较矩阵转化为判断矩阵, 并证明它完全满足一致性的要求, 从而避免了利用Saaty[6]提出的九标度法建立的判断矩阵产生的不一致性。权重的确定步骤如下:

2) 用极差法构造判断矩阵:

式中, cb为常量, 是按某种标准预先给定的极差元素对的相对重要程度 (一般在实践中常取cb=5) 。

3) 进行一致性检验。

设D= (di) n×1=CwiT= (2.144, 0.429, 0.429) T, 则最大特征值为

2 优化方法的选择与实例分析

遗传算法是一种基于自然选择原理、自然遗传机制和自然搜索的算法, 是一种实用、高效、强鲁棒性的优化技术;与传统算法相比, 获得全局最优解的可能性更大, 算法效率更高且对目标函数几乎没有什么限制。因此, 对上述数学模型采用遗传算法来求解[7,8]。优化程序框图如图2所示。

为验证上述理论与方法的可行性, 可以进行实例的计算分析。设图1行星齿轮减速器传动比i为4.64, 齿轮材料为38Si Mn Mo, 表面淬火硬度55~65HRC, 相应的许用应力取值范围为[σ]H=1 300~1 650 MPa, [σ]F=430~880MPa;作用在轮1上的转矩允许取值的范围为1 140~1 500 N·m。现按体积最小、效率最高和承载能力最大 (允许轮1的转矩最大) 来设计该减速器, 设行星轮个数c=3, 通过查表计算取ηdH=0.98, ηc=0.98。遗传算法采用二进制编码, 种群中的个体数目为30, 二进制编码长度为20, 交叉概率为0.8, 变异概率为0.08, 适应度函数取

调用遗传算法程序求得

与原设计参数[4]比较体积下降了11.7%, 效率提高了5.9%, 承载能力提高了15.7%, 与普通单目标优化结果[4]比较体积只增加了4.9%, 效率值也只下降了2.2%, 但承载能力却提高了15.7%, 可见优化综合效果很明显。

3 结论

采用多目标优化设计方法对行星齿轮机构进行设计, 与常规设计方法比较, 不但实现了优化设计, 而且减少了设计时间, 提高了设计效率。相比于单目标优化设计, 优化结果虽不能全部提高, 但总的综合效率得到了改善。通过层次分析法确定各目标函数的加权系数, 提高了设计精度和水平, 因此具有一定的工程实用意义。实例计算结果表明, 利用遗传算法对行星齿轮减速器多目标优化设计是一种行之有效的优化方法。

参考文献

[1]王建维, 张建明, 魏小鹏.基于模拟退火算法的减速器多目标优化设计[J].农业机械学报, 2006 (10) :120-123.

[2]刘晓星.行星齿轮减速器的模糊多目标优化设计[J].机械传动, 1998 (3) :11-13.

[3]商桂芝, 陈殿华.行星齿轮机构的多目标优化设计[J].机械设计与研究, 2006 (2) :68-70.

[4]陈立周.机械优化设计[M].上海:上海科学技术出版社, 1982.

[5]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].北京:化学工业出版社, 2003.

[6]Saaty T L.The analytic hierarchy process[M].New York:McGrawHill, 1980.

[7]陈国良.遗传算法及其应用[M].北京:人民邮电出版社, 1996.

行星减速器齿轮机构断裂失效分析篇4

某行星齿轮减速器系较早设计、制造的大减速比减速器,在最近的使用过程中发现行星轮支撑架与行星架转动轴之间的连接部位发生断裂,同时支撑行星架滚动轴承的紧固螺栓发生异常崩断,造成减速器功能瘫痪。一旦该类型减速器存在原始设计隐患,将会直接影响该套设备的顺利运行。鉴于此,本文对该减速器的一系列关键零部件进行详细的力能参数校核,寻找行星减速器存在的缺陷根源,为设备的安全使用提供理论支撑。

根据设计单位提供的原始设计图与该设备的参数设计文件建立三维实体的1∶1有限元模型,并根据减速器的实际受载特征确立减速器的边界条件,采用多个非线性接触对进行总体的三维有限元应力分析,获得最终结论,为设计改造与设备的后期安全使用提供理论保证[1]。

2 确定有限元分析的边界载荷条件

为采用有限元分析软件来准确分析减速器的三维模型的应力分布,首先必须要准确、全面的确定模型中必须施加的载荷边界条件,本节对整个减速器的传力特性进行详细分析,确定模型中的主要边界条件。

2.1 减速器整体传动链分析

由原始设计图可知,减速箱整个齿轮传动机构由两个行星包(图1中的A包与B包)组成,其力学状态有明显不同,其不同之处如图1所示。

如图1所示,当行星包B的传递齿轮与电机传动齿轮E啮合时,B处的齿轮受向上的传动力,此时行星包B的外齿轮将该传动力传递至A-B以及B-C之间的啮合处,啮合力的方向分别如图1所示,此时,如果将行星包A与B视作一个刚性整体,行星包A的大齿圈仅受一个外力,即B传递至A的传动力,电机传递齿轮D对行星包A的作用不影响A与B组成的整体受力状态;行星包B不但承受A的传动力,同时还要承受由电机齿轮G传递至减速齿轮F进而传递至行星包旋向调整轮C的传动反力,此两个反力水平方向能抵消,致使B行星包的两端轴承座承受偏载的承载量较小,而A行星包则明显失衡,故单独提取A行星包进行独立的受力分析,分析A行星包两端轴承座的支反力,进而详细了解支撑端失效的原因。

2.2 单个行星包的力学平衡分析

单独提取的A包受力如图2所示[2],外齿圈的啮合力F1与吊绳拉力F2因为各自产生的扭矩而达到扭距平衡,但同时由两个力带来的支反力则影响较大。F1与F2的数值可根据减速箱设计参数以及额定载荷进行分析确定。由行星减速器设计图纸可将行星架以及后部的卷扬辊筒之间整个传动链简化为一个三点支撑的静不定梁[3],示意图如图3所示。

图3中,G1为行星架自身重力以及三个子轮与大齿圈的总重力;G2为辊筒总重力;T1为三个行星轮对行星架的扭矩值;F为卷扬辊筒单根绳的最大张力,实际工况的最大冲击张力;T2为卷扬力转化到轴心部位的扭矩值。

由图3可分别计算获取行星架各个载荷受力点的典型载荷条件如表1所示。由表1所得的所有载荷参数,可施加于有限元模型中进行数值分析。

3 行星架的三维有限元接触分析

3.1 建立有限元模型

本计算采用的主要工具为ANSYS9.0版有限元分析程序,采用的单元类型为SOLID45、CONTACT174与TAR-GET97三种单元,所建三维模型如图4所示。

整个模型的solide45单元数量约为5万,所有传力部位均采用接触对形式来实现应力传递,以确保分析的准确性[4]。

3.2 确立边界条件与材料模型

基于所建模型在整个减速器扭矩传动链中的部位与作用可准确确定模型的初始边界条件,参见表1可确定如下:

1)起吊钢丝绳缠绕于卷筒上对卷筒的拉、扭作用力,根据表1可确定钢丝绳的最大冲击载荷约为237.6kN(极限冲击载荷值);

2)行星包内部的三个子轮通过三个转动轴将扭矩传递至行星架;

3)行星轮内部支撑子轮的三个孔端面的扭转反力根据表1确定即可;

4)行星包头部的调心轴承固定端仅固定整体的刚性位移,拥有转动、摆动自由度;

5)行星包与辊筒连接轴的固定点同样采用调心轴承固定;

6)辊筒另一端的轴承支撑端限制辊筒的摆动与轴向串动。

由设计图纸可知,模型种的核心部件分别为行星轮支撑架与行星轮转动轴,这两部件之间采用焊接的形式连接,其材料性能的优劣以及焊接质量的好坏直接决定了行星减速器的工作能力。同时,该减速器某些关键零部件的初始材料选用A3钢,该类材质的屈服强度与抗拉强度均较低,也可能是造成设备过早失效的原因。基于此,建立模型时材料选择参照表2。

45#钢与A3钢根据设计要求的不同部位划分网格,两种材料的性能参数如表2所示[5],至此,通过施加以边界条件即可对模型展开计算。

3.3 计算结果分析

通过计算结果,可分别提取如下典型力学分析云图,具体如图5~6。

1)由图5~6可知整个传动结构的应力水平最高可达85.9MPa,主要分布于辊筒与行星架之间的连接轴处,该处正是行星架与转轴之间的焊接区域,且焊接工艺往往容易产生一定程度的焊接缺陷,例如裂纹、夹杂等,因此该部位容易因焊接缺陷与过高的应力集中水平造成意想不到的过早失效;

2)行星架本体应力水平最高达44.2MPa,同样发生在焊接区域,行星架的独立固定端的应力水平基本处于15MPa以下,滚筒整体的应力水平基本处于10MPa以下。

基于以上分析结果可知,行星架与行星架转动轴之间的连接部位是整个模型中的最高应力集中点,其应力水平高于材料的安全载荷水平,且实际安装过程中采用焊接工艺进行连接,微小的焊接瑕疵都是造成后期断裂的根源。

4 结论

由以上分析可知按照该厂实际减速器行星减速机构的材质组合为45#钢/A3钢,结论如下:

1)发生在辊筒与行星架之间的连接轴处的最高应力(85.9MPa)对于45#钢制造的转轴,则应力水平过大;

2)行星架焊接处的应力水平高达44.2MPa,且该处正是行星架与转轴之间的焊接连接处,采用A3/45#钢的组合行星架容易发生塑性变形,这种变形会导致行星架转动出现偏心,进而进一步恶化行星架的应力水平与应力分布;

3)行星架本体以及行星架独立固定端的应力水平均较低,基本处于10MPa以下,完全满足生产要求,滚筒整体的应力水平较低,基本处于6MPa以下水平,这两个零件部位均较安全。

行星架与行星架转动轴之间的连接部位是应力集中点,最高应力水平高于材料的安全载荷水平,且实际安装过程中采用焊接工艺进行连接,微小的焊接瑕疵都是造成后期断裂的原因。故此建议对该行星减速器的设计制造进行如下修改:1)行星轮支撑架与行星架转动轴的材质改为力学性能更加优异的材质,提高该部件抵抗应力变形的能力;2)提高焊接工艺质量水平,确保焊接后无裂纹等缺陷,并采用焊接后直接探伤确认后再上线使用。

参考文献

[1]许俊如,徐建宁,屈文涛.基于ANSYS的潜油行星减速器齿轮轴的有限元分析[J].内蒙古石油化工,2006(10):64-66.

[2]单鹏,田万禄,温锦海.少齿差行星减速器销轴式W机构销轴的受力分析[J].机械设计,2003(5):48-50.

[3]刘鸿文.材料力学(第三版)[M].北京:高等教育出版社,1999.

[4]尚晓江,邱峰,赵海峰,等.ANSYS结构有限元高级分析方法与范例应用[M].北京:中国水利水电出版社,2006.

行星齿轮自动变速器篇5

他的图形是以纵横座标的线段来表示的。

按传统表示S为太阳轮, I为齿圈, PC为行星架, 再用下标来表示各排。

在基准横座标的线索上, 有两个含义。第一代表了前后两排行星齿轮机构中的太阳轮和齿圈的齿数, 第二显示出前后两排行星齿轮机构中的太阳轮、齿圈和行星架的位置布置, 两排中的共体元件应在同一位置。因此第二排齿轮齿数线段的长度比例是随着两共体元件的位置定位而发生变化, 也就是使两挡位线的斜率相同, 两线斜率相同才能重合成一根线。一般来说尽可能取两太阳轮的齿数比例来确定两排行星的比例关系, 如果两排的齿轮齿数完全相同, 他们的比例是相同的;如果两排的齿轮齿数不相同, 则他们的比例是不相同的, 是随两排共体元件所对应的元件齿数的比例关系而定。杠杆法的难点就在于第二排齿轮齿数线段的长度比例的确定。

杠杆上的各元件布置分单级式和双级式两种表达形式。

单级式杠杆表达方式S与I在两端, PC在中间, S至PC的距离为齿圈齿数, PC至I的距离为太阳轮齿数, 行星架相当齿数的长度为S至I, 即I+S。齿轮齿数的多少确定了线段的长度。

双级式杠杆表达方式S与PC在两端, I在中间, 同样S至PC的距离为齿圈齿数, PC至I的距离为太阳轮齿数, 行星架相当齿数的长度为S至I, 即I-S。

挡位线为输出1点 (或-1) 与制动0点的连接线及延伸。每一输出元件有两种线形, 单排行星机构共有6种线形。直接挡是一根平行于横座标的平行线。

两排组合时, 他们的方向也是有两共体元件的位置定位而确定, 有可能两排是同一方向, 或者是相反方向。

图形纵座标的线段代表转速或传动比, 在基准横座标上的点为0, 向上为正, 向下为负。两排中的4个元件点 (再加上两组共体元件) , 从基准横座标至挡位线的距离就是该元件的转速或传动比。

各挡位线的确定:是将输出元件线段定为1或1000为一个点 (倒挡为-1或-1000) , 另一个点取在该挡位时的制动工作元件的基准线上为0, 两点连接并延伸, 这线段就称为该挡位的挡位线, 挡位线与基准横座标的距离就是该元件的转速或传动比, 其中输入元件的距离就为该挡位的转速或传动比, 其他非工作元件则为浮转转速的多或少、正或负。

杠杆法作图步骤: (现以4T65E为例予以说明:I1/S1=62/26=2.385、I2/S2=74/42=1.762, Ⅰ2.921、Ⅱ1.568、Ⅲ1.000、Ⅳ0.704、R2.385)

第1步先确定前排的杠杆。按杠杆法的元件位置布置。对杠杆端来说, 一端为S1, 另一端为I1, 杠杆长度为行星架相当齿数62+26。PC1点在杠杆的中间, PC1点至I1点的长度为太阳轮齿数26, PC1点至S1点的长度为齿圈齿数62。

其次第2步是确定共体元件, 4T65E为PC1和I2为共体, PC2和I1为共体元件输出。也就是说前排的I1点就是后排的PC2点、前排的PC1点就是后排的I2点。前排的PC1点至I1点的长度为太阳轮齿数26, 同时也代表成为后排I2点至PC2点的长度为后太阳轮齿数42。两排行星的比例关系就有这两个数据确定。

第3步是确定后排太阳轮位置, 按杠杆法排列, 后排I2点至PC2点再延伸, 按后排的比例关系至 (26/42) ×74=45.80定为S2点。

此时, 基准横座标的长度和两排6个元件的位置基本点确定。

第4步取输出元件, 4T65也就是I1和PC2的点, 向上向下引出1或1000和-1或-1000两个点。

第5步作各挡位线。前进挡用输出1点 (倒挡用-1点) 作为挡位线的一个点, 另一个点则取决于该挡位的制动元件在基准线上的0点, 连接两点并两端再延伸, 该线则为该挡位的挡位线。其他元件与挡位线的交点则为该元件此时的转速, 输入元件则表示出该挡位的传动比。

几种第二排齿轮齿数线段的长度比例的确定。

1.当两排行星齿轮的前齿后架和前架后齿为共体元件:行星架与内齿圈之间的齿数距离是太阳轮, 当前齿后架和前架后齿为共体元件时, 两太阳轮齿数距离被定位, 由于第一排是事先作图作出的, 只能改变第二排的比例关系。由此可得, 第二排齿轮齿数线段的延伸长度比例为:

(第一排太阳轮齿数/第二排太阳轮齿数) ×第二排内齿轮齿数

2.拉维奈只有一个齿圈、一个行星架, 都成为两排行星机构的共体元件, 两太阳轮齿数距离被定位, 由于第一排是事先作图作出的, 只能改变第二排的比例关系。由此可得, 第二排齿轮齿数线段的延伸长度比例为:

(第一排太阳轮齿数/第二排太阳轮齿数) ×第二排内齿轮齿数

由于第二排是双级式, 其延伸长度还应减去第二排太阳轮齿数。

3.当两排行星齿轮的两太阳轮和一组前架后齿 (或前齿后架) 为共体元件时, 第一排的S1至PC1 (内齿圈齿数) 的距离将被分割S2至PC2和PC2至I2两段。第二排齿轮齿数线段的长度比例为:

(第一排内齿圈) : (第二排内齿圈+太阳轮) =X: (第二排太阳轮)

X1= (第二排太阳轮) × (第一排内齿圈) / (第二排内齿圈+太阳轮)

X2= (第二排内齿圈) × (第一排内齿圈) / (第二排内齿圈+太阳轮)

4.威尔逊6挡是三太阳轮同一位置, 第一排和第二排内齿圈共体, 第一排是双级式, 第一排的行星架的延伸长度为X (第二排太阳轮+内齿圈+延伸长度X) :第一排内齿圈=X:第一排太阳轮

延伸长度X需分几次才能计算出。

挡位线不仅可作出输入元件与输出元件的挡位传动比和其他元件的挡位浮转转速, 还可以分析挡位滑行时的各元件动态, 以帮助确定单向离合器的方向。

当输出1点增大时, 挡位线是否能平行上移, 或右边固定左边上翘;或左边固定右边上翘等。

当须修改行星齿轮齿数时, 从挡位线分布来看, 最容易发现问题和最方便取得改正方案, 用最简单方法使挡位线向合理方向偏移。

第一部分双排行星机构的挡位线杠杆图

双排行星机构的挡位线杠杆作图较为方便, 先作出第一排行星的杠杆位置图。再确定第二排行星与第一排行星的比例关系, 作出整条横座标。最后逐次用输出1 (-1) 点连接各挡位的制动元件0点, 即可画出各挡位杠杆图。

一、4T65E各挡位的杠杆图 (见图1)

他有二组共体元件, PC1和I2、PC2和I1。

基准横座标:S1 (62) PC1和I2 (26/42) I1和PC2 (45.80/74) S2。

后排的比例关系及延伸长度为: (26/42) ×74=45.80

1挡:前太阳轮主动、后太阳轮制动, 输出1点与S2 0点连接

2挡:后齿圈主动、后太阳轮制动, 输出1点与S2 0点连接, 与一挡同线。

3挡:过输出1点与基准横座标的平行线, X=1

4挡:前行星架主动、前太阳轮制动, 输出1点与S1 0点连接

倒挡:前太阳轮主动、前行星架制动, 输出-1点与PC1 0点连接

二、5L40E各挡位的杠杆图 (见图2)

他只有一组共体元件PC1和PC2。

基准横座标:S2 (82-24=58) I2 (24/27) PC1和PC2 (24) I1 (72.80-24=48.80) S1。后排的比例关系及延伸长度为: (24/27) ×82=72.80

2挡:后太阳轮主动、前齿圈制动, 输出1点与I1 0点连接

(82+24) :X= (24+24) :1X=106/48=2.208

1挡:后太阳轮主动、行星架制动, 输出1点与PC1 0点连接

3挡:后太阳轮主动、前太阳轮制动, 输出1点与S1 0点连接

4挡:过输出1点与基准横座标的平行线, X=1

5挡:行星架主动、前太阳轮制动, 输出1点与S1 0点连接

倒挡:前太阳轮主动、行星架制动, 输出-1点与PC1 0点连接

三、4HP16各挡位的杠杆图 (见图3)

他有二组共体元件, PC1和I2、PC2和I1。

基准横座标:S1 (58) PC1和I2 (26/26) I1和PC2 (58) S2。

后排的比例关系为1, 及延伸长度为: (26/26) ×58=58

1挡:后太阳轮主动、后行星架制动, 输出1点与PC1 0点连接

2挡:后太阳轮主动、前太阳轮制动, 输出1点与S1 0点连接,

3挡:过输出1点与基准横座标的平行线, X=1

4挡:前行星架主动、前太阳轮制动, 输出1点与S1 0点连接, 与二挡同线

倒挡:前太阳轮主动、前行星架制动, 输出-1点与PC1 0点连接

四、丰田140各挡位的杠杆图 (图4)

他有二组共体元件, S1和S2、PC2和I1输出。

基准横座标:S1和S2 (40.05) PC1 (17.95) I1和PC2 (26) S2。

后排的比例关系及延伸长度为:58/ (58+26) ×26=17.95

1挡:后齿圈主动、前行星架制动, 输出1点与PC1 0点连接

2挡:后齿圈主动、后太阳轮制

动, 输出1点与S2 0点连接, 与一挡同线。

3挡:过输出1点与基准横座标的平行线, X=1

4挡:在超速排中, 行星架主动、太阳轮制动, 输出1点与S1 0点连接

倒挡:前太阳轮主动、前行星架制动, 输出-1点与PC1 0点连接

行星齿轮自动变速器篇6

辅助减速排齿数54/30, 主拉维奈齿数I56、S124、S221, 其杠杆图是在拉维奈杠杆线的基础上两端再增加两组辅助杠杆 (实际是一组左右分别布置) 。

拉维奈前后排杠杆比例关系及延伸长度为:56×24/21-24=64-24=40

辅助排杠杆比例关系及延伸长度为:120×30/54=66.667

基准横座标位:I02 (66.667) S1、S01和PC02 (56) PC1、PC2 (24/21) I1、I2 (40/56) S2。S02和PC01 (66.667) I01, (见图18) 。

1挡:辅助太阳轮制动、齿圈主动, 辅助行星架输出, 带动拉维奈的后太阳轮S2主动, PC2制动, I输出。

作图也分为两步。第1步I2的输出1点与PC2 0点连接, 并延伸至S2点。第2步该S2点再与前S0的0点连接, 再延伸至I01点。

第1步 (24+40) :X=24:1

X=64/24=2.667

第2步 (56+24+40+66.67) :X= (56+24+40) :2.667

186.67:X=120:2.667

X=186.67×2.667/120=4.148

2挡:辅助太阳轮制动、齿圈主动, 辅助行星架输出, 带动拉维奈的后太阳轮S2主动, S1制动, I输出。I1、I2输出1点与S1 0点连接, 再延伸至I01点。

(56+24+40+66.67) :X= (56+24) :1

X=186.67/80=2.337

3挡:辅助太阳轮制动、齿圈主动, 辅助行星架输出, 带动拉维奈的前后太阳轮S1和S2主动, I输出直接挡。辅助行星架PC01输出1点与辅助太阳轮S01的0点连接, 再延伸至I01点。同样再作出I02点。而PC01与PC02的连接线是根平行线, 也就是3挡线。I01或I02则为:

(56+24+40+66.67) :X= (56+24+40) :1 X=186.67/120=1.556

4挡:辅助太阳轮制动、齿圈主动, 辅助行星架输出, 带动拉维奈的后太阳轮S2减速主动, PC2也为常速主动, I输出次减速挡 (见图17) 。

第1步辅助排I01的1点与S01的点连接, 得PC01点即S1点: (见图19)

(56+24+40+66.67) :1= (56+24+40) :X X=120/186.67=0.643

第2步过PC2常规输入的1点与S1点的0.643点连接, 求输出点I1:

40:X= (40+24) : (1-0.643) X=0.357×40/64=0.223

I1点=0.223+0.643=0.866其速比为1/0.866=1.155

5挡:辅助太阳轮制动、齿圈主动, 辅助行星架输出, 带动拉维奈的前太阳轮S1减速主动, PC2也为常速主动, I输出次超速挡。

第1步辅助排I02的1点与S02的点连接, 得PC02点即S1点:

(56+24+40+66.67) :1= (56+24+40) :X X=120/186.67=0.643

第2步过PC2常规输入的1点与S2点的0.643点连接, 求输出点I1:

(56+24) :X=56: (1-0.643) X=0.357×80/56=0.510

I1点=0.510+0.643=1.153其速比为1/1.153=0.867

6挡:辅助行星机构不参加工作, 涡轮直接带动拉维奈的行星架PC1主动, 前太阳轮S2制动, I输出超速挡。

前太阳轮和中行星架主动、前行星架和中太阳轮制动, I1、I2输出1点与S1的0点连接, (与2挡同线)

56:X= (56+24) :1

X=56/80=0.700

倒挡:辅助太阳轮制动、齿圈主动, 辅助行星架输出, 带动拉维奈的前太阳轮S2主动, PC2制动, I输出。

第1步I1、I2输出-1点与PC1、PC2的0点连接, 得S2点,

56:X=24:-1

X=-56/24=-2.333

第2步S2及PC02的2.333点与S02的点连接, 并延伸至I02点得:

54:2.333= (54+30) :X

2.333×84/54=3.629

五、62TE各挡位杠杆图

假定三排行星齿轮均为84/42、84/42、84/42。

他有二组共体元件PC1和I2、I1I3和PC2三元件共体, PC3输出。

基准横座标:S1及S3 (84) PC1I2及PC3 (42) I1PC2I3 (84) S2。

前中排相同齿数, 因此比例关系为1 (见图20) 。

1挡:第1步, S3制动, PC3的1点连S3的0点连接, 得I3点

第2步, S2主动, I2制动, PC2输出, 以PC2及I3的1.500点, 连接I2的点并延伸到S2点。

42:1.500= (42+84) :X

X=126×1.5/42=4.5

2挡:第一步同前, S3制动, PC3的1点连S3的0点连接, 得I3点

84:1= (84+42) :X

X=126/84=1.500

第2步是前中排连动, S2主动, S1制动, PC2输出, 以PC2及I3的1.500点, 连接S1的点并延伸到S2点。 (三行星线重合)

(84+42) :1.500= (84+42+84) :XX=210×1.5/126=2.500

3挡:第一步同前, S3制动, PC3的1点连S3的0点连接, 得I3点

84:1= (84+42) :X

X=126/84=1.500

第二步中排, S2主动, I2也主动, PC2输出, 以PC2及I3的1.500点, 连接I2的点并平行延伸到S2点。S2也为1.500。

4挡:第一步同前, S3制动, PC3的1点连S3的0点连接, 得I3点

84:1= (84+42) :X

X=126/84=1.500

第2步, PC1主动, S1制动, I1输出, 以I1及I3的1.500点, 连接S1的0点得到到PC1点。

(84+42) :1.500=84:X

X=84×1.5/126=1

由于假定第一排与第三排齿数相同, 产生速比为1。如两速比不相同, 则速比不等于1。

5挡:第一步, I3与S3接合, 使第三排产生直接挡。

第2步中排, S2主动, I2也主动, PC2输出直接挡, 二、三排都为1。

6挡:第一步, I3与S3接合, 使第三排产生直接挡。

第2步, PC1主动, S1制动, I1输出, 以I1及I3的1.点, 连接S1的0点得到到PC1点。

(84+42) :1=84:X

X=84/126=0.667

倒挡:第1步, S3制动, PC3的-1点连S3的0点连接, 得I3点

84:-1= (84+42) :X

X=126/84=-1.500

第2步, S1主动, PC1制动, I1输出-值, 以I1及I3的-1.500点, 连接I2的0点并延伸到S1点。

42:1.500=84:X

X=84×1.5/42=3.00

六、通用6挡各挡位线杠杆图

假定三排行星齿数相同为60/30、60/30、60/30。

他有三组共体元件, I1和PC3、I2和PC1、I3和PC2, I1和PC3共体输出。

基准横座标:S1及S2 (40) I3和PC2 (20) I2和PC1 (30) I1和PC3 (100) S3。

以前排60、30为基础,

前排与中排的比例关系及分段长度为:

前段60×60/ (60+30) =40后段30×60/ (60+30) =20

后排与中排的比例关系及向后延伸长度为:

(20+30) :30=X:60 X=50×60/30=100

1挡:第1步后排, S3制动, PC3的输出1点与S3的0点连接, 得I3点

100:1= (100+20+30) :X X=150/100=1.500

第2步中排, S2主动, I2制动, PC2输出, 以PC2及I3的1.500点, 连接I2的0点并延伸到S2点。

20:1.500= (20+40) :X X=60×1.5/20=4.5

2挡:第一步后排同前, S3制动, PC3的输出1点与S3的0点连接, 得I3点。同时, PC3的输出1点连I1的输入1点 (见图21) 。

100:1= (100+20+30) :X3 X3=150/100=1.500

第2步是前排中排连动, 中排的S2主动, 前排的S1制动, PC2输出,

此时, 前排I1的输入1点与S1的输入0点连接, 得PC1点。

(40+20+30) :1= (40+20) :X2X2=60/90=0.667

第3步中排, 以I2的1.500点, 连接PC1的点并延伸到S2点。 (三行星线交叉)

20: (1.500-0.667) = (20+40) :XX=0.833×60/20=2.500

3挡:第一步后排同前, S3制动, PC3的输出1点与S3的0点连接, 得I3点

84:1= (84+42) :X X=126/84=1.500

第2步前排中排连动, S2主动, S1也同速主动, PC2输出, 以PC2及I3的1.500点, 连接I2的点并延伸到S1S2点。S1S2同点同速 (三线重合) 。

100:1= (40+20+30+100) :X X=190/100=1.900

4挡:第1步同前, S3制动, PC3的1点连S3的0点连接, 得I3点

84:1= (84+42) :X X=126/84=1.500

第2步中排, S2主动, I2也同速主动, PC2输出平行线, 平行1.500点.

5挡:是前排单排工作, S1主动、PC1也同速主动, I1输出直接挡为1。

6挡:是前排单排工作, S1制动动、PC1主动, I1输出超速挡。

I1的1点连接S1的点, 得PC1点。

(40+20+30) :1= (40+20) :X X=60/90=0.667

倒挡:是前排单排工作, S1主动、PC1制动, I1输出倒挡。

I1的-1点与PC1的0点连接并延伸到S1点。

行星齿轮自动变速器篇7

NGW行星齿轮减速器主要应用于矿山、冶金、起重运输等机械设备的减速。具有结构紧凑、承载能力高、传递功率大、传动效率高、传动比大等优点。主要由太阳轮、行星轮、内齿圈、行星架构成。

近年来相关研究主要集中在齿轮的结构强度、齿面接触、应力变形、振动特性、参数优化、传动精度、啮合性能、疲劳寿命等方面[1～3]。李辉云[4]通过结构静力学研究齿轮系局部零件之间的力学及材料性能。商桂芝等[5,6]根据结构最紧凑的设计要求,以齿数、齿宽、模数作为设计变量,以行星轮和太阳轮总体积以及传动效率为目标函数,建立了优化设计的数学模型,并对优化方法进行相关研究。

在实际工况下,NGW行星齿轮减速器部件之间的载荷在传动过程中是变化的,静力学的分析结果常常与实际承载情况有差异。本文采用ANSYS的瞬态动力学模块和ADAMS的多体动力学模块,对NGW行星齿轮减速器进行系统仿真研究,进而对其结构进行相应优化,具有工程现实意义。

1 模型的建立及材料参数

1.1 行星齿轮减速机的几何模型

渐开线齿轮齿形相关参数:太阳轮齿数为15,齿宽为120mm,行星轮齿数为36,齿宽为70mm,内齿圈齿数为87,齿宽为90mm,模数均为6,压力角均为20°,变位系数均为0。在三维CAD软件Pro/E中建立行星轮减速器的三维模型,如图1所示。

传动时,内齿圈1固定不动,输入轴将扭矩传递到太阳轮3上,行星轮4绕太阳轮3公转,进而带动行星架转动,输出扭矩。

建模时简化处理模型,将行星轴与行星架之间的过盈配合简化为刚性连接,忽略退刀槽、螺栓、键等细部特征,并进行空间物体碰撞干涉检查,保证整体模型零件间无干涉。

1.2 行星齿轮减速器的特性参数

设计参数:太阳轮转速ns为88r/min,输入功率Ps为45k W,行星架输出扭矩Tj为33204N.m。

太阳轮和行星轮材料为20Cr2Ni4[7],其弹性模量207GPa,泊松比0.29,密度7880kg/m3,屈服极限1080MPa。内齿圈和行星架材料为42Cr Mo,其弹性模量212GPa,泊松比0.28,密度7850kg/m3,屈服极限930MPa。

2 动力学仿真前处理

2.1 ADAMS仿真前处理

ADAMS软件可以建立复杂机械系统的“虚拟样机”,在模拟现实工作条件的虚拟环境下逼真地模拟其各种运动情况,进而帮助用户有效评估系统的各项动力学性能。

将Pro/E中建立的三维模型导入ADAMS/View中进行仿真前处理,对运动部件之间进行材料的定义、约束、载荷的施加。

定义约束:ADAMS中创建齿轮副需要有三个物体和两个约束副:第一个物体、第二个物体和支撑物体,以及第一个物体与支撑物体间的约束副和第二个物体与支撑物体间的约束副。建立如下约束:太阳轮与行星架之间的旋转副,三个行星轮分别与行星架之间的旋转副,内齿圈与地面的固定副。即太阳轮作为第一个物体,三个行星轮分别作为第二个物体,行星架作为支撑物体。

施加载荷:在太阳轮上输入转速参数,在行星架与输出轴连接处施加力矩。

刚柔耦合建模:在ADAMS前处理的刚性体基础上建立刚柔耦合模型。运用ADAMS/Autoflex模块,通过行星架的几何外形构造柔性体,使用Cylindrical选项建立四个圆柱形刚性区域,在行星架分别与三个行星轮和输出轴的连接处,如图2所示。生成柔性体的模态中性文件MNF(Modal Neutral File),再用柔性体来替代原来的刚性件。

2.2 ANSYS仿真前处理

瞬态动力学分析是时域分析,与有限元静力分析方法相比,其可以分析结构在随时间任意变化的载荷作用下的动力过程响应[8]。

瞬态动力学分析基本公式:

式(1)中:[M]是质量矩阵;{x"}是加速度矢量;[C]是阻尼矩阵;{x'}是速度矢量;[K]是刚度矩阵;{x}是位移矩阵;{F(t)}是力矢量。

将Pro/E中建立的三维模型导入ANSYS Workbench界面中进行仿真前处理,对运动部件之间进行材料的定义,边界条件的施加。

定义接触:太阳轮与行星轮之间的接触,行星轮与内齿圈之间的接触。

定义约束:太阳轮与地面间的旋转副;行星架与地面间的旋转副;内齿圈与地面间的固定副。以及三个行星轮分别与行星架之间的旋转副。

划分网格:为了避免截面突变引起的应力集中,进行倒角处理。考虑到瞬态动力学计算时间较长,这里采用了自动划分网格的方法。

施加载荷:在太阳轮上输入转速参数,在行星架与输出轴连接处施加力矩。时间步长取0.1s,在太阳轮转速88r/min下保证一对齿廓完整的啮合过程,在保证应力规律的同时兼顾仿真效率。

判断准则:Von Mises准则,Von Mises应力是基于剪切应变能的一种等效应力,可以准确的指出模型中的最危险的区域。应力达到屈服应力值,材料屈服。

Von Mises应力基本公式为:

式(2)中,a1、a2、a3分别为第一、二、三主应力。

3 动态应力分析

3.1 动态应力时域分析

如图3所示,为行星架厚度t为50mm时,太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架的应力时域图。由图可见,在行星齿轮减速器启动瞬间,由于齿侧间隙的存在以及应力波的传播所引起的应力波动使得太阳轮、行星轮、内齿圈的最大Von Mises应力出现了短暂的波动,这容易对齿轮造成严重的破坏[9]。随着时间增加,太阳轮和行星架最大Von Mises应力趋于稳定,行星架的最大Von Mises应力为383.83MPa,太阳轮稳定后的最大Von Mises应力为786.82MPa。行星轮的最大Von Mise应力为542.76MPa,内齿圈的最大Von Mises应力为156.61MPa。

通过Von Mises准则,判断出50mm行星架厚度下的各部件应力均小于材料的屈服极限[10,11],满足材料的应力要求。

3.2 瞬态应力分析

根据上述分析,选取行星架厚度为50mm,传动进行到0.1s这一时刻,分析行星齿轮减速器各部件的应力云图。其中行星架Von Mises应力最大点在与输出轴连接处,应力值为383.83MPa,如图4所示。太阳轮Von Mises应力最大点在与输入轴连接处,应力值为781.23MPa,如图5所示。

行星轮Von Mises应力最大点在与太阳轮接触的齿面上,应力值为316.47MPa,如图6所示。内齿圈Von Mises应力最大点在与行星轮接触的齿面上,应力值为87.95MPa,如图7所示。

3.3 ADAMS柔性化分析

在ADAMS/View中加载ADAMS/Durability耐久性模块,该模块可对产品零部件进行应力应变分析。

仿真运动时,行星轮减速器的构件只是刚性构件,在受到载荷作用时不会产生变形。为定性分析行星架的Von Mises应力,在考虑到应力应变的情况下,把行星架当成刚性体来处理不能满足要求,故在ADAMS/Flex模块中把行星架处理成能产生变形的柔性体,建立行星架的刚柔耦合模型。这样在ADAMS中才能在刚性体与柔性体之间添加力和约束[12]。

在后处理模块ADAMS/Postprocessor中选择柔性化后的行星架,输出Von Mises应力云图,如图8所示,与ANSYS中仿真出的图4中的Von Mises应力分布云图进行对比,分布形式基本一致,定性验证了仿真的可靠性。

对于行星齿轮减速器中任意一个部件,在具体加载载荷难以确定的情况下,通过ANSYS进行整体瞬态分析需要较长的时间,通过ADAMS建立行星齿轮减速器虚拟样机系统,并对需要分析的零部件单独柔性化,可快速的判断其应力分布水平。

3.4 行星架减量化设计

在保证减速器运行稳定可靠的条件下,对行星架的厚度进行减量化设计对于减轻减速器重量具有重要意义。

原设计行星架厚度为t为100mm,其结构如图9所示。通过改变行星架厚度参数探讨各部件承载最大应力的规律。在保证35mm处结构不变的基础上将厚度分别减量化为75mm和50mm。对三组行星架厚度条件下进行减速器数值模拟计算。

传动过程中,太阳轮承载的应力峰值相对最大,依次为行星轮承载的最大应力,行星架承载的最大应力,内齿圈承载的最大应力相对最小,如表1所示。

考虑到正反转交替时减速器系统的过载因素,通过改变操作参数,将输入功率放大1.2倍,调整为54k W,得出仿真数据,如表2所示。将两组数据分别对比,可以发现:随着输入功率的增大,各构件在三组厚度下的最大Von Mises应力均增大,正反转交替时减速器系统满足应力要求。

综合表1,表2中数据,行星架为50mm下,各部件的应力都满足要求。减量化前的行星架厚度为100mm,质量为97.09kg,减量化后的行星架厚度为50mm,质量为53.98kg,在满足应力的情况下节约了44.4%的材料。

4 结论

1)通过ANSYS瞬态动力学模块,得出行星齿轮减速器各部件在不同结构参数和操作参数下的动态响应时域规律。太阳轮和内齿圈的最大应力集中在与输入输出轴连接部位,应力较平稳。行星轮和内齿圈的最大应力集中在啮合部位。随着输入功率的增大,太阳轮、行星轮、行星架、内齿圈在对应厚度下的最大Von Mises应力均增大。通过比较应力曲线,在同等工况下对材料的要求等级依次为太阳轮、行星轮、行星架、内齿圈。

2)通过ADAMS多柔体系统动力学模块定性验证了行星齿轮减速器中行星架的应力分布规律。对于机械传动系统中的任意部件,当需要对其进行应力分析,并且具体载荷难以确定的情况下,通过建立系统虚拟样机系统并对需要分析的零件单独柔性化,即可快速的判断出其应力分布水平。

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