变速器齿轮传动机构研究说明书.docx

目 录摘 要IAbstractII1 绪 论31.1 自动变速器的应用及发展31.2 行星齿轮机构的类型及特点31.3 行星齿轮机构的应用与发展趋势42 自动变速器的工作原理52.1 行星齿轮变速机构52.2 单排行星齿轮机构的工作原理52.3 动力传递路线分析83 行星齿轮齿数的选配163.1 行星齿轮齿数选配的约束条件163.2 2K-H（NGW)型行星齿轮的配齿方法174 齿轮传动强度校核计算204.1 选择齿轮材料及精度等级204.2 确定设计准则204.3 强度校核计算215 行星齿轮机构的建模225.1 三维建模软件的介绍225.2 行星齿轮机构的建模226 全文总结26参考文献27致 谢28I变速器齿轮传动机构研究摘 要自动变速器的出现，简化了手动换挡操作，这是汽车发展进程当中的一项里程碑式的发明。而大多数自动变数器里的传动机构都采用行星齿轮传动机构。与普通传动相比，行星齿轮机构具有传动平稳，效率高，速比大等优点。本文主要以 722.6 自动变速器为原型，先分析其优点和缺点，然后以其齿轮传动机构为研究对象，其中的行星齿轮传动机构由 3 个单排行星齿轮组成，然后了解各个挡位的动力传递路线并计算各挡传动比。根据行星齿轮机构的特性，分析配齿方法，再进行齿轮强度校核计算。最后再运用 UG，CATI 等三维建模软件对 3 排串联的单排行星齿轮机构进行建模，便于直观了解行星齿轮传动机构。关键词：自动变速器；行星齿轮机构；传动比；配齿计算The study on AT with planetary gear institutions of transmissionAbstractAutomatic transmission could give automobile easy driving.Its 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.Its 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 CalculationII1 绪 论1.1 自动变速器的应用及发展自动变速器主要有一下几种：液压机械式自动变速器、机械式自动变速器、无级变速器和双离合器自动变速器。早在上个世纪 40 年代初，世界上最早的自动变速器出自美国的通用公司。在此之后的 1977 年，美国的克莱斯勒公司开发出了一种液力变矩器，这种液力变矩器带有闭锁离合器，使得变速器的工作温度大大降低的同时还能提高发动机的燃油经济性，到目前为止这种自动变速器已经在汽车上得到了广泛的应用1。本文中的研究对象为 722.6 型自动变速器，它是一款电控五前速变速箱，变矩器内带有锁止离合器。其中齿轮变速机构是由 3 个单排行星齿轮组合而来，每个挡位的传动比由它们决定。齿轮机构通过三组多片式离合器、三组多片式制动器和两组单向离合器的相应组合来控制换档，采用不同的离合器和制动器工作，使得该自动变速器能获得五个前进档和两个倒档12。发动机无论在什么样的工况下运行换挡，该变速器都能提供与其相精确匹配的油压，使得换挡时十分顺畅。与液控的变速器相比 ，722.6 型自动变速器具有的突出优点有：（1）具有更高的燃油经济性，减少尾气的排放。（2）在挡位的设计上更加合理，5 个前进挡和 2 个到退档，使得齿轮的传动比间隔更加合理。（3）换挡更加顺畅，工作性能更加可靠，延长使用寿命。（4）可以在一定程度降低维修的费用。1.2 行星齿轮机构的类型及特点行星齿轮机构可以进行一下分类：1)如果按齿轮的啮合方式来分类，行星齿轮可分为外啮合式和内啮合式。外啮合在汽车上的使用几乎已经被淘汰；内啮合式的更紧凑，传动效率更高，所以在自动变速器中大多数都采用这种结构6。2）按照行星齿轮的排数进行分类，多排行星齿轮机构便是由两个或者以上的单排行星齿轮机构组成而来的。在汽车市场中，比较常用的自动变速器几乎都是采用这样的多排行星齿轮机构。3）按照根据太阳轮和齿圈中部的行星齿轮啮合数划分,双行星齿轮机构啮合的为两组行星齿轮；如果只有一组称为单行星齿轮机构。在行星齿轮机构这样的变速器机构当中，由于行星轮与齿圈采用的啮合方式为内啮合， 能够让变速器变得更加轻便；还可以完成同轴、同向的减速传动；另外，各个元件一直处 于啮合的状态，使得传动的动力更加稳定，工作性能更为可靠6。101.3 行星齿轮机构的应用与发展趋势1.3.1 国外的发展现状行星齿轮传动的类型共有三种：渐开线行星齿轮传动、摆线针轮齿轮传动以及谐波齿轮传动，而最广泛使用的传动方式是渐开线行星齿轮传动15。在运动特性方面与普通传动相比，行星齿轮传动往往突出其特点,如动轴和动力转向,以及内部啮合的正确应用，会使得其在经济和技术上拥有诸多优势。尤其是在有些普通的齿轮传动难以满足要求的地方， 比如当车辆传动需要差速机构的时候，行星齿轮机构就具有显著的优点3。在国外，大约在 19 世纪的 80 年代，德国诞生了世界上第一个行星齿轮传动装装置的专利，行星齿轮传动就开始在工业方面迅速发展4。而后汽车的差速器上面出现了行星齿轮传动装置，到后来就开始应用于航空，航海等领域的工程机械，随着愈来愈广泛的应用， 推动了行星齿轮传动的发展。世界上的工业发达国家，例如日本，德国，美国等，对齿轮的发展，生产和研究十分重视，这些发达国家在齿轮传动转矩、功率和速度等方面的研究已经非常深入,引领世界。目前,高速行星传动的速度已超过 100M/s,其功率已超过 200 万千瓦。1.3.2 国内的发展现状我国最早应用行星齿轮传动可追溯到南北朝时代，那时祖冲之发明了拥有行星齿轮传动的指南车。渐开线行星齿轮传动在上世纪 60 年代开始研究和生产。然后,开发了四种行星齿轮减速器:标准 NGW-L 型(JB179976)、NGW-Z 型(JB3722-8)、NGW-L 型(JB3724)和 NGW-S 型(JB3723-84)。在那之后,他们投入大批量生产,根据这四个标签,他们被广泛的推广和应用在中国。目前，我国正在开展低速重载行星齿轮传动的研究工作，并已成功先后研制输出轴为 200KNm 到 400KNm 不等的产品。我国自行设计的双排行星齿轮减速器由于结构上的特点，将会得到更多的发展。其次，在高速行星齿轮传动等方面的研究与设计，我国同样取得了重大的突破。行星齿轮机构的传动效率在某种程度上决定了其传动性能，所以研究和确定传动效率具有重要的意义，这将影响机构参数的选择以及设计和应用5。2 自动变速器的工作原理在实际应用的汽车的自动变速器中的行星齿轮机构与复合式的行星齿轮有一些区别，一般都是由两排或者以上行星齿轮机构组合而成。这样的变速器能产生几种的传动比以满足汽车不同的行驶需求，所以通常会有四、五个前进挡及一两个到退档。2.1 行星齿轮变速机构复合式行星轮齿机构常见的有两种：一种是拉维娜（Ravigneavx)式行星齿轮机构， 它是由两个太阳轮、两排行星齿轮和一个内齿圈组成；另外一种是辛普森（Simpson)式行星齿轮机构，两排行星齿轮公用一个行星齿轮机构7。2.2 单排行星齿轮机构的工作原理自动变速器大多数都会采用行星齿轮变速机构，通过了解单排行星齿轮的结构和原理, 这种行星齿轮传动机构一般由 2-3 个单列行星齿轮机构组成9，进而可以计算变速机构的传动比。列行星齿轮机构的组成:太阳轮(或中心轮)、行星齿轮架(行星架)、齿轮环和固定在行星架上的多个行星齿轮。在设计变速器的负荷时，其负荷的多少决定行星轮的个数， 如果有重负荷的，需要多加行星齿轮，更多的齿轮能够承担更多的负荷。实际行星齿轮机构一般会有 3-6 个行星齿轮。当齿轮机构工作时，行星架上的行星齿轮会同时做两种运动： 一是和行星架一起绕着太阳轮转动；二是绕行星架的轴进行转动。它们的运动方式和行星绕着太阳运转的方式有些相同的地方，比如地球围绕着太阳的运动，有公转和自转两种运动状态。内齿圈，行星架，太阳轮称为行星排的三个基本单元，这三者在做转动时，三个基本单元的轴线固定。它们的轮齿一直处于啮合的状态，这种结构可以使换挡迅速、准确、平稳而不会产生偏差或者发生齿轮碰撞的现象。2.2.1 单排行星齿轮的传动比为了解 722.6 自动变速器齿轮机构的工作原理，先进行分析单排行星齿轮的机构的运动规律。图 2.1 为单排行星齿轮机构的行星轮所受的作用里示意图。作用在中心轮 1 上的力矩：作用在齿圈 2 上的力矩：作用在行星架 3 上的力矩：M 1 = F1r1M 2 = F 2r 2M 3 = F 3r3（2-1）（2-2）（2-3）令内齿圈与太阳轮的齿数之比为：，即：a=z2 = r 2z1r112因而：r 2 = ar1 ，又有 r3 = r1 + r 2 = 1+ar 2 ,式中r , r为中心轮和内齿圈的节圆半22径；r3 为行星轮和中心轮的中心距。由在行星轮上的力平衡条件可得：F1 = F 2 ,因此，中心轮、齿圈和行星架上的力矩分别为：M 1 = F1r1M 2 = aF1r1M 3 = -(1+a)F1r1F 3 = -2F1（2-5）（2-6）（2-7）根据能量守恒定律，三个基本元件上输出和输入的功率代数和应为零，那么：M 1v1 + M 2v2 + M 3v3 = 0v1 +av2 - (1+a)v3 = 0其中的v1 、v2 、v3 分别是中心轮、齿圈和行星架的角速度。（2-8）（2-9）由以上两个式子可得到表示单排行星齿轮机构的一般运动规律特性的方程式： 将角速度转换成转速，则上式可以写成：2.2.2 传动比的计算n1 +an2 - (1+a)n3 = 0图 2.1 单排行星齿轮机构及作用力（2-10）单排行星齿轮机构具有两个自由度，其传动比并不固定，所以在变速传动中不能直接应用。那么必须将其中一个元件固定起来，然后将其作为主动件与输入轴相连接；另一个元件与输出轴相连，将其作为被动件；再约束剩下的一个元件，使它转速为零5。这样整个行星齿轮机构以一定的传动比来传递动力。可分为以下几种传动情况：1）减速传动主动件太阳轮，固定件齿圈，从动件行星架：当齿圈被固定时， n2 = 0 ，代入式 2.1 得 n1 = (1+a)n3 ，这种情况下的输入轴转速与输出轴转速之比，即传动比i 为：i = n1 = 1+a> 1n2（2-11）上式可得，这种传动中，输入轴与输出轴的转速之比为1/(1+a),小于 1 所以是一种减速的传动。主动件齿圈，固定件行星架，从动件太阳轮: 当太阳轮被固定时， n1 = 0，则有an2 = (1+a) ，传动比i :i = n2 = 1+a> 1n3a（2-12）这也是一种减速增扭矩传动，但是与相比，减速比较小，那么输出轴的转速相比更高，即挡位比要高。主动件太阳轮，固定件行星架，从动件齿圈； 当行星架被固定时， n3 = 0 ，则n1 +an2 = 0 ，传动比：i = n1 = -an2（2-13）其中的“-”表示内齿圈的转动方向、太阳轮的转动方向这两的是互为反向的，即为倒挡。但其绝对值大于 1，故仍为一种减速增扭传动。2）升速传动主动件行星架，固定件太阳轮，从动件齿圈当太阳轮被固定时， n1 = 0 ，则n1(1+a)n3 ，传动比i ：i = n3 =n2a < 1a+1（2-14）此种传动中输出轴转速比输入轴转速还高，所以是升速减扭传动。主动件行星架，固定件齿圈，从动件太阳轮当齿圈被固定时， n2 = 0 ，则an2(1+a)n3 ，传动比i :i = n3 =n11< 11+a（2-15）此种传动也是一种升速减扭传动，但其升速值大于前一种。主动件齿圈，固定件行星架，从动件太阳轮； 当行星架被固定时， n3 = 0 ，则n1 +an2 = 0 ，传动比i :i = n2 = - 1n1a(2-16)输出轴太阳轮转动方向与输入轴齿圈相反，且是一种升速减扭传动，为升速的倒转。以上共有六种传动，升速减扭和减速增扭各三种。除此之外，还有两种：3）自由传动当齿圈、行星架和太阳轮三个元件中，即没有任意两个元件相连接，又没有任一元件被动，则各元件都可以自由转动，这时整个机构将没有动力传递，那这就是空挡。4）直接传动当齿圈、行星架和太阳轮三个元件中，任意两个元件连成一体，另一个元件被固定， 整个机构直接传动，即所有元件都没有相对运动，传动比i = 1。2.3 动力传递路线分析本文研究的自动变速的原型为 722.6 自动变速器，其中的变速机构是由 3 个单排行星齿轮组通过离合器和制动器机构组合而成。前、中、后三个行星齿轮组组合的传动比，从而让其达到几个挡位不同的传动比。查阅资料可以得到动力传递路线如图 2.2 所示。换挡执行元件包括 3 个制动器 B1、B2、B3 和 3 个离合器 K1、K2、K3 及两个超越离合器 F1、F214。各换挡执行元件的作用如表 2.1，不同挡位时各换挡执行元件的状态表 2.2。表 2.1 各换挡执行元件的作用换挡执行元件作用离合器 K1 离合器 K2 离合器 K3 制动器 B1 制动器 B2 制动器 B3超越离合器 F1超越离合器 F2锁止前行星架和前太阳轮连接输入轴，连接后行星架和中间齿圈连接后太阳轮和中间太阳轮固定前太阳轮 固定中间太阳轮固定中间齿架/后行星轮防止前太阳轮逆时针方向旋转当 B2 工作时，防止后太阳轮逆时针方向表 2.2 不同换挡时各换挡执行元件的状态挡位K1K2K3B1B2B3F1F21*2*345*R1*R21 挡动力传递路线：图 2.2 722.6 变速器动力传递路线来自变矩器的扭矩通过输入轴（1）和所有三个行星齿轮组得以增加并传输到输出轴。动力传递路线如图 2.3 所示。下列部件没有接合：前多片式离合器（K1）、中央多片式离合器（K2）、中央多片式制动器（B3）。前行星齿轮机构：内齿圈为动力输入端与输入轴相连，制动器(B1)或者超越离合器 F1工作，前太阳轮被锁止，则前行星架与发动机同向减速转动，并将动力传递给后齿圈。后行星齿轮机构：制动器（B2）和离合器(K3)工作，后太阳轮被离合器锁止，后齿圈作为动力输入端，后太阳轮有逆时针旋转的趋势，所以后行星架同向减速转动，将动力传递给中间齿圈。中间行星齿轮机构：制动器（B2）工作，中间太阳轮被锁止。中间内齿圈与后排行星架转速相同，为动力输入端，中间行星架与发动机同向减速转动，为动力输出端。由以上分析可知，1 挡，3 个行星排都在执行减速行动。那么 1 挡的传动比为： 由图 3 中动力传递路线，前行星齿轮组的传动比由公式(2-10)可得：na1 +anb1 - (1+a)ng1 = 0(2-17)式中 na1 为前太阳轮转速， nb1 为前齿圈转速，a为齿圈与太阳轮的齿数比，即:a= zb ,代入所测得数据： za = 49, zb = 77 ，由于太阳轮锁止， na1 = 0 ，得：zanb1 = 1+a = 1.64ng1a(2-18)同理，后行星齿轮此时太阳轮被锁止，有：na 2 +anb 2 - (1+a)ng 2 = 0式中 na 2 为后太阳轮转速， nb 2 为后齿圈转速，a为齿圈与太阳轮的齿数比。代入数据可得：(2-19)nb 2 = 1+a = 1.64ng 2a(2-20)中间行星齿轮组的行星架为动力输出端，太阳轮固定，那么同理由公式（2-6）得：na3 +anb3 - (1+a)ng 3 = 0（2-21）21式中 na3 为中间太阳轮转速， nb3 为中间齿圈转速，a为齿圈与太阳轮的齿数比。nb3 = 1+a = 1.64ng 3a(2-22)那么 1 挡总传动比为：i1 = nb1 nb 2 nb3 = 1.64 1.64 1.64 = 4.41ng1ng 2ng 3(2-23)2 挡动力传递路线：图 2.3 1 挡动力传递路线来自变矩器的扭矩通过传动轴和中央及后行星齿轮组得以提升并传输到输出轴。下列部件没有接合：前多片式制动器（B1）、中央多片式制动器（B3）、中央多片式离合器（K2）。2 挡的动力传递路线图如图 2.4 所示。前行星齿轮机构：行星齿轮架和太阳轮通过离合器（K1）互相连接。行星齿轮组机构作为一个整体与输入轴同速转动，前行星架将动力同向等转速传递后齿圈。后行星齿轮机构：制动器（B2）与离合器（K3）工作，后太阳轮被锁止，在加速时，超于离合器（F2）将太阳轮锁止，那么后行星架与发动机同向减速转动，作为动力输出端。中间行星齿机构：制动器（B2）工作，太阳轮被锁止，内齿圈与后行星架同速转动，行星架与发动机同向减速转动。由以上可得，与 1 挡相比，2 挡时前、后排行星齿轮都是做减速传动。那么 2 挡的传动比为：由动力传递路线可知，前行星齿轮组整体传动。则前行星齿轮组的传动比为：nb1 = 1ng1（2-24）在后排行星齿轮组中，太阳轮被固定，前行星架的动力传递给后齿圈。后行星架的动力传递给中间行星齿轮组的齿圈，则中间行星齿轮组的传动比：nb 2 = 1+a = 1.64ng 2a（2-25）那么中间行星架的传动比为：nb3 = 1+a = 1.64ng 3a（2-26）那么 2 挡的总传动比为：i2 = nb1 nb 2 nb3 = 11.64 1.64 = 2.69ng1ng 2ng 3（2-27）3 挡动力传递路线：图 2.4 2 挡动力传递路线来自变矩器的扭矩通过传动轴和中央行星齿轮组得以提升并传输到输出轴。下列部件没有接合：前多片式制动器（B1）、中央多片式制动器（B3）、超越离合器（F1）、超越离合器（F2)。3 挡的动力传递路线如图 2.5 所示。前行星齿轮机构：离合器（K1）工作，将前行星架与齿圈相连接，行星齿轮组作为一个整体转动。后行星齿轮机构：离合器（K2）工作，将动力直接输入后行星架，同时将后行星架与中间齿圈相连，行星齿轮组作为一个整体转动。中间行星齿机构：制动器（B2）工作，中间太阳轮被锁止；离合器（K2）工作，后行星齿轮传递动力给内齿圈，作为动力输入端；行星架作为输出轴，与发动机同向减速转动。由以上可知，3 挡时，只有中间行星齿轮减速转动，其余两组行星齿轮机构都是同向等速转动。则传动比为：由动力传递路线图 2.4.4 可知，前行星齿轮组的传动比为：nb1 = 1ng1（2-28）离合器工作，被锁定的前行星齿轮组与后行星架以及后齿圈相连接，所以后行星架整体转动，后行星齿轮组的传动比为：nb 2 = 1ng 2（2-29）则中间行星齿轮组的传动比：nb3 = 1+a = 1.64ng 3a（2-30）所以 3 挡的总传动比为：i3 = nb1 nb 2 nb3 = 111.64 = 1.64ng1ng 2ng 3（2-31）4 挡传递路线：图 2.5 3 挡动力传递路线4 挡的直接传动比意味着不存在扭矩和速度转换。离合器 K1,K2,K3 都工作，动力通过3 个锁止的行星齿轮组从传动轴传输到输出轴。下列部件没有接合：前多片式制动器（B1）、后多片式制动器（B2）、中央多片式制动器（B3）。动力传递路线如图 2.6 所示。前行星齿轮机构：离合器（K1）工作，太阳轮和行星架相连接。从而前行星齿轮组作为一个整体装置以与输入轴一样的转速旋转。后行星齿轮机构：离合器（K2）啮合并通过环齿将输入轴的输入速度传输到后行星齿轮架。由于同锁止的前行星齿轮架之间相连接，齿圈与行星齿轮架的转动方式相同。该行星齿轮组因此锁止并作为一个闭合单元转动。中间行星齿轮机构：由于中央多片式离合器（K2）啮合，齿圈以输入速度转动。后多片式离合器（K3）将中央行星齿轮组与后行星齿轮组的行星传动太阳齿轮连接在一起。由于齿圈和行星传动太阳齿轮的速度相同，因此行星齿轮组的转动受到限制并作为一个闭合单元旋转。由以上可知由于离合器工作的原因，前、后、中三排行星齿轮组在 4 挡时都是作为一个整体的装置进行传动，也就是说他们不传递传动比，那么 4 挡的总传动比为 1，即 4 挡变速机构为直接传动。5 挡传递路线：图 2.6 4 挡动力传递路线来自变矩器的扭矩通过传动轴和所有 3 个行星齿轮组得以提升而传输到输出轴。下列部件没有接合：后多片式制动器（B2）、中央多片式制动器（B3）、前多片式离合器（K1）。5 挡动力传递路线如图 2.7 所示。前行星齿轮机构：制动器（B1)或者单向离合器（F1）工作，前太阳轮被锁止，前齿圈与输入轴相连，前行星架为动力输出端将动力传递给后齿圈。后行星齿轮机构：有两组动力输入，一是前行星齿轮组将动力传递给后齿圈；二是离合器 K2 工作，中间行星轮齿圈和后行星架相连接；并接受前行星齿轮的动力输入，后行星架也与输入轴等速旋转，使得后太阳轮获得一个更快的传动比。中间行星齿轮机构：离合器（K2）工作，输入轴接入内齿圈；同时离合器（K3）工作， 将中间太阳轮与后行星架相连接，被其传动比所驱动，那么中间行星架作为动力输出端会获得一个更快的传动比。由 5 挡动力传递路线图 2.7 可得前行星齿轮组的传动比为：nb1 = 1+a = 1.64ng1a（2-32）由于离合器工作，后太阳轮与中间太阳轮连接在一起，而行星架同样由于离合器的作用也与中间行星齿轮组的齿圈锁定在一起，所以 5 挡的总传动比为：i5 = a+1 1 1 = 0.66aa a（2-33）R1 挡动力传递路线：图 2.7 5 挡动力传递路线来自变矩器的力矩通过驱动轴，中央行星齿轮组和后部行星齿轮组得以增大，并以与发动机转速方向相反的方向传递至输出轴。以下部件未啮合：制动器（B1）、制动器（B2）、离合器（K2）。R1 挡动力传递路线如图 2.8 所示。前行星齿轮机构：离合器（K1）或单向离合器（F1）工作，前行星齿轮组的太阳轮被锁止，则前行星架与发动机同向减速转动，并将动力传递给后齿圈。后行星齿轮机构：后齿圈顺时针旋转，传递来自前行星齿轮组的动力。制动器(B3)工作，固定后行星架，则后太阳轮逆时针增速旋转。中间行星齿轮机构：制动器（B3）工作，中间齿圈被锁止；中间太阳轮被后齿轮行星组传输动力后与发动机反向转动；则中间行星架作为输出端与发动机反向转动。由 R1 挡的动力传递路线图可知，前排行星齿轮组的太阳轮由于制动器被锁止，内齿圈输入动力，行星架输出动力，则前排行星齿轮组的传动比：nb1 = 1+a = 1.64ng1a（2-34）后排行星齿轮组由于制动器工作，行星架被固定，内齿圈输入动力，太阳轮把动力传递给中间行星齿轮组的太阳轮，所以后排行星齿轮组的传动满足方程式：由ng 2 = 0 得：na 2 +anb 2 - (1+a)ng 2 = 0（2-35）nb 2 = - 1= -0.61na 2a（2-36）中间行星齿轮组的内齿圈被制动器锁止，则nb3 = 0 ，可得：na 2 = 1+a= 2.64ng 3（2-37）那么 R1 挡的总传动比为：iR1 = nb1 nb 2 na3 = 1.64 (-0.61) 2.64 = -2.65ng1na 2ng 3（2-38）R2 挡动力传递路线（冬季模式）：图 2.8 R1 挡动力传递路线来自变矩器的力矩通过传动轴和所有的 3 个行星齿轮组得以增大，并以与发动机转速方向相反的方向传递至输出轴。下列部件没有接合：后多片式制动器（B2）、超越离合器（F2）、前多片式离合器（K1）。R2 挡动力传递路线如图 2.9 所示。在前行星齿轮组中，离合器 K1 工作，前行星架与太阳轮固定在一起，所以前行星齿轮组被锁止作为一个整体转动。后排行星齿轮组中的行星架被制动器（B3）锁止，离合器（K3）把后排和中间的太阳轮连接在一起，内齿圈以输入轴转动，太阳轮反向转动作为输出轴。而在中间行星齿轮组中，内齿圈被制动器（B3） 锁止，行星架反向减速转动作为输出轴。由动力传递路线图 2.9 可知，前行星齿轮的太阳轮和行星架被离合器固定在一起，作为一个整体转动，那么其前行星齿轮组的传动比为 1。制动器工作将后行星架锁止，离合器把中间和后排行星齿轮组的太阳轮锁定在一起， 内齿圈以输入轴转速转动，则后排行星齿轮组的传动比：nb1 = - 1= -0.61na1a（2-39）中间行星齿轮组的内齿圈被制动器固定，所以nb3 = 0 ，则中间行星齿轮组的传动比：则 R2 挡的总传动比为：inb1nb 2na 3 = 1+a= 2.64ng 3na 3（2-40）R1 =na1ng 2ng 3= 1 (-0.61) 2.64 = -1.61（2-41）图 2.9 R2 挡动力传递路线3 行星齿轮齿数的选配3.1 行星齿轮齿数选配的约束条件在设计行星齿轮传动的时候，我们可以按照所需传动比确定齿数，除了应该满足同心条件，邻接条件和装配条件，在有些特别的情况下还应有其他的条件19。3.1.1 传动比条件aH1）以 2K-H（NGW）型为例： ibaH为满足传动比条件，令 x = zaib= 1- i Hab，则= 1- zb ，故zazb = x - zaza = (ib-1)zaaH满足传动条件的表达关系式：zaibxzS = za + zg = aH =22（3-1）即：aH2zS = zaibzb = 2zS - za（3-2）（3-3）式中的 a,b,g 分别代表中心轮，齿圈和行星轮。3.1.2 同心条件对 2K-H 型行星传动，三个基本元件的旋转轴线，以及整个齿轮机构的主轴线应该统一,也就是说各行星轮与太阳轮组成啮合副的实际中心距必须是相同的。1）以 2K-H（NGW)型为例：非角度变位齿轮传动，由中心距相等： aag = agbm=2(za + zg )m2(zb - zg )（3-4）由上式可知，对于非角度变位传动来说，太阳轮与齿圈的齿数之差为行星轮齿数的两倍，即满足同心条件。满足同心条件的另外一种表达关系式：zg = X2- za（3-5）3.1.3 装配条件欲使几个行星齿轮能够均匀地配置在中心轮周围，而且都能嵌入中心轮和齿圈之间。倘若行星轮的个数与各轮齿数没有满足一定的关系，那么行星轮是无法装配进去的。当第一个行星轮装入之后，中心轮和齿圈的相对位置就确定了，这时其他的行星轮在一般情况下就不能嵌入中心轮和齿圈之间，也就是无法装配。所以为了保证能够装配，设计时就需要满足行星齿轮个数与各齿轮齿数之间符合一定的关系，也就是装配条件19。3.1.4 邻接条件行星齿轮传动中的邻接条件就是在两个邻近的行星轮之间应该有间隙，且这个间隙必须要大于模数的一半，这样才能让行星在运转的过程中不会发生相互碰撞。3.2 2K-H（NGW)型行星齿轮的配齿方法aHNGW 型行星轮系的配齿数，先查表确定行星轮的个数np 。当np 与ib的关系满足邻接条件时，配齿数根据上述要求的三个方面约束条件进行。本文当中一共介绍三种配齿数方法。（1）满足精确传动比的要求，根据三个约束条件的表达式，得出一个非角度变位齿轮传动时的配齿公式：(ib-1)bibza : zg : zb : q = za : aHza : (iaH2-1)za : aH zanp（3-6）式中各项齿数应为正整数。对于角度变位齿轮传动，也可以先按上式配齿公式进行计算，再将行星齿轮数减少 12 齿，然后再进行角度变位的计算。（2）第二种方法适用于普通行星轮系，一般动力传动轮系，对于传动比的要求并不是十分精准，比较灵活，应用前面的约束条件的表达式，可以得到简便的配齿方法。aH传动比ib，非角度变位或角度变位齿轮传动。1）根据传动比按邻接条件查表及结构预设要求，确定行星轮个数np 。2）根据强度、传动平稳性等条件，先确定太阳轮齿数 za 。3）凑 x 值，根据以下三个方面凑定 x 值：aH传动比条件： x = ib za装配条件： x 应为行星轮个数的倍数非角度变位的同心条件： x 应为偶数，如果是角度变位齿轮传动，可以不受此条件限制。4）计算内齿圈及行星轮齿数：zb = x - za（3-7）如果是角度变位齿轮传动：zg = zb - za - Dzg2（3-8）式中的Dzg 由角度变位确定。行星齿轮数减少值既可以为整数，也可以为非整数。如果是是非角度变位齿传动：zg = x - za2（3-9）或zg = zb - za2（3-10）（3）第三种方法适用于系列设计的配齿数，在 NGW 型行星轮系的设计中，其主要的aH参数需要按优先系数预先排好系列。这些主要的参数包括：传动比ib、模数m 、公称中心距a 、齿数和 zS 等。其模数应与系列要求模数一致，而其他参数应尽可能接近规定的公称值。配齿数的已知条件有公称齿数和、传动比、行星轮的个数以及是否有角度变位等。则计算步骤：1）由已知的约束条件，从而校核确定的齿数和 zS 。需要满足的装配条件： 2zS 应该为 np 的倍数。需要满足的同心条件：如果是非角度变位传动， 2zS 则应该为偶数。如果是角度变位传动齿轮，则2zS 不需要满足偶数的要求。在前面提到，当Dzg 为整数时，则2zS 需要满足偶数；否则2zS 需要满足为奇数。2）齿数的计算：ibza = 2zSaHzb = 2zS - za非角度变位传动有： zg = zS - za 。角度变位传动有： zg = zS - za - Dzg 。假设2zS = x ,则可以按照第二种方法进行配齿数，原始参数： i 步骤如下：（3-11）（3-12）aHb 以及是否要求变位。aH由ib 按照邻接条件查表以及结构设计上的要求，得到行星轮的个数np 。aH初步确定太阳轮的齿数 za 。考虑到齿轮应该具有足够的弯曲强度，小齿轮的硬度不aH能小于大齿轮的硬度，所以有小齿轮的齿数 z1 ，当ib> 4 时，za = z1 ；当ib 4时，zg = z1 ，那么 zg =2zS 。ib - 2aH凑齿数和 zS ，可以根据以下条件：ib za传动比条件： zS = aH。2装配条件：2 zS 应为np 的倍数。非角度变位传动应满足的同心条件：2 zS 应为偶数。如果是角度变位传动，则以上的的同心条件不受限制，当Dzg 为整数时，则2zS 需要满足偶数；否则2zS 需要满足为奇数。内齿圈和行星轮的齿数计算：zb = 2zS - za（3-13）那么非角度变位传动有： zg = zS - za角度变位传动： zg = zS - za - Dzg4 齿轮传动强度校核计算4.1 选择齿轮材料及精度等级查阅机械设计手册，选择齿轮的材料为：小齿轮选用 45 调质钢，硬度为 220-250HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 170-210HBS。因为是用于汽车变速器里面重要的齿轮，查表可得选用 7 级精度，要求齿面粗糙度 Ra 1.60 3.24.2 确定设计准则由该变速器吃闭式齿轮传动，切齿轮的均为齿面硬度 HBS 小于等于 350 的软齿面。齿面点蚀为主要的实效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按照弯曲疲劳强度校核齿根弯曲强度。（1）按齿面接触疲劳强度强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，查阅机械设计基础教材的公式，求出d1 值。KT 1(u + 1)28d 1 76 .43 3ydu sH 2（4-1）确定有关参数与系数：（2）转矩T 1 ，由小齿轮的齿数 z1 为 14，转速n1 = 600r / min ，大齿轮的齿数 z2 为 49，齿数之比： u = z2 = 49 = 3.5 ，查阅表选取yd = 1z114（3）许用接触应力sH 查阅教材上的图可得：sH lim 1 = 560 MPa ,sH lim 2 = 530 MPa查表可得， SH = 1N1 = 60njLh = 60 600 1 (10 52 40) = 2.14 109（4-2）N12.14109N 2 =6.11108（4-3）i3.5根据上式结果查图可得ZN1 = 1、ZN 2 = 1.06由机械设计基础教材公式（11.15）可得sH 1 =Z N 1sH lim 1S H= 1 5601MPa= 560MPasH 2 =Z N 2sH lim 2S H= 1 .06 5301MPa= 562 MPa所以由公式（4-1）KT1(u +1)d1 76.433ydusH 21.1105 (3.5 +1)= 76.433 mm = 58.61mm 1 3.5 5602（4-4）4.3 强度校核计算按照齿根弯曲疲劳强度校核查阅教材由公式（11.25），如果sF sF ,则校核合格。 确定有关参数：齿形系数YF ,查阅机械设计基础教材表 11.12 得YF1 = 2.68,YF 2 = 2.18 。应力修正系数YS ,同样查机械设计基础表 11.13 得YS1 = 1.59,YS 2 = 1.80 。许用弯曲应力sF 由机械设计基础教材上的图 11.26 查得sF lim 1 = 210MPa,sF lim 2 = 190MPa由表 11.9 查得 SF = 1.3,由图 11.27 查得YN1 = YN 2 = 1。在由sF 1 = YN1sF lim 1 = 1 210 MPa = 162MPaSF1.3sF 2 = YN 2sF lim 2 = 1190 MPa = 146MPa所以sF1 =SF2KT 1 YFYS =bm2 z11.32 1.110560 1.52 14 2.68 1.59MPa = 115MPa < sF 1sF 2 = sF 1 YF 2YS 2 = 115 YF 1YS 12.18 1.82.68 1.59= 96 MPa< sF 2所以齿根弯曲强度校核合格5 行星齿轮机构的建模5.1 三维建模软件的介绍本次使用的三维建模软件是 UG。UG（Unigraphics NX）是由 Siemens PLM Software 公司出品的，它的功能很强大，可以让产品在设计或者是加工的过程变得数字化、智能化， 可以十分便捷地完成许多复杂实体及造型的建构17。其次，这款软件将计算机辅助设计与辅助制造系统融入其中，这款软件在最初的时候主要基于工作站，但随着计算机硬件的发展和使用人群的扩增，在电脑上的应用取得了迅猛的增长，在众多三维设计里已经占据主流地位。UG 的开发始于 1969 年，它在 c 语言的基础之上进行开发和实现的。其特点就是将计算机辅助设计、制造与分析三大系统进行融合。拥有强大的实体造型，曲面造型以及虚拟装配等功能，还可以使用计算机辅助分析模块进行有限元分析，运动仿真等。便捷的建模方式，可直接修改参数驱动，十分方便17。5.2 行星齿轮机构的建模本次建模的原型是单排行星齿轮机构。首先打开 UG 软件，点击新建文件，进入建模界面，如图 4.1图 5.1 行星齿轮机构的建模过程点击齿轮模块中的齿轮建模命令，选择创建齿轮，然后选择斜齿轮和外啮合，经过测量和计算，该行星齿轮机构中的太阳轮的齿数 z1 = 49 ，行星轮的齿数 z2 = 14 ，齿圈的齿数z3 = 77 ，齿轮的牙宽 b=20mm,法向压力角a= 20，螺旋角b= 15 。查标准齿轮模数系列表可得，齿轮的模数m = 1.25 ，且齿轮的模数相同，输入参数后，选择齿轮的旋向，可直接生成齿轮，如图所示图 4.2图 5.2 齿轮的建模按照以上方法可以生成其余的四个行星轮。可以通过阵列的方法完成，或者也可以直接生成。图 5.3 行星轮的建模过程然后运用齿轮模块里的“齿轮啮合”的命令，将太阳轮轮设置为主动轮，将行星轮设置为从动轮，确定中心连线向量后，就可以把太阳轮和行星轮啮合在一起。如图 4.4 所示图 5.4 齿轮的啮合过程再根据齿轮命令选择内啮合的斜齿轮，输入参数后生成齿圈。图 5.5 行星齿轮组最后通过草绘命令生成行星架，如图所示：图 5.6 行星齿轮的装配重复按照上述步骤生成三个行星齿轮，最后进行总装配，生成如图所示的行星齿轮变速机构：图 5.7 3 排行星齿轮组的装配6 全文总结目前在自动变速器的传动技术大家普遍采用的的行星齿轮传动，且液力自动变速器的发展历程较长，所以技术比较完备，而且目前在国内外的汽车行业中的应用也较为广泛。但是，其明显缺点就是传动效率相对较低，从而对汽车的动力性和燃油经济性会有一定影响。在汽车上常用的两种行星齿轮是拉维娜式和辛普森式两种行星齿轮机构。当然除了汽车上的应用，在我们的日常生活中还有很多地方都有行星齿轮机构的应用，例如一些大型的减速器，用于实现大传动比的减速传动。在查阅许多文献资料以后，学习了齿轮啮合方面的基础知识。本文以 722.6 自动变速器为原型，分析单排齿轮的运动规律，了解单排齿轮传动比的计算。了解到 722.6 自动变速器的 7 个传动挡位，并分析各个挡位的传动路线，在各个挡位中，各个离合器和制动器工作元件的工作情况以及各个执行元件的作用，分析动力传递的过程，三个行星齿轮组在动力传递过程中的工作情况，计算各个单排行星齿轮组在这过程中的传动比，以及传动的运动情况分析，进而组成 8 个不同的总传动比，即该款自动变速器有 8 个不同的挡位。然后主要以 2K-H 型行星齿轮机构为原型，描述了三种配齿计算方法。最后了解 722.6 自动变速的实物，并以此为原型，用三维建模软件，建立行星齿轮机构的三维模型。在这次的毕业设计中，我是初次接触三维建模软件 UG，虽然是第一次接触 UG，但是在学习了解之后，发现这款软件与其他的三维建模软件有一定相似之处，在三维建模上的功能特别强大而且特别方便，运用它进行行星齿轮机构的三维建模更加便捷。在这个过程中，我做的可能有些不足，因为我了解的知识还不够全面，但是正因为这些不足才让我收获了许多，在以后的学习中不断提醒自己。参考文献1吴光强, 孙贤安. 汽车自动变速器发展综述J. 同济大学学报(自然科学版), 2010, 38(10):1478-1483.2葛安林. 自动变速器(四)液力自动变速器(AT)的典型结构及发展趋势(上)J. 汽车技术, 2001(8):1-5.3饶振纲. 行星齿轮传动设计(第二版)M. 化学工业出版社, 2014.4刘接龙, 赵庆帅. 行星齿轮传动机构:, CN105090380AP. 2015.5韩文剑. 多档自动变速器行星齿轮传动机构的综合与分析D. 燕山大学, 2016.6李月超, 戚航. 浅议行星齿轮传动机构的设计J. 青年时代, 2016(14):105-105.7陶菊芬, 宋廷. 单臂分离式行星架行星齿轮传动结构: CN, CN103307217AP. 2013.8李书江, 李怀玉, 靳建平. 单排行星轮系变速组合解析J. 石家庄理工职业学院学术研究, 2015(4):1-4.9王宇航,佟占胜,吴秀英,张帆,李勇鹏.行星齿轮传动的均载机构及选择J.重型机械,2010(S2):158-162.10谭明中. 一种双级组合式行星齿轮传动结构:, CN206439341UP. 2017.11宋小艳. 自动变速器行星齿轮传动机构设计J. 内燃机与配件, 2018(5).12尹万建. 奔驰 722.6 自动变速器传动路线分析J. 汽车维修, 2014(8):20-21.13吴样洋. 多级斜齿行星齿轮传动系统动力学研究D. 大连理工大学, 2016.14 王晓英, 李森. 基于 UG NX 的模具三维建模与装配设计J. 机械设计与制造, 2007(1):146-148.15 张茜, 陈玉平. 现代记里车 的齿轮传动机构 J. 淮海工学院 学报( 自然科学版),2017,26(03):12-14.16杜波, 费宇, 刘雪垠,等. 2K-H 型行星传动配齿计