拉维纳变速器结构设计 - 图文

开题报告

学生姓名 指导教师姓名 课题来源 课题名称 专 业 职 称 班 级 工作单位 课题性质 拉维纳变速器结构设计 变速器作为客车传动系统中关键的零部件，在客车的运行中扮演着非常重要的角色。不仅很多客车常见的故障来源于此，而且，技术先进的变速箱还能够降低动力损失，减少燃油消耗。正因为如此，现在不少的客车用户在选择车辆的时候，变速箱都是一项重要的指标。 目前在客车上使用的变速箱大致可以分为两类：手动变速箱和自动变速箱。其中，自动变速箱由于驾驶员操作简便，从而装备这种变速箱的车辆能够大大提高驾乘舒适性，但是由于自动变速箱的结构复杂，对技术要求和制造工艺都有较高的要求，因而一直处于客车的高端市场。但对于手动档来说，其优点是：1.结构简单，制造成本低；2.易于安装，维修方便；3.传动效率高，经济节油，能延长车辆的使用寿命，所以尽 本设计的管现在自动变速箱在轿车上已经非常普及。 科学依据 （科学意1、 国内研究动态 义和应用前目前，一汽和国内所有企业一样都在自主研发自动变速器，国内部景，国内外研究概况，目前分技术已经产业化了，并且供给国内低端市场使用，当然，舒适性差，技术现状、水可靠性、故障诊断等控制不完备是这类变速器的不足之处。国内在这方平和发展趋势面做的最好的要数吉利，但是距离国际先进水平还有很大的差距。 等） 差距主要体现在四个方面：一是双锥同步器，国内虽然已研制出来，但是性能差、质量不稳定。二是制作材料问题，例如合金类材料，有时候材料的差距几乎就决定了产品性能的差距。三是轻量化问题，国内产品重量大，即浪费材料又耗油，导致制造成本上升。四是自动变速器的传感器多，与发动机匹配难度大。由于整车厂整体技术还很不成熟，我国研发的电控发动机也处于初期阶段，安全不匹配、稳定性不够。 2、国外研究动态 纵览国外各大汽车市场，据权威统计表明，日本和北美市场自动变速器的普及率较高；在欧洲自动变速器的普及率相对低些，北美市场由于AT自动变速器的技术实力较强，生产能力较大，随着多档位AT变速器的开发，其性能完全可以与CVT变速器抗衡，同时其传递扭矩的能力

还要好于CVT变速器。因此，在北美的汽车厂家，为了利用现有AT自动变速器的生产资源，其仍在大力发展AT变速器（现已开发8AT变速器），而在CVT变速器的开发投入工作较少，在AMT变速器的投入就更少了。 日本自动变速器市场仍然是传统的AT自动变速器占主导地位。但是，受燃油供给的限制，其加大了开发CVT自动变速器的力度，已经开发出能够传递350N.m的CVT变速器；同时日产公司还开发出滚轮转盘式CVT。CVT变速器由于存在自身结构的缺点，所以传递的扭炬容量受到限制，进而制约了CVT变速器的应用。但是，随着其技术的不断完善和发展，其前景是非常乐观的。在开发CVT变速器的同时，日本各公司也在研究多档位AT变速器（如7AT），以延续现有的AT变速器生产线的寿命。AMT变速器在日本发展较缓慢，没有投入太多的研发力量具体比例见表一 表一 国外自动变速器普及率统计 自动变速器中的比例 AT自动变速器普及率 CVT自动变速器普及率 AMT自动变速器普及率 欧洲自动变速器市场受驾乘习惯与汽车燃油供给的影响，手动机械式变速器仍占据变速器的主导地位。据最新调查，欧洲AMT变速器发展较快，但是受AMT变速器性能的限制（换档时动力中断），其正在加紧开发双离合器自动变速器（DCT），并且已经应用到批产车型中，如奥迪、宝马7等车型。对于我们没有经验的大学生来说，应当选择最基础的变速器——手动变速器作为我们的设计。 在目前我国的变速器的发展及其售后服务维修与世界发达国家还是有一定差距的。我国在这方面要达到国际先进水平还有—段较长的路要走，这需要业内同仁们共同努力找出一条适合国情并与国际先进接轨的售后服务及变速器发展之路,才能迅速提高整个行业的水平和地位。这正是我选择这个题目为我毕业设计的原因。

北美市场 87% 2.5% 0.8% 日本市场 78% 9% 0.1% 欧洲市场 20% 1.25% 1.5%

1、完成变速器的结构分析与型式选择； 2、计算变速器的基本参数，完成变速器齿轮的设计计算； 3、完成变速器轴与轴承的结构形式选择、强度校核计算； 4、完成同步器的结构型式选择； 设计内容和预期成果 （具体设计内容和重点解决的技术问题、预期成果和提供的形式） 5、绘制总装配图及零件图； 为了顺利完成本次毕业设计，我计划分以下步骤依次进行：1、拟采取设计方法和技术参考往届毕业设计图纸分析变速器的结构特点以及各零件的功能；2、计支持 算变速器的力能参数及进行工艺设计；3、对主要零件进行校核；4、绘（设计方案、技术要求、制工程图，进行答辩。 实验方法和步骤、可能遇到 的问题和解决 办法等）

通过汽车构造等以及大三汽车试验室实践拆装变速器等，能够最后熟练应用应用三维绘图软件绘制实体图，完成零部件二维图的绘制以及标注。一张0号装配图，若干零件图。 实现本项目预期目标和已具备的条件 （包括过去学习、研究工作基础，现有主要仪器设备、设计环境及协作条件等） 周次 1-4周 各环节拟定阶段性工作进度 (以周为单位) 5-8周 9-12周 1、调研 2、查资料 3、阅读参考资料了解相关结构 4、完成外文翻译 5、完成开题报告 选择变速器总成的结构型式，进行计算 完成设计总装配图1张A0图纸，变速器第二轴1张A1图纸，齿轮1张A2图纸，轴承端盖1张A2图纸

工作进度

13-14周 完成设计锁销式同步器1张A1图纸，接合套、花键毂个1张A3图纸，第二轴凸缘法兰1张A2图纸，变速器壳体1张A1图纸，撰写毕业论文 15-16周 答辩

摘 要

变速器是改变改变汽车行驶过程中的速度的一个部件，可以改变发动机与驱动轮之间的关系，即改变了速度。目前的变速器种类多样，有自动和手动两种变速器，随着社会的发展，变速器更多的趋于自动，减少人为操作劳动，越来越方便人们的体验。

变速器的发展越来越快，越来越先进，让人们出行更加便捷。目前的汽车也更加细致的面对不同人来做出更加细致的改变。本文则是对拉维纳式的变速器做了简单的设计。从结构的分析，各个部件的作用，大致做了一些分析，以及加工选料也做了一定的分析和计算。

关键词：变速器 自动变速器 便捷

Abstract

The transmission is a component that changes the speed at which the car travels, changing the relationship between the engine and the drive wheel, that is changing the speed. The current variety of transmissions, there are two kinds of automatic and manual transmission, with the development of society, transmission more tend to automatically reduce the man-made operation of labor, more and more convenient people experience.

The development of transmissions is getting faster and more advanced. The current car is also more meticulous face of different people to make more detailed changes. This article is a simple design of the type transmission. From the structure of the analysis, the role of various components, generally do some analysis, as well as processing materials have also done a certain analysis and calculation. Also shows that the automatic transmission in all aspects of the benefits, for the protection of the ecological environment also has a very role. Is an important product in people's lives, so that people more convenient.

Keywords: transmission automatic transmission convenient

VII

目录

摘要 ........................................................................................................................................ I Abstract .............................................................................................................................. VII

第1章 绪论 ....................................................................................................................... 1

1.1 自动变速器的特点及分类 .................................................................................. 1 1.2 我国自动变速器的发展现状 .............................................................................. 2 1.3 设计目的 .............................................................................................................. 3 1.4 三速自动变速器齿轮变速系统的设计要求 ...................................................... 3 第2章 拉维纳式齿轮结构设计 ....................................................................................... 4

2.1 变速器齿轮机构图及工作原理 .......................................................................... 4

2.11 拉维纳自动变速器齿轮的机构 ................................................................ 4 2.12 各执行元件的功能 .................................................................................... 4 2.1.3 拉维纳自动变速器换挡原理 ................................................................... 5 2.1.4 变速器原理图 ........................................................................................... 5 2.1.5 各档位工作情况分析表 ........................................................................... 6 2.2 拉维纳自动变速器的设计 .................................................................................. 7

2.2.1 拉维纳自动变速器设计参数 ................................................................... 7 2.2.2 各档位传动比计算 ................................................................................... 7 2.2.3 最高车速的验算 ....................................................................................... 8 2.2.4 齿轮齿数的确定 ....................................................................................... 8

第3章 各齿轮元件参数确定及校核 ............................................................................. 12

3.1 齿轮材料的选择原则 ........................................................................................ 12 3.2 行星齿轮各元件计算 ........................................................................................ 12

3.2.1 齿圈受力及运算 ..................................................................................... 12 3.2.2 小太阳轮受力及计算 ............................................................................. 14 3.2.3 大太阳轮受力及计算 ............................................................................. 16 3.2.4 行星轮受力及计算 ................................................................................. 17 3.3 离合器摩擦片的选择 ........................................................................................ 17 3.4 小结 .................................................................................................................... 18 第4章 输入轴的强度校核及寿命分析 ........................................................................... 19 4.1 输入轴直径选择 ........................................................................................................ 19

4.1.1 轴的工艺要求及材料选择 ..................................................................... 19

4.1.2 轴径的初步估算 ..................................................................................... 19 4.2 输入轴的强度校核 ............................................................................................ 19 4.3 轴承的选择及寿命计算 .................................................................................... 21

4.3.1 轴承的选择 ............................................................................................. 21 4.3.2 轴承寿命计算 ......................................................................................... 22 4.4 小结 .................................................................................................................... 22 结 论 ............................................................................................................................. 23 致 谢 ............................................................................................................................. 24 参考文献 ............................................................................................................................. 25 附 录 ............................................................................................................................. 26

第1章 绪论

1.1 自动变速器的特点及分类

自动变速器通过发动机将动力传递，使其即使在怠速后也不会熄火，发动机的动力也平稳地传递到变速器上。此外，它可以实现前进档的自动换挡，它是依据车辆的负荷和变速改变齿轮，减少人工变速的工作量，使人们在拥挤的交通下享受光驾的感觉。创设汽车变速器很重要，它能解决车辆发动需要的转速和转矩间存在的冲突。除了发动机，变速器和变速器与发动机的匹配也是影响车辆行驶的关键。

当前，选用自动变速的重要方法大概三种：液力自动变速器;电控机械式自动变速器，简称：机械无级变速器。 液力自动变速器

图 1-1

从表中可以看出，液力自动变速器实际上是无级变速的无级变速器。它是当前利用最频繁的自动变速器。选用此自动变速器，免掉了手动变速器复杂的操纵，使开车变得省力。同时，电子控制下自动切换平顺，故而汽车具备优秀的乘坐安逸性和安全性动力性和操纵性都很出色。但缺点是效率低，构造繁杂，成本昂贵。 电控机械式自动变速器

它是通过一作为最基本，二操纵实现的。即固定轴式变速器和干式离合器和电子技术及自动变速器理论实现。电控单元（ECU）为中心是在车辆起步和变挡操纵。离合器的形态变换是被气动执行元件掌管，变挡和发动机油门调整也是被它掌控。按照预先设定驾驶员换挡、离合器规律借助对应机构（油门控制、离合器、变速器换挡）对其自动操纵。

AMT拥有原手动的效能高，构造制造简易和自动的长处。只改变手动操控系统的换档杆，其他部分保留。但弊端即没有动力的变档，这个短处用电子控制方面可以补充。

在几种变速器中，AMT是最好且实用的。在各种档次车等方面应用较开阔。 无级自动变速器

1

V形金属带式最实用。

图 1-2

1.2 我国自动变速器的发展现状

（1）液力自动变速器的发展与现状

在60年时候，我国在这方面的发展还是比较缓慢的，最早两个前进档的变速器是被用在“红旗”车上。并且在各个方面并不是很好。后来CA774变速器被研制出。它比之前的多了一个前进档。总体来说有了很大的改观，都有了很大的提升。

改革后，大批的国际商品进来，也包括车辆。这些高端汽车都配备了自动变速器。这也使大量的汽车维修公司成为非常熟悉的液压自动变速器修复。在实践中因为对此优秀机能感受和熟识，以及快速发展的经济和更好的道路条件，对好的先进的汽车有了更多的选择，促使了其快速成长的步调。

上海通用汽车公司（SGM）产的电子控制自动变速箱4T65E，下线，并开始在市场上通过。上海大众、一汽大众捷达都装备了AG4-95。

至于公共汽车经常起步换挡，劳动强度极大，迫切要求使用自动变速器。1995年，Allison变速器也在公交车上配备，遍及“北上广深”。它的利用十分广泛。 （2）电控机械式自动变速器的发展与现状

在电子控制机械式自动变速器方面，吉林工业大学、北京理工大学等工科类大学都相继展开钻研，但国际比还存在着相当大的距离，但在理论上的研究和国际水平近乎相等。 （3）无级自动变速器的发展与现状

十年前的时候，我国大学就购置了样机作为分析研究。重庆大学在对CVT的结构、机理来做基础研究;在科技部的95大项目中，东风汽车公司、吉林大学和东北科技大学承担着重大作用。CVT技术在许多车型中得到运用，比如奥迪A6、奇瑞旗云等。远观国际CVT操纵趋向预测出多为小功率即发动机排量2L下，因而国内市场远景不容忽视。

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1.3 设计目的

我国人口，经济发展愈来愈快。社会发展中人们对车的需求愈来愈高，大市场中，小轿车比例很大。道路交通更加的发达，说明人们也对此需求更加强烈。并且自动变速器具备操作简易，可抬高车辆寿命，让人们更加适应车辆。在排污方面也有大大改进。但对比这方面强国，我们起步较晚，与发达国家还有一定差距，需要多加努力。研发出更好的设备。

1.4 三速自动变速器齿轮变速系统的设计要求

（1）为汽车提供三个前进档和一个倒档。

（2）构造单一，以降低加工难度和减小制造成本。 （3）操纵简易，让驾驶员负荷减小。

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第2章 拉维纳式齿轮结构设计

2.1 变速器齿轮机构图及工作原理 2.11 拉维纳自动变速器齿轮的机构

此变速器有两排，前面的是独立的行星齿轮部分。后面的是双行星齿轮机构。拆分开来拥有两个太阳轮，六个行星齿轮，分别是三个长的和三个短的，共用一个行星架。唯一的齿环连接到输出轴。拉维纳行星齿轮可分为三档和一个倒档。（如图2-1）

图2-1拉维纳式自动变速器

2.12 各执行元件的功能

该机构的变速执行元件共有五个。即C1、C2、B1、B2、F1分别表示前多片离合器，后多片离合器，前制动带，后制动带，单向离合器。当这几个元件一起作用时，有如下的影响。

（1）输入轴输入的动力使多片离合器C1接到后排的小阳轮。

（2）输入轴的输入动力则是由多片式离合器C2接到前排的大太阳轮上 （3）大太阳轮外缘是被长行星齿轮围着转动，这是因为前面的大太阳轮被制动器B1固定起来导致其不动。

（4）单向离合器，顾名思义是单向的。因此反向时候有自锁功能，不能动弹。行星架被固定，它具有后制动带作用的同样功能。

（5）行星架在制动器B2作用下，牢牢地被牢固起来。行星齿轮作为过渡轮。它

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绕自己轴线转动。

2.1.3 拉维纳自动变速器换挡原理

1）一档

在一档的时候，即Drive位。汽车缓慢运行 ，各个部件的运行状况是这样的：C1多片离合器和小太阳轮开始提供动力，行星架则在单项离合器的作用下制动。齿圈输出动力传到输出轴。

在这里，行星齿轮只是作为一个过渡，以改变输入功率的旋转方向。忽略了速比机构的影响。行星齿轮，输出轴和发动机的旋转方向一样。

当太阳轮顺时针旋转时，长轴齿轮环最终是顺时针方向驱动的，行星齿轮产生力矩反应。使行星架产生逆时针转动的趋势。由于F1逆时针转动时自锁，所以行星架被制动。

汽车在滑行状况时，齿圈被驱动轮反向输入的动力带动，这时候做的是顺方向的高速的转动。长行星齿轮产生齿轮的顺时针旋转，同时太阳轮从发动机的怠速功率顺时针和低速旋转。最后将行星架远离单向离合器的锁定并顺时针转动。当驱动轮转速低于一定值时候，由F1单向离合器锁定行星架，并使汽车的滑行状态结束，驱动状态从新的驱动器更新。在下坡时，驱动轮反向带动发动机。运用发动机怠速运行阻力，完成发动机制动。

2）二档

C1多盘离合器和制动B2同时作用。小太阳仍然是驱动装置，大太阳轮是由B2制动。大太阳轮不能转动，在此条件下，因行星架做顺时针转动，长的行星齿轮也只能跟着做同样的运动。最终转动齿轮环。齿轮环驱动输出轴旋转。转动目标与发动机方向连通，输出轴为减速运动。二档时三处（齿圈、长行星轮、行星架）都在运动。造成比一档输出轴转速高。

3）三档

C1 C2 C3多盘离合器联动动作，此时为直齿轮，传动比为1 4）倒档

倒档是车方向向后倒的过程，这时候各个部件的状态和前进的时候大不相同，但是原理都是一样的。此时大的太阳轮为输出端，多片离合器C2和制动器B1相配合，行星架在B1的作用下停止运转。大的太阳轮顺时针转动，长行星齿轮被带动但是与其方向相反，则为逆时针的运动。这个时候行星架是不动的，齿圈跟长行星齿轮配合，和它方向做一致的转动，便实现了与前进方向相反的后到过程。即为倒档。

2.1.4 变速器原理图

目前结合所学习的知识，选取了下图中的两种变速器做了一个简单的对照研究，能更直观的对目前两种形式的变速器做一个不同的比较。下图中可以很好的反映出来。它们最

5

大的不同是辛普森式公用太阳轮，齿圈是一个整体，拉维纳式共用一个行星架，仅有一个齿圈和输出连接起来。为满足设计要求，变速器结构紧凑，适合轻型、微型车使用，本设计应采用拉维纳式。

图 2-2

图2-3

原理示意图

工作

气路原理如图2-3所示。

1.长行星齿轮 2．齿圈 3.行星架 4.短行星齿轮5.小太阳轮6大太阳轮. C1、C2、C3为1、2、3号离合器， B1、B2为1、2号制动器F为单向

2.1.5 各档位工作情况分析表

表2-1

档位 驱动件 制动件 输出件 工作元件

一档 小太阳轮 行星架 齿圈 C1、F

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二档 小太阳轮 大太阳轮 齿圈 C1、B2

三档 大和小太阳轮 无 齿圈 C1、C2、C3

R档 大太阳轮 行星架 齿圈 C2、B1

2.2 拉维纳自动变速器的设计

2.2.1 拉维纳自动变速器设计参数

质量：1180Kg 最大功率：62.5Kw 最大扭矩：108Nm

最低转速：2000rpm 发动机最高转速：6000rpm 较快车速140km/h 最大爬坡度：20 轮胎型号：215/70/R15 主减速器传动比：5.03

?2.2.2 各档位传动比计算

设定长行星轮齿数为Z1,齿圈齿数为Z2，短行星齿轮齿数为Z4，小太阳轮齿数为Z5，大太阳轮齿数为Z6。 一档传动比的计算：

因为一档时行星架被固定，故该轮系为定轴轮系，动力由小太阳轮传递给短行星轮。行星齿轮传动到长短轮。一个长的行星齿轮被传递到环齿轮。此时，大太阳正在空转：

太阳轮一个力矩。

于是得出：

n?nZ2Z?Z?Z23 i52 ? 5 3 ? 1 ? 4 1 ? 2 ??n2?n3Z5?Z4?Z1Z5

n5Z?Z?Z2Z2 i1 ? ? ( ? 2 4 1 ? （2-1） 1)n2Z5?Z4?Z1Z5 齿轮二档时候传动比计算：此时大太阳正被制动，大太阳轮在自己转动时给小

（2-2）

在二档传动比的计算时长行星齿轮未来自短行星齿轮的转速传给齿圈。

对于前排行星轮（长行星轮） 3 n i 6 ? n 3 ? ? 1 Z 2 ?Z 1 ? ? Z 2 （ 2-3 ） ???62Z6?Z1Z6 n2?n3

7

因为大太阳轮被制动 ,故n6?0（自转转速）

综合以上三式得出：

Z2Z2? ZZ5i2?6Z2三档（直接档）传动比的计算：

?1Z6 由于行星齿轮副被锁止，该

i3?1

系统成为一个整体在转动，因此

倒档传动比的计算：

行星架制动，齿轮是定轴轮系，和倒档的动力传递从一个大的太阳轮行星齿轮在这个时间长。

Z?ZZiR??112??2 Z ? Z （ 2-4 ）

6Z162.2.3 最高车速的验算

在最高转速下，速度达到很快下变速器处于最大档位（即直接档）传动比为1

2?np?3600umax??rl?141.7560??0?103

n p—在发动机最大转速，此时到6000rpm

?0——主减速器传动比5.03 rl——轮胎半径0.3135m

最高车速为140km/h 所以 u max ＞140km/h满足要求

2.2.4 齿轮齿数的确定

传动系统最大传动比的确定：

综合各个方面条件：最大爬坡度，最低车速，加速时间和附着条件等要求做出计算设计：

Fw?0,Fj?0 Ftmax?Ff?Fimax

式中：G——总重力11800N

f——汽车频率取0.02 ?——汽车最大爬坡度

G ? ? ? sin ? ? f cosr ?ig1??2.73Tmax?0i0(2-5)

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r——轮胎半径0.3135m ?0?0.90

nri?0.377 大传动比满足： max

umax汽车的最小传动比:

(2-6)

汽车的最小传动比影响汽车的行驶性能，最小传动比太小，车辆在重载下的加速度不好，噪声和振动发声。过大时，燃油不能充分利用，发动机的噪声大。

在汽车的最小传动比传动比不同的情况下汽车的功率如图所示：

图2-4不同最小传动比时汽车的功率图

各档传动比的分配:

ig1ig2 ign?1 变速器中各档传动比按等比级数相关：??iig3ign g2 (2-6)

现实中，在高档低速行驶中明显比低速时候省油。这是为什么呢？这是因为和很多方面有关，在档位高的时候利用就比档位低的时候大。档位高的性能与等比级数有很大的关系。在一定范围中切保持几乎相同，这时发动机加速时易操作；各齿轮工作的发动机功率较大。有利于汽车动力。我们根据图2-5可以了解到常见的比值，对此就能更好的选择和参考了。

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图2-5常见轿车传动比比值

如图所示，上诉车型均为轿车，传动比应小于乘用车。因此，选择时应该选择较大的值。

我们拿货车为例，在不同的情况路况下，并且保证其正常行驶，这时候的最

??大传动比在30%在16.7。在爬坡度的选择时乘用车在16.7~31?之间。但是对于那些特殊性能的车辆，爬坡度会达到过半的情况左右即31?。总观不同的类型，都有差异性。因为路途情况的改进并且乘用车的操纵广泛，爬坡度的选择接近货车。

根据各个方面的经济实惠性，车辆在水平且路面完好情况下，变速器选为传动比为1的直接档。此时，发动机的动力和燃油经济性由发动机与驱动桥的比率决定。下齿轮的传动比决定了汽车的最大坡度。因此，在选择低传动比、最大爬坡度、驱动轮和路面附着性时，于是选取最低档传动比时，应考虑汽车的最小稳速和住减速轮与驱动轮的滚动半径之比。

归纳以上成分选定自动变速器各档传动比为：i1?2.551 i2?1.510 i3?1.000

iR?2.050

将所选择的传动比带入式（2-1）、（2-2）、（2-3）

得出齿数Z2为74、大太阳轮Z6为36、小太阳轮Z5为29。 由途中关系可以看出来，短行星齿轮与太阳轮、行星齿轮和短行星齿轮分别啮合，齿圈又与长行星齿轮啮合。齿圈为同心圆设齿圈为d2，太阳轮d6，为短行星轮直径为d1。

位置关系如图所示

图2-6行星齿轮位置关系

1行星架2短行星齿轮3长行星齿轮4齿圈5太阳轮

按照大太阳轮行星排一心(如图2-6） 求出长行星轮齿数Z1：

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由于

1212d2?12d6?d1mtZ2?12mtZ6?mtZ1

Z1?1Z?Z?19Z?194 2 ? 2 6 ? 考证大太阳轮在行星排的连接前提：

（2-7）

对于连接的前提很关键，在行星齿轮之间必须留有间隙，这样才能保证相邻之间不会发生碰撞出现不必要的损害，相邻的行星轮关系要满足齿顶圆的半径之和比中心距l1的一半还要小，这是很重要的前提。

图2-7行星轮位置关系

? 36 . 1 h a 取1 da1?Z1mt?2mhan?n?（2-8）

l1?2(r1?r2)sin60??37.336.1?37.3符合条件 小结

选择拉维纳式行星齿轮的结构，制定了各个档位时候的控制。

在思考燃油经济型，最大爬坡度等汽车机能目标后选择了变速器最好的传动比。而且按照传动比能实行下一章。

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第3章 各齿轮元件参数确定及校核

3.1 齿轮材料的选择原则

1、满足工作条件的选择

不同情况下对选择的材质都不同。对齿轮来说，这种需要传输动力的都需要选择质量高一点的，即有很好的强度，耐磨性能也必须好。且齿面硬，齿芯软。这样选择才能经得住一直高强力的转动，保证其作用。

2、材料的选择

一般情况来说，小齿轮硬度是应该略大于大齿轮的。这样的目的是让两个齿轮的寿命达到几乎相同。但是小齿轮不应该硬度过大，过大会产生对大齿轮的损伤，一般插值在30-50HBS间为最好。研究的拉维纳变速器中，大小太阳轮、行星齿轮的材料选择没那么苛刻，可选择一样的材质。这是因为太阳轮没有直接啮合，是通过长短行星齿轮后结合在一起的。

3、考虑加工工艺及热处理工艺

推荐下列值用于传动齿轮的渗碳层深度： 当m小于3.5渗碳层深度为0.8～1.2 当m大于0.9～1.3的渗碳层深度时 当m大于1～1.3的渗碳层深度时 外表硬度HRC58~63；芯部硬度HRC33~48。

经过查询，选取齿轮材料为60MnVb为最好，这中材料适合轻微型的车辆使用。也能达到上述的各个方面。

3.2 行星齿轮各元件计算

3.2.1 齿圈受力及运算

齿轮的压力角在不同情况大小下都会产生不一样的效果。过小时有利于传动的平稳，噪声的降低，相反则能提高它的强度。于是关于乘用车为加大重合度降低噪声应取14.5?，15?，16?，16.5?等小些的压力角，实际上，通过查阅规定得出标

?准压力角为?n?20? 因而变速器基本采用压力角为 20

斜齿轮的螺旋角选择尤为关键。在实践中还证实螺旋角和齿轮强度成正相关。螺旋角过大时抗弯强度会快速下降。于是从升高低档齿轮的抗弯强度出发，螺旋

??角不能太大，以?取15~20最好。

齿轮模数是一个关键参数。为了增加齿数，增加齿轮的宽度和重叠度，减少噪声，减

12

少传动，M应该选择一个小模数。于是次模数选取1.5

齿圈在工作时起到传递动力的作用。齿圈作为输出件，动力通过长行星齿轮传递。齿圈必须用回火207~241HRB 加工，因为它很可能发生变形，出现故障。材料也应选择各个方面出色的，因而选为60MnVb。

经过手册查阅得出[5]：

齿圈的法面模数：mn?1.5 螺旋角：??15? 压力角?n?20?

端面模数 ： m

nmt??1.5529 cos?Z=74

根据分度圆圆关系公式可知：

齿顶圆直径：Da?D?2ha?118 齿根圆直径：Df?D?2hf?111.25

式中：Da——齿顶圆直径 Df——齿根圆直径 hfha——斜齿轮法面参数

表3-1 斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸的公式

（3-1）

Z2?D?D?Z2mt?115mt名称 符号 计算公式

ha h?mh??x 齿顶高

anann??hf?mnhan?cn?xnhf 齿根高

齿顶圆直径 d a Da?D?2ha

df

???Df?D?2hf齿根圆直径

注：表中xn取0，han取1，cn取0.25

13

?

齿宽 : b?kcmn?7.8?1.5?11.7 (3-2) (kc为常啮合齿轮系数 取为6.0~8.5,取7.8)

a． 轮齿接触应力计算：

?j?0.418FE?11?????1972.72Mpa ??b??1?2?（3-3）

式中 F——法面内基圆切向力

Ft——端面分度圆切向力

Tj ——计算载荷1303N.mm d——节圆半径 57.5mm

E——齿轮材料的实际宽度 钢材取E?2.1?105Mpa

?1?2——主齿轮节点处齿廓曲率半径（：?1?r1si?n/co2?s

2?2?r2sin?cos?） b．弯曲应力计算

?w?

F?Ftcos?cos?Ft?ZTjdFtk?=232.46/mm2???w??180?350?N/mm2 （3-4）

bPmyk?2Tj式中 Ft——圆周力， Ft? d荷，64.7N?mm T——计算载

j K?——直齿圆柱齿轮的应力集中系数为1.65，斜齿轮的应力集中系数为

1.5

b——齿轮接触实际宽度，斜齿轮用b/cos?代替 Pm——法面周节，Pm??mn y——齿形系数，由图3-1 k?——重合度系数，取2

3.2.2 小太阳轮受力及计算

小太阳轮主要是动力输入，通过花键和轴连在一起。小太阳轮的材料为60MnVb。 查机械手册[5]：太阳轮压力角??20?，螺旋角??15? 。

14

经过计算，对小太阳轮直径D=45mm，齿顶圆直径为48mm，齿根圆直径是41.25mm。 a.接触应力计算:

??0.418

FE?11?????1352.72Mpa ??b??1?2?式中 F——法面内基圆切向力 F?Ft/cos?cos? Ft——端面内分度圆切向力，即圆周力Ft?2Tj/d Tj——计算载荷 362.5N.mm d——节圆半径 22.5mm ?——节点处压力角

?——螺旋角

E——齿轮材料的实际宽度,钢材取E?2.1?105Mpa b——齿轮接触的实际宽度,斜齿用b/cos?接替

2??rsin?/cos? 11??——主齿轮节点处齿廓曲率半径（12

?2?r2sin?/cos2?）

b．弯曲应力计算

?w?

Ftk?=270.45mm2???w??180?350?N/mm2

bPmyk?2Tjd式中 Ft——圆周力，Ft?

T——计算载荷，56.4N?mm

jK

?——应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5

K——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9 f b——齿轮接触实际宽度，斜齿轮用b/cos?代替

P m——法面周节，Pm??mn

y——齿形系数，由图3-1

k——重合度系数，取2 ? 上面取得各个参数是按图3-1中分布图得到的。图中当齿轮受到的载荷作用于齿顶

时按当量齿数计算。

15

图3-1 齿形系数分布图

——齿形系数y(当载荷作用于齿顶，??20?,f0?1)，

——斜齿轮按当量齿数

Zn?Zcos3?3.2.3 大太阳轮受力及计算

在倒档中，大太阳轮是主要的驱动元件。类似于小型太阳轮，属于花键连接。 经查手册[5]：压力角??20?，螺旋角??15?，法面模数mn?1.5，经计算太阳轮分度圆直径为56mm，齿顶圆直径59mm，齿根圆直径52.25mm。

a.接触应力计算

?j?0.418FEb/cos??11?????????1520.26Mpa（计算过程同上）

2??1

b．弯曲应力计算

Ftk? ? w ? ? 190.47N/mm2???w??180?350?N/mm2

bPmyk?

16

3.2.4 行星轮受力及计算

行星齿轮的传送特色是体积小，承载本领强，运作平稳。行星齿轮传递效能高，可是传动比不大。在行星齿轮传动系统的拉维纳两型行星齿轮，这是一个行星齿轮的长和行星齿轮的短两个。因两行星轮齿数相同，故其分度圆直径相同经计算：分度圆直径D为30，齿顶圆33，齿根圆为26.25

a.接触应力计算（长行星轮）

b. 弯曲应力计算

?j?0.418FEb/cos??11?????????1422.29Mpa

2??1?w?Ftk??205.36N/mm2???w??180?350?N/mm2

bPmyk? a.接触应力计算（短行星轮）

?j?0.418

b．弯曲应力计算

FEb/cos??11?????????1328.73Mpa

2??1?w?

2Ftk? /mm2 ? /mm ?210.39 N?????w180?350NbPmyk?3.3 离合器摩擦片的选择

离合器由压盘、摩擦片、回位弹簧和离合器壳体组成。摩擦片式的离合器有非常好的特性，结构简易是一方面，并且其中的零件数目少。在运用的时候能达到很好的稳定，它的部件分布也很平均，能达到很好的效果。尤其是润滑散热。这几点达到之后能保证其不易损坏，更长时间的使用。所以这种离合器在自动变速器中广泛的得到了使用。这种离合器在此文中的变速器中有三组，分别控制大小太阳轮和行星架。使用效果十分可观。 摩擦片的外径是离合器设计的主要参数。对离合器的设计有决定性的影响的是摩擦片的外径。他与离合器能承受的扭矩有直接关系。它还涉及离合器的结构，重量和使用寿命。

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图3-2 离合器摩擦片

图中所示为干式离合器面片。干式离合器面片主要用于对比湿式离合器面片能够承受更高的温度。适用于工作环境相对干燥的情况。湿式离合器摩擦片是用于润滑的工作环境。

在选择离合器摩擦片时参考国家准机械零件根据国家机械局1996-06批准表[11]选择：

图3-3干式离合器

根据上表，选取离合器的摩擦片尺寸：外直径为145mm,内径为100mm，厚度为2.5mm，和内、外径之比为0.6896。

3.4 小结

对行星齿轮，太阳轮，齿圈进行了材料的选取和力的校核。

当摩擦板被选中时，根据国家标准的形式，摩擦板的数量是有力分析和离合器壳体的大小决定的。

18

第4章 输入轴的强度校核及寿命分析

4.1 输入轴直径选择

4.1.1 轴的工艺要求及材料选择

用渗碳，高频等热处理来加工其输入轴。因为轴的要求很严格，它的轴不能折断变形，得经受扭转和弯曲。轴由碳钢和合金钢制成。渗碳钢比合金钢便宜，对应力积累敏感性较低，应用广泛。碳素钢有30、40、45、和50钢多为常用。轴的直径尽可能小，限制它最大最小的直径差距，可以改善机械性能，也可以节省材料，减少切削用量。

轴需要磨削和切削螺纹。砂轮、凹槽、凹槽应留有后方可保证加工完整。 轴上有若干键槽，应在统一母线上打开，使夹具全部完成后。

如有可能，如过圆、倒角、键槽、砂轮、轴中心孔等尺寸应与标准和规定一直，便于加工和检验。

与标准件相当合的轴段D应满足标准件的请求，取值。零件装配在轴的上面是一个精度要求非常高，非常细致的过程。一般都用阶梯式的办法来装。从两端向中间慢慢增大。轴间是为了让零件安装方便。轴端应倒角，以去掉毛刺，便于导向和装配。轴间的运用也十分灵活，要满足其中的各个要求，满足安装时候的尺寸。

4.1.2 轴径的初步估算

根据经验公式： d?K3Temax?21.9 式中：K——经验系数 K=4.0~4.6

Temax——发动机最大转矩 Temax=108N.mm

按照轴承的标准选取将轴承D圆整输入轴d取25mm.因此输出轴直径d取20mm. 在公式中，直径是最小直径。如果截面有键槽，则应增加计算出的轴颈。当有个键槽时，增加5%，当有两个键槽时，增加10%。

4.2 输入轴的强度校核

受力分析如图4.1所示：

19

图4-1 输入轴的受力分析

弯矩图及扭矩图如图4-2 4-3所示：

图4-2输入轴的弯矩图

图4.3输入轴的扭

计算支撑反力： 在水平平面上：

Fr?L R?3?Fa?d/21732.4?30?201.3?602.41H/NL2?L??1906360

R .4 ? 1906 2H/N?Fr?R1H?1732??173.6 负号为R2H的方向与受力简图所设相反。 在垂直平面上： R1V/N?R2V?Ft/2?6000/2?3000

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矩图

（4-1)

(4-2)

(4-3)

MaH/(N?mm)?R1V?L3?1906?30?57180 在水平平面上： Mav/(N?mm)?R1V?L3?3000?30?90000 在垂直平面上： M/(N.mm)?M2?M2?947700aaHav 在a-a剖面 ：

由弯矩图和扭矩图可知a-a截面因弯矩大，有转矩，有键槽引发的应力相聚，故为危险截面

查《机械设计》表10.1[9]

2 3bt(d ? t)W/mm?0.1d??0.1?30 2d33(4-4)

?b/MPa?M?35.1W

? b??a?35.1MPa 取α=0.6

22?m?02轴的计算应力： ?e/MPa??b?4?????35.212?4?0.6?15??39.5 (4-5)

?e????1?，故安全

查表13-1[10]，轴材料为45钢，淬火和回火处理???1?=60Mpa

4.3 轴承的选择及寿命计算

4.3.1 轴承的选择

在三速自动变速器中，轴承的作用有两种：一种是支轴承作用、一种是止

推轴承。在这里止推轴承选取滚动轴承中的深沟球轴承。作为支撑的轴承选取为圆锥滚针轴承。轴承的选取按照我国机械设计准则选择查表

表4-1[11] 轴承型号 30202 30203 30204 30205 30206 30207 30208 30209 内径d 15 17 20 25 30 35 40 45 外径D 度 35 40 47 52 62 72 80 85 公称宽11.75 13.25 15.25 16.25 17.25 18.25 19.75 20.75 动载荷 20.8 28.2 32.2 43.2 43.2 54.2 63.0 67.8

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4.3.2 轴承寿命计算

机械手册[10]检查30250C，获得Cr=32200N,C0r=28200N.

（1）计算轴承的轴向力。由机械设计表11.13查的30250号轴承内轴向力公式，则轴承Ⅰ、II内部轴向力分别为：

S1/N?0.4Fr1?0.4R1?644

S2/N?0.4Fr1?0.4R1?546

按照轴承受力图?S2?A?/N?S1，于是轴有左移趋向。但由轴承零件的结构图，两个轴承的轴向力分别：

Fa1/N?S2?A?1129

Fa2?546

比较两轴承的受力：Fr1?Fr2,Fa1?Fa2故只需要校核轴承Ⅱ。

(2)计算当量动载荷：Fa1/Cr?1129?1610?0.7?e

查表11.12，得e=0.04因为Fa1/Fr1?1129?1610?0.7?e所以：X=0.44，Y=1.36 当量动载荷计算为：

P?XFr1?XFa1?0.44?1640?1.36?1129?2045.8N （3）轴承寿命的校核：轴承在100?C如下,查机械设计表11.9得fT?1，

fp?1.5。轴承寿命校核得：

6?10?fC10?1?32200?T???Lh/h??64184.7?? 60 n ? fp P ? .8???60?300?1.5?204563(4-8)

C=Cr=32200N n=300r/min P=2045.8N fT?1,fp?1.5

在不发生任何认为损坏或者其他因素下，自动变速器的使用寿命可达到10年所以最高使用时间是在10年内计算的：Lh/h?360?10?8?28800

显然，Lh??Lh，故满足寿命要求。

\\4.4 小结

对输入轴进行了轴径选择，并且对轴及轴上的轴承进行了力的校核。轴及轴承均符合标准。

对轴承进行了寿命分析运算。轴承寿命符合要求。

22

结 论

本设计基本完成设计任务，完成的工作有：

（1）本次设计选择拉维纳式行星齿轮构造。确定了各档位控制元件的关连。 （2）在燃油经济性、爬坡性能指标后，选择最佳的传动比传动。

（3）对行星齿轮，太阳轮，齿圈等元件进行合力的校核。其是标准件的均按国标选择。设计中标准部件包括轴承，螺钉和摩擦片。

通过大学几年的不断学习，对汽车这方面有了一定的了解。让我得以对此次设计顺利的运用。设计中使我对机械制图的知识与齿轮设计原则有了更深刻的理解。并且在热加工热处理方面通过此次的加工设计我也更好的对此做了更深刻的认知，感受到知识的广阔。

23

致 谢

本次设计是在焦运景老师的悉心认真的指导下才得以完成的。焦老师在不辞辛劳的认真指导我们做设计，尤其是在论文方面做了很认真的批改，严格要求我们完成设计各个方面，也要感谢车辆专业的所有老师在四年内对我的教导，让我学到了更多的知识。

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参考文献

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[12] Ricardo Chicurel-Uzie.Cycloidal Magnetic Gear Speed Reducer.Modern Mechanical

Engineering and Technology[J].2010,(24):169-173.

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附录

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/n34w.html