换档机构分析报告最终版(共33页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上AMT电控机械式自动变速器CAE分析报告目录一 主要分析参数二 AMT运动部件刚性分析三 齿扇与12齿齿轮有限元分析四 齿条与17齿齿轮有限元分析五 选档蜗杆与蜗轮有限元分析六 换档蜗杆与蜗轮有限元分析一 主要分析参数1.1 结构拓扑图43齿选档蜗杆17齿齿条齿扇12齿换档蜗杆70齿轴图1 刚性分析的总体结构模型结构拓扑图轴齿扇齿条17齿齿轮43齿齿轮12齿齿轮70齿齿轮选档蜗杆换档蜗杆大地轴固定副fix2旋转副revjoint4齿扇固定副fix2接触contact1齿条接触contact3移动副17齿齿轮接触contact3接触contact4旋转副revjoint

2、143齿齿轮接触contact4接触contact5旋转副revjoint212齿齿轮接触contact1固定副fix3旋转副revjoint370齿齿轮固定副fix3接触contact2选档蜗杆接触contact5旋转副revjoint5换档蜗杆接触contact2旋转副revjoint61.2 AMT零件的材料力学属性轴齿扇齿条17齿齿轮43齿齿轮12齿齿轮70齿齿轮选档蜗杆换档蜗杆材料40Cr40Cr尼龙40Cr尼龙40Cr尼龙40Cr40Cr弹性模量(MPa)2.1e52.1e56e32.1e56e32.1e56e32.1e52.1e5泊松比0.287-0.30.287-0.30.40

3、.287-0.30.40.287-0.30.40.287-0.30.287-0.3密度kg/mm37.85e-67.85e-61.35e-67.85e-61.35e-67.85e-61.35e-67.85e-67.85e-6屈服极限(MPa)785785150785150785150785785强度极限(MPa)9801.3分析方案及参数采用N-1-2-3-4-5-4-3-2-1-N-R-N方案。换挡间隔t=3s，仿真一个循环周期，即仿真时间为36s。选档蜗杆和换档蜗杆为驱动件，转速为n=1000rpm，其中选档时间约为0.1468s，换档时间约为0.157s。仿真模型中，换档的阻力等效为轴的

4、阻力距。选档的阻力为两个回位弹簧。两个回位弹簧的动态阻尼系数为0.5。选取刚体的接触刚度系数为10000。1、2、3、4、5、倒档的换档和摘档的阻力分别为F1-F12。选档行程h1和h2。换档的行程l1-l6（参数均为汽车厂家提供）。二 AMT运动部件刚性分析2.1选档蜗杆、换档蜗杆及轴的等效阻力矩为了实现选档和换档的顺利进行，必须在规定时间周期内完成选档和换档。此外轴上的等效阻力矩的大小必须和换档的时刻相对应。在此，用if函数表达式来写驱动和阻力矩表达式。 图2 选档蜗杆的转速图2表示的是选档蜗杆的转速。选档蜗杆处于反复旋转和静止的交替状态。以下是实现选档蜗杆转速的表达式。2*PI*n*(I

5、F(TIME:0,1,1)-IF(TIME-h1/a/n:0,1,1)-IF(TIME-2*t-ATAN(l2/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-2*t-ATAN(l2/52)/b/n-h1/a/n:0,1,1)-IF(TIME-4*t-ATAN(l4/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-4*t-ATAN(l4/52)/b/n-h2/a/n:0,1,1)+IF(TIME-5*t-ATAN(l5/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-5*t-ATAN(l5/52)/b/n-h2/a/n:0,1,1)+IF(TIME-7*t-ATAN(l3/52)/b/n:0,1,1

6、)-IF(TIME-7*t-ATAN(l3/52)/b/n-h1/a/n:0,1,1)-IF(TIME-9*t-ATAN(l1/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-9*t-ATAN(l1/52)/b/n-h1/a/n:0,1,1)-IF(TIME-10*t:0,1,1)+IF(TIME-10*t-h2/a/n:0,1,1)+IF(TIME-11*t-ATAN(l6/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-11*t-ATAN(l6/52)/b/n-h2/a/n:0,1,1)图3 换档蜗杆的转速图3显示的换档蜗杆的转速和图2显示的选档蜗杆的转速类似。以下是实现换档蜗杆转速的表达式。

7、2*PI*n*(IF(TIME-h1/a/n:0,1,1)-IF(TIME-h1/a/n-ATAN(l1/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-t:0,1,1)+IF(TIME-t-ATAN(l1/52)/b/n-ATAN(l2/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-2*t:0,1,1)-IF(TIME-2*t-ATAN(l2/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-2*t-ATAN(l2/52)/b/n-h1/a/n:0,1,1)-IF(TIME-2*t-ATAN(l2/52)/b/n-h1/a/n-ATAN(l3/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-3*t:

8、0,1,1)+IF(TIME-3*t-ATAN(l3/52)/b/n-ATAN(l4/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-4*t:0,1,1)-IF(TIME-4*t-ATAN(l4/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-4*t-ATAN(l4/52)/b/n-h2/a/n:0,1,1)-IF(TIME-4*t-ATAN(l4/52)/b/n-h2/a/n-ATAN(l5/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-5*t:0,1,1)+IF(TIME-5*t-ATAN(l5/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-5*t-ATAN(l5/52)/b/n-h2/a/n

9、:0,1,1)+IF(TIME-5*t-ATAN(l5/52)/b/n-h2/a/n-ATAN(l4/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-6*t:0,1,1)-IF(TIME-6*t-ATAN(l4/52)/b/n-ATAN(l3/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-7*t:0,1,1)+IF(TIME-7*t-ATAN(l3/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-7*t-ATAN(l3/52)/b/n-h1/a/n:0,1,1)+IF(TIME-7*t-ATAN(l3/52)/b/n-h1/a/n-ATAN(l2/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-8*

10、t:0,1,1)-IF(TIME-8*t-ATAN(l2/52)/b/n-ATAN(l1/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-9*t:0,1,1)+IF(TIME-9*t-ATAN(l1/52)/b/n:0,1,1)-IF(TIME-10*t-h2/a/n:0,1,1)+IF(TIME-10*t-h2/a/n-ATAN(l6/52)/b/n:0,1,1)+IF(TIME-11*t:0,1,1)-IF(TIME-11*t-ATAN(l6/52)/b/n:0,1,1)图4 轴上的等效阻力距图4所示的轴上的等效阻力距和换档运动对应。即在换档蜗杆运动时，轴上有相对应的阻力距，在换档蜗杆静止时

11、，轴上的等效阻力距为零。最大力矩可达9172.8Nmm。其中阻力矩的等效计算为：阻力矩M力臂52mm M=F*H换挡行程L阻力F 2.2 后处理分析主要包括动态接触力的分析、力矩的分析、接触力FFT频谱分析、力矩FFT频谱分析。图5齿扇与12齿齿轮间接触力图5显示了齿扇与12齿齿轮间接触力的变化规律。其中最大接触力大约在30s的时候，即倒档的换档，接触力达317.321N，如图5所示。另外可知，有接触力的时间段远小于接触力为零的时间段，齿扇与12齿齿轮的接触都是瞬时完成的。图6齿扇与相应齿轮间接触力FFT频谱分析通过对齿扇与齿轮间接触力FFT的变换，得到图6的结果，接触力的峰值出现在低频段，而

12、且没有出现高频响应，就说明不存在高频振动问题。图7 换档蜗杆与蜗轮间接触力对比图7与图5即可知，换档蜗杆与涡轮间接触力与齿扇与齿轮间接触力成一个比例关系。接触力最大值为108.172N。图8换档蜗杆与蜗轮间接触力FFT频谱分析图8与图6的曲线变化规律一致，只是在幅度上有所差异。图8的含义与图6相同。图9 齿条与齿轮间的接触力图9为齿条与齿轮间的接触力，考虑了两个回位弹簧的动态阻尼系数之后，得到的接触力有很大的瞬时冲击，最大冲击力85.595N为平稳时的20N的4.2倍。所以弹簧的瞬时压缩对接触力的影响很大，不能忽略。图10 选档蜗杆与蜗轮间的接触力图10中，选档蜗杆与蜗轮间的接触力在平稳状态下

13、的值为200N左右。而由图9得到的齿条与齿轮间平稳时接触力的值为20N左右，两者相差10倍左右。而观察换档蜗杆与蜗轮间接触力、齿扇与齿轮间接触力时会发现，换档蜗杆与蜗轮间接触力比齿扇与齿轮间接触力小，两者相差3倍。说明选档蜗杆承受的接触力较大，而换档蜗杆承受的接触力较小。图11换档蜗杆驱动力矩图11显示的是换档蜗杆的驱动力矩，这里显示的都是动载荷条件下的驱动力矩，其中最大的驱动力矩为1203Nmm。最大的动载荷会用于后面的换档蜗杆的ansys静力学分析。图12选档蜗杆驱动力矩图12显示的是选档蜗杆的驱动力矩，这里显示的都是动载荷条件下的驱动力矩，其中最大的驱动力矩为736.06Nmm。最大的动

14、载荷会用于后面的选档蜗杆的ansys静力学分析。图13 一二档回位弹簧的力图13表示的是一二档回位弹簧的力。考虑动态阻尼系数时，最大弹簧力可达52N，为平稳时弹簧力的2倍左右。图14 五倒档回位弹簧的力图14与图13类似，在平稳阶段弹簧力为17N左右。考虑弹簧动态阻尼系数时，最大弹簧力可达50N左右。图15 轴的轴向线速度从图15可看出，轴的线速度较大，最大值可达53mm/s。三 齿扇与12齿齿轮有限元分析3.1 分析目的使用ansys分析软件，对齿轮与齿扇进行静态的接触分析，是非线性的求解。齿轮的破坏一般是有接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏造成的。在此分析齿面所受应力和应变的情况。3.2分析过程

15、图16 齿扇与12齿的三维几何模型 图17 齿扇与12齿的网格划分由于齿扇与12齿齿轮的几何模型不规则，不利于网格的划分。在此对三维几何模型进行适当的处理，处理后的三维模型有利于网格划分，且对应力应变的分析没有影响。得到的网格如图17。图18 齿扇与12齿的有限元模型在图18有限元模型中，边界条件为齿扇的圆弧部分施加全约束，在12齿齿轮上施加力矩317.321*12=3807.852Nmm，其中力矩为整个动力学分析过程中最大的转矩（考虑了惯性矩）。在相互啮合的齿间添加了接触对。节点数单元数单元类型材料屈服极限泊松比弹性模量齿扇2238619200Solid18540Cr785MPa0.32.1

16、e512齿5112743932Solid18540Cr785MPa0.32.1e5图19齿扇与12齿齿轮的等效应力云图从图19可看出，齿扇与12齿齿轮为双齿啮合，啮合区域位于齿扇齿顶和齿轮齿面中部时，应力最大。图20 12齿齿轮的等效应力云图由图20的应力云图可测出12齿齿轮所受最大应力为22MPa。应力集中在齿轮根部以及齿轮中部的接触位置。图21 齿扇的等效应力云图由图21的应力云图可测出，齿扇所受最大应力为80Mpa，应力集中在齿顶的接触部位。图22 齿扇与12齿齿轮应变云图图23 12齿齿轮应变云图由图23的应变云图可以看出，在啮合区的齿外侧，应变较大，最大应变为0.左右，相当小。图24

17、 齿扇应变云图从图24可看出，在两个啮合齿的部位应变较大，尤其在齿顶处应变最大，可达0.。3.3 结论根据最大载荷的静力学分析可知齿扇和12齿齿轮所受最大应力均远小于40Cr材料齿轮的接触疲劳强度极限550MPa和弯曲疲劳强度极限450MPa。此齿轮和齿扇的设计是安全的。 四 齿条与17齿齿轮有限元分析4.1 分析目的使用ansys分析软件，对齿条与齿轮进行静态的接触分析，是非线性的求解。齿轮的破坏一般是有接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏造成的。在此分析齿面所受应力和应变的情况。4.2 分析过程图25 齿轮与齿条的三维简化模型为方便网格的划分，对模型进行简化，可将模型简化为图26所示，并进行有限元网

18、格划分。图26 齿条和齿轮的有限元网格划分图27 齿轮齿条有限元模型边界条件为齿条内径节点施加全约束，在齿轮上施加力矩85.595*10.625=909.447Nmm，其中力矩为整个动力学分析过程中最大的转矩（考虑了惯性矩，即为动态载荷）。在相互啮合的齿间添加了接触对。单元数单元类型材料屈服极限泊松比弹性模量齿条44372Solid185尼龙150MPa0.46e317齿11625Solid18740Cr785MPa0.32.1e5图28齿条和齿轮的应力云图图29 17齿齿轮的应力云图及应力集中点由图29可看出，应力最大处集中在齿根处，最大值达10.737MPa。而在齿的接触面处应力则相对小一

19、些。图30 齿条的应力云图及应力集中点由图30的应力云图可测出齿条所受最大应力为13MPa。应力集中在齿轮中部的接触位置，表现为接触应力。 图31应变云图图32齿条应变云图由图32的应变云图可以看出，在齿条齿顶处应变较大，最大应变为0.左右，相当小。图33 齿轮应变云图从图33可看出，在17齿齿轮的轮齿齿顶部分（包括接触区域和非接触区域）应变较大，最大可达0.。4.3 结论根据最大载荷的静力学分析可知齿条和17齿齿轮所受最大应力均远小于40Cr材料齿轮的接触疲劳强度极限550MPa和弯曲疲劳强度极限450MPa和PA66gf15材料的屈服极限。此齿轮和齿条的设计是安全的。五 选档蜗杆与蜗轮有限

20、元分析5.1 分析目的使用ansys分析软件，对选档蜗杆和蜗轮进行静态的接触分析，是非线性的求解。齿轮的破坏一般是有接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏造成的。在此分析齿面所受应力和应变的情况。5.2 分析过程图34 选档蜗杆和蜗轮的三维几何模型和此前类似，选档蜗杆和蜗轮的三维几何模型进行适当的简化，使得有利于网格的划分又不影响最终的结果。对图34的几何模型简化并划分后得到图35所示的网格。图35 选档蜗杆和蜗轮的网格划分图36 选档蜗杆和蜗轮的有限元模型图36所示的有限元模型的边界条件为蜗轮内径节点施加全约束，在蜗杆上施加力矩736Nmm，其中力矩为整个动力学分析过程中最大的转矩（考虑了惯性矩）。在相

21、互啮合的齿间添加了接触对。单元数单元类型材料屈服极限泊松比弹性模量选档蜗轮44372Solid185尼龙150MPa0.46e3选档蜗杆11625Solid18740Cr785MPa0.32.1e5图37 选档蜗杆和蜗轮的应力云图 图38 选档蜗杆的应力云图 由图38的应力云图可测出选档蜗杆所受最大应力为224.855MPa。最大应力出现在蜗杆齿根位置。图 39齿蜗轮的应力云图 由图39的应力云图可测出换挡蜗轮所受最大应力为194.276MPa。最大应力出现在蜗轮齿根位置。图40 选档蜗杆和蜗轮的应变云图图41 选档蜗杆的应变云图由图41的应变云图可以看出，在选档蜗轮的齿顶处，应变较大，最大应

22、变为0.。图 42齿蜗轮的应变云图从图42可看出，在选档蜗轮和蜗杆接触的位置应变较大，在齿顶处最大应变为0.。5.3 结论根据最大载荷的静力学分析可知选档蜗杆所受的最大应力远小于40Cr材料蜗杆的接触疲劳强度极限550MPa和弯曲疲劳强度极限450MPa。换挡蜗轮所受的最大应力超过了尼龙材料的接触疲劳强度极限150MPa，最大应力出现在蜗轮齿根易出现应力集中处，所以在蜗轮齿根处应该采用圆角过渡。建议设计者在保证选挡蜗杆与蜗轮几何尺寸不干涉的前提下，增大蜗轮齿根的过度圆弧半径（建议半径为0.1mm）。六 换档蜗杆与蜗轮有限元分析6.1 分析目的使用ansys分析软件，对换挡蜗杆与蜗轮进行静态的接

23、触分析，是非线性的求解。蜗轮蜗杆传动的破坏一般是由接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏造成的。在此分析蜗轮蜗杆齿面所受应力和应变的情况。6.2分析过程 图 43换档蜗轮蜗杆模型 图44换挡蜗轮蜗杆模型的有限元网格划分 由于换挡蜗轮蜗杆的几何模型不规则，不利于网格的划分。在此对三维几何模型进行适当的处理，处理后的三维模型有利于网格划分，且对应力应变的分析影响很小。得到的网格如图44。图45 换档蜗轮蜗杆有限元模型边界条件为换挡蜗轮内径节点施加全约束，在蜗杆上施加力矩359.104*3.35=1203Nmm（动载荷），其中力矩为整个动力学分析过程中最大的转矩（考虑了惯性矩）。在相互啮合的齿间添加了接触对。单

24、元数单元类型材料屈服极限泊松比弹性模量换挡蜗轮67848Solid185尼龙150MPa0.46e3蜗杆25747Solid18740Cr785MPa0.32.1e5图46 换挡蜗轮和蜗杆的应力云图图47 换挡蜗杆的应力云图 由图47的应力云图可测出换挡蜗杆所受最大应力为190.343MPa。最大应力出现在蜗杆齿顶的接触位置。图48 换挡蜗轮的应力云图 由图48的应力云图可测出换挡蜗轮所受最大应力为147.035MPa。最大应力出现在蜗轮根部以及中部的接触位置。图49 换挡蜗轮和蜗杆的应变云图图50 换挡蜗杆的应变云图 由图50的应变云图可以看出，在换挡蜗轮的齿顶处，应变较大，最大应变为0.。图51 换挡蜗轮的应变云图 从图51可看出，在换挡蜗轮和蜗杆的啮合处应变较大，在齿顶处应变最大为0.。6.3 结论根据最大动载荷条件下的静力学分析可知，换挡蜗杆所受的最大应力远小于40Cr材料蜗杆的接触疲劳强度极限550MPa和弯曲疲劳强度极限450MPa。换挡蜗轮所受的最大应力小于尼龙材料的接触疲劳强度极限150MPa。因此，换挡蜗轮蜗杆传动的设计是安全的。专心-专注-专业