乘用车二轴式五档变速器总成设计【含CAD图纸、说明书】
译文外文翻译题 目 乘用车二轴式五档变速器总成设计学 院 专 业 学 生 学 号 指导教师 汽车变速器的振动特性H. W. LEE, S. H. PARK1, M. W. PARK和 N. G. PARK (2008年8月1日编辑; 2009年1月5日修订)摘要:考虑到传动轴,传动轴承和轮齿的灵活性以及齿轮传动转子的陀螺效应,汽车变速器的数学模型已经发展得很成熟了。变速器内部的横向,扭转和轴向的运动是由于斜齿轮传动而耦合的。作用在汽车变速器上的激励力被分类成第一、第二和第三等级,这种分级的基础是由摄动法所确定的激励力的大小。产生这种激励力的原因是由于齿轮之间大量的不平衡,轴的位置偏差,轴承之间的间隙和非线性形变,传动误差和齿轮啮合刚度的周期性变化。在装载条件下的台架试验是以三档汽车变速器而进行的。振动特性的测试结果会与那些由理论分析所得出的结果进行对比。当对比结果的误差控制在3.3%之内时即对比之后的结果具有良好的一致性。关键词:汽车变速器,传动误差,临界转速,摄动法,装载条件下的台架试验,斜齿轮传动,振动学1. 介绍最近,消费者通过关注性能和质量两者上来选择喜欢的汽车。消费者会特别地寻找提高转向系统的操纵性,舒适性,安全性,动力性能,稳定性和汽车的燃油经济性的汽车。变速器是汽车的主要部件,有待于发展满足大容量,高性能,小型化和低噪声的更严格的要求。汽车变速器包括传动轴,斜齿轮,轴承,齿轮转子系统,壳体等。Lim 和Singh通过考虑固定和壳体来着手做汽车变速器的模态分析。通过改变壳体的结构和传动轴的布局,Rondo(1990)设计了一个产生较少齿轮传动噪声的汽车变速器。本田在1990年对齿轮转动链中轴向振动的模态特性进行了研究。当直齿圆柱齿轮中的弯曲效应和扭转效应偶合在一起时,Linda等人(1985)发现了外变速器系统的动力特性不同于当系统被看作成一个简单的、非偶合的系统时所得出的结果。Schwibinger 和 Nordmann (1988)发现这种在直齿圆柱齿轮中弯曲和扭矩的耦合效应影响了齿轮轴系统的稳定性。Choy等人(1990)研发了能使弯曲效应和扭矩效应偶合在一起的动态模型,这个动态模型是一种三档直齿齿轮转子系统状态,而这个系统状态是因为质量不平衡而被迫形成的;然后他又计算了瞬态响应和稳态响应。Choy 和 Ruan (1993)建立了一个带有单速直齿齿轮副的减速齿轮箱的模型。他对齿轮-转子-轴承系统的部分和壳体部分分别使用了传递矩阵法和有限元分析法,然后他将结果与由振动光谱的实验数据所得出的结果进行了比较。Kahraman等人(1992)通过考虑到弯曲振动和扭转振动的耦合效应从而得出了单速齿轮链的临界转速,并且他们还利用有限元分析法解决了质量不平衡的强迫响应和传动误差的问题。Kahraman(1994)按强迫效应计算了具有三档斜齿齿轮减速器的变速器的稳态误差。本田等公司(1990)研发了一个轻巧的,单速的,直齿齿轮传动链去研究齿轮轴的振动效应和比较实验数据和噪声等级中的理论数据。通过考虑到汽车变速器中轮廓的制造误差和轮齿的弹性形变,Lee 等人(2007)制定了齿廓修正曲线,他对由变速器中的误差引起的激励进行了计算响应和测量响应的对比分析;他的目的在于检验对于汽车变速器的适用性。本论文主要探究了一个数字模型,这个数字模型是用来分析由多层螺旋系统组成的汽车变速器的振动特性的。该模型的轴和轴承具有灵活性,陀螺效应和力偶,此力偶起因于齿轮由于传动时引起的的横向,扭转,轴向的运动。作用在汽车变速器上的激励力被划分成第一,第二,第三等级,这种分级的依据是由摄动法所决定的激励力的大小。产生这种激励力的原因是齿轮之间大量的不平衡,轴的位置偏差,轴承之间的间隙和非线性形变,传动误差和齿轮啮合刚度的周期性变化。在装载条件下的台架试验是在三档汽车变速器的情况下进行的。然后这个实验得出的结果将会与振动特性分析得出的结果进行比较。2. 汽车变速器的数字模型前置后驱类型的汽车的手动变速器的数字模型如示图1所示,这个模型包括74个轴元素,3个盘形元素,13个齿轮元素,7个斜齿轮轮齿副和13个轴承元素。在示图3中,字母S,G,B,P和D分别表示转动轴,齿轮,轴承,斜齿齿轮副和圆盘。另外,S1,S2,S3和S4分别地表示输入齿轮轴,输出齿轮轴,反转齿轮轴和倒挡惰轮轴。同样,G1,G2,G3,G4,G5,G6分别表示的是第四档齿轮,第三档齿轮,第二档齿轮,第五档齿轮,G7-G12表示的是副轴齿轮,G13表示的是倒挡惰轮。P1,P2,P3,P4和 P5分别表示的是第四档,第一档,第二档,第三档和第五档齿轮副。P6表示的是G11和G13的倒档齿轮副,同时,P7表示的是G5和G11的倒档齿轮副。D1表示的是三档和四档的同步器齿套,D2表示的是一档和二档的同步器齿套,D3表示的是五档和倒车档的同步器齿套。同样,B1, B2, B3和B6表示的是球轴承。B4和B5表示的是圆柱滚子轴承,B7-B13表示的是滚针轴承。 第一档,第二档和第三档的变速器的输出路径分别是 S1-G1-G7-G10-G4-D2-S2,S1-G1-G7-G9-G3-D2-S2和 S1-G1-G7-G8-G2-D1-S2。此外,第四档,第五档和倒档变速器的输出路径分是S1-G1-D1-S2, S1-G1-G7-G12-G6-D3-S2和S1-G1-G7-G11-G13-G5-D3-S2。图1:前置后驱汽车手动变速器的数字模型2.1.汽车变速器系统的运动方程式 汽车变速器的齿轮转子系统由斜齿齿轮传动链,轴,转子和轴承组成。这个模型考虑到了轴和轴承的灵活性,陀螺效应和由横向和扭转运动产生的力偶,这些运动是由齿轮传动引起的。齿轮啮合刚度会考虑到有关啮合轮齿的弹性形变。关于转子,因为它是刚体,所以要考虑陀螺效应。将轴承看作是线性弹簧并且将旋转轴看作是欧拉梁;并且这个模型将弹性效应和分布质量的动量效应两者都考虑在内了。汽车变速器系统的数字模型是通过装配变速器中的各种部件用子结构综合法而研发的。汽车变速器的运动方程式基于这个模型可以写成如下形式:M w + G w + Kw = 0 ( 1 )在方程式(2)中,广义位移w包括三个位移矢量: x,y和相当于横向矢量()和旋转扭矩()矢量如下所示: w = ( 2 ) 如方程式(1)中所示的运动方程式包含了转动惯量 M,回转力G和刚度K。 以有限元模块化原理为基础,我们考虑了汽车变速器的单个部件的作用。因此,我们为齿轮转子结构的每个部分建立了振动子模型。(如图2)(1) 就旋转轴而言,节点被指定在轴直径经常变化的位置。(示图2a)(2) 就磨盘而言,节点被指定在在中心点。(3) 就磨盘所安装在的轴而言,在磨盘上的轴直径是磨盘厚度的一半来延长的。(Krmer, 1993)(4) 就配合于壳体的轴承所在的轴而言,节点被指定在轴承的中心点。(示图2d)(5) 就中间齿轮和滚针轴承所附加在的轴上而言,并列的两个节点被分别指定在齿轮和滚针轴承的中心点。(示图2e)示图2.汽车变速器的模块化方法2.2振动模型的组件2.2.1.齿轮链的振动模型汽车变速器是由一个非常复杂的多层螺旋齿轮系统组成的。轮齿接触部位的振动建模过程如下所示。(1) 通过考虑到啮合轮齿的弹性形变来计算等效啮合刚度。(2) 忽略了遍布在啮合轮齿表面的分布式输出压力的摩擦部分;通过平均耦合力和在齿轮啮合节点上的平均集中应力可以确定分布力。忽略了耦合力,只考虑齿面上的齿向修缘,我们就能够把啮合轮齿的传动力界定为齿轮啮合节点的平均集中应力,如图3所示。(3) 只考虑一个齿轮轮齿的弹性形变,不考虑所有齿轮主体的弹性形变。(4) 如图4所示,将啮合轮齿分解成两个单独的,压缩的,线性的弹簧P-G1和P-G2。在这里,弹簧的导程是与轮齿接触线垂直的。示图3.斜齿齿轮副的模型示图4.斜齿齿轮副的模型( 5 ) 等效弹簧系数K1和K2可以通过Choi (1987)曾经所用的方法来计算,这个方法是将齿轮轮齿看作是悬梁臂时的弯曲形变和剪切形变。此方法是从赫兹接触理论得到了齿轮接触变形。斜齿齿轮副的数学模型如图5所示。设驱动齿轮的中心点为坐标的原点,径向水平方向为x轴,刚性转动方向为z轴。齿面接触力的方向矢量定义如下: (3)在方程式(3)中,指的是基圆的螺旋角,指的是主动齿轮和从动齿轮的中心夹角。主动齿轮的旋转方向是如图5所示的逆时针方向,作用线的转角表示为:在上面的表达式中,表示的是横向运转压力角。斜齿轮齿的势能推导式为 (4) 示图5.斜齿齿轮副的数学模型图解在方程式(4)中表示的是比例矩阵,是从齿轮中心与齿面接触位移之间的的刚体运动来进行相关线性计算的。齿轮副的轮齿刚度系数是通过Park (1987)研发的程序计算的。两个节点间的刚度矩阵可以通过方程式(4)来计算。假设这是一个集总参数系统。此方程式则是通过关于在两个啮合齿轮之间的中心的广义位移矢量来描述势能的。10
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