二軸五檔機械式變速器傳動機構(gòu)設(shè)計含12張CAD圖

二軸五檔機械式變速器傳動機構(gòu)設(shè)計含12張CAD圖,五檔,機械式,變速器,傳動,機構(gòu),設(shè)計,12,十二,cad 附 錄 附錄 英文文獻(xiàn) 附錄 文獻(xiàn)翻譯 手動變速箱/減速器的動態(tài)效率建模與分析 摘要 – 為了分析和模擬車輛傳動系統(tǒng)的動態(tài)效率，從理論功率損耗推導(dǎo)出了彈性流體動力潤滑條件下的正齒輪/斜齒輪的公式（EHL）。將直齒圓柱齒輪預(yù)測模型與實測數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，驗證了嚙合效率模型的有效性。采用廣泛應(yīng)用并符合實驗結(jié)果的油攪拌， 風(fēng)阻和軸承功率損耗公式，將應(yīng)用于分析手動傳動系統(tǒng)的效率。根據(jù)變速器各部分的功率損耗公式，建立了基于 Matlab / Simulink 的手動變速器/減速機的動態(tài)傳動效率模型。在新的歐洲駕駛周期（NEDC）下，模擬了特定五速手動變速箱的每個檔位的效率圖。最后，在仿真結(jié)果方面，提出并分析了一種新型變速箱，能夠顯著提高傳動效率。 關(guān)鍵詞：齒輪嚙合功率損耗，油攪拌和風(fēng)阻，動態(tài)傳動效率，建模 1.介紹 車輛驅(qū)動系統(tǒng)的傳動效率通常被視為固定值。然而，傳輸效率總是隨著轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化而變化（Zhao et al。，2009）。為了減少驅(qū)動系統(tǒng)的功率損耗并延長驅(qū)動范圍 （特別是電動汽車），驅(qū)動系統(tǒng)的動態(tài)效率建模是首要任務(wù)。由于齒輪傳動廣泛應(yīng)用于機械傳動系統(tǒng)，本文從齒輪嚙合效率的研究入手。 在摩擦系數(shù)方面，齒輪效率調(diào)查可分為三類（Xu et al.，2007）。 第一組研究通過假設(shè)沿著整個接觸表面均勻的給定摩擦系數(shù)來研究齒輪效率。Yao et al.（2001 年）。將摩擦系數(shù)視為常數(shù)。從嚙合區(qū)域的瞬時嚙合效率和平均效率的計算公式是從驅(qū)動功率和負(fù)載功率的角度來實現(xiàn)的。第二組依靠公布的摩擦系數(shù)實驗公式。 Xu and Kahraman（2007）列出了適用范圍內(nèi)精確的經(jīng)驗公式。第三組引入彈性流體動力學(xué)潤滑（EHL）行為計算摩擦系數(shù)（Xu et al。，2007）。在流體動力學(xué)，接觸力學(xué)和摩擦學(xué)的基礎(chǔ)上，獲得了廣泛應(yīng)用的公式，但這些公式涉及太多因素，因此復(fù)雜。 對于斜齒輪嚙合功率損耗的更為復(fù)雜的計算和分析，很少提及。 基于 CFD 軟件的油攪拌損失的理論分析和模擬研究是罕見的，而在實驗的基礎(chǔ)上有許多經(jīng)驗公式來預(yù)測油攪拌損失。 Changenet 和 Velex（2007）審查了主要的攪拌計算公式，包括 Terekhov，Lauster，Boos 和 Boness 根據(jù)實驗結(jié)果提出的公式，修改了這些公式，并將計算結(jié)果與實驗結(jié)果進(jìn)行了比較。俄亥俄州立大學(xué)機械工程系在石油攪拌損失的理論研究上取得突破（Seetharaman，2009; Seetharaman 和 Kahraman，2009）。他們將油攪拌功率損耗分為四個部分，其中包括齒輪的周邊和面部的阻力損耗，根部灌注造成的功率損耗和油漬功率損耗，以及分別提出的理論公式，并通過實驗進(jìn)行了演示。但這種方法涉及很多參數(shù)，其數(shù)值解難，因此不實用。 齒輪風(fēng)量功率損耗的計算也基于經(jīng)驗公式。 Eastwick 等人 （2008）提出了根據(jù)實驗結(jié)果提出的湯森和道森提出的擬合公式，并介紹了關(guān)于 CFD 齒輪風(fēng)速模型建立的相關(guān)文章。 Diab 等人 （2004）將重點放在高速風(fēng)電功率損耗方面。 他們首先根據(jù)實驗數(shù)據(jù)總結(jié)了安德森和洛文特哈爾齒輪對的風(fēng)阻計算公式，并給出了實驗數(shù)據(jù)的擬合公式， 并提出了實驗過程和結(jié)果，最后提出了兩種不同的理論方法：尺寸分析和流體流動分析。此外，提供了這些公式給出的結(jié)果與實驗證據(jù)之間的比較。 然而，從整個變速箱的角度來看，對損失的研究和分析很少。 在計算變速箱各部分功率損耗公式的基礎(chǔ)上，Changenet 等 （2006）建立了熱網(wǎng)模型來預(yù)測傳輸?shù)墓β蕮p耗，并展示了其結(jié)果。 但是 Changenet 等 （2006）只是簡單地整合現(xiàn)有公式而不考慮風(fēng)阻。 Timothy（2008）進(jìn)行了詳細(xì)的實驗，以在寬范圍的速度和扭矩范圍內(nèi)提供實驗結(jié)果，這對于展示傳動/減速機的預(yù)測模型是有意義的。 然而，傳輸?shù)幕緟?shù)沒有提供，限制了實驗數(shù)據(jù)的應(yīng)用以演示具體的預(yù)測模型。 本文著重于考慮各種動態(tài)參數(shù)的齒輪嚙合功率損耗的理論推導(dǎo)和分析，特別是在計算斜齒輪功率損耗的過程中引入雙積分算法。 此外，本文基于 Matlab / Simulink 建立了齒輪箱/減速機的精確傳動效率模型，綜合考慮齒輪箱各部件的功率損耗，并介紹了油攪拌，風(fēng)阻和軸承摩擦等經(jīng)驗公式。 基于許多實驗數(shù)據(jù)擬合。 該模型可以幫助預(yù)測變速箱的傳動效率。 此外，本文提出了一種配置，以分析仿真結(jié)果后提高變速箱的傳動效率。 2.齒輪嚙合功率損失 齒輪嚙合功率損耗可分為兩部分，滑動和滾動功率損耗。 在 EHL 條件下，數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性主要取決于摩擦系數(shù)，載荷分布，嚙合點位置和油膜厚度。 本文對這些因素進(jìn)行了研究，推導(dǎo)出嚙合周期內(nèi)平均齒輪嚙合機械功率損耗。 2.1 直齒齒輪 圖 1. 外嚙合齒輪對原理圖 如圖 1 所示，網(wǎng)格循環(huán)被定義為從嚙合點到一對嚙合齒的嚙合點的運動。 行動方向分為四個部分（PC，CB1，PD，DB2），用于計算。 以節(jié)點 P 為原點。 首先計算嚙合點的瞬態(tài)嚙合功率損耗。 它是網(wǎng)格點位置的函數(shù)。 然后分別計算沿著嚙合方向和嚙合方向的積分。 最終得到整個網(wǎng)格周期的平均功率損耗。 根據(jù)嚙合漸開線齒輪的性質(zhì)，除了僅存在滾動速度的節(jié)點之外，在不同的嚙合點上同時存在瞬時滑動和滾動速度。 由于一對齒輪的接合表面的接觸狀態(tài)是連續(xù)的，根據(jù)聯(lián)系力學(xué)（Johnson，1992）的知識，兩個嚙合齒輪的嚙合點的正常速度分量相等。 2.2 螺旋齒輪 斜齒輪的任意橫截面實際上是具有無限小寬度的正齒輪。 螺旋齒輪可以看作無限小寬度的無限正齒輪的積累。 其網(wǎng)格效率的計算與正齒輪的計算相同。 假設(shè)齒輪剛度是恒定的，并且負(fù)載沿著接觸線均勻分布。 在從嚙合點到一對嚙合齒嚙合點的一個嚙合區(qū)域中，嚙合點的位置隨時間以及齒輪接觸線的長度而變化。 在此過程中，齒輪接觸線的長度從 0 增加到最大 bt，然后從最大值減小到 0.圖 2 顯示了 兩張照片。一種是漸開線接觸比等于或大于面接觸比，而另一種則是漸開線接觸 比例小于面接觸比。 圖 2. 螺旋齒輪嚙合區(qū)B1 是齒輪前面的接合點，B2 是齒輪背面的接合點。B1E1 被認(rèn)為是前面的嚙合區(qū)域。 一個嚙合周期從嚙合點開始并在接合點處結(jié)束。 網(wǎng)格劃分區(qū)域 B1B1'B2'B2 分為圖 2 所 示的五個部分，分別計算各部分的功率損耗。 假設(shè) K 是齒輪前面的嚙合區(qū)域中的一個嚙合點。 K 和 P 之間的距離是 s。 假設(shè)有一個足夠小的 dz 長度的接觸區(qū)域，它可以被認(rèn)為是接觸線 KK'上的一個點。 該區(qū)域和 PP'之間的距離為 x。 將節(jié)點設(shè)為 P 為原點。 嚙合區(qū)域的接觸線的整個長度為 Lall。而這個長度通常變化很?。≒u 和 Ji，2006），其中根據(jù)上述分析，利用雙重積分來計算螺旋齒輪的嚙合效率。 3.軸承的功率損失 傳動系統(tǒng)中的軸承是支撐軸抵抗負(fù)載的部件。 軸承功率損耗是由點接觸或線接觸的摩擦引起的。 如今，軸承功率損耗一般分為兩部分，由負(fù)載引起的摩擦功率損耗和由潤滑劑引起的粘性摩擦。 4.油攪動功率損失和風(fēng)阻損失 由于齒輪表面和側(cè)面上的油阻力以及在嚙合區(qū)域中潤滑劑的擠壓，存在油攪動功率損失。 在這里，油攪拌可以根據(jù)擬合公式（Changenet 和 Velex，2007; Changenet 等人，2006）表示 5.模型驗證 由于參考文獻(xiàn)中提出的軸承摩擦，油攪拌和風(fēng)阻功率損耗的經(jīng)驗公式是可靠和廣泛應(yīng)用的，本章主要展示了正齒輪嚙合效率模型與參考文獻(xiàn)中的實驗結(jié)果。對于斜齒輪， 本文沒有提供具體的演示，因為斜齒輪的計算公式可以與正齒輪相同的方式推導(dǎo)出來。 本文的模擬（Xu，2005; Chase，2005）來自以前被普遍接受的情況，其中包括兩個正弦齒輪對（23T 和 40T），其傳動比均為 1.仿真參數(shù)負(fù)載分布理想。 由于實驗條件的限制，本文采用其他研究者的實驗（Xu，2005）來演示仿真結(jié)果。將齒輪嚙合功率損耗與總功率損耗分開是困難的。 提供了機械效率曲線（Xu，2005）， 包括負(fù)載條件下的軸承功率損耗，為了演示齒輪嚙合功率損耗模型，在模擬中應(yīng)考慮負(fù)載條件下的軸承功率損耗模型。 通過比較，本文的數(shù)學(xué)模型顯然比周刊的數(shù)學(xué)模型更為準(zhǔn)確（Zhou，2004）。有兩個原因一方面考慮齒輪表面粗糙度對摩擦系數(shù)的影響。與嚙合點的位置相關(guān)的諸如摩擦系數(shù)和油膜厚度的變量被整合。另一方面，在計算每個相關(guān)因素時引入潤滑劑粘度修正因子。與本文的數(shù)學(xué)模型相比，（Xu et al。，2007）的模型僅修改了油膜厚度，而在彈性流體動力學(xué)潤滑的基礎(chǔ)上采用了負(fù)荷分布模型。結(jié)果表明，該參考文獻(xiàn)中的模擬結(jié)果與本文和實驗結(jié)果相似。在一定程度上，這意味著負(fù)荷分布模型對齒輪嚙合功率損耗模型的精度有一定的影響，這說明了進(jìn)一步研究的方向。