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1、学校代号 10532 学 号 P10020039 分 类 号 密 级 保密 工程硕士学位论文轿车变速器与主减速器一体设计研究学位申请人姓名 培 养 单 位 机械与运载工程学院 导师姓名及职称 学 科 专 业 车辆工程 研 究 方 向 汽车动力学及控制 论文提交日期 2014年5月23日 69D硕士学位论文学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作
2、者签名：日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权湖南大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。本学位论文属于1保密R，在 10 年解密后适用本授权书。2不保密。 (请在以上相应方框内打”)作者签名： 日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日摘 要汽车制造业是国民经济的支柱产业。发动机与变速器的设计与制造是汽车制造业的基础，变速器与发动机及整车的匹配性能及技术的先进性是衡
3、量一辆车的重要标志之一。目前掌握轿车变速器自主设计开发的企业及研究机构并不多，仍然依靠于国外技术。由于汽车的普及，迫切需要自主品牌企业研究、掌握变速器设计的核心技术。株洲齿轮有限责任公司（简称株齿公司）拥有国家认定企业技术中心和专业的变速器设计团队，并专注于齿轮行业近60年。本文在探讨变速器设计思路与方法的同时，以株齿5T15C变速器设计为实例，从整车经济性、动力性要求设计变速速比，并基于Romax 、UG NX8.0等软件对齿轮、轴、壳体和同步器进行建模设计、有限元分析、强度校核及噪音优化，最后通过变速箱总成台架试验和整车耐久性试验进行验证。经理论与试验分析证实，此设计过程与方法是一种切实可
4、行的方法。关键词：轿车变速器；UG有限元分析、Romax齿轮分析、齿形修形优化设计；同步器；变速器试验。Abstract Automotive industry is pillar industry of national economy. The design and manufacture of engine and transmission are the foundation of automotive industry. Transmission, engine and vehicle integration are one of the important signs of jud
5、ging a car. The research institutes and enterprises that master design and development of car transmission are not too much and still rely on foreign technology. With the popularization of automobiles, there is an urgent need to master the core technology of the transmission design by independent br
6、and. Zhuzhou Gear Co., Ltd.(ZZG) has a state-level technology center, has professional team that design transmission, and has focused on the gear industry for near 60 years. The design idea and method of transmission are studied in this article. Hereby, from the fuel economy, power demand design of
7、transmission ratio, and based on Romax, UG NX8.0 and other software for synchronizer, gear, shaft and shell modeling design, finite element analysis, strength check and noise optimization, the design of ZZGs 5T15C transmission is set as an example. Finally, through the verification of bench test and
8、 vehicle durability test, the theoretical and experimental analyses show that the design process for transmission is a feasible method.Key Words: Car transmission, Finite element analysis of UG, Gear analysis of Romax, optimization design for tooth profile modification, Synchronizer, Transmission te
9、st. 目 录湖南大学学位论文原创性声明和版权使用授权书I摘 要IIAbstractIII第1章 绪 论11.1研究背景及意义11.2变速器在汽车中的地位和作用21.2.1变速器的作用21.2.2变速器类型2第2章 变速器传动比设计52.1汽车发动机的使用特性52.2汽车驱动力与行驶阻力计算分析72.2.1 汽车的驱动力72.2.2 汽车的行驶阻力72.2.3汽车的驱动力与行驶阻力平衡图与动力特性图92.3整车动力性、经济性指标92.4变速器速比的选择102.4.1变速器主减速比的确定102.4.2变速器最高档传动比的确定102.4.3变速器一档传动比的确定112.4.4变速器邻档传动比的确定
10、12第3章 汽车变速器齿轮及轴设计163.1 Romax软件介绍163.2 变速器传动系统Romax建模163.2.1输入轴建模163.2.2 输出轴建模183.2.3变速器差速器壳体183.2.4变速器轴上轴承建模203.2.5变速器啮合齿轮建模213.2.6变速器各轴系装配223.2.7变速器总成装配233.3变速器Romax仿真分析243.3.1设定传动系输入与输出243.3.2定义传动系载荷谱243.3.3定义传动各档动力流253.3.4传动系静态分析263.3.5传动轴径向受力及变形分析263.3.6传动系各档齿轮受力分析283.3.7传动系轴承实用寿命分析283.4变速器齿轮齿形优
11、化设计29第4章 同步器结构设计394.1同步器的分类及结构394.2惯性锁环式同步器的结构及工作原理404.3 杠杠同步器结构及工作原理414.3.1 杠杆同步器的结构及特点414.3.2 杠杆同步器的工作原理424.4 三锥同步器结构及工作原理44第5章 变速器壳体有限元分析485.1有限元分析研究485.1.1有限元分析思路485.1.2有限元研究现状495.2 壳体有限元分析步骤495.2.1壳体建模495.2.2材料特性505.2.3划分网格515.2.4约束条件525.2.5 载荷施加及运算525.2.6 仿真后处理535.2.7对结果的分析55第6章 变速器可靠性试验566.1
12、变速器可靠性研究背景566.2 变速器台架试验标准及规范576.3 变速器疲劳寿命试验606.3.1 变速器疲劳寿命试验报告616.3.2同步器耐久试验626.3.3 噪音与静扭试验636.4 整车道路试验646.4.1 试验依据646.4.2 试验目的656.4.3试验要求656.5 NHV测试66结论与展望68参考文献69致 谢71第1章 绪 论1.1研究背景及意义随着我国汽车工业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对轿车变速器的设计，我了解到变速器在汽车性能中起着非常重要的作用，因此变速器的创新设计与制造对汽车行业的发展与进步具有深远的意义。汽车变速器的任务是传递动力，并在动力的
13、传递过程中改变传动比以调节或变换发动机的特性，同时通过变速来适应不同的驾驶要求。由于环境恶化、油价上涨等客观因素影响，使轿车对排放和油耗的要求越来越高，这些要求将在发动机、尾气处理系统和变速器上体现，其特点将是高效、清洁、操纵方便、低成本、低维护费用1。同时,因为世界轿车保有量增加，尤其是中国的轿车保有量暴增，驾车司机越来越年轻化，这对汽车行驶操纵安全性的要求也越来越高。变速器与发动机的匹配做为动力总成非常关键，因此，变速器的设计与开发紧跟于发动机的更新换代。近年来，发动机的轻量化、高性能、低油耗、环保性能得到了快速发展，在这些性能方面表现非常好的发动机有航天三菱4A9系列（1.3L1.6L）
14、发动机，该发动机为戴姆勒、克莱斯勒、三菱公司联合开发，最先应用在欧洲、日本生产的三菱COLT车上，后来也用于奔驰公司的Smart车辆上。此发动机在国产前仅在德国戴姆勒-奔驰公司的MDC-POWER工厂生产。在国外与此发动机匹配的变速箱为德国Getrag公司的452MT及452AMT变速箱。随着4A9系列发动机在航天三菱的国产，国内很多汽车厂家（如一汽海马、东南汽车、华晨汽车、北汽等）开始使用此发动机，但与之匹配的变速器需要从德国Getrag公司进口，进口价格敖贵，高达6000元以上，进口变速器无法满足国内自主品牌汽车市场的需求。基于以上情况调研，株齿公司测绘Getrag公司452MT变速器接口
15、尺寸及外形结构，成功开发了5T15C变速器（见图1.1），先后应用于一汽海马、东南汽车、东风柳汽、华晨汽车、广汽中兴、广汽吉奥等厂家。本文以东南汽车V5车型变速箱开发为例，介绍了5T15C变速器的开发过程。东南汽车V3菱悦在2008年11月份上市以来，累计销量达到20万辆，V5车型是在自主品牌V系列全新车型的研发上，东南汽车与股东方台湾中华汽车已启动联合开发工作，在自主品牌车型的整车设计、零件开发等方面分工合作、优势互补，有效降低开发成本。车身外形通过流线设计使其更富有时尚感，靓丽的颜色也较为引人注目。V5前脸设计的独特大型进气格栅显得颇具霸气，响应前部设计的车身后部同样通过紧凑的线条突出结实
16、的质感。图1.1 5T15C变速箱结构图1.2变速器在汽车中的地位和作用1.2.1变速器的作用轿车作为一种常用的交通工具，已在现代社会中占了举足轻重的地位，而变速器是汽车传动系统中最重要的部分之一，汽车前进、后退、增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。1.2.2变速器类型(1) 手动变速器（Manual Transmission，MT)手动变速器是欧洲轿车市场的标准配置，国内经济型轿车占有80%以上的市场份额2。手动变速器是驾驶员通过控制换挡手柄和离合器实现换挡，有操作乐趣、燃油经济性、起步及爬坡动力性、加速性好等优点，是有驾驶经验驾驶员的首
17、选。(2) 自动变速器（Automatic Transmission，AT） 随着电子计算机的快速发展，人们开始使用微电子技术来控制油耗，主要有发动机电控技术，无级变速器系统的应用等3。到20世纪80年代以后，我国才开始起步对汽车动力系统的最优化匹配进行研究，国内高校和汽车企业对这方面做了较多的研究4。主要集中在传动系数学模型建立和动力参数优化等方面。但是，汽车的动力性与燃油经济性二者往往是相冲突的，所以，做优化的时候要获得二者的综合优化方案。在建立动力性目标函数时，国内常用的是原地起步连续换挡加速时间、驱动功率损失率等;经济性目标函数常用多工况百公里燃油消耗量和有效利用率等5。自动变速器是美
18、国轿车市场标准配置，通过变矩器保证平顺换挡。目前新车型常用的自动变速器为6AT，部分高级轿车开始使用8AT。AT是目前技术最成熟、市场占有率最高的自动变速器，AT变速器结构见图1.2。图1.2 AT变速箱结构图(3) 电控机械式变速器（AMT）电控机械式变速器是在手动变速器的基础上在选换挡机构上增加电控或液压装置实现自动换挡。AMT 最早在1996年的BMW M3上推出，当时在欧洲得到了迅速的发展，但随着自动变速器技术的成熟与成本的降低，目前所占的市场份额很小，并在逐步萎缩。(4) 无级变速器（Constantly Variable Transmission，CVT）无级变速器是通过两个可轴向
19、移动的锥轮来改变通过锥轮的金属带或链条的传动比来实现无级变速。无级变速器早在1950年就在荷兰DAF小型车上应用，金属带（见图1.3）或链条制造技术是五级变速器的技术核心，由于其技术一直掌握在荷兰VD、德国Luk等少数公司的手中，荷兰VD公司制造的钢带占有世界90%以上的市场，奔驰、克莱斯勒、福特、菲亚特、多数日本制造商、变速器专家ZF全部使用荷兰VD提供的钢带。除了钢带、链条式CVT外，还有一种套筒式CVT，在压力的作用下，通过滚筒接触点的改变来改变速比，如日本精工（NSK）的半环形无级变速器（Half Toroidal CVT）。图1.3 CVT变速箱钢带结构图(5) 新一代电控式机械式变
20、速器（Dual Clutch Transmission，DCT）DCT采用以双离合器自动分合，实现动力短暂中断后快速换挡，优点为非常平顺和精确。德国BorgWarner公司在2003年将DCT进行了产业化，并已经配备在大众公司的VW、Audi、Skoda和SEAT等品牌轿车上，大众公司称这种变速器为直接换挡变速器（Direct-Shift Gearbox，DSG）。德国Getrag GmbH & Cie KG也将于2007年开始生产DCT技术的变速器。在燃油消耗方面，DCT比6速AT节油5%。DCT内部结构见图1.4。图1.4 DCT变速箱内部结构图第2章 变速器传动比设计2.1汽车发动机的使
21、用特性与5T15C匹配的发动机为航天三菱4A9系列（1.3L1.6L）发动机，该发动机为戴姆勒、克莱斯勒、三菱公司联合开发的，在轻量化、高性能、低油耗、环保性能与同类发动机有明显的优势。最先应用方面以欧洲、日本生产的三菱COLT车上、后来也用于奔驰公司的Smart车辆。此发动机在国产前仅在德国戴姆勒-奔驰公司的MDC-POWER工厂生产。三菱4A9系列主要参数及外部结构见表2-1和图2.1；发动机外特性曲线图及外特性扭矩、功率表见图2.2及表2-2。表2-1三菱4A9系列发动机参数表图2.1 4A9系列发动机外部结构图2.2 4A91发动机外特性扭矩曲线表2-2 4A91发动机外特性扭矩、功率
22、表n发动机16002000240028003200360040004400480052006000P发动机22.129.436.842.750.758.866.272.880.283.1112.9T发动机111.6129.8130124.8128.2135.1143140.1138.4135120 4A9系列发动机后方排气搭载布局的优点：触媒能获得早期的活化作用；扩大受冲击时的缓冲区域；缩短发动机中心与前端部的距离；减轻排气系统零件的重量。2.2汽车驱动力与行驶阻力计算分析2.2.1 汽车的驱动力 汽车发动机的输出转矩Mt经传动系传递到汽车驱动轮上。如图2.1所示，驱动轮上的转矩Mt对地面产生
23、作用力F，地面对驱动轮产生反作用力Ft，Ft与F是作用力与反作用力的关系，作用在不同物体上，Ft对车辆来说是外力，是推动汽车运动的驱动力3。图2.3 轮胎受力分析图 （2.1）其中：Me发动机输出的有效转矩，单位N.m；ig变速器传动比； i0轿车主减速比；传动系的机械效率； r车轮半径，单位m。表2-3 东南V5整车参数参数数值主减速比4.158发动机最大扭矩143N.m/4000rpm轮胎规格195/65R16根据表2-3轮胎规格计算出轮胎直径：d=轮毂值25.4+轮胎宽度扁平率2=轮胎的直径=1950.652+1625.4=659.9mm，得出r=d/2=0.33m。将表2-3中数据代入
24、公式2.1中，得出=5782N。2.2.2 汽车的行驶阻力汽车在行驶时，必须克服来自地面的滚动阻力、来自空气的空气阻力，在爬坡时，还要克服坡度阻力；汽车加速行驶时，还需要克服加速阻力。(1)滚动阻力： （2.2）其中：W驱动轮上的载荷； f0良好路面0.014，砂石路面0.02，卵石路面0.024。 (2)空气阻力： （2.3）其中：CD空气阻力系数,轿车约0.320.5，客车约0.50.8，货车约0.61.0； A汽车迎风方向的投影面积，单位m2； 空气密度，一般取=1.2258kg/m3； Vr汽车与空气的相对速度，单位m/s； g重力加速度，单位m/s2。表2-4 V5轿车的空气阻力系数
25、与迎风面积车型迎风面积A空气阻力系数CDAm2CDm2东南V51.80.30.54(3)坡道阻力： （2.4）图2.4 爬坡受力分析图其中：G作用与汽车上的重力，单位N； F坡道阻力，单位N； 坡道角度，单位度 。(4)加速阻力： （2.5）其中：汽车旋转质量换算系数； m汽车总质量，Kg； 汽车行驶加速度m/s2。 1车轮旋转质量折算系数，V5取0.05； 2飞轮旋转质量折算系数，一般取0.03；ibi变速器各档传动比。2.2.3汽车的驱动力与行驶阻力平衡图与动力特性图根据牛顿定律得出平衡方程Ft=Ff+Fw+F+Fj 即 (2.6)表2-5 汽车附着系数表路面沥青碎石土路干燥潮湿干燥潮湿干
26、燥潮湿高压轮胎0.50.70.350.450.50.60.30.40.40.50.20.4低压轮胎0.70.80.450.550.60.70.40.50.50.60.30.4越野轮胎0.70.80.50.60.60.70.40.550.50.60.350.52.3整车动力性、经济性指标节能、环保、安全是世界汽车工业发展永恒的主题。在保证动力性的前提下，汽车以尽量少的燃油消耗量经济行驶的能力，称为汽车的燃油经济性。中国及欧洲燃油经济性评价指标：一定运行工况下百公里燃油消耗量，单位为L/100km。影响燃油经济性的因素主要有以下三个：1）燃油消耗率；2）行驶中消耗的发动机功率或行驶阻力F；怠速油耗
27、、附件油耗、制动能量损耗，见图2.5所示。图2.5 现代中型轿车EPA城市、公里循环行驶工况的能量平衡在满足以下条件下，可以通过最高车速和起步加速时间来测试动力性。1）路面平整、干燥、清洁，纵向坡度在0.1%之内；2）大气温度在040之间，风速不大于3m/s；3）汽车满载；4）轮胎充气压力符合技术要求。 最高车速测试汽车以最高车速行经200m所需的时间来求得。起步连续换挡加速性能是指汽车以常用起步挡起步，按最佳换挡时刻逐次换至高挡，节气门处于最大开度，全力加速至0.8uamax的加速时间，也常用原地起步加速至100km/h所需时间来表示汽车加速性能。2.4变速器速比的选择选择最高档速比时，主要
28、考虑的是实现最高车速。并非越大越好，在动力性满足的前提下，需要考虑整车的经济性。在选择最低速比，即起步速比时，需要同时兼顾考虑两个原则：一是满足汽车最大爬坡度，坡度一般要大于30%，二是为使驱动轮不打滑，驱动力必须小于或等于驱动轮和地面的附着力。在选择中间档位的速比时，相邻的低档和高档传动比的比值不应大于1.71.8，从低档到高档比值应该逐步降低。2.4.1变速器主减速比的确定汽车行驶时，大部分时间以最高档（5档）行驶，而传动系统的传动比达最小值。因此，最小传动比的选择对汽车的动力性和经济性有很大的影响，为充分利用发动机的最大功率，选择主传动箱的传动比应满足以下条件： (2.7)式中： 发动机
29、输出最大功率时的汽车速度，km/h；为此，推荐按下式初选。 (2.8)式中： 发动机类型系数，汽油机取=1.01.1； 发动机输出最大功率时的转速，r/min； 车轮滚动半径，m。在选择时，根据同排量车型的设计经验确定齿轮模数，同时考虑到变速箱壳体的空间布局及兼顾系列化和配齿条件等要求。取=19，=79时，=4.158。2.4.2变速器最高档传动比的确定普通轿车为前置前驱，没有后桥差减及分动箱进行减速，因此传动系最高档传动比等于主减速器的主减速比乘以五档速比，即iz=i0*ig5。根据发动机外特性功率转速曲线，转化为汽车使用特性驱动功率车速曲线如图2.6所示。曲线1、2、3分别为总传动比iz1
30、=3.2、iz2=3.0、iz3=3.5时的汽车驱动功率车速曲线，其中iz2iz1iz3，当总传动比为iz1时，曲线1的最高点即驱动功率最高点与汽车阻力功率曲线相交即全部驱动功率用来克服阻力功率（滚动阻力功率和空气阻力功率），则交点的横坐标确定的车速在最高车速中为最大。可推算出ig5=iz/i0=3.2/4.158=0.77。图2.6 驱动功率车速曲线在选择时，考虑到齿轮模数系列化和配齿条件等要求。取=38，=29时，=0.763。随着油价的不断上涨，消费者对燃油经济性的要求逐步高于动力性。由于轿车在实际运行中绝大多数时间未处于满载状态，同时对经济性的要求相对更高，我们考虑在次高档驱动力相对较
31、大时获得最高车速，而在非满载时使用最高档取得较好的经济性。表2-6 汽车变速器各挡传动比的初选档位 挡 挡 挡 挡 挡R 挡档位传动比3.3081.9131.2580.9430.7633.231主减速比4.1582.4.3变速器一档传动比的确定一档是起步档，是传动系统中最大传动比，必须考虑三方面的问题：最大爬坡度、附着率及汽车最低稳定车速。就轿车而言，传动系最大系最大传动比也就是确定变速器档传动比与主减变速器传动比的乘积。当确定时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器档传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为 （2.9）一般轿车的最大爬坡度应该大于30%，即；路面类型
32、为一般沥青或混凝土路面，滚动摩擦系数=0.0180.020。汽车在一档以平地较低速度起步时，当发动机转速稍高于怠速，根据多年行驶三菱发动机轿车经验，取880rpm时，假使操纵速度V880=8km/h，（经验值V880=7.58.5Km/h），可计算出挂一档时的总传动比，即：在选择时，考虑到齿轮模数系列化、配齿条件及变速器壳体的空间布置等要求。取=13，=43时，=3.308。2.4.4变速器邻档传动比的确定邻档传动比是指相邻两个档位之间低速档传动比与高速档传动比的比值，用j12、j23j(n-1)n表示，n为档位数。通用设计理念是低速档传动比与高速档传动比的比值固定为常数，即按等比级数分配传动
33、比，主要目的在于充分利用发动机的功率，提高汽车的动力性。当汽车需要大功率时，如加速或上坡，若变速箱档位选择恰当，具有按等比级数分配传动比的变速器能使发动机经常在接近发动机外特性最大功率处的大功率范围内工作，这样可以增加轿车的后备功率 ,提高轿车的加速和上坡能力。按等公比原则分配传动比,假设为各挡都是等比级数的排列,各挡的速比阶都一样,即可求出几何级数公比： （2.10）理论上不考虑换挡过程所用的时间，按照等比级数来分配传动比，但实际换挡时车速会有所降低，所以传动比不是严格的等比级数。其原因是：传动系中齿轮必须是整数，配齿后计算值与理论计算有误；换档过程中车速有所降低，换档车速越高，换档过程中车
34、速下降越多。邻档传动比的选择与同步器的尺寸、结构、安装位置、主从动齿轮齿数匹配等相关,各档传动比之间的比值并不正好相。这主要是考虑到变速器各档利用率差别很大的缘故，汽车主要在高速档位行驶，因此，高速档相邻两档间的传动比的间隔应小些，特别是五档和四之间更应该小些。鉴于上述原因，英国马丁博士提出了汽车变速器偏置等比级数分配方法。由于汽车的工况不同,各档的工作时间和使用频次各不相同,易造成燃料浪费和操纵滞重。大部分驾驶经验者认为，轿车多数在高速档位置工作,换档频次也大大多于低速档，因此，低档位邻档传动比可以较大，高速档邻档传动比应该较小。同时，从汽车理论知识可得知，速比阶越小越节油，换档也越轻便；同
35、步器尺寸（受结构限制）较大时可以邻档传动比约大，尺寸较小时邻档传动比应该约小；多锥同步器邻档传动比可以约大，单锥同步器邻档传动比应该约小，各档邻档传动比过小，会导致变速器调速比减小，邻档传动比取值可参见表2-7。表2-7 变速器邻档传动比参考表档位四档变速器五档变速器六档变速器一二档1.71.81.71.81.71.8一二档多锥同步器1.82.01.82.01.82.0二三档1.51.61.51.61.51.6三四档1.31.51.41.51.41.5四五档1.21.31.31.4五六档1.21.3根据以上理论基础、5T15C变速器壳体的空间及齿轮对的匹配，各档速比选值如表2-8所示。表2-8
36、 变速器各档速比参数表齿轮一档二档三档四档五档主减主动齿数132331353819从动齿数434439332979齿轮速比3.3081.9131.2580.9430.7634.158总速比13.7537.9545.2313.923.173变速器速比确定后，可根据汽车的驱动力与行驶阻力平衡可计算出V5汽车的动力特性图，如图2.7所示；同时，根据发动机外特性图导出爬坡度曲线（图2.8）、加速度倒数曲线图（图2.9）、图动力特性图（图2.10）和百公里油耗曲线（图2.11）。图2.7 东南V5菱悦驱动力行驶阻力平衡图图2.8 爬坡度曲线图2.9 加速度倒数曲线图2.10 动力特性图图2.11 百公里
37、油耗曲线第3章 汽车变速器齿轮及轴设计本章主要研究5T15C变速器动力传动系统，通过由输入轴、输出轴、差速器及各挡传动齿轮实现动力传动。为了实现对变速器传动系统的三维建模，采用了简化模型的方式，这里参照Romax软件对变速器动力传动系的各个部件进行必要的简化处理，下面对Romax建模软件进行简要介绍。3.1 Romax软件介绍Romax是一家集软件工具开发和传动项目咨询为一体的公司，在传动领域有超过十二年以上的经验；总部设在英国、美国、日本、韩国、澳洲、印度等均开办有办事处。由Romax公司积累多年经验开发的Romax Designer主要应用于齿轮传动系统虚拟样机的设计和分析，在传动系统设计
38、领域享有盛誉。目前已成为齿轮传动领域事实的行业标准。Romax用来建立齿轮传动系统虚拟样机模型，还包括详细部件强度和可靠性分析，及传动系统振动噪声分析，大大加速传动系统的设计和开发流程。在Romax中，考虑结构柔性，同时考虑更多实际情况，如装配误差及轴承间隙、预载等。Romax Designer应用很广，其中包括航空、航天、国防、车辆、工程机械、传动箱设计、风力发电、工业、船舶、轴承等领域。3.2 变速器传动系统Romax建模3.2.1输入轴建模输入轴建模主要依照设计输入轴图纸上数据进行建模。由于Romax软件在轴系运动仿真计算时，是定义在每个档位下只用该档一对啮合齿轮，故为简化建模。对于轴上
39、有花键的轴段（为同步器安装位置）简化成无花键的轴段，轴段外径取花键大径。由于Romax中对啮合齿轮是成对建立然后装配的，故在轴上的从动齿轮在轴建模时暂时不建模，齿轮对应轴段部分取比对应齿轮齿根圆直径稍小的轴径。1、在建模时，首先按图3.1设定输入轴的材料及特性参数，同时对其表面平均粗糙度及表面处理进行设置。图3.1 输入轴材料参数设定2、根据输入轴总成装配图定义各轴段，输入轴的各段尺寸按图3.2所示进行定义：图3.2 输入轴各段尺寸3.2.2 输出轴建模输出轴的建模简化过程与输入轴的基本一样，按照图纸设计尺寸建模输出轴，如图3.3所示：图3.3 输出轴各段尺寸3.2.3变速器差速器壳体差速器壳
40、是固定行星齿轮的位置，与行星齿轮之间是采用行星十字轴连接的，行星齿轮可以绕着十字轴旋转。而此次仿真分析主要是对变速器各档传动齿轮进行模拟仿真分析，对于差速器里面的半轴齿轮、行星齿轮不做分析，故在建模时，简化差速器的建模，将差速器壳体（图3.4）当成轴件进行建模，输入轴的各段尺寸如图3.5所示。图3.4 差速器壳体图纸图3.5 差速器壳体参数3.2.4变速器轴上轴承建模变速器输入轴、输出轴和差速器壳体上一共有6个轴承，用来支撑这三根轴系，起到承载轴向与径向在和的作用。其中输入轴采用两个向心球轴承进行支撑，输出轴和差速器壳体采用两个圆锥棍子轴承支撑。由于Romax轴承库里面有很多种轴承，这里需要建
41、模的6个轴承在Romax轴承库里面基本都有，只是相关基本尺寸需要修改一下，下面就输入轴后轴承建模过程作简要说明，如图3.63.8所示：图3.6 输入轴后轴承 基本尺寸参数 图3.7 输入轴后轴承与轴、变壳间配合设置 图3.8 输入轴后轴承内圈与轴之间的约束关系和设定3.2.5变速器啮合齿轮建模变速器采用的是有级式方式，其原理即为齿轮传动比的计算。 其中主动齿轮转速为齿数为转矩,从动齿轮转速为齿数转矩。对于5T15C变速器总成齿轮组建模，有5组档位啮合齿轮和1组减速器啮合齿轮，这里主要对一档齿轮建模过程进行说明，其他齿轮组只是改变了传动比和与各轴之间的装配约束定义。Romax里面对于啮合齿轮的建
42、模时成对建模生成的，变速箱里面齿轮无需简化，啮合齿轮间中心距按68mm设定，齿轮建模参数按图3.10所示设置。图3.9 一档齿轮组公共参数设定 图3.10 齿轮组的详细几何尺寸由于齿轮组用材料与轴用材料都是20CrMoH，不同的是需要重新输入弯曲疲劳屈服强度和接触疲劳屈服强度试验参数来设定允许弯曲应力与允许接触应力，这里不再做详细说明。3.2.6变速器各轴系装配对于轴上的轴承在建模的时候已经说明装配约束，只要在装配时将轴承装配在正确的轴段上即可。对于各档滚针轴承装配与轴上6各轴承基本一样，只是轴承样式不同而已。对于轴上齿轮的装配，除了需要装配在正确轴段外，还需要对每个齿轮进行装配约束：本身需与
43、轴成一整体的齿轮装配时需约束为与轴集成。与轴之间用滚针轴承装配的齿轮需约束为非对称接触加轮辐轮廓调节，如图3.11所示。图3.11 齿轮与轴装配约束设定装配完成后，轴的总成如图3.12所示：图3.12 输入轴装配总成3.2.7变速器总成装配输入轴、输出轴、差速器壳体各总成装配完成后，就需要将这三根轴装配起来，在齿轮建模时已经确定了档位齿轮的中心距为68mm，而减速器齿轮的中心距为115mm。这些中心距即为各轴的定位坐标，装配完成，如图3.13所示。图3.13 变速器动力学仿真俯视图3.3变速器Romax仿真分析3.3.1设定传动系输入与输出传动系建模完成后，需要对传动系的输入端设定动力输入，输出端设定动力负载，但在这一步时，只是将输入输入扭矩的位置定下来，具体数值及分配在后面设定载荷谱的时候再设置。在这里为了简化建模，将输入端动力设定在输入轴花键末端部，将输出端负载设定在差速器壳体中心位置（假设分析过程左右半轴分配扭矩都相等），具体位置如表3-1所示。表3-1 动力输入、输出位置表动力负载位置动力输入286.65mm（输入轴花键）动力输出65.3mm（差速器壳体）3.3.2定义传动系载荷谱在对该传动系统进行仿真时，采用汽车行业标准“QC/T 568.1-2011汽车机械式变速器总成台架试验方法”对变速器各个档位运行时间、转速、扭矩进行定义。汽标载荷谱如表3-2所示，Romax中