本科毕业设计说明书

毕 业 设 计

拉威挪式四挡行星齿轮变速机构设计

学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学 院：

2014年6月

XXX XXXXXXX XXXXX 副教授

XXXXX

拉威挪式行星齿轮变速机构设计

摘要

通过对大量行星齿轮变速机构及自动变速器结构的分析和对实验室实物的拆装，最终确定了拉威挪式行星齿轮自动变速器变速机构的设计方案。本设计主要对自动变速器的摩擦结合部分和齿轮传动部分进行了设计。其中：摩擦结合部分的设计包括3个片式离合器、1个带式制动器和1个片式制动器的具体设计；齿轮传动部分的设计包括齿轮结构尺寸的选取以及相关花键的设计计算和校核。

关键词： 拉威挪 变速控制机构 离合器 制动器 行星齿轮

Ravigneau Transmission Design

Abstract

Through a large number of analyses and related institutions of laboratory equipment disassembling ,eventually determine the ravigneau automatic transmission principle of work and the arrangement of transmission scheme. This design is mainly in the friction with automatic transmission part and gear transmission parts design. Including three plate clutchs and two brakes on the design;Gear transmission part of the design including the selection of gear structure size and related spline design calculation and checking.

Keywords: Ravigneaux; transmission control; Clutch; brake; Planetary Gear

目录

摘要 Abstract 1 绪论 ...........................................................................................................................................1 1.1 自动变速器的分类及优点 ...................................................................................................1 1.2 自动变速器的发展历史 .......................................................................................................1 1.3 液力机械自动变速器的结构组成 .......................................................................................2 2 自动变速器变速方案分析 .......................................................................................................3 2.1 自动变速器变速方案设计要求 ...........................................................................................3 2.2 自动变速器自由度选取 .......................................................................................................3 2.3 自动变速器行星齿轮变速机构结构确定 ...........................................................................3 2.4 换挡传动路线的确定及各挡传动比计算 ...........................................................................3 3 自动变速器摩擦结合元件设计 ...............................................................................................5 3.1 概述 .......................................................................................................................................5 3.2 摩擦结合元件的整体布置 ....................................................................................................5 3.3 各摩擦结合元件的不同挡位工作状态 ................................................................................5 3.4 离合器C1设计 .....................................................................................................................5 3.5 离合器C2设计 .....................................................................................................................6 3.6 离合器C3设计 .....................................................................................................................8 3.7 片式制动器B1设计 ........................................................................................................... 11 3.8 带式制动器B2设计 ...........................................................................................................13 3.9 单向离合器F设计 ..............................................................................................................15 4 行星齿轮传动机构设计 .........................................................................................................16 4.1 确定基本参数 .....................................................................................................................16 4.2 配齿计算 ..............................................................................................................................16 4.3 确定变位系数 ......................................................................................................................17 4.4 计算实际传动比与给定传动比误差 ..................................................................................18 4.5 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 ......................................................................18 结论 .............................................................................................................................................20 参考文献 .....................................................................................................................................21 附录 .............................................................................................................错误！未定义书签。 致谢 .............................................................................................................................................22

1 绪论 1 绪论

1.1 自动变速器的分类及优点

目前，汽车所用的内燃机转速和转矩范围小，不能适应汽车行驶时车速改变和牵引力变化的需求，需要采用变速装置改变发动机和车轮之间的速比，使发动机工作在合理的工作范围内，因此，变速器对汽车来说是不可缺少的重要部件。

变速器按传动比变化方式不同，分为有级式，无极式和综合式三种：

（1）有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。 （2）无级变速器的传动比在一定范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。

（3）综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化。

按操纵方式不同，变速器分为强制操纵式，自动操纵式和半自动操纵式。 （1）强制操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速杆换挡，为大多数汽车采用。

（2）自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的。驾驶员只需要操纵加速踏板，即可控制车速。

（3）半自动操纵式变速器有两种形式。一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式。

自动变速器的优点：

（1）大大提高发动机和传动系的使用寿命。液力传动汽车的发动机与传动系，由液体工作介质\软\性连接。液力传动起一定的吸收、衰减和缓冲的作用，能减少发动和传动系所承受的冲击及动载荷，因而提高了有关零部件的使用寿命。

（2）提高汽车通过性。采用液力自动变速器的汽车，在起步时，驱动轮上的驱动扭矩是逐渐增加的，防止很大的振动，减少车轮的打滑，使起步容易，且更换平稳，它的稳定车速可以降低很多。且因换挡时没有功率间断，不会出现汽车停车的现象。液力机械变速器对于提高汽车的通过性具有良好的作用。

（3）具有良好的自适应性。目前，液力传动的汽车都采用液力变矩器，它能自动适应汽车驱动轮负荷的变化。当行驶阻力增大时，汽车自动降低速度，使驱动轮驱动力矩增加；当行驶阻力力减小时，自动减小驱动力矩，增加车速。因此，变矩器能在一定范围内实现无变速器，大大减少行驶过程中的换挡次数，有利于提高汽车的动力性和平均车速。

（4）操纵轻便。装备液力自动变速器的汽车，采用液压操纵或电子控制，使换挡实现自动化。在变换变速杆位置时，只需操纵液压控制的滑阀，这比普通机械变速器用拨叉拨动滑动齿轮实现换挡要简单轻松得多。而且，它的换挡齿轮组一般都采用行星齿轮组，这就降低或消除了换挡时的齿轮冲击，可不要主离合器，大大减轻了驾驶员的劳动强度。

1.2 自动变速器的发展历史

（1）液压控制

该阶段以以液力自动变速器的普遍应用和迅速推广为特征。这个阶段的液力自动变速器由液力变矩器和行星齿轮变速器组成，控制系统是通过液压系统来，控制信号主要是通过反映油门开度大小的节气门阀和反映车速高低的速控阀来实现，其控制系统是由

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东北林业大学本科设计 若干个复杂的液压阀和油路构成的逻辑控制系统，按照设定的换挡规律，控制换挡执行机构的动作，从而实现自动换挡。 （2）电子控制

1969年法国的雷诺R16TA轿车首先使用了电子控制自动变速器。电子控制系统将控制换挡的参数（如车速和油门开度等）通过传感器转换为电信号输送给电脑，电脑通过处理换挡信号作用于换挡电磁阀，从而利用液压换挡执行机构实现自动换挡。 （3）智能控制

随着车辆技术和自动变速技术的发展，人们不再满足于简单的功能实现，车辆自动变速技术进入智能化阶段，控制策略的不断改进成为车辆自动 变速技术的特点。三菱新型四挡自动变速器，将各种输入信息和驾驶员的换挡通过神经网络建立联系，利用神经网络的学习功能，使得车辆能够按照驾驶员的意图自动换挡。 （4）集成控制

整个汽车电子控子系统一体化。发动机控制和AT控制、巡航控制、牵引力控制、四轮驱动控制和ABS联合起来进行综合控制。

1.3 液力机械自动变速器的结构组成

液力自动变速器由液力变矩器和动力换挡的辅助变速装置组成。液力变矩器安装在发动机和变速器之间，以液压油为工作介质，起传递转矩，变矩，变速及离合的作用，可在一定范围内自动无级地改变转矩比和传动比。行星齿轮系统主要由行星齿轮机构和执行机构组成，通过改变动力传递路线得到不同的传动比。两者组合使用更广泛地扩大了传动比的变化范围。

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2 自动变速器变速方案分析 2 自动变速器变速方案分析

2.1 自动变速器变速方案设计要求

（1）传动比要求：具有一个倒挡，一个超速挡，一个直接挡，两个减速挡，并且传动比设置要尽量最大限度发挥变速器性能。

（2）换挡操纵简单:最好只分离一个元件和接合一个元件就能实现换挡，以便于操纵控制，减轻驾驶员疲劳程度。

（3）变速器的结构要尽量简单，轴的叠套尽可能少，以便于加工制造生产。

2.2 自动变速器自由度选取

目前，轿车的行星齿轮自动变速器普遍采用三自由度，与二自由度行星齿轮自动变速器相比，行星齿轮机构简单，减少了行星排和制动器数目，使变速器体积小，重量轻，零件数目少，但增加了离合器数。四自由度变速器使换挡时需结合的元件过多，操纵换挡复杂，在轿车上不采用。本机构也采用三自由度。

2.3 自动变速器行星齿轮变速机构结构确定

本自动变速器行星齿轮变速机构结构简洁，仅用三个离合器，两个制动器，一个单向离合器，同样也实现了四挡变速，使结构大大简化

。

图2-1 变速机构简图

2.4 换挡传动路线的确定及各挡传动比计算

(1) 一挡：离合器C1接合，单向离合器F工作，此时行星架只能顺时针转动，所以行星架被制动，小太阳轮与输入轴相连接。此时传动路线为：泵轮→涡轮→涡轮轴→离合器C1→小太阳轮7→短行星轮6 →长行星轮2→齿圈3输出。

后行星排的特征方程式位：n21?α2n22?(α2?1)n23?0;

其中：n21为小太阳轮转速，等于输入转速ni; n22为齿圈转速，等于输出转速no；

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东北林业大学本科设计 n23为行星架转速，此时为0；

α2为齿圈齿数和小太阳轮齿数之比；

n故传动比由上式可得为i1?i?α2 （2-1）

no(2) 二挡：离合器C1接合，制动器B2制动大太阳轮8。此时动力传递路线为：泵轮→涡轮→涡轮→离合器C1→小太阳轮7→短行星轮6→长行星轮2围绕不动的大太阳轮8公转并驱动齿圈3输出。

对于前排行星轮有α1no?(1?α1)n架?0 对于后排行星轮有ni?α2no?(α2?1）n架?0

nα?α由以上两式可得传动比为i2?i?12 （2-2）

no1?α1(3) 三挡(直接挡)：锁止合器C0接合，液力变矩器锁死，离合器C1，C2，C3接合，使行星齿轮传动机构被锁止，则该系统成为一个整体转动。此时动力传递路线为：泵轮→锁止离合器→离合器和整个行星轮副转动输出动力。

其传动比为i3?1 （2-3） (4) 四挡(超速挡)：锁止合器C0锁止，离合器C3接合，制动器B2制动大太阳轮8。此时动力传递路线为：泵轮→锁止离合器C0→ 离合器C3→行星架1→长行星轮2绕大太阳轮旋转，并驱动齿圈3输出动力。

前行星排的特征方程式为：α1no?(1?α1)ni?0

nα可得其传动比为i4?i?1 （2-4）

no1?α1(5) 倒挡：倒挡离合器C2接合，使大太阳轮8转动。制动器B1工作，使行星架被制动。此时动力传递路线为：泵轮→涡轮→涡轮轴→离合器C2→大太阳轮8 →长行星轮2反向驱动齿圈3。

前行星排的特征方程式为：ni?α1no?0

n可得其传动比为iR?i??α1 （2-5）

no(6) 空挡：各离合器和制动器都在闲置状态，此时行星齿轮机构各部分可以自由运动，则行星齿轮机构不传递动力，变速器处于空（N）挡位置。

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3 自动变速器摩擦结合元件设计 3 自动变速器摩擦结合元件设计

3.1 概述

自动变速器的摩擦结合元件是用来结合或分开某些传动元件，从而实现不同的动力流动路线，改变传动比和车速。摩擦结合元件包括离合器和制动器，它们通过摩擦力来结合或制动行星齿轮传动机构的元件；单向离合器单向传动，使行星齿轮传动机构的元件只能朝一个方向转动。

对摩擦结合元件的要求：

（1）在摩擦结合元件滑磨结合的过程中，应控制好摩擦力的大小，以使换挡过程缓和，平顺，无冲击；

（2）在摩擦结合元件结合传动时，应使其具有足够的转矩储备，以满足使用要求； （3）摩擦元件应该有足够的热容量，并得到良好的润滑，以防止过热烧损；

（4）在元件分离状态时，要求空转状态下的摩擦力小，分离彻底，以提高经济性； （5） 结构简单紧凑，制造加工容易。

3.2 摩擦结合元件的整体布置

在拉威挪式自动变速器中，摩擦结合元件主要包括3个多片湿式离合器、1个多片湿式制动器、1个带式制动器和1个单向离合器，它们之间的相互配合和总体布置见图3-1。

1—离合器C2；2—离合器C1；3—联接鼓；4—带式制动器B1；5—片式制动器B2；6—行星齿轮机构；7—离合器C3

图3-1 摩擦结合元件总体布置图

3.3 各摩擦结合元件在不同挡位时的工作状态

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东北林业大学本科设计 表3-1 各杆位和各挡位下结合元件的结合情况 杆位 P N D 停车挡 空挡 1 2 3 4 R 倒挡 挡位 离合器 C1 C2 C3 ○ ○ ● ● ● ● ● ● ● 制动器 B1 B2 ● ● ● 单向离合器 F ● 锁止离合器 C0 ● ● 注：●表示结合传力，○表示结合但不传力

3.4 离合器C1设计

C1的主要零部件有离合器鼓、摩擦片、钢片、回位弹簧（螺旋弹簧）、活塞等，它通过渐开线花键与输入轴相连，通过摩擦片与联接鼓相连，联接鼓又通过花键与小太阳轮相连。离合器C1所选用的摩擦片与离合器C2的相同，具体设计过程见离合器C2的设计步骤，回位弹簧也是用螺旋弹簧。

3.5 离合器C2设计 （1）概述

离合器C2把大太阳轮与输入轴连接起来，它一方面通过摩擦片的内花键与离合器C1的外花键相连，离合器C1又与输入轴相连，从而其本身就与输入轴相连起来，另一方面，它通过离合器鼓齿与带式制动器B2相连，带式制动器B2又与大太阳轮相连，从而实现了输入轴与大太阳轮的连接。

离合器C2主要由摩擦片、钢片、离合器鼓、活塞及回位弹簧组成。 （2）摩擦材料的选取

在离合器中，摩擦片与钢片相互接触挤压排列，在工作时，它们相互挤压，形成摩擦力，从而实现预定功能，摩擦片和钢片的不同在于其外接触表面涂有一层铜基粉末冶金材料。

（3）摩擦衬面油槽的设计

油槽的形式有：径向槽、平行槽、方形槽等，本设计中选用径向槽，目的在于油流通速度快，冷却效果好。

表3-2 铜基摩擦衬面油槽尺寸

油槽尺寸

a b c d

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范围（mm）

槽深 槽间距 槽宽 衬面厚度

0.075～0.76 3.8～5.1 1.0～3.8 0.5～1.6

3 自动变速器摩擦结合元件设计 依据表3-2可以确定摩擦衬面油槽的基本尺寸为：槽深为0.6mm，油槽数目定为20，槽宽为1.5mm，摩擦衬面厚度为0.75mm。且铜基粉末冶金摩擦片工作时的动摩擦因数?d为0.08～0.1。 （4）转矩TC2的计算

离合器C2能传递的最大转矩应大于汽车最大转矩Temax，即TC2??Temax，其中?为后备系数，非动力换挡离合器取值范围为1.1~1.25，取?=1.2，则

转矩容量计算公式：

πμn3TC2??Temax?P?dRnKn?dq0D2(1?C3)12 （3-1） 式中：TC2——计算转矩，TC2?156N·m；

?——后备系数，??1.2；

Temax——额定转矩，Temax?130N·m；

32R2?R13 R——摩擦合力的作用半径，R?，其中R1 为摩擦片内半径，R2为摩223R2?R1擦片外半径；

D2——摩擦片外径，根据离合器径向尺寸初选D2=139mm；

D——摩擦片内径，初选D=（0.6～0.75）D2，令D1=101mm；

11 n——摩擦表面个数，一般摩擦片数为2～6片，此处取n?2?4?8； K——压力损失系数，取K?0.9；

?d——摩擦衬面动摩擦系数，取?d?0.09；

q0——为摩擦衬面所承受的单位面积上的压力，一般在0.35~0.50Mpa取qo?0.36MPa；

C——摩擦片内外径之比，计算得C?0.68。

经计算压紧力P?2.4KN。 （5）回位弹簧的设计计算

回位弹簧的形式采用周置弹簧，参考实验室变速器的离合器，初定为23个。由GB∕T2089―1994查得：弹簧钢丝直径取1.2mm，弹簧中径为8mm，弹簧有效圈数为10.5圈，自由高度为35mm，材料为78MnA。 （6）摩擦片和钢片尺寸及花键设计 花键选用30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外径D2?139，内径D1?101mm，则内花键大径亦取Dei?101mm。依据GB∕T3478.1―1995取模数m?2.5，则由D?m(Z?1.5)，得齿数Z?38.9，取Z?39。分度圆直径

giD=mZ=2.5×39=97.5mm，内花键小径Dii?Dgi?1.25m=97.875mm，齿厚S=0.5πm=3.927 mm，摩擦片厚h?3.5mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-2）进行校核。

2T p?≤[P] （3-2）

?Zhldm式中：T——传递转矩，T?156000N·mm；

?——齿间载荷不均匀系数，??0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?39；

l——齿的工作长度，取l?3.5mm；

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东北林业大学本科设计 h——齿的工作高度，取h?m?2.5mm（压力角为300时）；

dm——平均直径，对渐开线花键来说为分度圆直径，取dm?97.5。

经计算得p?19.1，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时可以满足强度要求。

钢片厚取3..5mm，其内径为D1?96mm，外径D2?139，钢片外花键同样选30°平齿根圆柱直齿渐开线花键。外花键小径Die?139mm，依据GB∕T3478.1―1995取模数m?5，由D?m(Z?1.5)得，Z?29.3，取Z=29，分度圆直径D?mZ?5?29?145mm，齿厚S?0.5?m=7.85mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-3）进行校核。

2T?103 p? （3-3）

?Zhlmd式中：T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，??0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?29；

l——齿的工作长度，取l?3.5mm；

h——齿的工作高度，取h?m?5mm（压力角为300时）；

d m——平均直径，对渐开线花键来说为分度圆直径，取dm?145。

经计算得p?6.59MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时依然能够满足强度要求。

连接工作方式 静连接 动连接（无载荷作用下移动） 动连接（有载荷作用下移动） 表3-3 花键连接的许用挤压应力σ和许用压强P MPa 许用值 使用和制造情况 齿面未经热处理 齿面经热处理 不良 35～50 40～70 许用挤压应力σ 中等 60～100 100～140 良好 80～120 120～200 许用压强P 不良 中等 良好 不良 中等 良好 15～20 20～30 25～40 — — — 20～35 30～60 40～70 3～10 5～15 10～20 许用压强P 3.6 离合器C3设计

离合器C3用来连接输入轴与行星架，C3通过花键与输入轴相连接，通过摩擦片的内花键与联接连鼓相连接，而联接鼓通过花键与行星架相连接，这样就实现了输入轴、C3、行星架之间的连接。C3的主要零部件与C2的大致相同，但均采用膜片弹簧作为回位弹簧。有关摩擦元件的选取与离合器C2中的过程相同，这里只对相关花键尺寸及膜片弹簧尺寸进行设计，相应的离合器片会直接引用，不再加以说明。

（1）摩擦片尺寸及花键设计 花键选用30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外D2?126，内径D?103mm，则内花键大径亦取为Dei?103mm。依据工具表

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3 自动变速器摩擦结合元件设计 GB∕T3478.1―1995取模数m?2.5，则由Dei?m(Z?1.5)，得齿数Z?39.7，取Z?40。分度圆直径D?mZ?2.5×40=100mm，内花键小径Dii?Dgi?1.25m=99.875mm，齿厚

S?0.5?m?3.927mm，摩擦片厚h?3.5mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-7）进行校核。

2T?103 p? （3-7）

?Zhlmd式中：T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，??0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?40；

l——齿的工作长度，取l?3.5mm； h——齿的工作高度，取h?m?2.5mm（压力角为300时）；

dm——平均直径，对渐开线花键来说为分度圆直径，取dm?100。

经计算得p?19.1Mpa，依据表3-3,可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时可以满足强度要求。

（2）C3花键接盘与C3摩擦片结合处外花键设计

由C3摩擦片的模数m?2.5和齿数Z?40，可得花键接盘的大径Dee?m(Z?1)?102.5mm，小径Die?m(Z?1.5)?96.25mm，分度圆直径也为99mm。 花键连接的强度校核计算；由于是动连接，故用公式（3-8）进行校核。

2T?103 p???p? （3-8）

?Zhldm式中：T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，??0.7~0.8,取?=0.8； Z——花键齿数，Z?40；

l——齿的工作长度，取l?3.5mm；

h——齿的工作高度，取h?m?2.5mm（压力角为300时）； dm——平均直径，对渐开线花键来说为分度圆直径,取dm?99。

经计算得p?17.4，依据表3-3，可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时就可以满足强度要求。

（3）C3花键接盘与行星架结合处外花键设计

根据行星架整体结构尺寸确定其分度圆直径D?56mm，依据GB∕T3478.1―1995取

D模数m?1，则Z??56，故可得大径Dee?m(Z?1)?57mm，小径

mDie?m(Z?1.5)?54.5mm。

花键连接的强度校核计算；由于是静连接，故用公式（3-9）进行校核。

2T?103 p????? （3-9）

?Zhldm式中：T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，??0.7~0.8，取?=0.8；

Z——花键齿数，Z?56；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?1mm（压力角为300时）；

dm——平均直径，对渐开线花键来说为分度圆直径,取dm?56mm;

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东北林业大学本科设计 经计算得p?60.93MPa，依据表3-3可知，接盘外花键在使用和制造情况处于不良时就可以满足强度要求。 （4）钢片尺寸及花键设计

钢片厚取4mm，其内径也为D1?105mm，外径D2?126mm，钢片外花键同样选30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键。外花键小径Die?126mm，依据GB∕T3478.1―1995取模数m?5，由Die?m(Z?1.5)得，Z?26.7，取Z=27，分度圆直径D?mZ=135mm，齿

厚S?0.5?m=7.85mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-10）进行校核。

2T?103 p? （3-10）

?Zhlmd式中：T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，??0.7~0.8，取?=0.,8； Z——花键齿数，Z?27；

l——齿的工作长度，取l?3.5mm；

h——齿的工作高度，取h?m?5mm（压力角为300时）；

dm——平均直径，对渐开线花键来说为分度圆直径,取dm?135。 经计算得p?6.59MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时依然能够满足强度要求。

(5) 膜片弹簧基本参数的选择： 1. 膜片弹簧的线性特性

取2?Hh?22，此时可以利用其非线性弹性特性，达到分离离合器时载荷下降，操纵省力的目的；初选弹簧片厚度h?3mm，Hh?1.7~2.0，取Hh?1.7，则H?5mm。

2. R及R/r的确定

根据结构布置与分离的需要取R/r为1.2~1.6。对于R，膜片弹簧大端外径尺寸应满足结构上的要求而和摩擦片的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径，由C1摩擦片外径139mm，故取R?92mm。

3. 膜片弹簧起始圆锥底角α

汽车膜片弹簧起始圆锥底角一般在10°~17°之间，??arctan(。 H(R?r))，取17°4. 膜片弹簧小端半径rf

膜片弹簧小端半径rf由结构确定，便于轴通过，初选尺寸rf=35mm，受力半径rp大于rf，取rp=35mm。

5. 分离指数目n的确定

为了便于在制造时模具分度，取分离指数目n?18，切槽宽?1?2.2~3.5mm,取?1?2.5mm，窗孔槽宽?2?9~10mm，取?2?9mm，窗孔内半径r2由(r?rc)＞?2，得

rc?30mm。

6. 支作环作用半径l，应尽量接近r而大于r，取l?38mm；压盘与弹簧的接触半径L应接近R而小于R，取L?67mm。

7. 膜片弹簧工作点位置的选择及校核计算

工作压力P1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形?1的关系式:

- 10 -

3 自动变速器摩擦结合元件设计 P1?

式中:E—弹性模量系数，钢材料取E=2.0×105MPa；

μ—泊松比，钢材料取μ=0.3; h—弹簧片厚，h=3mm；

H—碟簧部分内截锥高度，H?5mm； ?1—大端变形；

R—碟簧部分外半径，R?92mm； r—碟簧部分内半径，r?35mm；

L—压盘与弹簧的接触半径,L?67mm； l—支撑环作用半径，l?48mm。

取离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为?1?0.8H?4.08mm，由式（3-4）可得压紧力P1=6250N。

校核后备系数：

P?rZ5250?0.3?35?8??1cc??3.39?1.2T130000emax ，故后备系数合格。

?Eh?16?1??2?Rr?L?l?2ln???1?R?r??R?r??2?H??H??h????????1L?l2L?l???????? （3-4）

3.7 片式制动器B1设计

片式制动器B1用来制动行星架，B1通过钢片的外花键和自动变速器壳体相连接，

通过摩擦片的内花键与行星架相连接，制动器通过对摩擦元件的制动实现对行星架的制动。制动器B1利用行星机构旋转所产生的离心力将制动液甩出油腔。B1的主要零部件有制动器鼓、制动器压盘、摩擦元件、活塞等。关于摩擦元件的选取参照离合器C2的设计过程，这里只对摩擦元件的基本尺寸进行计算。 （1）转矩容量的计算 转矩容量计算公式：

??n3TB2??Temax?P?dRnK?dq0D2(1?C3)?K12 （3-15） 式中:

TB2

——计算转矩，TB2?156N·m；

?——后备系数，取β=1.2；

T emax——额定转矩，Temax?130N·m； P——压紧力；由上式可得P?2.4KN；

332R?R21 R——摩擦合力的作用半径，R?，其中R1为摩擦片内半径，R2为摩223R2?R1擦片外半径；

D2——摩擦片外径，依据结构尺寸初选取D2?151mm； D1——摩擦片内径，初选D1?133mm；

D C——摩擦片内外径之比，C?1?0.88；

D2- 11 -

东北林业大学本科设计 ?d——摩擦衬面动摩擦系数，?d=0.09；

n——摩擦表面个数，n?2?Zf?2?5?10，其中Zf为摩擦片片数；

qo——摩擦片比压；摩擦片的许用比压[qo]=0.5MPa；

?——净面积和摩擦衬面面积之比，除去摩擦片表面的油槽部分，计算得?=0.21；

K——压紧力损失系数，取K=0.95。 （2）摩擦片尺寸及花键设计 花键选用30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外D2?151mm，内径D1?133mm，则内花键大径为Dei?133mm。依GB∕T3478.1―1995取模数m?4，则由Dei?m(Z?1.5)，得齿数Z?31.75,取Z=32，分度圆直径有公式可得：

D?mZ=128mm，内花键小径Dii?Dei?1.25m?128mm，齿厚S?0.5?m?6.28mm，摩

擦片厚h?4mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-16）进行校核。

2T?103 p? （3-16）

?Zhlmd式中: T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，一般?=0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?32；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?4mm（压力角为300时）； dm——平均直径，对渐开线花键为分度圆直径，取dm=128mm。 经计算得p?3.3 MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于不良时可以满足强度要求。

（3）和摩擦片内花键相连的行星架外花键的设计

其外花键小径是根据行星架轮廓尺寸确定的，Dei?133mm，依据GB∕T3478.1―1995取模数m?4，由Dei?m(Z?1.5)，得Z?34.75，取Z?34，分度圆直径D?mZ?34?4?136mm，大径Dee?140mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-17）进行校核。

2T?103 p? （3-17）

?Zhldm式中: T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，一般?=0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?34；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?4mm（压力角为300时）；

dm——平均直径，对渐开线花键为分度圆直径，取dm?136mm。

经计算得p?3.15MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于不良时可以满足强度要求。

（4）钢片尺寸及花键设计

钢片厚取4mm，其内径也为D1?135mm，外径D2?151 mm，钢片外花键同样选30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键。外花键小径Die?151mm，依据GB∕T3478.1―1995取

- 12 -

3 自动变速器摩擦结合元件设计 模数m?4，由Dei?m(Z?1.5)得，Z?39.25，取Z?39,分度圆直径D?mZ?156mm，齿厚S?0.5?m=6.28mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-3）进行校核。

2T?103 p? （3-18）

?Zhldm式中: T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，一般?=0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?39；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?4mm（压力角为300时）； dm——平均直径，对渐开线花键为分度圆直径，取dm?156。

经计算得p?2.575MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于不良时依然能够满足强度要求。

3.8 带式制动器B2设计

制动器B2是用来制动大太阳轮的，其制动鼓上的内花键和大太阳轮的外花键结合，通过制动带的的张紧和松开来制动制动鼓，从而制动大太阳轮。 （1）制动鼓半径和制动带包角的确定

依据变速器整体结构尺寸初定制动鼓半径Rm=76mm，制动带包角??345°。 （2）结构形式的选取

活塞的施力方式：活塞的作用力直接作用在制动带上；

制动带的包角：制动带的包角分为单圈和双圈两种，这里采用单圈。

拉紧方式：拉紧方式可分为单端拉紧和双端拉紧两种。由于单端拉紧所需操纵功小，故采用单端拉紧。

（3）摩擦衬面材料的选取

选用的材料为粉末冶金材料，其动摩擦系数取??0.08，取其许用比压为?p??3MPa。

（4）根据所需制动力矩，计算确定操纵端的作用力F1

带式制动器的受力和计算简图如图3-2所示。图中，F1为操纵端作用力，F2为固定端作用力，在制动带上取一个微分段，它对应的包角为dα。假设带为挠性，即忽略界面上弯矩和剪力的作用，则两端截面上只受拉力F和F?dF。 制动带微分段上的力平衡式为：

d?d?(F?dF)cos?Fcos??ddFN

22

d?d?(F?dF)sin?Fsin?dFN

22式中，dFN——制动带微分段摩擦表面上的正压力；

?d——摩擦系数。

- 13 -

东北林业大学本科设计 图3-2 制动鼓受力分析图

微分段很小时，可以认为cosd?d?d??1，sin?，dFd??0，可写成 222

dF??ddFN

Fd??dFN

解上式，积分得 lnF??d??C

令??0时，F?F1 则积分常数C?lnF1

带入上式，得 lnF?lnF1??d? lnF?lnF1?lne?d?

?d? F?Fe 1从上式可以看出制动带拉力分布规律，制动带任意处的拉力与距操纵端的包角?成指数函数关系。当操纵端作用力与制动鼓旋转方向一致时，成为正转，在图中以点划线

?d?F?Fe表示的旋转方向，2，摩擦力对操纵力起助力作用；当操纵端作用力与制动鼓1??d?旋转方向相反时，称为反转，在图中以实线表示的旋转方向，F2?Fe，摩擦力对操1纵力起减力作用。 制动力矩的计算

取整个制动器为自由体，得力矩平衡式为

M?(F2?F1)R （3-11）

?d?当制动鼓正转时，将F2?Fe关系代入上式，得 1M?F1(e?d??1)R （3-12）

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3 自动变速器摩擦结合元件设计 当制动鼓反转时，则

e?d??1M?(F2?F1)R?F1?d?R （3-13）

e由此可见，当制动力矩相同时，制动鼓反转情况的操纵力F，应为正转情况的e?d?倍。因此为了减小操纵油缸作用力，制动带操纵端的位置应当设计成使作用力与鼓旋转方向相同（即正转情况）。

已知汽车的最大转矩Temax?130N·m，制动鼓半径Rm=76mm，制动带包角

M130，，则可以确定F1??d?Z?0.08?1.92??2.9KN??345°

(e?1)Rm(e?1)72.5

即制动器操纵机构所施加的力为2.9KN。 （5）制动带与制动鼓比压计算

带式制动器摩擦副间的比压q由下式计算：

dFN q? （3-14）

BRd?式中：B——制动器摩擦副宽度，由鼓的结构和布置可以确定B?46.5mm；

R——制动鼓半径，R?76mm。

??F1edF2.9?e0.08?1.92?q????1.6??p??3MPa，满足要求。

BRBR40?72.5由此式可见，比压的变化规律与拉力相同，且其最大比压在紧端。 带式制动器比压分布不均匀，造成磨损不均的缺点，紧端部分磨损快，这就使带式制动器寿命大大低于片式制动器。

3.9 单向离合器F设计

单向离合器F是用来制动行星架，防止其逆向转动的。其外圈和行星架做成一体，内圈空套在制动器B2活塞上，当行星架相对制动器B2活塞逆向转动时，楔块被卡死，这就阻止了行星架的逆向转动。

本设计采用楔块式自由轮机构，其由内圈、外圈、保持架等组成。 （1）楔块式与滚柱式自由轮相比具有以下特点：

优点：允许较高的自由轮转速，具有较低的阻力；在相同的尺寸条件下，具有更大的转矩容量，因为楔块多，其表面曲率半径比棍子打，因此，传力也大；由于压力角变化，在结合过程中较平顺；对内外圈滚道之间的歪斜不太敏感。

缺点：楔块要特殊加工制造，初期成本较高；楔块滚道加工要求高，径向偏心率公差要求高。

（2）失效形式

过载失效：自由轮传递转矩靠楔紧支撑力产生摩擦力来传动。因此在接触点上产生很大接触应力，同时对内外圈产生很大的环向应力。

磨损失效：滚子、楔块和滚道的磨损都会使其失效。 楔块和滚子保持正常接合位置，压紧弹簧疲劳破坏。 本设计所用的单向离合器采用DC6634B型自由轮机构。

- 15 -

东北林业大学本科设计 4 行星齿轮传动机构设计

4.1 确定基本参数

行星变速器齿轮传动基本参数是模数m和齿圈的分度圆直径D。变速器齿轮模数遵循的一般原则：为了减少噪声应该合适的减小模数，增加齿宽；从工艺方面考虑，各齿轮应选用同一种模数，并且减小轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小些。 齿圈分度圆直径相当于定轴变速器的中心距，它决定了变速器的横断面尺寸。

一般在设计中可采用统计和类比的方法初步确定m和D。初选齿圈分度圆直径

mn1.5D?127mm。 法面压力角取标准值?n?20?， 则端面模数mt???1.655。?cos?cos25d127则齿圈齿数Z3???72.5，圆整后取z3=73。

mt1.655汽车变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点。汽车自动变速器均采用斜齿圆柱齿轮传动。对于斜齿轮传动而言，螺旋角越大，轮齿越倾斜，传动平稳性越好，但此时轴向分力也越大，通常取??8?~25?，本机构斜齿轮螺旋角取??25?。

4.2 配齿计算

（1）传动比条件按

已知各挡传动比为：i1?2.595，i2?1.491，i3?1，i4?0.692。

由式（2-1）得后行星排的特性参数为?2?i1?2.595，则小太阳轮齿数

Z73Z7?3??28.52，圆整后取z7=29。

?22.595由式（2-2）得，前行星排的特性参数为?1?2.247，则大太阳轮齿数

Z73Z8?3??32.49，圆整后取Z8=33。

?12.247 （2）同心条件

对于单排行星排，太阳轮与行星齿轮组成外啮合传动，齿圈与行星齿轮组成内啮合传动，同心条件要求：这两组传动的中心距必须相等。在行星传动机构中，为了提高其承载能力，大多采用几个行星轮。同时，为了使啮合时的径向力相互抵消，通常将行星轮均匀地分布在传动的同一圆周上。在实际的行星齿轮变速器中，行星轮的数目取值范围为3~ 6个。本设计中取行星轮数nw?3（即3个长行星轮，3个短行星轮）。

对于前行星排其通行条件为：

11d?d?d （4-1） 23282即

11mtZ3?mtZ8?mtZ2 22- 16 -

4 行星齿轮传动机构设计 1?Z3?Z8??1?(73?33)?20 22查机械设计手册可取短行星轮齿数：Z6?19。

由此得长行星轮齿数：Z2? （3）装配条件

保证各行星轮能均布地安装于两中心轮之间。为此，两个中心轮与行星轮数必须满足装配条件，否则，当第一个行星轮装入啮合位置后，其他几个行星轮就无法装入。对于单行星排来说，只要太阳轮和齿圈的齿数和是行星轮的整数倍，各行星轮就能均匀地装入。

即前行星排安装条件为：

Z3?Z8?N （N为整数） （4-2） nw

Z?Z873?33由于 3??35.33，故不符合安装条件。则必须调整大太阳轮和齿圈的

nw3Z?Z8Z?Z8?35或36。当3?35时，可取Z3=73，Z8=32或Z3=72，齿数，取3nwnwZ?Z8Z8=33；当3?36时，可取Z3=73，Z8=35或Z3=74，Z8=34或Z3=75，Z8=33。

nw对于后行星排其安装条件为：

Z3?Z7?N （N为整数） （4-3） nw

分别代入各齿轮齿数到式（4-3）中，只有Z3=74，Z8=34，Z7=29满足两个行星排的安装条件。

4.3 确定变位系数

由于变位的目的是增大小太阳轮7与长行星轮齿顶圆间的间距，故小太阳轮、长行星轮采用负变位传动，而与之啮合的短行星轮、大太阳轮和齿圈采用正变位传动。在负变位齿轮中必须保证小齿轮不发生根切，即需用长行星轮来求最大变位系数。

Z?Zcos3??17?cos325??12.655 minvmin

h?(Z?Z)1?(12.655?20)aminx????0.58

minZ12.655 min

一般变位系数不宜取的过大，否则会削弱轮齿强度，故可取x2?x7??0.3，

x3?x6?x8?0.3。

- 17 -

东北林业大学本科设计 4.4 计算实际传动比与给定传动比误差

调整齿数后，实际传动比与原要求的传动比有所差别，其变化率为：??(ig?i)/ig，?应在一定范围内，以免实际传动比离给定传动比过远。

两行星排特性参数分别为：

?1?Z374??2.176 Z834 Z74?2?3??2.552

Z729

各挡实际传动比： i1??2?2.552

???22.176?2.552i2?1??1.489

?1?12.176?2.552 i3?1

?2.176 i4?1??0.685?1?12.176?1

ir???1??2.176

则实际传动比与给定传动比的误差

?i1?ig1?i1ig1?2.595?2.5522.595?1.66%?5%，符合要求；

ig2?i21.491?1.489?i2???0.2%?5%，符合要求；

ig21.4914.5 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算

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4 行星齿轮传动机构设计 表4—1 齿轮参数

名称

符号

公式

齿圈

大太阳轮

小太阳轮

长行星轮

短行星轮

端面模数

mt

mt?mn/cos?

1.655

变位系数 齿数 分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径

齿宽 基圆螺旋角

xi

0.3 74 127 124.65 1.95

0.3 34 56.16 52.22 1.95 1.43 60.38 53.42 12

-0.3 29 47.10 44.54 1.05 2.33 50.10 43.35 18

-0.3 20 33.10 30.72 1.05 2.33 35.20 28.45 31

0.3 19 31.45 29.18 1.95 1.43 35.35 28.60 18

?

d

d?mtz

db

db?dcos?t

?ha?mn(han?xi)

ha

hf

??hf?mnhan?cn?xi??

1.43 123 131.48 26.5 23.40

??da

da?d?2ha

df?d?2hf

df

b

b??d?d

?b

tan?b?tan?cos?t tan?t?tan?t/cos?

pt??mt

端面压力角

?t

21.88

端面齿距 法面基圆齿

距

pt

5.20

pbn

pbn?pncos?n

4.43

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东北林业大学本科设计 结论

本设计通过对多种自动变速器结构的比较及相关实物拆装确定了设计对象-拉威挪式行星齿轮变速机构的具体结构形式，通过对传动路线的分析与设计及自由度选取等确定了本变速机构的具体方案，又通过对摩擦结合元件的选取及参数确定，行星齿轮传动机构的传动比计算及齿轮参数等的确定，相关结构部件的强度校核最终完成了拉威挪式四挡行星齿轮变速机构的设计。本设计采用用了3个离合器和2个制动器就能实现4挡控制，此外，在变速机构的设计中，两行星排公用齿圈、长行星轮和大太阳轮，又使得结构更为紧凑，能够更加广泛的适用于发动机前置前驱的轿车上。

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参考文献 参考文献

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[19]中国汽车技术研究中心汽车标准化研究所.汽车设计标准资料手册[M].长春：吉林科

学技术出版社,2000.

- 21 -

东北林业大学本科设计 致谢

通过将近半年的努力学习和工作，我终于完成了本次毕业设计，这极大的得益于我和同学对拉威挪式自动变速器实物结构的拆解和研究，同学给了我很多帮助，也离不王XXX老师师的耐心细致的指导，同时也离不开实验室等老师的帮助，在这里致以我最真挚的感谢！

通过本次毕业设计，将我本科四年所学到的部分东西得到了融汇贯通，也在给我本科的学习生涯画上了一个圆满的句号。

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毕业设计评审意见表A

毕业设计题目 学生姓名 指导教师评语: XXX 拉威挪式四挡行星齿轮变速机构设计 专业班级 XXXX 建议成绩： 指导教师（签字）： 年 月 日

毕业设计评审意见表B

毕业设计题目 学生姓名 评阅人评语: XXX 拉威挪式四挡行星齿轮变速机构设计 专业班级 XXXXX 建议成绩： 评阅人（姓名、职称）: 年 月 日

毕业设计评审意见表B

毕业设计题目 学生姓名 评阅人评语: XXX 拉威挪式四挡行星齿轮变速机构设计 专业班级 XXXXX 建议成绩： 评阅人（姓名、职称）: 年 月 日

答辩委员会意见:

答辩委员会(教师姓名、职称)：

毕业设计成绩：

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/2dvp.html