第1章  緒論

1.1 自動變速器的特點及分類

首先自動變速器取消了傳統(tǒng)的離合器片與離合器壓盤，取而代之的是液力變矩器，它的優(yōu)點是通過自動變速器的油液按傳遞發(fā)動機傳出的動力，這樣即使在車輛怠速掛檔后也不會熄火，而且發(fā)動機的動力平緩地傳遞給變速器。另外，它可以實現(xiàn)在前進檔位下的自動變檔，即根據(jù)車輛的負荷以及車速的變化增減檔，減少了人為換檔的勞動量，使人們在城市擁擠的交通狀況下享受到輕松的駕車感受。

汽車變速器是為解決發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩與車輛驅(qū)動所需的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩間的矛盾而設(shè)立的。車輛行駛性能的好壞，不僅取決于發(fā)動機，而且在很大程度上還依賴于變速器以及變速器與發(fā)動機的匹配。

   目前自動變速器技術(shù)的應(yīng)用，主要有以下三種形式：液力自動變速器;電控機械式自動變速器，簡稱;機械無級變速器。其中，液力自動變速器和機械無級變速器一樣，是有級變速器的自動換檔控制，而非無級變速器。

    液力自動變速器

  液力自動變速器的基本結(jié)構(gòu)是由液力變矩器與動力換檔的輔助變速裝置組成。液力變矩器安裝在發(fā)動機和變速器之間，以液壓油為工作介質(zhì)，起傳遞轉(zhuǎn)矩、變矩、變速及離合的作用。液力變矩器可在一定范圍內(nèi)自動無級地改變轉(zhuǎn)矩比和傳動比，以適應(yīng)行駛阻力的變化。但是由于液力變矩器變矩系數(shù)小，不能完全滿足汽車使用的要求，所以，它必須與齒輪變速器組合使用，擴大傳動比的變化范圍。目前，絕大多數(shù)液力自動變速器都采用行星齒輪系統(tǒng)作為輔助變速器。行星齒輪系統(tǒng)主要由行星齒輪機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)組成，通過改變動力傳遞路線得到不同的傳動比。由此可見，液力自動變速器實際上是能實現(xiàn)局部無級變速的有級變速器。液力自動變速器是目前使用最多的自動變速器。采用此種類型的自動變速器，免除了手動變速器繁雜的操作，使開車變得省力。同時，電子控制也使自動切換過程柔和、平順，因此汽車具有良好的乘坐舒適性和安全性、優(yōu)越的動力性和方便的操縱性。但這種變速器效率低，結(jié)構(gòu)復雜，成本也較高。

    電控機械式自動變速器

電控機械式自動變速器是在傳統(tǒng)固定軸式變速器和干式離合器的基礎(chǔ)上，應(yīng)用電子技術(shù)和自動變速理論來實現(xiàn)機電一體化協(xié)調(diào)控制的。車輛起步、換檔的自動操縱是以電控單元（ECU）為核心，通過液壓或氣壓執(zhí)行機構(gòu)來控制離合器的分離與接合、選換檔操作以及發(fā)動機節(jié)氣門的調(diào)節(jié)的。ECU根據(jù)車輛的運行狀況（發(fā)動機轉(zhuǎn)速、變速器輸入軸轉(zhuǎn)速、車速）、駕駛員意圖（油門開度、制動踏板行程）和道路路面狀況（坡道、彎道）等因素，按預(yù)先設(shè)定的由模擬熟練駕駛員的駕駛規(guī)律（換檔規(guī)律、離合器接合規(guī)律），借助于相應(yīng)的執(zhí)行機構(gòu)（發(fā)動機油門控制執(zhí)行機構(gòu)、離合器執(zhí)行機構(gòu)、變速器換檔執(zhí)行機構(gòu)），對發(fā)動機、離合器、變速器的協(xié)調(diào)動作進行自動操縱。

    AMT既具有液力自動變速器自動變速的優(yōu)點，又保留了原手動變速器齒輪傳動的效率高、成本低、結(jié)構(gòu)簡單、易制造的長處。它揉合了二者優(yōu)點，是非常適合我國國情的機電一體化高新技術(shù)產(chǎn)品。它是在現(xiàn)生產(chǎn)的機械變速器上進行改造的，保留了絕大部分原總成部件，只改變其中手動操作系統(tǒng)的換檔桿部分，生產(chǎn)繼承性好，改造的投入費用少，非常容易被生產(chǎn)廠家接受。它的缺點是非動力換檔，這可以通過電控軟件方面來得到一定彌補。

    在幾種自動變速器中，AMT的性能價格比最高。在中低檔轎車、城市客車、軍用車輛、載貨車等方面應(yīng)用前景較廣闊。

    無級自動變速器

機械式無級變速器種類很多，有實用價值的僅有V形金屬帶式。金屬帶式無級變速器屬摩擦式無級變速器，其傳動與變速的關(guān)鍵件是具有V型槽的主動錐輪、從動錐輪和金屬帶，金屬帶安裝在主動錐輪和從動錐輪的V形槽內(nèi)。每個錐輪由一個固定錐盤和一個能沿軸向移動的可動錐盤組成，來自液壓系統(tǒng)的壓力分別作用到主、從動錐輪的可動錐盤上，通過改變作用到主、從動錐輪可動錐盤上液壓力的大小，便可使主、從動錐輪傳遞扭矩的節(jié)圓半徑連續(xù)發(fā)生變化，從而達到無級改變傳動比的目的。機械式無級自動變速器傳動比連續(xù)，傳遞動力平穩(wěn)，操縱方便，同時因加速時無需切斷動力，因此汽車乘坐舒適，超車加速性能好。特別值得一提的是，由于可使發(fā)動機始終在其經(jīng)濟轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)運行，從而大大改善了燃油經(jīng)濟性。但與齒輪傳動相比，效率并不高，且此種變速器起動性能差，需另加起動裝置，制造困難，價格也較高。

1.2我國自動變速器的發(fā)展現(xiàn)狀

（1）液力自動變速器的發(fā)展與現(xiàn)狀

    我國從60年代起，就在“紅旗”770轎車上使用了具有2個前進檔的液力自動變速器，1975年又研制出具有3個前進檔的CA774液力自動變速器。

隨著中國的改革開放，大量國外轎車進入我國市場，其中許多中高檔轎車是帶有自動變速器的，而其類別幾乎全部是液力自動變速器。這也使一大批汽車修理企業(yè)對液力自動變速器的維修變得十分熟悉。由于對自動變速器良好性能的逐漸認識，用戶的需求量越來越大，使國內(nèi)汽車企業(yè)加快了自動變速器的發(fā)展步伐。

    1998年上海通用汽車公司（SGM）生產(chǎn)的用于別克轎車上的4T65E電子控制自動變速器正式下線，1999年開始批量生產(chǎn)并投放市場，率先在國內(nèi)將AT作為標準配置裝于轎車。1999年中日合資生產(chǎn)的本田雅閣轎車也正式投產(chǎn)，其AT為本田技術(shù)PAX型，它棄用行星齒輪，而選擇常嚙合平行軸式結(jié)構(gòu)，零件少、易制造是其長處，它采用了全電子直控式變速裝置，能使變速、燃油噴射以及巡航等控制相結(jié)合。與此同時，上海大眾的帕薩特B5、一汽大眾的捷達都市先鋒都裝備了自動變速器AG4-95。神龍公司也向市場投放了裝備進口的AL4智能型自動變速器的富康988“領(lǐng)導者”以及富康1.6L轎車。它采用了模糊控制理論和動力傳動系統(tǒng)綜合控制技術(shù)，實現(xiàn)了智能化控制，電子控制單元中有10種換擋規(guī)律，按需分別調(diào)用幾種換擋規(guī)律或同時或交替工作，共同控制變速器的狀態(tài)。一汽大眾的A6高級轎車上作為選裝件的AT為Tiptronic型，在自動變速的基礎(chǔ)上可提供手動換擋功能。北京吉普公司在切諾基越野汽車上小批量裝備了AW4自動變速器，現(xiàn)已達到1000多臺。因此，在國產(chǎn)車上選裝液力自動變速器已成為必然之勢。

    至于城市客車（即公共汽車）頻繁起步換擋，變速器、離合器和制動器的使用頻率是一般車輛的10倍左右，勞動強度極大，即使是職業(yè)駕駛員也因受心理與生理所限，迫切要求使用自動變速器。國外幾乎是100%裝用，我國1995年首次在國產(chǎn)公共汽車上裝備了Allison自動變速器，遍及深圳、上海、廣州、南京等城市，其中深圳已占有40%。

   （2）電控機械式自動變速器的發(fā)展與現(xiàn)狀

    在電子控制機械式自動變速器方面，國內(nèi)有關(guān)部門也正在進行研究。國內(nèi)對AMT技術(shù)的研究開展的比較晚，九五期間被列為”九五”科技攻關(guān)項目。目前，開展這方面研究的有吉林工業(yè)大學、北京理工大學、上海交通大學、深圳市欣源晟實業(yè)有限公司、哈爾濱埃姆特汽車電子有限公司、重慶東方歐翔汽車電子有限公司等。國內(nèi)的研制水平基本上處于全自動AMT的發(fā)展階段，和國外相比還存在著相當大的差距，但在理論上的研究和國際水平相當。

    原吉林工業(yè)大學對AMT理論進行了廣泛的研究，先后提出了2參數(shù)最佳換檔規(guī)律、動態(tài)3參數(shù)換檔規(guī)律、最佳同步換檔規(guī)律、動態(tài)閉環(huán)換檔控制、離合器模糊起步控制等理論，并在輕型車、重型車、轎車等不同的車型上進行了裝車實驗。北京理工大學對AMT的研究主要在重型車輛上，該校所研制的某裝甲車AMT產(chǎn)品已經(jīng)進行了3000km定型試驗考核，通過了產(chǎn)品設(shè)計定型。該產(chǎn)品采用電控液壓執(zhí)行機構(gòu)，能夠完全進行自動換檔操作，也可操作換檔手柄進行人工換檔，該產(chǎn)品還具有保持檔功能、自學習功能。原車的操縱機構(gòu)仍然保留，在電控系統(tǒng)出現(xiàn)故障時，可以進行手動操縱。深圳市欣源晟實業(yè)有限公司在轎車上實現(xiàn)了AMT自動換檔，其執(zhí)行機構(gòu)為普通電機，由3個電機分別實現(xiàn)油門、離合器、選檔、換檔的操作動作，通過對傳動機構(gòu)的設(shè)計，選檔和換檔的操作只需一個電機就可完成，離合器的驅(qū)動機構(gòu)采用省力裝置，減小了驅(qū)動電機的功率。目前部分車型如奇瑞QQ等已選裝AMT自動變速器。

   （3）無級自動變速器的發(fā)展與現(xiàn)狀

至于機械式無級變速器，早在十年前，國內(nèi)就有高校購買過國外樣機作分析研究。重慶大學正在對CVT的結(jié)構(gòu)、運動機理進行基礎(chǔ)研究;東風汽車公司和吉林大學、東北工業(yè)大學、湖北汽車工業(yè)學院合作，承擔了國家科技部九五重大攻關(guān)項目，對CVT技術(shù)進行實用化研究。目前，CVT自動變速器已應(yīng)用于很多車型，如奧迪A6、南京菲亞特的西耶那Speedgear、奇瑞旗云等。根據(jù)國外目前CVT應(yīng)用的趨勢和所做的預(yù)測，CVT可能是小功率（發(fā)動機排量2L以下）液力自動變速器最有威脅的挑戰(zhàn)者，國內(nèi)市場前景不容忽視。

1.3設(shè)計目的

我國是汽車數(shù)量大國，隨著社會發(fā)展人們對汽車的舒適性能要求越來越高，在我國廣闊的汽車市場中，輕型車和微型車占有不小的比例，這兩種車型中自動變速器的使用率不高，技術(shù)也不先進。自動變速器具有操縱方便、能提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命及汽車的動力性和適應(yīng)性、能減輕汽車對環(huán)境的污染等多方面的優(yōu)點，在汽車上被廣泛應(yīng)用。目前三速自動變速器主要應(yīng)用在韓國現(xiàn)代A4AF,A4BF，日本馬自達FA3A-EL和GF4A-EL,德國大眾096和097等車型中。對自動變速器技術(shù)的研究，我們起步較晚，與發(fā)達國家還有一定的差距。

1.4 三速自動變速器齒輪變速系統(tǒng)的設(shè)計要求

（1）為汽車提供三個前進檔和一個倒檔。

（2）結(jié)構(gòu)簡單，以降低加工難度和減小制造成本。

（3）操作方便，以減少駕駛員的工作疲勞度

小結(jié)：自動變速器主要有：液力自動變速器，電控機械式自動變速器，無級自動變速器。

我國自動變速器的發(fā)展與國外發(fā)達國家還有一定的距離。但國內(nèi)市場前景良好。

第2章 三速自動變速器齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1  變速器齒輪機構(gòu)圖及工作原理 

2.11  三速自動變速器齒輪的機構(gòu)

為滿足設(shè)計要求，變速器結(jié)構(gòu)緊湊，適合輕型、微型車使用，本設(shè)計采用拉維納式，即兩行星輪共用一個支架，它由雙排的行星齒輪構(gòu)成。具有大小兩個太陽輪、三個長行星齒輪和三個短行星齒輪并共用同一個行星架。僅有一個齒圈并和輸出軸連接。拉維納行星齒輪機構(gòu)可以組成三個前進檔和一個倒檔。它的前排是一個簡單的行星齒輪機構(gòu)。而后排則是一個雙行星齒輪機構(gòu)。（如圖2-1）

 圖2-1拉維納式自動變速器

2.12 各執(zhí)行元件的功能

該機構(gòu)的變速執(zhí)行元件共有五個。前多片離合器C1，后多片離合器C2，前制動帶B1，后制動帶B2，單向離合器F1。當多片離合器、制動帶和單向離合器起作用時，具有以下效果。

  （1）多片離合器C1作用來自于輸入軸（渦輪軸）的輸入動力接到后排小陽輪。

  （2）多片式離合器C2作用，把來自渦輪軸的輸入動力接到前排大太陽輪。

  （3）制動器B1的作用是固定前排大太陽輪不動，結(jié)果長行星齒輪圍繞大太陽輪外緣轉(zhuǎn)動，行星齒輪機構(gòu)作用。

  （4）單向離合器的作用，固定行星架不動，單向離合器在逆時針轉(zhuǎn)動時有自鎖功能。它具有后制動帶作用的同樣功能。

  （5）制動器B2的作用是，固定行星架不動，此時行星齒輪作為過渡輪。它繞自己軸線轉(zhuǎn)動。

2.1.3 三速自動變速器換擋原理

1）一檔

操縱桿位于D檔位置。C1多片離合器作用，小太陽輪為驅(qū)動元件。F1單向離合器作用并將行星架制動。齒圈作為輸出元件將動力傳遞給輸出軸。 

在這里行星齒輪只起過渡作用，為了改變輸入動力的旋轉(zhuǎn)方向。對機構(gòu)的速比影響忽略不計。因為多了一組過渡的行星齒輪，所以輸出軸和和發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)方向相同。

當小太陽輪順時針方向旋轉(zhuǎn)時，長行星輪最終帶動齒圈也順時針方向旋轉(zhuǎn)，此時，齒圈給行星架反作用的力矩。使行星架產(chǎn)生逆時針轉(zhuǎn)動的趨勢。由于F1逆時針轉(zhuǎn)動時自鎖，所以行星架被制動。

汽車處于滑行狀態(tài)時，由驅(qū)動輪逆向輸入的動力帶動齒圈順時針高速旋轉(zhuǎn)。通過長行星輪對行星架產(chǎn)生順時針轉(zhuǎn)動的力矩，于此同時，太陽輪仍有來自發(fā)動機的怠速動力帶動時期順時針低速轉(zhuǎn)動。但最終使行星架脫離單向離合器的鎖止，順時針自由空轉(zhuǎn)。這就是1檔的汽車滑行。當驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速低于某一值時，行星架又被F1單向離合器鎖止，汽車滑行狀態(tài)結(jié)束，又從新回復驅(qū)動狀態(tài)。汽車下坡時，驅(qū)動輪可以通過行星齒輪機構(gòu)，反向帶動發(fā)動機。利用發(fā)動機怠速運轉(zhuǎn)阻力，實現(xiàn)發(fā)動機制動。

2）二檔

     C1多片離合器和制動器B2同時作用。小太陽輪依然是驅(qū)動件，大太陽輪被B2制動。由于大太陽輪被制動，長行星齒輪只能在行星架的順時針轉(zhuǎn)動的基礎(chǔ)上實現(xiàn)順時針轉(zhuǎn)動。最后帶動齒圈旋轉(zhuǎn)。齒圈帶動輸出軸旋轉(zhuǎn)。其轉(zhuǎn)動方向與發(fā)動機方向一樣，輸出軸是減速運動。這是2檔的輸出軸轉(zhuǎn)速比一檔高，這是由于齒圈轉(zhuǎn)動的同時由長行星齒輪的自轉(zhuǎn)和行星架的公轉(zhuǎn)共同帶動。

3）三檔

     C1 C2 C3多片離合器共同工作，此時為直接檔，傳動比為1

4）倒檔

     此時多片離合器C2和制動器B1共同作用。大太陽輪作為驅(qū)動件，行星架被B1制動。動力由輸出軸傳給大太陽輪順時針旋轉(zhuǎn)，并帶動長行星齒輪逆時針旋轉(zhuǎn)，由于此時行星架制動所以長行星齒輪只能帶動齒圈逆時針旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)倒檔。

2.1.4 變速器原理圖

目前自動變速器所采用的行星齒輪機構(gòu)主要有兩種形式組成即辛普森式和拉維納式。拉維納式行星齒輪機構(gòu)由雙排的行星齒輪構(gòu)成。具有大小兩個太陽輪、三個長行星齒輪和三個短行星齒輪并共用同一個行星架。僅有一個齒圈并和輸出軸連接。即兩行星輪共用一個支架，它由雙排的行星齒輪構(gòu)成。具有大小兩個太陽輪、三個長行星齒輪和三個短行星齒輪并共用同一個行星架。僅有一個齒圈并和輸出軸連接。它與辛普森式自動變速器不同在于，辛普森式自動變速器由兩排行星架構(gòu)成，兩個行星齒輪公用一個太陽輪。其前后齒圈鏈接為一個整體。前行星齒輪和后齒圈組件連接。為滿足設(shè)計要求，變速器結(jié)構(gòu)緊湊，適合輕型、微型車使用，本設(shè)計采用拉維納式。

拉維納式原理氣路原理如圖2-2所示。

      圖2-2  工作原理示意圖

1.長行星齒輪 2．齒圈 3.行星架 4.短行星齒輪5.小太陽輪6大太陽輪. C1、C2、C3為1、2、3號離合器其中 B1、B2為1、2號制動器F為單向

2.1.5 各檔位工作情況分析表

 表2-1

2.2三速自動變速器的設(shè)計

2.2.1三速自動變速器設(shè)計參數(shù)

整備質(zhì)量：1180Kg           發(fā)動機最大功率：62.5Kw

最大扭矩：108Nm            

最低轉(zhuǎn)速：2000rpm           發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速：6000rpm

高車速140km/h              最大爬坡度：

輪胎型號：205/60/R15         主減速器傳動比：5.03

2.2.2各檔位傳動比計算

   設(shè)定長行星輪齒數(shù)為,齒圈齒數(shù)為，短行星齒輪齒數(shù)為，小太陽輪齒數(shù)為，大太陽輪齒數(shù)為。

   一檔傳動比的計算：

     由于一檔時行星架被固定，故該輪系為定軸輪系，動力由小太陽輪傳遞給短行星輪。短行星齒輪傳遞給長行星輪。長行星齒輪傳遞給齒圈。此時大太陽輪處于空轉(zhuǎn)，因此得出：

                              （2-1）                       

   二檔傳動比計算：此時大太陽被制動，大太陽輪在自轉(zhuǎn)的同時給小太陽輪一個力矩。

因此 對于后排行星輪（短行星輪）得傳動比得出：

                          （2-2） 

在二檔傳動比的計算時長行星齒輪將來自短行星齒輪的轉(zhuǎn)速傳給齒圈。                                 

      對于前排行星輪（長行星輪）

                                 （2-3）

由于大太陽輪被制動 ,故（自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速）

 綜合以上三式得出：

三檔（直接檔）傳動比的計算：

  由于行星齒輪副被鎖止，該系統(tǒng)成為一個整體在轉(zhuǎn)動，因此

    倒檔傳動比的計算：

  行星架被制動，該輪系為定軸輪系，倒檔工作時動力由大太陽輪傳遞給長行星齒輪，此時傳動比

                                             （2-4）

2.2.3最高車速的驗算

達到最高車速時，變速器處于最高檔（即直接檔）變速器的傳動比為1

 —為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速6000rpm

——主減速器傳動比5.03

——輪胎半徑0.3135m

 最高車速為140km/h

所以＞140km/h滿足要求

2.2.4齒輪齒數(shù)的確定

傳動系最大傳動比確定：

綜合汽車的最大爬坡度，最低車速，加速時間和附著條件等要求做出計算設(shè)計：

                              (2-5)

式中：G——整車重力11800N

      f——汽車頻率取0.02

      ——汽車最大爬坡度

      r——輪胎半徑0.3135m

            大傳動比滿足：                  (2-6)

汽車的最小傳動比:

  汽車的最小傳動比影響汽車的駕駛性能最小傳動比過小，汽車在重負荷下工作加速性不好出現(xiàn)噪聲振動。最小傳動比過大，燃油經(jīng)濟型差，發(fā)動機噪聲大。

在汽車的最小傳動比傳動比不同的情況下汽車的功率如圖所示：

圖2-3不同最小傳動比時汽車的功率圖

 各檔傳動比的分配:

 變速器中各檔傳動比按等比級數(shù)分配關(guān)系：

                                           (2-6)

實際高檔的利用率遠大于低檔，因此等比級數(shù)關(guān)系到高檔位的性能及變速器的使用性能。等比級數(shù)傳動比的分配對于發(fā)動機有很多優(yōu)點，在發(fā)動機工作范圍都相同的時候，加速時便于操作；各檔位工作所對應(yīng)的發(fā)動機功率都比較大，有利于汽車的動力性。

  圖2-4為一些常見的發(fā)動機傳動比的比值，根據(jù)此圖可以對傳動比的比值選取進行參考。

圖2-4常見轎車傳動比比值

如圖所示上訴常見車型均為轎車類型其傳動比應(yīng)比乘用車小。因而選取時應(yīng)選取較大值。

在爬坡度的選擇時貨車在各種路況下行駛一般最大傳動比在30%即。而越野車要在壞路或無路情況下行駛。爬坡度對于越野車是一個重要指標，它的最大爬坡度可達到60%即左右。在爬坡度的選取時乘用車在~之間選擇。今年來由于道路環(huán)境的改善而且乘用車的應(yīng)用廣泛，所以爬坡度的選取應(yīng)接近貨車。

考慮到汽車在平坦路面上行駛時的燃油經(jīng)濟性，變速器最高檔位選為直接檔（傳動比為1），此時汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性由發(fā)動機及驅(qū)動橋主減速比決定。變速器低檔（一檔）的傳動比決定了汽車的最大爬坡度。因此選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車的最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合考慮。為了滿足汽車的足夠的爬坡度。良好的附著力及可靠的工作。

綜合以上因素選定自動變速器各檔傳動比為：       

將所選擇的傳動比帶入式子（2-1）、（2-2）、（2-3）

經(jīng)計算得出齒圈齒數(shù)為74、大太陽輪齒數(shù)為36、小太陽輪齒數(shù)為29

  根據(jù)短行星齒輪同太陽輪嚙合，而長行星齒輪與短行星齒輪嚙合，而長行星齒輪又與齒圈嚙合，其中太陽輪、齒圈為同心圓設(shè)齒圈直徑為，太陽輪直徑，為短行星輪直徑為。

  位置關(guān)系如圖所示

 圖2-5行星齒輪位置關(guān)系

1行星架2短行星齒輪3長行星齒輪4齒圈5太陽輪

根據(jù)大太陽輪行星排同心(如圖2-5）

求出長行星輪齒數(shù)：

由于 

                                       （2-7）

驗證大太陽輪所在行星排的鄰接條件：

必須保證相鄰兩行星輪不產(chǎn)生碰撞，即保證行星輪之間有一定的空隙。兩相鄰行星輪的齒頂圓半徑和小于其中心距的一半。

圖2-6行星輪位置關(guān)系

            （取1)                 （2-8）

           符合條件

小結(jié)

變速器齒輪變速系統(tǒng)采取拉維納式典型行星齒輪結(jié)構(gòu)。確定了個檔位的元件控制關(guān)系。

在考慮燃油經(jīng)濟型，最大爬坡度等汽車性能指標后選取了變速器最佳傳動比。并且根據(jù)傳動比可以進行下一章的相關(guān)計算.

第3章  各齒輪元件參數(shù)的確定及校核

3.1齒輪材料的選擇原則

1、滿足工作條件的選擇

不同工作條件，對齒輪傳動有不同要求，故對齒輪要求亦有不同要求。但是對于一般動力傳輸齒輪要求其材料具有足夠的強度和耐磨性。，而且齒面硬，齒芯軟。

2、合理選擇材料配對

如對硬度不大于350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且兩輪硬度差在30-50HBS左右。而在三速自動變速器中，由于大小太陽輪不直接嚙合，而是由長短行星齒輪過渡后結(jié)合，所以大小太陽輪及行星齒輪可選取相同材料。

3、考慮加工工藝及熱處理工藝

變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：

        m≤3.5時滲碳層深度0.8~1.2

        m≥3.5時滲碳層深度0.9~1.3

        m≥5時滲碳層深度1.0~1.3

表面硬度HRC58~63；芯部硬度HRC33~48。

為滿足設(shè)計要求，變速器結(jié)構(gòu)緊湊，適合輕型、微型車使用，優(yōu)化選取齒輪材料為60MnVb.

3.2  行星齒輪各元件計算

3.2.1  齒圈受力及運算

齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度。為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的運動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲。壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明對于斜齒輪，壓力角為時強度最高。因此對于乘用車為加大重合度降低噪聲應(yīng)取，，，等小些的壓力角，實際上，因國家規(guī)定標準壓力角為 因此變速器普遍采用壓力角為

斜齒輪在變速器中得到廣泛應(yīng)用，選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲，齒輪強度和軸向力的影響。在齒輪選擇大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低。試驗還證明隨著螺旋角的增大，齒輪的強度也相應(yīng)提高。不過當螺旋角過大抗彎強度驟然降低。因此從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并且不希望過大的螺旋角，以取為宜。

齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素很多，為了增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬和重合度，并減少噪聲，并且減小變速器質(zhì)量應(yīng)選取較小的模數(shù)。因此為滿足設(shè)計要求，變速器結(jié)構(gòu)緊湊，適合輕型、微型車使用，此次模數(shù)選取1.5

齒圈在工作時起到傳遞動力的作用。齒圈作為輸出件，動力通過長行星齒輪傳遞。因為齒圈與長行星齒輪內(nèi)嚙合，所以齒圈的旋轉(zhuǎn)方向與長行星齒輪相同。當輸入軸的旋轉(zhuǎn)方向與齒圈相同則為前進擋。相反為倒檔，齒圈的直徑和壁厚的比值較大，容易產(chǎn)生變形，所以在加工過程中需要采用回火207~241HRB ，材料為60MnVb。

經(jīng)過手冊查閱得出[5]：

   齒圈的法面模數(shù)： 螺旋角： 壓力角   

           端面模數(shù) ：                    （3-1）

 Z=74

根據(jù)分度圓圓關(guān)系公式可知：

齒頂圓直徑：

  齒根圓直徑：

式中：——齒頂圓直徑

      ——齒根圓直徑

      ——斜齒輪法面參數(shù)

表3-1  斜齒圓柱齒輪的參數(shù)及幾何尺寸的計算公式

 注：表中取0，取1，取0.25

       齒寬 :                         (3-2)         

    (為常嚙合齒輪系數(shù) 取為6.0~8.5,取7.8)

a．  輪齒接觸應(yīng)力計算：

           1972.72Mpa                （3-3）

式中：F——法面內(nèi)基圓切向力

      ——端面分度圓切向力

      ——計算載荷1303N.mm

     ——節(jié)圓半徑 57.5mm

     ——齒輪材料的實際寬度  鋼材取Mpa

  ——主齒輪節(jié)點處齒廓曲率半徑（：  ）

b．彎曲應(yīng)力計算

          =232.46/mmmm     （3-4）

式中：——圓周力， 

——計算載荷，64.7Nmm

 ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5

 b——齒輪接觸實際寬度，斜齒輪用代替

 ——法面周節(jié)，

 y——齒形系數(shù)，由圖3-1

 ——重合度系數(shù)，取2

3.2.2小太陽輪受力及計算

小太陽輪在低速檔（即一檔）工作時起到動力輸入作用。輸入軸將動力輸入，此時C2離合器工作輸入軸的動力傳遞給小太陽輪。小太陽輪與軸通過花鍵連接。小太陽輪的材料為60MnVb。

查機械手冊[5]：太陽輪壓力角，螺旋角 。

經(jīng)計算小太陽輪分度圓直徑D=45mm，齒頂圓直徑為48mm，齒根圓直徑為41.25mm。

 a.接觸應(yīng)力計算:

1352.72Mpa

式中：——法面內(nèi)基圓切向力  

      ——端面內(nèi)分度圓切向力，即圓周力

      ——計算載荷 362.5N.mm

      ——節(jié)圓半徑  22.5mm

      ——節(jié)點處壓力角

      ——螺旋角

——齒輪材料的實際寬度,鋼材取

——齒輪接觸的實際寬度,斜齒用代替

——主齒輪節(jié)點處齒廓曲率半徑（

         ）

b．彎曲應(yīng)力計算

=270.45mmmm

式中：——圓周力， 

——計算載荷，56.4Nmm

——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5

——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9

——齒輪接觸實際寬度，斜齒輪用代替

——法面周節(jié)，

y——齒形系數(shù)，由圖3-1

——重合度系數(shù)，取2

  以上參數(shù)按圖3-1中齒輪齒數(shù)分布圖。圖中當齒輪受到的載荷作用于齒頂時按當量齒數(shù)計算。

                       圖3-1 齒形系數(shù)分布圖

——齒形系數(shù)y(當載荷作用于齒頂，)，

——斜齒輪按當量齒數(shù)

3.2.3大太陽輪受力及計算

大太陽位于小太陽輪的前端。由C2離合器控制動力的傳遞和切斷。大太陽輪在一檔時處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。而在二檔時大太陽輪被制動。在倒檔時大太陽輪作為主要的驅(qū)動元件。和小太陽輪相同屬于花鍵連接。

經(jīng)查手冊[5]：壓力角，螺旋角，法面模數(shù)，經(jīng)計算太陽輪分度圓直徑為56mm，齒頂圓直徑59mm，齒根圓直徑52.25mm。

a.接觸應(yīng)力計算

       1520.26Mpa（計算過程同上）

b．彎曲應(yīng)力計算

190.47N/mmN/mm

3.2.4行星輪受力及計算

  行星齒輪的傳遞特點是體積小，承載能力強，工作平穩(wěn)。行星齒輪傳遞效率高，但是傳動比不大。行星齒輪因公轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的離心慣性力和齒廓間反作用力的徑向分力可互相平衡。在拉維納式行星齒輪變速系統(tǒng)中有兩種行星齒輪，即長行星輪和短行星輪。因兩行星輪齒數(shù)相同，故其分度圓直徑相同經(jīng)計算：分度圓直徑D為30，齒頂圓33，齒根圓為26.25

   a.接觸應(yīng)力計算（長行星輪）

1422.29Mpa

b彎曲應(yīng)力計算

mm/mm

a.接觸應(yīng)力計算（短行星輪）

1328.73Mpa

b．彎曲應(yīng)力計算

/mm

3.3離合器摩擦片的選擇

   自動變速器中離合器的組成由壓盤、摩擦片、回位彈簧、離合器殼體等組成。在三速自動變速器中共有三組離合器C1、C2、C3分別控制小太陽輪、大太陽輪和行星架。在檔位變換時工作。摩擦片式離合器有較理想的非線性彈性特性。它的結(jié)構(gòu)簡單，緊湊零件數(shù)目少。在輸入軸高速旋轉(zhuǎn)時，性能保持穩(wěn)定。摩擦盤分布均勻，接觸良好，磨損均勻。易于實現(xiàn)良好的通風散熱和潤滑。壽命長。因為以上優(yōu)點在自動變速器中常采用這種離合器。

  摩擦片的外徑是離合器設(shè)計的主要參數(shù)。它對離合器的設(shè)計有決定性的影響。他直接影響離合器能夠承受的轉(zhuǎn)矩大小。也關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量使用壽命。在結(jié)構(gòu)空間允許的前提下盡可能的選擇較大的直徑。這樣既能滿足使用性能，又能增加使用壽命。

圖3-2 離合器摩擦片

  圖中所示為干式離合器面片。干式離合器面片主要用于對比濕式離合器面片能夠承受更高的溫度。適用于工作環(huán)境相對干燥的場合。濕式離合器面片多用于有潤滑油的工作環(huán)境中

  在選取離合器摩擦片時參考國家準機械零件根據(jù)國家機械局1996-06批準表[11]選擇：

圖3-3干式離合器

根據(jù)表中選擇表中選擇確定離合器的摩擦片尺寸：外徑為145mm,內(nèi)徑為100mm，厚度2.5mm，內(nèi)外徑之比為0.6896。

小結(jié)

  對行星齒輪，太陽輪，齒圈進行了計算。確定了其分度圓直徑。

  對行星齒輪，太陽輪，齒圈進行了材料的選取和力的校核。

  摩擦片在選取時按照國家標準形式，摩擦片數(shù)量由受力分析和離合器殼 體尺寸決定。

第4章 輸入軸的強度校核及壽命分析

4.1 輸入軸直徑選擇

4.1.1 軸的工藝要求及材料選擇

自動變速器的軸因為既承受扭矩又承受彎矩，因此可以采用滲碳，高頻，氰化等熱處理方法。軸的材料主要有碳素鋼和合金鋼。滲碳鋼比合金鋼價格低廉，并且對應(yīng)力集中的敏感性較小，所以應(yīng)用廣泛。常用的優(yōu)質(zhì)碳素鋼有30、40、45、和50鋼。為保證其機械性能，應(yīng)采用調(diào)質(zhì)正火處理，軸的直徑變化盡可能小，并且盡量限制軸的最大直徑與各軸段的直徑差，這樣既能改善軸的力學性能，減小應(yīng)力集中，又能節(jié)省材料，減少切削量。

軸上有需要磨削和切制螺紋處，要留有砂輪越程槽和螺紋退刀槽，以保證加工完整。

當軸上有多個鍵槽時，應(yīng)將它們開在同一母線上，以便一次裝夾后全部加工完。

如有可能，應(yīng)使軸上各過度圓角、倒角、鍵槽、砂輪越程槽、退刀槽及中心孔等尺寸分別相同，并符合標準和規(guī)定，以利于加工和檢驗。

與標準件相配合的軸段直徑應(yīng)滿足標準件的要求，取標準值。例如，與滾動軸承配合的軸徑應(yīng)按滾動軸承內(nèi)徑尺寸選??；軸上的螺紋部分直徑應(yīng)符合螺紋標準等。

為便于軸上零件的裝配，使其能順利通過相鄰軸段而到達確定位置，常采用直徑從兩端向中間逐漸增大的階梯軸。軸上的各階梯軸肩的高度，除用作軸上零件軸向固定，其余僅為便于安裝而設(shè)置的自由軸肩，其軸肩高度?？扇?/span>0.5-3mm。軸端應(yīng)倒角，以去掉毛刺，便于導向和裝配。固定滾動軸承的軸肩高度應(yīng)小于軸承內(nèi)圈厚度，以便拆卸。該高度要滿足軸承標準中的安裝尺寸要求。

4.1.2 軸徑的初步估算

根據(jù)經(jīng)驗公式：

式中：K——經(jīng)驗系數(shù) K=4.0~4.6

              ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 =108N.mm

  根據(jù)軸承的國家標準選擇將軸承直徑圓整所以輸入軸d取25mm.因此輸出軸直徑d取20mm.

   式中計算出的直徑為最小直徑，若剖面有鍵槽時，應(yīng)將計算出的軸徑適當加大。當有一個鍵槽時增大5%，當有兩個鍵槽時增大10%，然后圓整為標準直徑。

4.2 輸入軸的強度校核

受力分析如圖4.1所示：

圖4-1 輸入軸的受力分析

彎矩圖及扭矩圖如圖4-2 4-3所示：

圖4-2輸入軸的彎矩圖

圖4.3輸入軸的扭矩圖

計算支撐反力：

      在水平平面上：

          （4-1)

                          (4-2)

       負號表示的方向與受力簡圖所設(shè)方向相反。

           在垂直平面上：

                              (4-3)

在水平平面上：

在垂直平面上：

在a-a剖面   ：

由彎矩圖和扭矩圖可知a-a截面因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故為危險截面

查《機械設(shè)計》表10.1[9]

                             (4-4)

 取α=0.6

軸的計算應(yīng)力：    (4-5)                                 

  查表13-1[10]，軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理=60Mpa

，故安全

4.3軸承的選擇及壽命計算

4.3.1軸承的選擇

  在三速自動變速器中軸承的作用共有兩種：一種是起支撐作用的軸承一種是止推軸承。在這里止推軸承選取滾動軸承中的深溝球軸承。作為支撐的軸承選取為圓錐滾針軸承。軸承的選擇根據(jù)國家機械設(shè)計標準選取查表

表4-1[11]

4.3.2軸承壽命計算

  由機械手冊[10]查30250C號軸得Cr=32200N,C0r=28200N.

（1）計算軸承的軸向力。由機械設(shè)計表11.13查的30250號軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承Ⅰ、II內(nèi)部軸向力分別為：

  根據(jù)軸承受力布置圖，因此軸有左移趨勢。但由軸承部件的結(jié)構(gòu)圖分析可知軸承Ⅰ將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為：

比較兩軸承的受力：故只需要校核軸承Ⅱ。

(2)計算當量動載荷：

查表11.12，得e=0.04因為所以：X=0.44，Y=1.36

  當量動載荷計算為： N

（3）軸承壽命的校核：軸承在100以下工作,查機械設(shè)計表11.9得，。軸承壽命校核得：                 (4-8)

C==32200N  n=300r/min P=2045.8N ,

  已知自動變速器的使用壽命在保養(yǎng)好的情況可達到10年因此計算10年內(nèi)最高使用時間：

顯然，，故滿足壽命要求。

小結(jié)

  對輸入軸進行了軸徑選擇，并且對軸及軸上的軸承進行了力的校核。軸及軸承均符合標準。

  對軸承進行了壽命分析運算。軸承壽命符合要求。

結(jié)論

本設(shè)計基本完成設(shè)計任務(wù)，完成的工作有：

（1）本次設(shè)計選取拉維納式典型行星齒輪結(jié)構(gòu)。確定了個檔位控制元件的關(guān)系。

（2）在考慮燃油經(jīng)濟性，爬坡度等性能指標后選取了變速器的最佳傳動比。

   （3）對行星齒輪，太陽輪，齒圈等元件進行了計算和力的校核。其中是標準件的均按國標選取。設(shè)計中標準件有軸承，螺釘，摩擦片。  

參考文獻

[1] 關(guān)文達主編.汽車構(gòu)造．清華大學出版社，2005：209-215

[2] 陳家瑞主編.汽車構(gòu)造．機械工業(yè)出版社，2000：218-224

[3] 孫振偉主編PT噴油器維修與調(diào)校.東北林業(yè)大學出版社，2001：126-150

[4] 齊曉杰主編.汽車液壓與氣壓傳動，機械工業(yè)出版社，2005 ：55-68

[5] 吳宗澤主編. 機械設(shè)計實用手冊. 化學工業(yè)出版社,2004

[6] 徐灝主編. 機械設(shè)計手冊. 機械工業(yè)出版社，1998

[7] 朱龍根主編．簡明機械零件設(shè)計手冊． 機械工業(yè)出版社，1997

[8] 劉鴻文主編. 材料力學. 高等教育出版社，1991 ：36-45

[9] 鐘毅芳.增寶主編．機械設(shè)計． 華中科技大學出版社，2001 ：98-103

[10] 吳宗澤主編. 袖珍機械設(shè)計師手冊. 機械工業(yè)出版社，1998

[11]陳和法、姚華軍編.國家機械標準.國家機械工業(yè)局.2000：