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目 錄 摘 要 I Abstract II 1 緒 論 3 1.1 自動變速器的應用及發(fā)展 3 1.2 行星齒輪機構的類型及特點 3 1.3 行星齒輪機構的應用與發(fā)展趨勢 4 2 自動變速器的工作原理 5 2.1 行星齒輪變速機構 5 2.2 單排行星齒輪機構的工作原理 5 2.3 動力傳遞路線分析 8 3 行星齒輪齒數的選配 16 3.1 行星齒輪齒數選配的約束條件 16 3.2 2K-H（NGW)型行星齒輪的配齒方法 17 4 齒輪傳動強度校核計算 20 4.1 選擇齒輪材料及精度等級 20 4.2 確定設計準則 20 4.3 強度校核計算 21 5 行星齒輪機構的建模 22 5.1 三維建模軟件的介紹 22 5.2 行星齒輪機構的建模 22 6 全文總結 26 參考文獻 27 致 謝 28 I 變速器齒輪傳動機構研究 摘 要 自動變速器的出現(xiàn)，簡化了手動換擋操作，這是汽車發(fā)展進程當中的一項里程碑式的發(fā)明。而大多數自動變數器里的傳動機構都采用行星齒輪傳動機構。與普通傳動相比，行星齒輪機構具有傳動平穩(wěn)，效率高，速比大等優(yōu)點。 本文主要以 722.6 自動變速器為原型，先分析其優(yōu)點和缺點，然后以其齒輪傳動機構 為研究對象，其中的行星齒輪傳動機構由 3 個單排行星齒輪組成，然后了解各個擋位的動力傳遞路線并計算各擋傳動比。根據行星齒輪機構的特性，分析配齒方法，再進行齒輪強度校核計算。最后再運用 UG，CATI 等三維建模軟件對 3 排串聯(lián)的單排行星齒輪機構進行建模，便于直觀了解行星齒輪傳動機構。 關鍵詞：自動變速器；行星齒輪機構；傳動比；配齒計算 The study on AT with planetary gear institutions of transmission Abstract Automatic transmission could give automobile easy driving.It’s very important in the history of vehicle. Most of Automatic transmissions use planetary gear institution.It could power transmission,larger torque converter area,which also has reverse and empty large shifting ratio,comfortable operation. This paper mainly takes 722.6 automatic transmission as the research object.It’s transmission scheme,principle and transmission efficiency are analyzed.First we analyze its advantages and disadvantages, then using its gear transmission mechanism as its research object. The planetary gear transmission mechanism consists of three single-row planetary gears. Then, the power transmission path of each gear position is known and the gear ratio of each gear is calculated. According to the characteristics of the planetary gear mechanism, analysis of tooth distribution calculation method, and then calculate the strength calculation of the gear. Finally, using UG, CATIA and other three-dimensional modeling software to model the three-row series of single-row planetary gear mechanism, it is easy to intuitively understand the planetary gear transmission mechanism. Key words: Automatic Transmission; Planetary Gear-box Institution; Gear Ratio ; Tooth Distribution Calculation II 1 緒 論 1.1 自動變速器的應用及發(fā)展 自動變速器主要有一下幾種：液壓機械式自動變速器、機械式自動變速器、無級變速器和雙離合器自動變速器。早在上個世紀 40 年代初，世界上最早的自動變速器出自美國 的通用公司。在此之后的 1977 年，美國的克萊斯勒公司開發(fā)出了一種液力變矩器，這種液力變矩器帶有閉鎖離合器，使得變速器的工作溫度大大降低的同時還能提高發(fā)動機的燃油經濟性，到目前為止這種自動變速器已經在汽車上得到了廣泛的應用[1]。 本文中的研究對象為 722.6 型自動變速器，它是一款電控五前速變速箱，變矩器內帶 有鎖止離合器。其中齒輪變速機構是由 3 個單排行星齒輪組合而來，每個擋位的傳動比由它們決定。齒輪機構通過三組多片式離合器、三組多片式制動器和兩組單向離合器的相應組合來控制換檔，采用不同的離合器和制動器工作，使得該自動變速器能獲得五個前進檔和兩個倒檔[12]。發(fā)動機無論在什么樣的工況下運行換擋，該變速器都能提供與其相精確匹配的油壓，使得換擋時十分順暢。與液控的變速器相比 ，722.6 型自動變速器具有的突出優(yōu)點有： （1）具有更高的燃油經濟性，減少尾氣的排放。 （2）在擋位的設計上更加合理，5 個前進擋和 2 個到退檔，使得齒輪的傳動比間隔更加合理。 （3）換擋更加順暢，工作性能更加可靠，延長使用壽命。 （4）可以在一定程度降低維修的費用。 1.2 行星齒輪機構的類型及特點 行星齒輪機構可以進行一下分類： 1)如果按齒輪的嚙合方式來分類，行星齒輪可分為外嚙合式和內嚙合式。外嚙合在汽車上的使用幾乎已經被淘汰；內嚙合式的更緊湊，傳動效率更高，所以在自動變速器中大多數都采用這種結構[6]。 2）按照行星齒輪的排數進行分類，多排行星齒輪機構便是由兩個或者以上的單排行星齒輪機構組成而來的。在汽車市場中，比較常用的自動變速器幾乎都是采用這樣的多排行星齒輪機構。 3）按照根據太陽輪和齒圈中部的行星齒輪嚙合數劃分,雙行星齒輪機構嚙合的為兩組行星齒輪；如果只有一組稱為單行星齒輪機構。 在行星齒輪機構這樣的變速器機構當中，由于行星輪與齒圈采用的嚙合方式為內嚙合， 能夠讓變速器變得更加輕便；還可以完成同軸、同向的減速傳動；另外，各個元件一直處 于嚙合的狀態(tài)，使得傳動的動力更加穩(wěn)定，工作性能更為可靠[6]。 10 1.3 行星齒輪機構的應用與發(fā)展趨勢 1.3.1 國外的發(fā)展現(xiàn)狀 行星齒輪傳動的類型共有三種：漸開線行星齒輪傳動、擺線針輪齒輪傳動以及諧波齒輪傳動，而最廣泛使用的傳動方式是漸開線行星齒輪傳動[15]。在運動特性方面與普通傳動相比，行星齒輪傳動往往突出其特點,如動軸和動力轉向,以及內部嚙合的正確應用，會使得其在經濟和技術上擁有諸多優(yōu)勢。尤其是在有些普通的齒輪傳動難以滿足要求的地方， 比如當車輛傳動需要差速機構的時候，行星齒輪機構就具有顯著的優(yōu)點[3]。 在國外，大約在 19 世紀的 80 年代，德國誕生了世界上第一個行星齒輪傳動裝裝置的專利，行星齒輪傳動就開始在工業(yè)方面迅速發(fā)展[4]。而后汽車的差速器上面出現(xiàn)了行星齒輪傳動裝置，到后來就開始應用于航空，航海等領域的工程機械，隨著愈來愈廣泛的應用， 推動了行星齒輪傳動的發(fā)展。世界上的工業(yè)發(fā)達國家，例如日本，德國，美國等，對齒輪的發(fā)展，生產和研究十分重視，這些發(fā)達國家在齒輪傳動轉矩、功率和速度等方面的研究已經非常深入,引領世界。目前,高速行星傳動的速度已超過 100M/s,其功率已超過 200 萬千瓦。 1.3.2 國內的發(fā)展現(xiàn)狀 我國最早應用行星齒輪傳動可追溯到南北朝時代，那時祖沖之發(fā)明了擁有行星齒輪傳動的指南車。漸開線行星齒輪傳動在上世紀 60 年代開始研究和生產。然后,開發(fā)了四種行星齒輪減速器:標準 NGW-L 型(JB1799—76)、NGW-Z 型(JB3722-8)、NGW-L 型(JB37— 24)和 NGW-S 型(JB3723-84)。在那之后,他們投入大批量生產,根據這四個標簽,他們被廣泛的推廣和應用在中國。目前，我國正在開展低速重載行星齒輪傳動的研究工作，并已成功先后研制輸出軸為 200KNm 到 400KNm 不等的產品。我國自行設計的雙排行星齒輪減速器由于結構上的特點，將會得到更多的發(fā)展。其次，在高速行星齒輪傳動等方面的研究與設計，我國同樣取得了重大的突破。行星齒輪機構的傳動效率在某種程度上決定了其傳動性能，所以研究和確定傳動效率具有重要的意義，這將影響機構參數的選擇以及設計和應用[5]。 2 自動變速器的工作原理 在實際應用的汽車的自動變速器中的行星齒輪機構與復合式的行星齒輪有一些區(qū)別，一般都是由兩排或者以上行星齒輪機構組合而成。這樣的變速器能產生幾種的傳動比以滿足汽車不同的行駛需求，所以通常會有四、五個前進擋及一兩個到退檔。 2.1 行星齒輪變速機構 復合式行星輪齒機構常見的有兩種：一種是拉維娜（Ravigneavx)式行星齒輪機構， 它是由兩個太陽輪、兩排行星齒輪和一個內齒圈組成；另外一種是辛普森（Simpson)式行星齒輪機構，兩排行星齒輪公用一個行星齒輪機構[7]。 2.2 單排行星齒輪機構的工作原理 自動變速器大多數都會采用行星齒輪變速機構，通過了解單排行星齒輪的結構和原理, 這種行星齒輪傳動機構一般由 2-3 個單列行星齒輪機構組成[9]，進而可以計算變速機構的傳動比。列行星齒輪機構的組成:太陽輪(或中心輪)、行星齒輪架(行星架)、齒輪環(huán)和固定在行星架上的多個行星齒輪。在設計變速器的負荷時，其負荷的多少決定行星輪的個數， 如果有重負荷的，需要多加行星齒輪，更多的齒輪能夠承擔更多的負荷。實際行星齒輪機構一般會有 3-6 個行星齒輪。當齒輪機構工作時，行星架上的行星齒輪會同時做兩種運動： 一是和行星架一起繞著太陽輪轉動；二是繞行星架的軸進行轉動。它們的運動方式和行星繞著太陽運轉的方式有些相同的地方，比如地球圍繞著太陽的運動，有公轉和自轉兩種運動狀態(tài)。內齒圈，行星架，太陽輪稱為行星排的三個基本單元，這三者在做轉動時，三個基本單元的軸線固定。它們的輪齒一直處于嚙合的狀態(tài)，這種結構可以使換擋迅速、準確、平穩(wěn)而不會產生偏差或者發(fā)生齒輪碰撞的現(xiàn)象。 2.2.1 單排行星齒輪的傳動比 為了解 722.6 自動變速器齒輪機構的工作原理，先進行分析單排行星齒輪的機構的運 動規(guī)律。圖 2.1 為單排行星齒輪機構的行星輪所受的作用里示意圖。 作用在中心輪 1 上的力矩： 作用在齒圈 2 上的力矩： 作用在行星架 3 上的力矩： M 1 = F1r1 M 2 = F 2r 2 M 3 = F 3r3 （2-1） （2-2） （2-3） 令內齒圈與太陽輪的齒數之比為：α，即：a= z2 = r 2 z1 r1 1 2 因而：r 2 = ar1 ，又有 r3 = r1 + r 2 = 1+ar 2 ,式中r , r  為中心輪和內齒圈的節(jié)圓半 2 2 徑；r3 為行星輪和中心輪的中心距。由在行星輪上的力平衡條件可得：F1 = F 2 , 因此，中心輪、齒圈和行星架上的力矩分別為： M 1 = F1r1 M 2 = aF1r1 M 3 = -(1+a)F1r1 F 3 = -2F1 （2-5） （2-6） （2-7） 根據能量守恒定律，三個基本元件上輸出和輸入的功率代數和應為零，那么： M 1v1 + M 2v2 + M 3v3 = 0 v1 +av2 - (1+a)v3 = 0 其中的v1 、v2 、v3 分別是中心輪、齒圈和行星架的角速度。  （2-8） （2-9） 由以上兩個式子可得到表示單排行星齒輪機構的一般運動規(guī)律特性的方程式： 將角速度轉換成轉速，則上式可以寫成： 2.2.2 傳動比的計算 n1 +an2 - (1+a)n3 = 0 圖 2.1 單排行星齒輪機構及作用力 （2-10） 單排行星齒輪機構具有兩個自由度，其傳動比并不固定，所以在變速傳動中不能直接應用。那么必須將其中一個元件固定起來，然后將其作為主動件與輸入軸相連接；另一個元件與輸出軸相連，將其作為被動件；再約束剩下的一個元件，使它轉速為零[5]。這樣整個行星齒輪機構以一定的傳動比來傳遞動力?？煞譃橐韵聨追N傳動情況： 1）減速傳動 ?主動件——太陽輪，固定件——齒圈，從動件——行星架： 當齒圈被固定時， n2 = 0 ，代入式 2.1 得 n1 = (1+a)n3 ，這種情況下的輸入軸轉速與 輸出軸轉速之比，即傳動比i 為：  i = n1 = 1+a> 1 n2  （2-11） 上式可得，這種傳動中，輸入軸與輸出軸的轉速之比為1/(1+a),小于 1 所以是一種減速的傳動。 ?主動件——齒圈，固定件——行星架，從動件——太陽輪: 當太陽輪被固定時， n1 = 0，則有an2 = (1+a) ，傳動比i : i = n2 = 1+a> 1 n3 a （2-12） 這也是一種減速增扭矩傳動，但是與?相比，減速比較小，那么輸出軸的轉速相比更高，即擋位比?要高。 ?主動件——太陽輪，固定件——行星架，從動件——齒圈； 當行星架被固定時， n3 = 0 ，則n1 +an2 = 0 ，傳動比： i = n1 = -a n2  （2-13） 其中的“-”表示內齒圈的轉動方向、太陽輪的轉動方向這兩的是互為反向的，即為倒擋。但其絕對值大于 1，故仍為一種減速增扭傳動。 2）升速傳動 ?主動件——行星架，固定件——太陽輪，從動件——齒圈當太陽輪被固定時， n1 = 0 ，則n1(1+a)n3 ，傳動比i ： i = n3 = n2 a < 1 a+1  （2-14） 此種傳動中輸出軸轉速比輸入軸轉速還高，所以是升速減扭傳動。 ?主動件——行星架，固定件——齒圈，從動件——太陽輪當齒圈被固定時， n2 = 0 ，則an2(1+a)n3 ，傳動比i : i = n3 = n1 1 < 1 1+a  （2-15） 此種傳動也是一種升速減扭傳動，但其升速值大于前一種。 ?主動件——齒圈，固定件——行星架，從動件——太陽輪； 當行星架被固定時， n3 = 0 ，則n1 +an2 = 0 ，傳動比i : i = n2 = - 1 n1 a (2-16) 輸出軸太陽輪轉動方向與輸入軸齒圈相反，且是一種升速減扭傳動，為升速的倒轉。 以上共有六種傳動，升速減扭和減速增扭各三種。除此之外，還有兩種： 3）自由傳動 當齒圈、行星架和太陽輪三個元件中，即沒有任意兩個元件相連接，又沒有任一元件被動，則各元件都可以自由轉動，這時整個機構將沒有動力傳遞，那這就是空擋。 4）直接傳動 當齒圈、行星架和太陽輪三個元件中，任意兩個元件連成一體，另一個元件被固定， 整個機構直接傳動，即所有元件都沒有相對運動，傳動比i = 1。 2.3 動力傳遞路線分析 本文研究的自動變速的原型為 722.6 自動變速器，其中的變速機構是由 3 個單排行星齒輪組通過離合器和制動器機構組合而成。前、中、后三個行星齒輪組組合的傳動比，從而讓其達到幾個擋位不同的傳動比。查閱資料可以得到動力傳遞路線如圖 2.2 所示。換擋執(zhí)行元件包括 3 個制動器 B1、B2、B3 和 3 個離合器 K1、K2、K3 及兩個超越離合器 F1、F2[14]。各換擋執(zhí)行元件的作用如表 2.1，不同擋位時各換擋執(zhí)行元件的狀態(tài)表 2.2。 表 2.1 各換擋執(zhí)行元件的作用 換擋執(zhí)行元件 作 用 離合器 K1 離合器 K2 離合器 K3 制動器 B1 制動器 B2 制動器 B3 超越離合器 F1 超越離合器 F2 鎖止前行星架和前太陽輪 連接輸入軸，連接后行星架和中間齒圈連接后太陽輪和中間太陽輪 固定前太陽輪 固定中間太陽輪 固定中間齒架/后行星輪 防止前太陽輪逆時針方向旋轉 當 B2 工作時，防止后太陽輪逆時針方向 表 2.2 不同換擋時各換擋執(zhí)行元件的狀態(tài) 擋位 K1 K2 K3 B1 B2 B3 F1 F2 1 О* О* О О О 2 О О* О О 3 О О О 4 О О О 5 О О О* О R1 О О* О О R2 О О О 1 擋動力傳遞路線： 圖 2.2 722.6 變速器動力傳遞路線 來自變矩器的扭矩通過輸入軸（1）和所有三個行星齒輪組得以增加并傳輸到輸出軸。動力傳遞路線如圖 2.3 所示。 下列部件沒有接合：前多片式離合器（K1）、中央多片式離合器（K2）、中央多片式制動器（B3）。 前行星齒輪機構：內齒圈為動力輸入端與輸入軸相連，制動器(B1)或者超越離合器 F1 工作，前太陽輪被鎖止，則前行星架與發(fā)動機同向減速轉動，并將動力傳遞給后齒圈。后行星齒輪機構：制動器（B2）和離合器(K3)工作，后太陽輪被離合器鎖止，后齒圈 作為動力輸入端，后太陽輪有逆時針旋轉的趨勢，所以后行星架同向減速轉動，將動力傳遞給中間齒圈。 中間行星齒輪機構：制動器（B2）工作，中間太陽輪被鎖止。中間內齒圈與后排行星架轉速相同，為動力輸入端，中間行星架與發(fā)動機同向減速轉動，為動力輸出端。 由以上分析可知，1 擋，3 個行星排都在執(zhí)行減速行動。那么 1 擋的傳動比為： 由圖 3 中動力傳遞路線，前行星齒輪組的傳動比由公式(2-10)可得： na1 +anb1 - (1+a)ng1 = 0 (2-17) 式中 na1 為前太陽輪轉速， nb1 為前齒圈轉速，a為齒圈與太陽輪的齒數比，即: a= zb ,代入所測得數據： za = 49, zb = 77 ，由于太陽輪鎖止， na1 = 0 ，得： za nb1 = 1+a = 1.64 ng1 a (2-18) 同理，后行星齒輪此時太陽輪被鎖止，有： na 2 +anb 2 - (1+a)ng 2 = 0 式中 na 2 為后太陽輪轉速， nb 2 為后齒圈轉速，a為齒圈與太陽輪的齒數比。代入數據可得：  (2-19) nb 2 = 1+a = 1.64 ng 2 a (2-20) 中間行星齒輪組的行星架為動力輸出端，太陽輪固定，那么同理由公式（2-6）得： na3 +anb3 - (1+a)ng 3 = 0  （2-21） 21 式中 na3 為中間太陽輪轉速， nb3 為中間齒圈轉速，a為齒圈與太陽輪的齒數比。 nb3 = 1+a = 1.64 ng 3 a (2-22) 那么 1 擋總傳動比為：  i1 = nb1 nb 2 nb3 = 1.64 1.64 1.64 = 4.41 ng1 ng 2 ng 3 (2-23) 2 擋動力傳遞路線： 圖 2.3 1 擋動力傳遞路線 來自變矩器的扭矩通過傳動軸和中央及后行星齒輪組得以提升并傳輸到輸出軸。下列部件沒有接合：前多片式制動器（B1）、中央多片式制動器（B3）、中央多片式離合器（K2）。 2 擋的動力傳遞路線圖如圖 2.4 所示。 前行星齒輪機構：行星齒輪架和太陽輪通過離合器（K1）互相連接。行星齒輪組機構作為一個整體與輸入軸同速轉動，前行星架將動力同向等轉速傳遞后齒圈。 后行星齒輪機構：制動器（B2）與離合器（K3）工作，后太陽輪被鎖止，在加速時，超于離合器（F2）將太陽輪鎖止，那么后行星架與發(fā)動機同向減速轉動，作為動力輸出端。中間行星齒機構：制動器（B2）工作，太陽輪被鎖止，內齒圈與后行星架同速轉動， 行星架與發(fā)動機同向減速轉動。 由以上可得，與 1 擋相比，2 擋時前、后排行星齒輪都是做減速傳動。那么 2 擋的傳動比為： 由動力傳遞路線可知，前行星齒輪組整體傳動。則前行星齒輪組的傳動比為： nb1 = 1 ng1 （2-24） 在后排行星齒輪組中，太陽輪被固定，前行星架的動力傳遞給后齒圈。后行星架的動力傳遞給中間行星齒輪組的齒圈，則中間行星齒輪組的傳動比： nb 2 = 1+a = 1.64 ng 2 a （2-25） 那么中間行星架的傳動比為：  nb3 = 1+a = 1.64 ng 3 a （2-26） 那么 2 擋的總傳動比為： i2 = nb1 nb 2 nb3 = 11.64 1.64 = 2.69 ng1 ng 2 ng 3 （2-27） 3 擋動力傳遞路線： 圖 2.4 2 擋動力傳遞路線 來自變矩器的扭矩通過傳動軸和中央行星齒輪組得以提升并傳輸到輸出軸。下列部件沒有接合：前多片式制動器（B1）、中央多片式制動器（B3）、超越離合器（F1）、超越離合器（F2)。3 擋的動力傳遞路線如圖 2.5 所示。 前行星齒輪機構：離合器（K1）工作，將前行星架與齒圈相連接，行星齒輪組作為一個整體轉動。 后行星齒輪機構：離合器（K2）工作，將動力直接輸入后行星架，同時將后行星架與中間齒圈相連，行星齒輪組作為一個整體轉動。 中間行星齒機構：制動器（B2）工作，中間太陽輪被鎖止；離合器（K2）工作，后行星齒輪傳遞動力給內齒圈，作為動力輸入端；行星架作為輸出軸，與發(fā)動機同向減速轉動。 由以上可知，3 擋時，只有中間行星齒輪減速轉動，其余兩組行星齒輪機構都是同向等速轉動。則傳動比為： 由動力傳遞路線圖 2.4.4 可知，前行星齒輪組的傳動比為： nb1 = 1 ng1 （2-28） 離合器工作，被鎖定的前行星齒輪組與后行星架以及后齒圈相連接，所以后行星架整體轉動，后行星齒輪組的傳動比為： nb 2 = 1 ng 2  （2-29） 則中間行星齒輪組的傳動比：  nb3 = 1+a = 1.64 ng 3 a （2-30） 所以 3 擋的總傳動比為： i3 = nb1 nb 2 nb3 = 111.64 = 1.64 ng1 ng 2 ng 3 （2-31） 4 擋傳遞路線： 圖 2.5 3 擋動力傳遞路線 4 擋的直接傳動比意味著不存在扭矩和速度轉換。離合器 K1,K2,K3 都工作，動力通過 3 個鎖止的行星齒輪組從傳動軸傳輸到輸出軸。下列部件沒有接合：前多片式制動器（B1）、 后多片式制動器（B2）、中央多片式制動器（B3）。動力傳遞路線如圖 2.6 所示。 前行星齒輪機構：離合器（K1）工作，太陽輪和行星架相連接。從而前行星齒輪組作為一個整體裝置以與輸入軸一樣的轉速旋轉。 后行星齒輪機構：離合器（K2）嚙合并通過環(huán)齒將輸入軸的輸入速度傳輸到后行星齒輪架。由于同鎖止的前行星齒輪架之間相連接，齒圈與行星齒輪架的轉動方式相同。該行星齒輪組因此鎖止并作為一個閉合單元轉動。 中間行星齒輪機構：由于中央多片式離合器（K2）嚙合，齒圈以輸入速度轉動。后多片式離合器（K3）將中央行星齒輪組與后行星齒輪組的行星傳動太陽齒輪連接在一起。由于齒圈和行星傳動太陽齒輪的速度相同，因此行星齒輪組的轉動受到限制并作為一個閉合單元旋轉。 由以上可知由于離合器工作的原因，前、后、中三排行星齒輪組在 4 擋時都是作為一 個整體的裝置進行傳動，也就是說他們不傳遞傳動比，那么 4 擋的總傳動比為 1，即 4 擋變速機構為直接傳動。 5 擋傳遞路線： 圖 2.6 4 擋動力傳遞路線 來自變矩器的扭矩通過傳動軸和所有 3 個行星齒輪組得以提升而傳輸到輸出軸。下列部件沒有接合：后多片式制動器（B2）、中央多片式制動器（B3）、前多片式離合器（K1）。 5 擋動力傳遞路線如圖 2.7 所示。 前行星齒輪機構：制動器（B1)或者單向離合器（F1）工作，前太陽輪被鎖止，前齒圈與輸入軸相連，前行星架為動力輸出端將動力傳遞給后齒圈。 后行星齒輪機構：有兩組動力輸入，一是前行星齒輪組將動力傳遞給后齒圈；二是離合器 K2 工作，中間行星輪齒圈和后行星架相連接；并接受前行星齒輪的動力輸入，后行星架也與輸入軸等速旋轉，使得后太陽輪獲得一個更快的傳動比。 中間行星齒輪機構：離合器（K2）工作，輸入軸接入內齒圈；同時離合器（K3）工作， 將中間太陽輪與后行星架相連接，被其傳動比所驅動，那么中間行星架作為動力輸出端會獲得一個更快的傳動比。 由 5 擋動力傳遞路線圖 2.7 可得前行星齒輪組的傳動比為： nb1 = 1+a = 1.64 ng1 a （2-32） 由于離合器工作，后太陽輪與中間太陽輪連接在一起，而行星架同樣由于離合器的作用也與中間行星齒輪組的齒圈鎖定在一起，所以 5 擋的總傳動比為： i5 = a+1 1 1 = 0.66 a a a （2-33） R1 擋動力傳遞路線： 圖 2.7 5 擋動力傳遞路線 來自變矩器的力矩通過驅動軸，中央行星齒輪組和后部行星齒輪組得以增大，并以與發(fā)動機轉速方向相反的方向傳遞至輸出軸。以下部件未嚙合：制動器（B1）、制動器（B2）、離合器（K2）。R1 擋動力傳遞路線如圖 2.8 所示。 前行星齒輪機構：離合器（K1）或單向離合器（F1）工作，前行星齒輪組的太陽輪被鎖止，則前行星架與發(fā)動機同向減速轉動，并將動力傳遞給后齒圈。 后行星齒輪機構：后齒圈順時針旋轉，傳遞來自前行星齒輪組的動力。制動器(B3)工作，固定后行星架，則后太陽輪逆時針增速旋轉。 中間行星齒輪機構：制動器（B3）工作，中間齒圈被鎖止；中間太陽輪被后齒輪行星組傳輸動力后與發(fā)動機反向轉動；則中間行星架作為輸出端與發(fā)動機反向轉動。 由 R1 擋的動力傳遞路線圖可知，前排行星齒輪組的太陽輪由于制動器被鎖止，內齒圈輸入動力，行星架輸出動力，則前排行星齒輪組的傳動比： nb1 = 1+a = 1.64 ng1 a （2-34） 后排行星齒輪組由于制動器工作，行星架被固定，內齒圈輸入動力，太陽輪把動力傳遞給中間行星齒輪組的太陽輪，所以后排行星齒輪組的傳動滿足方程式： 由ng 2 = 0 得： na 2 +anb 2 - (1+a)ng 2 = 0 （2-35） nb 2 = - 1 = -0.61 na 2 a （2-36） 中間行星齒輪組的內齒圈被制動器鎖止，則nb3 = 0 ，可得： na 2 = 1+a= 2.64 ng 3  （2-37） 那么 R1 擋的總傳動比為： iR1 = nb1 nb 2 na3 = 1.64 (-0.61) 2.64 = -2.65 ng1 na 2 ng 3 （2-38） R2 擋動力傳遞路線（冬季模式）： 圖 2.8 R1 擋動力傳遞路線 來自變矩器的力矩通過傳動軸和所有的 3 個行星齒輪組得以增大，并以與發(fā)動機轉速方向相反的方向傳遞至輸出軸。下列部件沒有接合：后多片式制動器（B2）、超越離合器 （F2）、前多片式離合器（K1）。 R2 擋動力傳遞路線如圖 2.9 所示。在前行星齒輪組中，離合器 K1 工作，前行星架與太陽輪固定在一起，所以前行星齒輪組被鎖止作為一個整體轉動。后排行星齒輪組中的行星架被制動器（B3）鎖止，離合器（K3）把后排和中間的太陽輪連接在一起，內齒圈以輸入軸轉動，太陽輪反向轉動作為輸出軸。而在中間行星齒輪組中，內齒圈被制動器（B3） 鎖止，行星架反向減速轉動作為輸出軸。 由動力傳遞路線圖 2.9 可知，前行星齒輪的太陽輪和行星架被離合器固定在一起，作為一個整體轉動，那么其前行星齒輪組的傳動比為 1。 制動器工作將后行星架鎖止，離合器把中間和后排行星齒輪組的太陽輪鎖定在一起， 內齒圈以輸入軸轉速轉動，則后排行星齒輪組的傳動比： nb1 = - 1 = -0.61 na1 a （2-39） 中間行星齒輪組的內齒圈被制動器固定，所以nb3 = 0 ，則中間行星齒輪組的傳動比： 則 R2 擋的總傳動比為： i  nb1  nb 2 na 3 = 1+a= 2.64 ng 3 na 3  （2-40） R1 =  na1  ng 2 ng 3 = 1 (-0.61) 2.64 = -1.61  （2-41） 圖 2.9 R2 擋動力傳遞路線 3 行星齒輪齒數的選配 3.1 行星齒輪齒數選配的約束條件 在設計行星齒輪傳動的時候，我們可以按照所需傳動比確定齒數，除了應該滿足同心條件，鄰接條件和裝配條件，在有些特別的情況下還應有其他的條件[19]。 3.1.1 傳動比條件 aH 1）以 2K-H（NGW）型為例： ib aH 為滿足傳動比條件，令 x = zaib = 1- i H ab ，則 = 1- zb ，故 za zb = x - za za = (ib -1)za aH 滿足傳動條件的表達關系式：  zaib x zS = za + zg = ?aH = 2 2  （3-1） 即： aH 2zS = zaib zb = 2zS - za  （3-2） （3-3） 式中的 a,b,g 分別代表中心輪，齒圈和行星輪。 3.1.2 同心條件 對 2K-H 型行星傳動，三個基本元件的旋轉軸線，以及整個齒輪機構的主軸線應該統(tǒng)一,也就是說各行星輪與太陽輪組成嚙合副的實際中心距必須是相同的。 1）以 2K-H（NGW)型為例： 非角度變位齒輪傳動，由中心距相等： aag = agb m = 2(za + zg ) m 2(zb - zg )  （3-4） 由上式可知，對于非角度變位傳動來說，太陽輪與齒圈的齒數之差為行星輪齒數的兩倍，即滿足同心條件。 滿足同心條件的另外一種表達關系式： zg = X 2  - za  （3-5） 3.1.3 裝配條件 欲使幾個行星齒輪能夠均勻地配置在中心輪周圍，而且都能嵌入中心輪和齒圈之間。倘若行星輪的個數與各輪齒數沒有滿足一定的關系，那么行星輪是無法裝配進去的。當第一個行星輪裝入之后，中心輪和齒圈的相對位置就確定了，這時其他的行星輪在一般情況下就不能嵌入中心輪和齒圈之間，也就是無法裝配。所以為了保證能夠裝配，設計時就需要滿足行星齒輪個數與各齒輪齒數之間符合一定的關系，也就是裝配條件[19]。 3.1.4 鄰接條件 行星齒輪傳動中的鄰接條件就是在兩個鄰近的行星輪之間應該有間隙，且這個間隙必須要大于模數的一半，這樣才能讓行星在運轉的過程中不會發(fā)生相互碰撞。 3.2 2K-H（NGW)型行星齒輪的配齒方法 aH NGW 型行星輪系的配齒數，先查表確定行星輪的個數np 。當np 與ib 的關系滿足鄰接條 件時，配齒數根據上述要求的三個方面約束條件進行。本文當中一共介紹三種配齒數方法。 （1）滿足精確傳動比的要求，根據三個約束條件的表達式，得出一個非角度變位齒輪傳動時的配齒公式： (ib -1) b ib za : zg : zb : q = za : aH za : (iaH 2 -1)za : aH za np  （3-6） 式中各項齒數應為正整數。對于角度變位齒輪傳動，也可以先按上式配齒公式進行計算，再將行星齒輪數減少 1~2 齒，然后再進行角度變位的計算。 （2）第二種方法適用于普通行星輪系，一般動力傳動輪系，對于傳動比的要求并不是十分精準，比較靈活，應用前面的約束條件的表達式，可以得到簡便的配齒方法。 aH 傳動比ib ，非角度變位或角度變位齒輪傳動。 1）根據傳動比按鄰接條件查表及結構預設要求，確定行星輪個數np 。 2）根據強度、傳動平穩(wěn)性等條件，先確定太陽輪齒數 za 。 3）湊 x 值，根據以下三個方面湊定 x 值： aH ①傳動比條件： x = ib za ②裝配條件： x 應為行星輪個數的倍數 ③非角度變位的同心條件： x 應為偶數，如果是角度變位齒輪傳動，可以不受此條件限制。 4）計算內齒圈及行星輪齒數： zb = x - za （3-7） 如果是角度變位齒輪傳動： zg = zb - za - Dzg 2 （3-8） 式中的Dzg 由角度變位確定。行星齒輪數減少值既可以為整數，也可以為非整數。如果是是非角度變位齒傳動： zg = x - za 2 （3-9） 或 zg = zb - za 2 （3-10） （3）第三種方法適用于系列設計的配齒數，在 NGW 型行星輪系的設計中，其主要的 aH 參數需要按優(yōu)先系數預先排好系列。這些主要的參數包括：傳動比ib 、模數m 、公稱中 心距a 、齒數和 zS 等。其模數應與系列要求模數一致，而其他參數應盡可能接近規(guī)定的公稱值。配齒數的已知條件有公稱齒數和、傳動比、行星輪的個數以及是否有角度變位等。則計算步驟： 1）由已知的約束條件，從而校核確定的齒數和 zS 。 需要滿足的裝配條件： 2zS 應該為 np 的倍數。 需要滿足的同心條件：如果是非角度變位傳動， 2zS 則應該為偶數。如果是角度變位傳動齒輪，則2zS 不需要滿足偶數的要求。在前面提到，當Dzg 為整數時，則2zS 需要滿足偶數；否則2zS 需要滿足為奇數。 2）齒數的計算： i b za = 2zS aH zb = 2zS - za 非角度變位傳動有： zg = zS - za 。角度變位傳動有： zg = zS - za - Dzg 。 假設2zS = x ,則可以按照第二種方法進行配齒數，原始參數： i 步驟如下：  （3-11） （3-12） aH b 以及是否要求變位。 aH ①由ib 按照鄰接條件查表以及結構設計上的要求，得到行星輪的個數np 。 aH ②初步確定太陽輪的齒數 za ?？紤]到齒輪應該具有足夠的彎曲強度，小齒輪的硬度不 aH 能小于大齒輪的硬度，所以有小齒輪的齒數 z1 ，當ib > 4 時，za = z1 ；當ib  4時，zg = z1 ， 那么 zg = 2zS 。 ib - 2 aH ③湊齒數和 zS ，可以根據以下條件： ib za 傳動比條件： zS = aH 。 2 裝配條件：2 zS 應為np 的倍數。 非角度變位傳動應滿足的同心條件：2 zS 應為偶數。 如果是角度變位傳動，則以上的的同心條件不受限制，當Dzg 為整數時，則2zS 需要滿 足偶數；否則2zS 需要滿足為奇數。 ④內齒圈和行星輪的齒數計算：  zb = 2zS - za  （3-13） 那么非角度變位傳動有： zg = zS - za 角度變位傳動： zg = zS - za - Dzg 4 齒輪傳動強度校核計算 4.1 選擇齒輪材料及精度等級 查閱機械設計手冊，選擇齒輪的材料為：小齒輪選用 45 調質鋼，硬度為 220-250HBS； 大齒輪選用 45 鋼正火，硬度為 170-210HBS。因為是用于汽車變速器里面重要的齒輪，查表可得選用 7 級精度，要求齒面粗糙度 Ra 1.60 ~ 3.2 4.2 確定設計準則 由該變速器吃閉式齒輪傳動，切齒輪的均為齒面硬度 HBS 小于等于 350 的軟齒面。齒面點蝕為主要的實效形式。應先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的主要參數和尺寸，然后再按照彎曲疲勞強度校核齒根彎曲強度。 （1）按齒面接觸疲勞強度強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，查閱機械設計基礎教材的公式，求出d1 值。 KT 1(u + 1) 28 d 1 76 .43 3 ydu [sH ]2 （4-1） 確定有關參數與系數： （2）轉矩T 1 ，由小齒輪的齒數 z1 為 14，轉速n1 = 600r / min ，大齒輪的齒數 z2 為 49， 齒數之比： u = z2 = 49 = 3.5 ，查閱表選取 yd = 1 z1 14 （3）許用接觸應力[sH ] 查閱教材上的圖可得： sH lim 1 = 560 MPa ,sH lim 2 = 530 MPa 查表可得， SH = 1 N1 = 60njLh = 60 600 1 (10 52 40) = 2.14 109  （4-2） N1 2.14109 N 2 = = =  6.11  108  （4-3） i 3.5 根據上式結果查圖可得ZN1 = 1、ZN 2 = 1.06 由機械設計基礎教材公式（11.15）可得 [sH ]1 = Z N 1sH lim 1 S H = 1 560 1 MPa = 560 MPa [sH ]2 = Z N 2sH lim 2 S H = 1 .06 530 1 MPa = 562 MPa 所以由公式（4-1） KT1(u +1) d1 76.433 ydu[sH ]2  1.1105 (3.5 +1) = 76.433 mm = 58.61mm 1 3.5 5602  （4-4） 4.3 強度校核計算 按照齒根彎曲疲勞強度校核 查閱教材由公式（11.25），如果sF [sF ],則校核合格。 確定有關參數： 齒形系數YF ,查閱機械設計基礎教材表 11.12 得YF1 = 2.68,YF 2 = 2.18 。應力修正系數YS ,同樣查機械設計基礎表 11.13 得YS1 = 1.59,YS 2 = 1.80 。許用彎曲應力[sF ] 由機械設計基礎教材上的圖 11.26 查得sF lim 1 = 210MPa,sF lim 2 = 190MPa 由表 11.9 查得 SF = 1.3,由圖 11.27 查得YN1 = YN 2 = 1。在由 [sF ]1 = YN1sF lim 1 = 1 210 MPa = 162MPa SF 1.3 [sF ]2 = YN 2sF lim 2 = 1190 MPa = 146MPa 所以 sF1 = SF 2KT 1 YFYS = bm2 z1 1.3 2 1.1105 60 1.52 14  2.68 1.59MPa = 115MPa < [sF ]1 sF 2 = sF 1 YF 2YS 2 = 115 YF 1YS 1 2.18 1.8 2.68 1.59  = 96 MPa  < [sF ]2 所以齒根彎曲強度校核合格 5 行星齒輪機構的建模 5.1 三維建模軟件的介紹 本次使用的三維建模軟件是 UG。UG（Unigraphics NX）是由 Siemens PLM Software 公司出品的，它的功能很強大，可以讓產品在設計或者是加工的過程變得數字化、智能化， 可以十分便捷地完成許多復雜實體及造型的建構[17]。其次，這款軟件將計算機輔助設計與輔助制造系統(tǒng)融入其中，這款軟件在最初的時候主要基于工作站，但隨著計算機硬件的發(fā)展和使用人群的擴增，在電腦上的應用取得了迅猛的增長，在眾多三維設計里已經占據主流地位。 UG 的開發(fā)始于 1969 年，它在 c 語言的基礎之上進行開發(fā)和實現(xiàn)的。其特點就是將計算機輔助設計、制造與分析三大系統(tǒng)進行融合。擁有強大的實體造型，曲面造型以及虛擬裝配等功能，還可以使用計算機輔助分析模塊進行有限元分析，運動仿真等。便捷的建模方式，可直接修改參數驅動，十分方便[17]。 5.2 行星齒輪機構的建模 本次建模的原型是單排行星齒輪機構。首先打開 UG 軟件，點擊新建文件，進入建模界面，如圖 4.1 圖 5.1 行星齒輪機構的建模過程 點擊齒輪模塊中的齒輪建模命令，選擇創(chuàng)建齒輪，然后選擇斜齒輪和外嚙合，經過測量和計算，該行星齒輪機構中的太陽輪的齒數 z1 = 49 ，行星輪的齒數 z2 = 14 ，齒圈的齒數z3 = 77 ，齒輪的牙寬 b=20mm,法向壓力角a= 20，螺旋角b= 15 。查標準齒輪模數系列表可得，齒輪的模數m = 1.25 ，且齒輪的模數相同，輸入參數后，選擇齒輪的旋向，可直 接生成齒輪，如圖所示圖 4.2 圖 5.2 齒輪的建模 按照以上方法可以生成其余的四個行星輪?？梢酝ㄟ^陣列的方法完成，或者也可以直接生成。 圖 5.3 行星輪的建模過程 然后運用齒輪模塊里的“齒輪嚙合”的命令，將太陽輪輪設置為主動輪，將行星輪設置為從動輪，確定中心連線向量后，就可以把太陽輪和行星輪嚙合在一起。如圖 4.4 所示 圖 5.4 齒輪的嚙合過程 再根據齒輪命令選擇內嚙合的斜齒輪，輸入參數后生成齒圈。 圖 5.5 行星齒輪組 最后通過草繪命令生成行星架，如圖所示： 圖 5.6 行星齒輪的裝配 重復按照上述步驟生成三個行星齒輪，最后進行總裝配，生成如圖所示的行星齒輪變速機構： 圖 5.7 3 排行星齒輪組的裝配 6 全文總結 目前在自動變速器的傳動技術大家普遍采用的的行星齒輪傳動，且液力自動變速器的發(fā)展歷程較長，所以技術比較完備，而且目前在國內外的汽車行業(yè)中的應用也較為廣泛。但是，其明顯缺點就是傳動效率相對較低，從而對汽車的動力性和燃油經濟性會有一定影響。在汽車上常用的兩種行星齒輪是拉維娜式和辛普森式兩種行星齒輪機構。當然除了汽車上的應用，在我們的日常生活中還有很多地方都有行星齒輪機構的應用，例如一些大型的減速器，用于實現(xiàn)大傳動比的減速傳動。 在查閱許多文獻資料以后，學習了齒輪嚙合方面的基礎知識。本文以 722.6 自動變速 器為原型，分析單排齒輪的運動規(guī)律，了解單排齒輪傳動比的計算。了解到 722.6 自動變 速器的 7 個傳動擋位，并分析各個擋位的傳動路線，在各個擋位中，各個離合器和制動器工作元件的工作情況以及各個執(zhí)行元件的作用，分析動力傳遞的過程，三個行星齒輪組在動力傳遞過程中的工作情況，計算各個單排行星齒輪組在這過程中的傳動比，以及傳動的運動情況分析，進而組成 8 個不同的總傳動比，即該款自動變速器有 8 個不同的擋位。然后主要以 2K-H 型行星齒輪機構為原型，描述了三種配齒計算方法。最后了解 722.6 自動變速的實物，并以此為原型，用三維建模軟件，建立行星齒輪機構的三維模型。 在這次的畢業(yè)設計中，我是初次接觸三維建模軟件 UG，雖然是第一次接觸 UG，但是在學習了解之后，發(fā)現(xiàn)這款軟件與其他的三維建模軟件有一定相似之處，在三維建模上的功能特別強大而且特別方便，運用它進行行星齒輪機構的三維建模更加便捷。在這個過程中，我做的可能有些不足，因為我了解的知識還不夠全面，但是正因為這些不足才讓我收獲了許多，在以后的學習中不斷提醒自己。 參考文獻 [1]吳光強, 孫賢安. 汽車自動變速器發(fā)展綜述[J]. 同濟大學學報(自然科學版), 2010, 38(10):1478-1483. 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