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壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 摘 要 本設(shè)計針對目前社會上應(yīng)用越來越廣泛的自動變速器進行研究，完成了自動變速器的總體方案、控制系統(tǒng)以及行星齒輪機構(gòu)的設(shè)計。選用微型汽車發(fā)動機排氣量為0.94L，汽車最大總質(zhì)量1800Kg，行駛最高時速200Km/h。 本設(shè)計論述了自動變速器的結(jié)構(gòu)組成、工作原理并對主要零部件進行了參數(shù)設(shè)計和強度校核。自動變速器由液力變矩器、超速檔行星齒輪機構(gòu)、3速行星齒輪機構(gòu)和液壓控制系統(tǒng)等組成。其中行星齒輪由三部分組成：一個太陽輪、一個裝有行星輪的支架和一個內(nèi)齒圈齒輪。行駛速度的調(diào)節(jié)、節(jié)氣門位置的移動以及發(fā)動機轉(zhuǎn)速的控制均是通過齒輪之間的滑動來實現(xiàn)的。其中行星齒輪裝置在傳遞能量和對發(fā)動機提供扭矩的調(diào)整過程中起了關(guān)鍵性的作用。使齒輪產(chǎn)生移動的作用力來源于液體壓力。復(fù)雜的閥體被用在封閉的系統(tǒng)內(nèi)控制和引導(dǎo)有壓力的液體的流動。 所設(shè)計的變速器能夠在適當(dāng)?shù)牟僮鳝h(huán)境下實現(xiàn)超速檔、倒檔、前進檔、空檔和直接檔之間的檔位變換。實現(xiàn)了操控方便、省力、快捷的目的。 關(guān)鍵詞：自動變速器；行星齒輪；液壓控制系統(tǒng)；內(nèi)齒圈齒輪；檔位 I ABSTRACT Automatic Transmissions is widely used in the society in the recently years. This design is specially preparing for studying it . Automatic Transmissions whole set the control system and planetary gear set has been done. The output gas of the engine is 0.94L ,the quality of the whole car is 1800Kg ,the highest speed is 200Km/h. In this design there are the consist set of the Automatic Transmissions, laws of planetary gear operation , the date of designed most important set and checking its strongthen. It has three parts ,there are the torque converter ,overdriver planetary gear systems ,three speed planetary gear systems and hydraulic control systems. A simple planetary gear set consists of three prats : a sun gear ,a carrier with planetary pinions mounted to it and an internally toothed ring gear or annulus. Automatic Transmissions upshift and downshift with no direct assistance from the driver .Factors such as road speed , thottle position and governed engine speed control and triggr shifting between gears. The majority of automatic transmissions rely on planetary gear sets to transfer power and generate torque from the engine to the drive line. The shifting of planetary gears is actuated by the use of hydranlic force .An inticate system of valves is used to control and direct pressurized fluid in the closed system.Under proper sperating conditions it provides overdrive ,reverse,Forward reduction, neutral and direct drive. Key Words：Automatic transmission; Planetary gear; Hydraulic control system; Internal gear; Driver VIII 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 1.1 選題的理論意義和應(yīng)用價值 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.3 設(shè)計內(nèi)容 2 2 自動變速器的設(shè)計參數(shù) 3 2.1 變速器基本參數(shù) 3 2.2 發(fā)動機主要性能指標(biāo) 3 3 液力變矩器的設(shè)計 4 3.1 液力變矩器的結(jié)構(gòu) 4 3.2 液力變矩器的選型 5 4 自動變速器的設(shè)計 6 4.1 四檔自動變速器工作原理 6 4.2 四檔自動變速器工作表 10 4.3 行星齒輪的設(shè)計 11 4.4 軸與軸承 13 5 自動變速器控制系統(tǒng) 18 6 結(jié) 論 19 參 考 文 獻 20 附錄1：外文翻譯 21 附錄2：外文原文 24 致 謝 30 微型汽車自動變速器的設(shè)計 1 緒論 1.1 選題的理論意義和應(yīng)用價值 自動變速器是除了發(fā)動機以外汽車上最重要的一個部分,汽車的很多技術(shù)和相關(guān)性能都與它有著必不可少的聯(lián)系,比如汽車的動力性、經(jīng)濟性、操縱性以及汽車的某些零部件,甚至汽車行駛的安全性、乘坐舒適性與變速器的性能都相關(guān)緊密。[1]當(dāng)汽車的自動變速器在行駛過程中因為長時間的工作損耗了自身的性能,而導(dǎo)致變速器失效時,這對汽車運行的速度會有很大的影響,從而會降低了客戶對汽車的滿意度。因此，研究汽車自動變速器的可靠性優(yōu)化設(shè)計有著重要的作用,不僅可以提升顧客的滿意度,而且對汽車的整體性能也有幫助。 汽車變速器對汽車的動力性操縱性以及尾氣排放都有著重要的影響,是汽車里面僅次于發(fā)動機的重要組成部分,自動變速器的產(chǎn)生和應(yīng)用對汽車各方面的性能發(fā)揮了重要的作用,不僅使汽車的駕駛舒適性和形式的安全性得到了改善 , 而且對汽車運行的速度更接近于理想 的性能。目前汽車自動變速器在汽車行業(yè)界受到了廣泛的關(guān)注,因其能對汽車性能得到實質(zhì)性的改變以及良好的發(fā)展前景,各汽車廠家對自動變速器都投入了大量的人力物力來研制開發(fā),建立了很多自動變速器的開發(fā)與生產(chǎn)基地 ,自動變速器的技術(shù)也日趨成熟。[2] 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，車輛性能不斷優(yōu)化，電子化程度不斷加強，搭載汽車自動變速器的轎車正在逐漸取代手動變速器已經(jīng)成為主流，也是汽車變速器市場發(fā)展不可逆轉(zhuǎn)的趨勢。目前，產(chǎn)業(yè)化技術(shù)成熟的自動變速器在車輛上的應(yīng)用主要有四種；液力自動變速器AT、電控機械式自動變速器AMT、無級自動變速器CVT和雙離合器自變速器DCT。日趨嚴格的法律法規(guī)和汽車駕駛者日益提高的環(huán)保意識使汽車產(chǎn)業(yè)開始意識到，混合動力在汽車行業(yè)將贏得越來越重要的市場地位。一個新的驅(qū)動系統(tǒng)在這樣的背景下脫穎而出：混合動力專用變速器DHT正在作為新的混合動力驅(qū)動，主要在歐洲發(fā)展起來。[2] 隨著時間的推移，手動變速器的市場占有率會逐漸降低，自動變速器將不斷增加。發(fā)展趨勢緊緊圍繞安全、環(huán)保、節(jié)能、操縱輕便化、換擋自動化、智能化、整車電子集成控制一體化等方面展開。 目前我國匹配各類型變速器的車型的統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，我國手動變速器比例在總體上呈下降趨勢，但仍然處于主導(dǎo)地位，絕對數(shù)值超過50%自動變速器中的AT處于絕 對多數(shù)地位，DCT增長速度最快，CVT在近幾年呈現(xiàn)快速增長的勢 頭，AMT已有應(yīng)用。近年來，國內(nèi)部分汽車及變速器企業(yè)通過引進先進的技術(shù)與設(shè)備，并通過不斷的吸收創(chuàng)新，逐步縮小在自動變速器領(lǐng)域與國際先進水平的差距。中國自動變速器產(chǎn)業(yè)化總體上已經(jīng)進入起步階段，盡管不同類型自動變速器的技術(shù)成熟度不同，不同企業(yè)根據(jù)自身條件和產(chǎn)品定位，所走的技術(shù)路線也不同，但AT/AMT/CVT/DCT多元化技術(shù)路 線的格局已經(jīng)形成，并將長期保持下去。在不同類型自動變速器競爭中，高效率、可靠性、開發(fā)時間、性能和價格將成為競爭的關(guān)鍵因素，市場將最終做出選擇。[3] 1.3 設(shè)計內(nèi)容 本設(shè)計在現(xiàn)有自動變速器的條件下，做了一些改變。其一是用液力變矩器取代液力耦合器。液力變矩器在正常工作時，貯于環(huán)形內(nèi)腔中的工作液除有繞變矩器的軸做圓周運動以外，還有在循環(huán)圓中的循環(huán)流動，故能將轉(zhuǎn)矩不變地從泵輪傳遞至渦輪上。由于在結(jié)構(gòu)上比耦合器多了一個導(dǎo)輪機構(gòu)，在工作液循環(huán)流動的過程中，固定不動的導(dǎo)輪給渦輪一個反作用力矩，使渦輪輸出的轉(zhuǎn)矩不同于泵輪輸入的轉(zhuǎn)矩，起到變距的作用[4]。當(dāng)汽車起步或在壞路面上行駛時，變矩器起作用，這使其充分發(fā)揮其自動適應(yīng)行駛阻力劇烈變化的優(yōu)點。第二個特點是在辛普森三速行星齒輪機構(gòu)前添置一個超速檔行星齒輪機構(gòu)。使得超速行星排因獲得大于發(fā)動機輸入軸傳遞的扭矩而使行駛速度得以提升。這在充分利用燃料方面又邁進了一大步。 本設(shè)計旨在提高汽車的燃料利用率和車輛行駛的平順性兩方面作出努力。安裝了此變速器的車輛具有操作簡便、換檔平穩(wěn)、乘坐舒適、過載保護性好等優(yōu)點。而且大大減輕了駕駛員的勞動強度，提高平均車速，有效提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命，影響深遠。 由于國內(nèi)研制自動變速器尚屬起步階段，故而在資料方面便顯得有些捉襟見肘。在大量閱讀美國、日本、英國等國外技術(shù)資料后，才得出此設(shè)計意圖。結(jié)合《行星齒輪傳動技術(shù)》、《自動變速箱》、《進口豐田轎車新結(jié)構(gòu)的維修》等書目，便開始著手展開設(shè)計。本設(shè)計主要內(nèi)容有自動變速器的機構(gòu)組成，工作原理，超速檔行星齒輪機構(gòu)和辛普森式三速行星齒輪機構(gòu)是本次設(shè)計的著眼點。分參數(shù)選取、理論分析、設(shè)計計算和強度校核四大步展開的。將得到一套完整的自動變速器總體方案的設(shè)計。 2 自動變速器的設(shè)計參數(shù) 2.1 變速器基本參數(shù) 設(shè)計基本參數(shù)如表2.1所示。 表2.1變速器基本參數(shù)表 (1)發(fā)動機排氣量：0.94L； (2)空車質(zhì)量：1460Kg； (3)最大總質(zhì)量：1800 Kg； (4)載客量：5人； (5)汽車車輪直徑：60mm； (6)發(fā)動機最大功率：120kW； (7)發(fā)動機最大扭矩：200N?m； (8)變速器質(zhì)量：250 Kg； (9)各檔位傳動比：iD-1=2.75；iD-2=1.5；iD-3=1；iD-4=0.71；iR=-2.5。 2.2 發(fā)動機主要性能指標(biāo) （1）發(fā)動機最大功率Pemax及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速np Pemax=magfvamax3600+CDAvamax376140ηT 發(fā)動機基本參數(shù)如表2.2所示。 表2.2發(fā)動機基本參數(shù)表 Pemax——發(fā)動機最大功率Kw g——重力加速度 9.8ms2 ηT——傳動系的傳動效率取ηT＝0.9 ma——汽車總質(zhì)量取ma＝1800kg f——滾動阻力系數(shù)f=0.0165+0.0001(va-50) 取va=125Km/h 所以f＝0.024 vamax—最高車速取vamax=200Km/h Cd——空氣阻力系數(shù) Cd＝0.4 A——汽車正面投影面積 A≈0.78BH≈0.78×1.8×1.55＝2.18m2 所以 Pemax=1800×9.8×0.024×2003600+0.4×2.18×2003761400.9 =127.9kW np=5200rpm （2）發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速nT Temax=αTp=7019Pemax∕np α—發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)α＝1.2；np—最大功率時的轉(zhuǎn)速np=5200rpm 所以 Temax=7019×1.2×127.9∕5200=207.2N?m nT=np∕1.6=5200∕1.6=3250rpm （3）發(fā)動機適應(yīng)系數(shù)：∮=α?np∕nT=1.2×1.6=1.92 3 液力變矩器的設(shè)計 3.1 液力變矩器的結(jié)構(gòu) 液力變矩器主要由可旋轉(zhuǎn)的泵輪、渦輪及固定不動的導(dǎo)輪三個元件組成[5]。工作輪通常包括泵輪、渦輪和導(dǎo)輪。所有工作輪裝配完以后，通過軸線的縱端面呈現(xiàn)環(huán)形的形狀。工作液完全充滿在環(huán)狀殼體中。要使渦輪和導(dǎo)輪葉片都彎成一定弧度(泵輪的葉片可以不用彎曲），葉片的端面要求是彎曲面，且與工作半徑方向是相對傾斜排列的目的是保證液力變矩器能夠發(fā)揮更優(yōu)質(zhì)的性能及保證液流很好的循環(huán)。 圖3.1為目前汽車市場上普遍采用的綜合式液力變矩器的結(jié)構(gòu)示意圖。 圖3.1 液力變矩器結(jié)構(gòu)示意圖 利用同時具有偶合和變距兩種工況的液力變矩器取代了單一工況的液力耦合器，使其充分發(fā)揮自動適應(yīng)行駛阻力變化的能力，對車輛行駛的平順性的改善也是一大突破。讓駕駛員換檔平穩(wěn)，同時能夠乘坐舒適，也使機件的使用壽命得以延長。 3.2 液力變矩器的選型 本設(shè)計采用單級雙向三元件閉鎖式綜合式液力變矩器。其中，“單級”指只有一個渦輪；“雙向”指有變矩和偶合兩種工況；“三元件”指有泵輪、渦輪和導(dǎo)輪三個元件；“閉鎖”指有鎖止離合器閉鎖功能。  4 自動變速器的設(shè)計 4.1 四檔自動變速器工作原理 本設(shè)計自動換檔手柄“P、N、R、D、2、L”有六個位置。手柄在D位時，可在Ⅰ-Ⅳ檔變換，而且Ⅲ檔會產(chǎn)生發(fā)動機制動作用；手柄在L位時，可在Ⅰ－Ⅱ檔變換，并且Ⅰ、Ⅱ均有發(fā)動機制動作用。 三行星排辛普森式四檔行星齒輪變速器換檔執(zhí)行元件共有10個。各位置的檔位情況分析如下： 1.O/D檔行星架，2．O/D檔太陽輪，3．O/D檔齒圈，4．中間軸，5．前齒圈 6.太陽輪，7.后齒圈，8.輸出軸，9.后行星架，10.前行星架 圖4.1 四檔自動變速器工作分析圖 （1）如圖4.1所示，當(dāng)換檔手柄位于“P”位時，C0工作。把超速行星排的行星架與其太陽輪連鎖在一起，超速行星排處于直接檔狀態(tài)。 （2）當(dāng)換檔手柄位于“N”位時，C0工作。把超速行星排的行星架與其太陽輪連鎖在一起，超速行星排處于直接檔狀態(tài)。從超速行星排輸入的轉(zhuǎn)矩沒有變化地傳至中間軸4，但因C1、C2都不工作，所以動力無法向后傳遞，變矩器處于空檔。Error! Reference source not found. 圖4.2 四檔自動變速器工作分析圖 （3）如圖4.2所示，當(dāng)換檔手柄位于“R”位時，C0、C2、F0、B3工作。C0、F0把超速行星排的行星架于太陽輪連鎖在一起，超速行星排處于直接檔狀態(tài)。 變速器的傳動比即太陽輪6與齒圈7的轉(zhuǎn)速之比。設(shè)前排齒圈與太陽輪齒數(shù)比為 u1=Z5∕Z6,后排齒圈與太陽輪齒數(shù)比為u2=Z7∕Z6。則倒檔傳動比為： iR=n6∕n7=-u2=-Z7∕Z6 （4.1） 圖4.3 四檔自動變速器工作分析圖 （4）如圖4.3所示，當(dāng)換檔手柄位于“D”位時。發(fā)動機負荷較大，行駛速度較低時，變速器處于Ⅰ檔工況。換檔執(zhí)行元件中，C1、C0、F2、F0工作。其中C0、F0把超速行星排行星架與太陽輪連鎖在一起，超速行星排處于直接檔狀態(tài)。Ⅰ檔傳動比即為前齒圈5與后齒圈7的轉(zhuǎn)速之比[5]。前排行星齒輪機構(gòu)的運動特性方程為： n6+u1?n5-(1+u1)?n10=0 （4.2） 后排行星齒輪機構(gòu)的運動特性方程為： n6+u2?n7-(1+u2)?n9=0 （4.3） 因為 n7=n10；且F2固定后行星架9，所以 n9＝0。將 4.2代入4.3中，整理得Ⅰ檔傳動比為： i4.1=n5n7=1+(1+u2u1) 圖4.4 四檔自動變速器工作分析圖 （5）如圖4.4所示，當(dāng)手柄位于“D”位時，發(fā)動機速度與行駛速度適合換Ⅱ檔時，換檔執(zhí)行元件中，C1、C0、B2、F1、F0工作，其中C0、F0使輸入軸與中間軸直接傳遞動力。C1把動力傳遞到前齒圈5。在Ⅱ檔時，后行星輪處于無載荷的自由旋轉(zhuǎn)狀態(tài)。[5] 由于Ⅱ檔時后行星輪無載荷地自由旋轉(zhuǎn)，故Ⅱ檔傳動比只由前行星排齒輪機構(gòu)決定，且前行星排為齒圈輸入行星架輸出，太陽輪固定[5]。根據(jù)前排行星齒輪機構(gòu)的運動特性方程式T2,因為n6=0；所以Ⅱ檔傳動比為： i4.2=n5n10=1+(1+u1) 圖4.5 四檔自動變速器工作分析圖 （6）如圖4.5所示，當(dāng)手柄位于“D”位時，發(fā)動機速度與行駛速度適合換Ⅱ檔時，換檔執(zhí)行元件中，C1、C2、C0、B0、F0工作，其中C0、F0使輸入軸與中間軸直接傳遞動力。變速器處于直接檔工況，傳動比為1。Error! Reference source not found.此時B2雖然工作，但不傳遞動力。 圖4.6 四檔自動變速器工作分析圖 （7）如圖4.6所示，當(dāng)手柄位于“D”位時，發(fā)動機速度與行駛速度適合換Ⅳ檔時，換檔執(zhí)行元件中，C1、C2、B2、B0工作[6]。變矩器處于超速檔工況，此時B2雖然工作但不傳遞動力。 設(shè)超速行星排齒圈與太陽輪齒數(shù)比為u0=Z3∕Z2，則由(4.2)超速行星排特性方程： n2+u0?n3-1+u0?n11=0 （4.5） 因為n2=0；所以超速檔傳動比為： i4.4=n11n3=u0∕(1+1∕u0) (8)換檔手柄位于“2”位時，變速器只能接通Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ檔，這三個檔位的工作原理與換檔手柄位于“D”位的Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ檔基本相同換檔手柄位于“D”位，變速器接通Ⅱ檔時，由于F1不能阻止太陽輪順時針方向旋轉(zhuǎn)，所以太陽輪在無載荷狀態(tài)下順時針方向旋轉(zhuǎn)，前齒圈與前行星架連在一起的輸出軸之間不能傳遞扭矩，發(fā)動機不能產(chǎn)生制動效果[6]。 （9）換檔手柄位于“L”位,變速器只能接通Ⅰ、Ⅱ、檔，這兩個檔位的工作原理與換檔手柄位于“2”位時的基本相同，只是在一檔時還有B3工作。此時后行星架9有順時針旋轉(zhuǎn)的趨勢。由于B3工作，固定了后行星架，致使后行星輪順時針旋轉(zhuǎn)，促使太陽輪逆時針旋轉(zhuǎn)，故前行星輪將繞其軸順時針旋轉(zhuǎn)，使前齒圈順時針旋轉(zhuǎn)，來自輸出軸的作用力，被傳遞至中間軸，再經(jīng)超速行星排傳至發(fā)動機曲軸。由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速低，則起到發(fā)動機制動作用[6]。 換檔手柄位于“D”或“2”位，變速器以Ⅰ檔行駛時，將不具備發(fā)動機制動功能。這時由于B3不工作，F(xiàn)2又不能阻止后行星架順時針旋轉(zhuǎn)，這樣后行星齒輪機構(gòu)空轉(zhuǎn)，不能將作用力由輸出軸傳遞給輸入軸[6]。 4.2 四檔自動變速器工作表 變速桿位置 檔位 C0 C1 C2 B0 B1 B2 B3 F0 F1 F2 P 停車 ○ R 倒車 ○ ○ ○ ○ N 空檔 ○ D 1 ○ ○ ○ ○ D 2 ○ ○ ○ ○ ○ D 3 ○ ○ ○ ○ ○ D O/D ○ ○ ○ ○ 2 1 ○ ○ ○ ○ 2 2 ○ ○ ○ ○ ○ ○ 2 3 ○ ○ ○ ○ ○ L 1 ○ ○ ○ ○ ○ L 2 ○ ○ ○ ○ ○ ○ 表4.2四檔自動變速器工作表 注：1、在L位2檔只能降檔，無升檔； 2、○表示投入工作。 4.3 行星齒輪的設(shè)計 4.3.1 行星齒輪傳動齒數(shù)的選配 設(shè)計行星齒輪傳動時，其齒數(shù)的選配除了滿足所需的傳動比之外，同時還應(yīng)滿足同心條件。 (1)傳動比條件 已知：iD-1=2.75， iD-2=1.5，iD-3=1，iD-4=0.71，iR=-2.5， u1=Z5∕Z6，u2=Z7∕Z6，iR=-Z7∕Z6，iD-1=1+(1+u2), 所以：u2=2.5，u1=2。 取 Z6=24，則 Z7=60，Z5=48。 因為iD-4=u0∕(1+u0)， 故u0=2.46。 由于u0=Z3∕Z2 ， 取Z3=64，故Z2=26。 (2)同心條件 由中心齒輪的齒數(shù)需要滿足行星輪與各中心輪的中心距相等， 即Atx=Aqx, 式中Atx－行星輪和太陽輪的中心距，Aqx－行星輪和齒圈的中心距 4.3.2 齒輪的幾何尺寸的計算 (1)對于超速行星排，設(shè)定：Z1=19, Z2=26, Z3=64。 由微型汽車齒輪模數(shù)取值范圍m=2.25～2.75，故取m=2.5。 計算齒輪基本參數(shù)： d1=m?Z1=2.5×19=47.5， d2=m?Z2=2.5×26=65， d3=m?Z3=2.5×64=160， 齒頂高：ha=m=2.5， 齒根高：hf=1.25?m=1.25×2.5=3.125, 齒全高：h=2.25?m=5.625, 齒頂圓直徑：da=m?(Z+2), da1=m?Z1+2=2.5×19+2=52.5, da2=m?Z2+2=2.5×26+2=70, da3=m?Z3+2=2.5×64+2=165, 齒根圓直徑：df=m?Z-2.5, df1=m?Z1-2.5=2.5×19-2.5=41.25, df2=m?Z2-2.5=2.5×26-2.5=58.75, df3=m?Z3-2.5=2.5×64-2.5=153.75, 由齒寬b=?d?d1b, 在此取?d=1,故而b1=1×47.5=47.5,取B1=53,B2=B3=48, (2)對于前行星排： Z10=12,Z6=24,Z5=48； 由微型汽車齒輪模數(shù)取值范圍m=2.25~2.75， 故取m=2.5, 由公式d=m?Z, 所以有：d10=m?Z9=2.5×12=30； d6=m?Z6=2.5×24=60； d7=m?Z7=2.5×48=120； 齒頂高ha=m=2.5, 齒根高hf=1.25?m=1.25×2.5=3.1255, 齒全高h=2.25?m=5.625, 齒頂圓直徑da=m?(Z+2), 所以da10=m?Z10+2=2.5×12+2=35, da6=m?Z6+2=2.5×24+2=65, da5=m?Z5+2=2.5×48+2=125； 齒根圓直徑df=m?Z-2.5, 所以 df10=m?Z10-2.5=2.5×12-2.5=23.75, df6=m?Z6-2.5=2.5×24-2.5=53.75, df5=m?Z5-2.5=2.5×48-2.5=113.75。 由齒寬b=?d?d01 ， 在此取?d=1，故而b10=1×30=30； 取B10=35，B5=B6=30， （3）對于后行星排：Z9=18，Z6=24，Z7=60； 由微型汽車齒輪模數(shù)取值范圍：m=2.25～2.75，故取m=2.5； 由公式d=m?Z, 所以有：d9=m?Z9=2.5×18=45， d6=m?Z6=2.5×24=60， d7=m?Z7=2.5×60=150。 齒頂高ha=m=2.5， 齒根高hf=1.25?m=1.25×2.5=3.125， 齒全高h=2.25?m=5.625， 齒頂圓直徑da=m?(Z+2) 所以da9=m?Z9+2=2.5×18+2=50， da6=m?Z6+2=2.5×24+2=65， da7=m?Z7+2=2.5×60+2=155； 齒根圓直徑df=m?Z-2.5 所以 df9=m?Z9-2.5=2.5×18-2.5=38.75， df5=m?Z5-2.5=2.5×24-2.5=53.75， df7=m?Z7-2.5=2.5×60-2.5=143.75； 由齒寬 b=?d?d9， 在此取?d=1，故而b9=1×45=45； 取B9=50， B2=B3=45。 整理如表4.3所示： 表4.3行星齒輪參數(shù)表 Z m d da df ha hf h Z1 19 2.5 47.5 52.5 41.25 2.5 3.125 5.625 Z2 26 2.5 65 70 58.75 2.5 3.125 5.625 Z3 64 2.5 160 165 153.75 2.5 3.125 5.625 Z10 12 2.5 30 35 23.75 2.5 3.125 5.625 Z6 24 2.5 60 65 53.75 2.5 3.125 5.625 Z5 48 2.5 120 125 113.75 2.5 3.125 5.625 Z9 18 2.5 45 50 38.75 2.5 3.125 5.625 Z6 24 2.5 60 65 53.75 2.5 3.125 5.625 Z7 60 2.5 150 155 143.75 2.5 3.125 5.625 4.4 軸與軸承 4.4.1 軸的剛度驗算 （1）軸的彎曲變形的條件和允許值 軸的彎曲剛度的驗算主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度和傾角。各類軸的撓度和裝齒輪軸承處的傾角應(yīng)小于彎曲剛度的許用值即y≤[Y]；θ≤[θ],理論上要求滿足Y=0.01~0.03mm(其中mm指軸的跨距)，mm=2.5；Y=0.075在變形部位裝軸承處θ=0.0025，裝齒輪處θ=0.001. （2）軸的彎曲變形計算 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的撓度及傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，然后結(jié)合機械設(shè)計手冊中有關(guān)公式進行計算。 當(dāng)軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看作是等徑軸，取第三根軸為研究對象，受力分析如圖所示： a=78mm, b=203mm,c=68mm,L=349mm,E=2.1×105MPa 圖4.7 軸的受力分析圖 在B處,Qx=2Mnd, Mn=97400N Qx=2×97400×127.9×0.8÷60÷3800=87.4N Qy=1∕2 Qx=43.7N 在C處,Px=2Mn∕d ,Mn=97400 Px=2×97400×127.9×0.8×0.96÷60÷3800=84N Py=1∕2 Px=42N 1）當(dāng)Q單獨作用時， 圖4.8 軸在Q單獨作用時的受力分析圖 在B點處有： yx=-Qx?b+c?a?12-b+c2-a26E?I?L =-87.4×271×78×(3492-2712-782)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =0.0046mm yy=12yx=-0.00223mm 在C點處有： yx =-QX?a?c?12-c2-a26E?I?L =-87.4×78×68×(3492-682-782)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =-0.00292mm yy =12yx=-0.00146mm 在A點軸承處有： θx=Qx?b+c?[1-b+c2-3x2]∕6E?I?L =87.4×271×(3492-2712-3×0)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =0.000066(rad) θy=1∕2θx=0.000033(rad) 在B點處有： θx =-Qx?b+c?[12-b+c2-3x2]∕6E?I?L =-Qx?b+c?[12-b+c2-3a2]∕6E?I?L =-87.4×271×(3492-2712-3×782)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =-0.000038(rad) θy =12θx=-0.000019(rad) 在C點處有： θX =-Qx?a[12-a2-3c2]∕6E?I?L =-87.4×78×(3492-782-3×682)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =-0.000038(rad) θy =12θx=-0.000019(rad) 在D點處有： θx=Qx?a[12-a2]∕6E?I?L =87.4×78×(3492-782)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =0.000046(rad) θy=12θx=0.000023(rad) 2）當(dāng)P單獨作用時： 圖4.9 軸在P單獨作用時受力分析圖 在B點處有， yx=Px?c?a?[12-c2-a2]∕6E?I?L =84×68×78×(3492-682-782)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =0.0027mm yy=1∕2yx=0.00135mm 在C點處有： yx=Px?(a+b)?c?[12-c2-a+b2]∕6E?I?L =84×281×68×（3492-682-2812）∕（6×2.1×105×3.97×104×349) =0.0035mm yy=1∕2yx=0.00175mm 在A點軸承處有： θx=-Px?c?[12-c2-3x2]∕6E?I?L =-84×68×(3492-682-3×0)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =-0.00004(rad) θy=12θx=-0.00002(rad) 在B點處有： θx=Px?c?12-c2-3a26E?I?L =84×68×(3492-682-3×682)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =0.000032(rad) θy=12θx=0.000016(rad) 在C點處有： θx=Px?(a+b)?[12-(a+b)2-3c2]∕6E?I?L =84×281×(3492-2812-3×682)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =0.00004(rad) θy=12θx=0.00002(rad) 在D點處有： θx=-Px?(a+b)?[12-(a+b)2-0]∕6E?I?L =-84×281×(3492-2812)∕(6×2.1×105×3.97×104×349) =-0.00006(rad) θy=12θx=-0.00003(rad) 現(xiàn)將所求得的值列表如下： 表4.4 軸的受力分析表 撓度 y(mm) 坐標(biāo)方向 作用在B點的力產(chǎn)生的撓度 作用在C點的力產(chǎn)生的撓度 疊加后的撓度 合成后的撓度 計算值 允許值 續(xù)表4.4 軸的受力分析表 Q X -0.00446 -0.00292 -0.00738 0.01 0.075 Y -0.00223 -0.00146 -0.00369 P X 0.0027 0.0035 0.0062 0.00847 0.075 Y 0.00135 0.00175 0.0031 傾角θ （rad） 坐標(biāo)方向 作用在B點的力產(chǎn)生的傾角 作用在C點的力產(chǎn)生的傾角 疊加后的傾角 合成后的傾角 計算值 允許值 Q X -0.000038 -0.000038 -0.000076 0.0001 0.001 Y -0.000019 -0.000019 -0.000038 P X 0.000032 0.00004 0.000072 0.000098 0.001 Y 0.000016 0.00002 0.000036 傾角θ （rad） 坐標(biāo)方向 作用在A點的力產(chǎn)生的傾角 作用在D點的力產(chǎn)生的傾角 疊加后的傾角 合成后的傾角 計算值 允許值 Q X 0.000066 0.000046 -0.000442 0.00015 0.0025 Y 0.000033 0.000023 -0.000221 P X -0.00004 -0.00006 0.00056 0.00014 0.0025 Y -0.00002 -0.00003 0.00028 由此得知，該軸滿足要求。 4.4.2 軸承壽命計算 由軸承壽命計算公式可知： Lh=10660n?(CP)ε 其中，角接觸球軸承ε=3，n=3250rpm；設(shè)計預(yù)期壽命 Lh=100000h。 P=fP?(x?Fr+Y?Fa) 因為載荷系數(shù)fp在受中等沖擊或中等慣性力時取值范圍： fp=1.2～1.8。 本設(shè)計中取 fp=1.2。 因為 Fa=0，查表知x=1，Y=0, 所以 P=1.2×1×114.7+0×0=137.7N 查設(shè)計手冊知對于71806C角接觸球軸承C=28800N 所以， Lh=10660n?CPε=10660×3250?28800137.73=46.9×106h； 所以合格。 5 自動變速器控制系統(tǒng) 自動變速器其動力傳遞和基本控制系統(tǒng)如下圖所示： 信號油壓； 主油路 1——發(fā)動機；2——液力變矩器；3——變速箱；4——驅(qū)動輪；5——油門踏板；6——油門信號油壓；7——換檔閥；8——速度信號油壓；9——油泵；10——變矩器壓力；11——油門調(diào)壓閥； 12——速度調(diào)壓閥；13——選檔閥；14——選檔手柄；15——主調(diào)壓閥；16——主油路壓力 圖5.1 自動變速器控制系統(tǒng)示意圖 發(fā)動機驅(qū)動油泵及變矩器的動力由變矩器經(jīng)變速箱傳到驅(qū)動輪。油泵輸出流量經(jīng)主壓力閥一路去變矩器，另一路以主壓力閥調(diào)節(jié)的主油路壓力進入由換檔手柄控制的選檔閥，經(jīng)選檔閥將主油路和油門調(diào)壓閥、換檔閥及速度調(diào)壓閥接通，油門調(diào)壓閥根據(jù)油門踏板位置輸出油門信號油壓進入換檔閥，速度調(diào)壓閥根據(jù)車速輸出速度信號油壓也進入換檔閥，根據(jù)這兩個信號油壓，換檔閥使某些換檔執(zhí)行機構(gòu)（換檔離合器、制動器）作用，變速箱便在某一檔位工作。當(dāng)油門開度和車速變化到一定程度則換檔控制閥將根據(jù)信號油壓自動使變速箱升入高檔或降至低檔。 6 結(jié) 論 本設(shè)計研究的是被廣泛應(yīng)用于汽車行業(yè)中的自動變速器。設(shè)計發(fā)動機排氣量0.94L，載客量為5人，最大汽車總質(zhì)量1800Kg，汽車車輪直徑60mm，各檔位變速比為： iD-1=2.75；iD-2=1.5；iD-3=1；iD-4=0.71；iR=-2.5，是一臺液控液動自動變速器。 對自動變速器的結(jié)構(gòu)組成加以剖析并詳細敘述了各檔位的工作情況。對選用的液力變矩器的結(jié)構(gòu)加以闡述，涉及其工作原理。超速檔行星齒輪和三速行星齒輪機構(gòu)的設(shè)計是此次設(shè)計的主要著眼點。分參數(shù)選取、理論分析、設(shè)計計算和強度校核四大部分展開的。 本設(shè)計是在原有的自動變速器的基礎(chǔ)上加以增刪。即利用具有偶合和變距兩種工況的液力變矩器取代了單一工況的液力耦合器，使其充分發(fā)揮自動適應(yīng)行駛阻力劇烈變化，對車輛行駛的平順性的改善方面是一大突破。讓駕駛員有換檔平穩(wěn)的感覺，同時乘坐也相當(dāng)舒適，也使機件的使用壽命得以延長。本設(shè)計作出另外一個改進即是在原有辛普森三速行星齒輪的基礎(chǔ)上添置一超速檔，從整車性能改善的角度來講，此舉在燃料利用率提高方面邁進了一大步。 參 考 文 獻 [1] 鄧定瀛. 自動變速器原理與運用[M].重慶：重慶大學(xué)出版社，2002. 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