拉威挪式四擋行星齒輪變速機構設計

1、畢 業(yè) 設 計拉威挪式四擋行星齒輪變速機構設計學生姓名：XXX專業(yè)班級：XXXXXXX指導教師：XXXXX 副教授學 院：XXXXX2014年6月 拉威挪式行星齒輪變速機構設計摘要通過對大量行星齒輪變速機構及自動變速器結構的分析和對實驗室實物的拆裝，最終確定了拉威挪式行星齒輪自動變速器變速機構的設計方案。本設計主要對自動變速器的摩擦結合部分和齒輪傳動部分進行了設計。其中：摩擦結合部分的設計包括3個片式離合器、1個帶式制動器和1個片式制動器的具體設計；齒輪傳動部分的設計包括齒輪結構尺寸的選取以及相關花鍵的設計計算和校核。關鍵詞：拉威挪 變速控制機構 離合器 制動器 行星齒輪Ravigneau T

2、ransmission DesignAbstractThrough 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 tr

3、ansmission 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; br

4、ake; Planetary Gear 目錄摘要Abstract1 緒論11.1 自動變速器的分類及優(yōu)點11.2 自動變速器的發(fā)展歷史11.3 液力機械自動變速器的結構組成22 自動變速器變速方案分析32.1 自動變速器變速方案設計要求32.2 自動變速器自由度選取32.3 自動變速器行星齒輪變速機構結構確定32.4 換擋傳動路線的確定及各擋傳動比計算33 自動變速器摩擦結合元件設計53.1 概述53.2 摩擦結合元件的整體布置53.3 各摩擦結合元件的不同擋位工作狀態(tài)53.4 離合器C1設計53.5 離合器C2設計73.6 離合器C3設計93.7 片式制動器B1設計113.8 帶式制動器B2

5、設計133.9 單向離合器F設計154 行星齒輪傳動機構設計174.1 確定基本參數(shù)174.2 配齒計算174.3 確定變位系數(shù)184.4 計算實際傳動比與給定傳動比誤差194.5 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算19結論21參考文獻22附錄23致謝241 緒論1.1 自動變速器的分類及優(yōu)點目前，汽車所用的內燃機轉速和轉矩范圍小，不能適應汽車行駛時車速改變和牽引力變化的需求，需要采用變速裝置改變發(fā)動機和車輪之間的速比，使發(fā)動機工作在合理的工作范圍內，因此，變速器對汽車來說是不可缺少的重要部件。變速器按傳動比變化方式不同，分為有級式，無極式和綜合式三種：（1）有級式變速器應用最為廣泛。它采用

6、齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系形式不同，有軸線固定式變速器和軸線旋轉式變速器（行星齒輪變速器）兩種。（2）無級變速器的傳動比在一定范圍內可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式兩種。液力式變速器的傳動部件是液力變矩器。（3）綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內作無級變化。按操縱方式不同，變速器分為強制操縱式，自動操縱式和半自動操縱式。（1）強制操縱式變速器靠駕駛員直接操縱變速桿換擋，為大多數(shù)汽車采用。（2）自動操縱式變速器的傳動比選擇是自動進行的。駕駛員只需要操縱加速踏板，即可控制車速。（3）半自動操縱

7、式變速器有兩種形式。一種是常用的幾個擋位自動操縱，其余擋位則由駕駛員操縱；另一種是預選式。自動變速器的優(yōu)點：（1）大大提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命。液力傳動汽車的發(fā)動機與傳動系，由液體工作介質軟性連接。液力傳動起一定的吸收、衰減和緩沖的作用，能減少發(fā)動和傳動系所承受的沖擊及動載荷，因而提高了有關零部件的使用壽命。（2）提高汽車通過性。采用液力自動變速器的汽車，在起步時，驅動輪上的驅動扭矩是逐漸增加的，防止很大的振動，減少車輪的打滑，使起步容易，且更換平穩(wěn)，它的穩(wěn)定車速可以降低很多。且因換擋時沒有功率間斷，不會出現(xiàn)汽車停車的現(xiàn)象。液力機械變速器對于提高汽車的通過性具有良好的作用。（3）具有良好的

8、自適應性。目前，液力傳動的汽車都采用液力變矩器，它能自動適應汽車驅動輪負荷的變化。當行駛阻力增大時，汽車自動降低速度，使驅動輪驅動力矩增加；當行駛阻力力減小時，自動減小驅動力矩，增加車速。因此，變矩器能在一定范圍內實現(xiàn)無變速器，大大減少行駛過程中的換擋次數(shù)，有利于提高汽車的動力性和平均車速。（4）操縱輕便。裝備液力自動變速器的汽車，采用液壓操縱或電子控制，使換擋實現(xiàn)自動化。在變換變速桿位置時，只需操縱液壓控制的滑閥，這比普通機械變速器用撥叉撥動滑動齒輪實現(xiàn)換擋要簡單輕松得多。而且，它的換擋齒輪組一般都采用行星齒輪組，這就降低或消除了換擋時的齒輪沖擊，可不要主離合器，大大減輕了駕駛員的勞動強度。

9、1.2 自動變速器的發(fā)展歷史（1）液壓控制該階段以以液力自動變速器的普遍應用和迅速推廣為特征。這個階段的液力自動變速器由液力變矩器和行星齒輪變速器組成，控制系統(tǒng)是通過液壓系統(tǒng)來，控制信號主要是通過反映油門開度大小的節(jié)氣門閥和反映車速高低的速控閥來實現(xiàn)，其控制系統(tǒng)是由若干個復雜的液壓閥和油路構成的邏輯控制系統(tǒng)，按照設定的換擋規(guī)律，控制換擋執(zhí)行機構的動作，從而實現(xiàn)自動換擋。（2）電子控制1969年法國的雷諾R16TA轎車首先使用了電子控制自動變速器。電子控制系統(tǒng)將控制換擋的參數(shù)（如車速和油門開度等）通過傳感器轉換為電信號輸送給電腦，電腦通過處理換擋信號作用于換擋電磁閥，從而利用液壓換擋執(zhí)行機構實現(xiàn)

10、自動換擋。（3）智能控制 隨著車輛技術和自動變速技術的發(fā)展，人們不再滿足于簡單的功能實現(xiàn)，車輛自動變速技術進入智能化階段，控制策略的不斷改進成為車輛自動變速技術的特點。三菱新型四擋自動變速器，將各種輸入信息和駕駛員的換擋通過神經網絡建立聯(lián)系，利用神經網絡的學習功能，使得車輛能夠按照駕駛員的意圖自動換擋。（4）集成控制整個汽車電子控子系統(tǒng)一體化。發(fā)動機控制和AT控制、巡航控制、牽引力控制、四輪驅動控制和ABS聯(lián)合起來進行綜合控制。1.3 液力機械自動變速器的結構組成液力自動變速器由液力變矩器和動力換擋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，起傳遞轉矩，變矩，變

11、速及離合的作用，可在一定范圍內自動無級地改變轉矩比和傳動比。行星齒輪系統(tǒng)主要由行星齒輪機構和執(zhí)行機構組成，通過改變動力傳遞路線得到不同的傳動比。兩者組合使用更廣泛地擴大了傳動比的變化范圍。2 自動變速器變速方案分析2.1 自動變速器變速方案設計要求（1）傳動比要求：具有一個倒擋，一個超速擋，一個直接擋，兩個減速擋，并且傳動比設置要盡量最大限度發(fā)揮變速器性能。（2）換擋操縱簡單:最好只分離一個元件和接合一個元件就能實現(xiàn)換擋，以便于操縱控制，減輕駕駛員疲勞程度。（3）變速器的結構要盡量簡單，軸的疊套盡可能少，以便于加工制造生產。2.2 自動變速器自由度選取 目前，轎車的行星齒輪自動變速器普遍采用三

12、自由度，與二自由度行星齒輪自動變速器相比，行星齒輪機構簡單，減少了行星排和制動器數(shù)目，使變速器體積小，重量輕，零件數(shù)目少，但增加了離合器數(shù)。四自由度變速器使換擋時需結合的元件過多，操縱換擋復雜，在轎車上不采用。本機構也采用三自由度。2.3 自動變速器行星齒輪變速機構結構確定本自動變速器行星齒輪變速機構結構簡潔，僅用三個離合器，兩個制動器，一個單向離合器，同樣也實現(xiàn)了四擋變速，使結構大大簡化。 圖2-1 變速機構簡圖2.4 換擋傳動路線的確定及各擋傳動比計算(1) 一擋：離合器C1接合，單向離合器F工作，此時行星架只能順時針轉動，所以行星架被制動，小太陽輪與輸入軸相連接。此時傳動路線為：泵輪渦輪

13、渦輪軸離合器C1小太陽輪7短行星輪6 長行星輪2齒圈3輸出。后行星排的特征方程式位：; 其中：為小太陽輪轉速，等于輸入轉速; 為齒圈轉速，等于輸出轉速； （2-1）(2) 二擋：離合器C1接合，制動器B2制動大太陽輪8。此時動力傳遞路線為：泵輪渦輪渦輪離合器C1小太陽輪7短行星輪6長行星輪2圍繞不動的大太陽輪8公轉并驅動齒圈3輸出。對于前排行星輪有 對于后排行星輪有 由以上兩式可得傳動比為 （2-2）(3) 三擋(直接擋)：鎖止合器C0接合，液力變矩器鎖死，離合器C1，C2，C3接合，使行星齒輪傳動機構被鎖止，則該系統(tǒng)成為一個整體轉動。此時動力傳遞路線為：泵輪鎖止離合器離合器和整個行星輪副轉動

14、輸出動力。其傳動比為 （2-3）(4) 四擋(超速擋)：鎖止合器C0鎖止，離合器C3接合，制動器B2制動大太陽輪8。此時動力傳遞路線為：泵輪鎖止離合器C0 離合器C3行星架1長行星輪2繞大太陽輪旋轉，并驅動齒圈3輸出動力。前行星排的特征方程式為：可得其傳動比為 （2-4）(5) 倒擋：倒擋離合器C2接合，使大太陽輪8轉動。制動器B1工作，使行星架被制動。此時動力傳遞路線為：泵輪渦輪渦輪軸離合器C2大太陽輪8 長行星輪2反向驅動齒圈3。前行星排的特征方程式為：可得其傳動比為 （2-5）(6) 空擋：各離合器和制動器都在閑置狀態(tài)，此時行星齒輪機構各部分可以自由運動，則行星齒輪機構不傳遞動力，變速器

15、處于空（N）擋位置。3 自動變速器摩擦結合元件設計3.1 概述自動變速器的摩擦結合元件是用來結合或分開某些傳動元件，從而實現(xiàn)不同的動力流動路線，改變傳動比和車速。摩擦結合元件包括離合器和制動器，它們通過摩擦力來結合或制動行星齒輪傳動機構的元件；單向離合器單向傳動，使行星齒輪傳動機構的元件只能朝一個方向轉動。對摩擦結合元件的要求： （1）在摩擦結合元件滑磨結合的過程中，應控制好摩擦力的大小，以使換擋過程緩和，平順，無沖擊； （2）在摩擦結合元件結合傳動時，應使其具有足夠的轉矩儲備，以滿足使用要求； （3）摩擦元件應該有足夠的熱容量，并得到良好的潤滑，以防止過熱燒損； （4）在元件分離狀態(tài)時，要求

16、空轉狀態(tài)下的摩擦力小，分離徹底，以提高經濟性；（5） 結構簡單緊湊，制造加工容易。3.2 摩擦結合元件的整體布置在拉威挪式自動變速器中，摩擦結合元件主要包括3個多片濕式離合器、1個多片濕式制動器、1個帶式制動器和1個單向離合器，它們之間的相互配合和總體布置見圖3-1。1離合器C2；2離合器C1；3聯(lián)接鼓；4帶式制動器B1；5片式制動器B2；6行星齒輪機構；7離合器C3 圖3-1 摩擦結合元件總體布置圖3.3 各摩擦結合元件在不同擋位時的工作狀態(tài) 表3-1 各桿位和各擋位下結合元件的結合情況桿位擋位離合器制動器單向離合器鎖止離合器C1 C2 C3B1 B2FC0P停車擋N空擋D1234R倒擋注：

17、表示結合傳力，表示結合但不傳力3.4 離合器C1設計C1的主要零部件有離合器鼓、摩擦片、鋼片、回位彈簧（螺旋彈簧）、活塞等，它通過漸開線花鍵與輸入軸相連，通過摩擦片與聯(lián)接鼓相連，聯(lián)接鼓又通過花鍵與小太陽輪相連。離合器C1所選用的摩擦片與離合器C2的相同，具體設計過程見離合器C2的設計步驟，回位彈簧也是用螺旋彈簧。 3.5 離合器C2設計（1）概述離合器C2把大太陽輪與輸入軸連接起來，它一方面通過摩擦片的內花鍵與離合器C1的外花鍵相連，離合器C1又與輸入軸相連，從而其本身就與輸入軸相連起來，另一方面，它通過離合器鼓齒與帶式制動器B2相連，帶式制動器B2又與大太陽輪相連，從而實現(xiàn)了輸入軸與大太陽輪

18、的連接。離合器C2主要由摩擦片、鋼片、離合器鼓、活塞及回位彈簧組成。（2）摩擦材料的選取在離合器中，摩擦片與鋼片相互接觸擠壓排列，在工作時，它們相互擠壓，形成摩擦力，從而實現(xiàn)預定功能，摩擦片和鋼片的不同在于其外接觸表面涂有一層銅基粉末冶金材料。（3）摩擦襯面油槽的設計油槽的形式有：徑向槽、平行槽、方形槽等，本設計中選用徑向槽，目的在于油流通速度快，冷卻效果好。表3-2 銅基摩擦襯面油槽尺寸油槽尺寸范圍（mm）a槽深0.0750.76b槽間距3.85.1c槽寬1.03.8d襯面厚度0.51.6依據(jù)表3-2可以確定摩擦襯面油槽的基本尺寸為：槽深為0.6mm，油槽數(shù)目定為20，槽寬為1.5mm，摩擦

19、襯面厚度為0.75mm。且銅基粉末冶金摩擦片工作時的動摩擦因數(shù)為0.080.1。（4）轉矩的計算離合器C2能傳遞的最大轉矩應大于汽車最大轉矩，即，其中為后備系數(shù)，非動力換擋離合器取值范圍為1.11.25，取=1.2，則轉矩容量計算公式： （3-1）式中：計算轉矩，156Nm； 后備系數(shù)，； 額定轉矩，130Nm； 摩擦合力的作用半徑，其中為摩擦片內半徑，為摩擦片外半徑； 摩擦片外徑，根據(jù)離合器徑向尺寸初選=139mm； 摩擦片內徑，初選=（0.60.75），令=101mm； 摩擦表面?zhèn)€數(shù)，一般摩擦片數(shù)為26片，此處??； 壓力損失系數(shù)，?。?摩擦襯面動摩擦系數(shù)，取； 為摩擦襯面所承受的單位面積上

20、的壓力，一般在0.350.50Mpa取MPa； 摩擦片內外徑之比，計算得0.68。經計算壓緊力。 （5）回位彈簧的設計計算 回位彈簧的形式采用周置彈簧，參考實驗室變速器的離合器，初定為23個。由GBT20891994查得：彈簧鋼絲直徑取1.2mm，彈簧中徑為8mm，彈簧有效圈數(shù)為10.5圈，自由高度為35mm，材料為78MnA。（6）摩擦片和鋼片尺寸及花鍵設計花鍵選用30平齒根的圓柱直齒漸開線花鍵，依據(jù)變速器徑向尺寸初定摩擦片外徑139，內徑101mm，則內花鍵大徑亦取101mm。依據(jù)GBT3478.11995取模數(shù)，則由，得齒數(shù)38.9，取39。分度圓直徑D=mZ=2.539=97.5mm，

21、內花鍵小徑=97.875mm，齒厚S=0.5m=3.927 mm，摩擦片厚3.5mm。花鍵連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-2）進行校核。 （3-2）式中：傳遞轉矩，Nmm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，39； 齒的工作長度，取3.5mm； 齒的工作高度，取2.5mm（壓力角為300時）；平均直徑，對漸開線花鍵來說為分度圓直徑，取97.5。經計算得19.1，依據(jù)表3-3可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于良好時可以滿足強度要求。鋼片厚取3.5mm，其內徑為96mm，外徑139，鋼片外花鍵同樣選30平齒根圓柱直齒漸開線花鍵。外花鍵小徑139mm，依據(jù)GBT3478

22、.11995取模數(shù)，由得，29.3，取Z=29，分度圓直徑145mm，齒厚=7.85mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-3）進行校核。 （3-3）式中：傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，29； 齒的工作長度，取3.5mm； 齒的工作高度，取5mm（壓力角為300時）； 平均直徑，對漸開線花鍵來說為分度圓直徑，取145。經計算得6.59MPa，依據(jù)表3-3可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于良好時依然能夠滿足強度要求。表3-3 花鍵連接的許用擠壓應力和許用壓強P MPa連接工作方式許用值使用和制造情況齒面未經熱處理齒面經熱處理靜連接許用擠

23、壓應力不良中等良好355060100801204070100140120200動連接（無載荷作用下移動） 許用壓強P不良中等良好152020302540203530604070動連接（有載荷作用下移動）許用壓強P不良中等良好31051510203.6 離合器C3設計離合器C3用來連接輸入軸與行星架，C3通過花鍵與輸入軸相連接，通過摩擦片的內花鍵與聯(lián)接連鼓相連接，而聯(lián)接鼓通過花鍵與行星架相連接，這樣就實現(xiàn)了輸入軸、C3、行星架之間的連接。C3的主要零部件與C2的大致相同，但均采用膜片彈簧作為回位彈簧。有關摩擦元件的選取與離合器C2中的過程相同，這里只對相關花鍵尺寸及膜片彈簧尺寸進行設計，相應的離

24、合器片會直接引用，不再加以說明。（1）摩擦片尺寸及花鍵設計花鍵選用30平齒根的圓柱直齒漸開線花鍵，依據(jù)變速器徑向尺寸初定摩擦片外126，內徑103mm，則內花鍵大徑亦取為103mm。依據(jù)工具表GBT3478.11995取模數(shù)2.5，則由，得齒數(shù)39.7，取40。分度圓直徑2.540=100mm，內花鍵小徑=99.875mm，齒厚3.927mm，摩擦片厚mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-7）進行校核。 （3-7）式中：傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，40； 齒的工作長度，取3.5mm； 齒的工作高度，取2.5mm（壓力角為300時）；平

25、均直徑，對漸開線花鍵來說為分度圓直徑，取100。經計算得19.1Mpa，依據(jù)表3-3,可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于良好時可以滿足強度要求。（2）C3花鍵接盤與C3摩擦片結合處外花鍵設計由C3摩擦片的模數(shù)和齒數(shù)40，可得花鍵接盤的大徑102.5mm，小徑96.25mm，分度圓直徑也為99mm。花鍵連接的強度校核計算；由于是動連接，故用公式（3-8）進行校核。 （3-8）式中：傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，,取=0.8； 花鍵齒數(shù)，40； 齒的工作長度，取3.5mm； 齒的工作高度，取2.5mm（壓力角為300時）；平均直徑，對漸開線花鍵來說為分度圓直徑,取99。經計算得1

26、7.4，依據(jù)表3-3，可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于良好時就可以滿足強度要求。（3）C3花鍵接盤與行星架結合處外花鍵設計根據(jù)行星架整體結構尺寸確定其分度圓直徑56mm，依據(jù)GBT3478.11995取模數(shù)，則56，故可得大徑57mm，小徑54.5mm?；ㄦI連接的強度校核計算；由于是靜連接，故用公式（3-9）進行校核。 （3-9）式中：傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，56； 齒的工作長度，取4mm； 齒的工作高度，取1mm（壓力角為300時）；平均直徑，對漸開線花鍵來說為分度圓直徑,取56mm;經計算得60.93MPa，依據(jù)表3-3可知，接盤外花鍵在使

27、用和制造情況處于不良時就可以滿足強度要求。（4）鋼片尺寸及花鍵設計 鋼片厚取4mm，其內徑也為105mm，外徑，鋼片外花鍵同樣選30平齒根的圓柱直齒漸開線花鍵。外花鍵小徑126mm，依據(jù)GBT3478.11995取模數(shù)，由得，26.7，取Z=27，分度圓直徑=135mm，齒厚=7.85mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-10）進行校核。 （3-10）式中：傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=0.,8； 花鍵齒數(shù)，27； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取5mm（壓力角為300時）；平均直徑，對漸開線花鍵來說為分度圓直徑,取135。 經計算得6.59MPa

28、，依據(jù)表3-3可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于良好時依然能夠滿足強度要求。(5) 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇：1. 膜片彈簧的線性特性取，此時可以利用其非線性彈性特性，達到分離離合器時載荷下降，操縱省力的目的；初選彈簧片厚度3mm，1.72.0，取1.7，則mm。2. R及R/r的確定根據(jù)結構布置與分離的需要取R/r為1.21.6。對于，膜片彈簧大端外徑尺寸應滿足結構上的要求而和摩擦片的外徑尺寸相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑，由C1摩擦片外徑139mm，故取mm。3. 膜片彈簧起始圓錐底角汽車膜片彈簧起始圓錐底角一般在1017之間，取17。4. 膜片彈簧小端半徑膜片彈簧小端半徑由結構

29、確定，便于軸通過，初選尺寸=35mm，受力半徑大于，取=35mm。5. 分離指數(shù)目的確定為了便于在制造時模具分度，取分離指數(shù)目，切槽寬mm,取mm，窗孔槽寬mm，取mm，窗孔內半徑由，得mm。6. 支作環(huán)作用半徑，應盡量接近而大于，取38mm；壓盤與彈簧的接觸半徑L應接近而小于，取67mm。7. 膜片彈簧工作點位置的選擇及校核計算工作壓力和膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形的關系式: （3-4）式中:彈性模量系數(shù)，鋼材料取E=2.0105MPa；泊松比，鋼材料取=0.3;h彈簧片厚，h=3mm；H碟簧部分內截錐高度，5mm；大端變形；碟簧部分外半徑，92mm；碟簧部分內半徑，35mm；壓盤與彈簧

30、的接觸半徑,67mm；l支撐環(huán)作用半徑，48mm。取離合器結合時膜片彈簧的大端變形量為4.08mm，由式（3-4）可得壓緊力=6250N。校核后備系數(shù)： ，故后備系數(shù)合格。 3.7 片式制動器B1設計片式制動器B1用來制動行星架，B1通過鋼片的外花鍵和自動變速器殼體相連接，通過摩擦片的內花鍵與行星架相連接，制動器通過對摩擦元件的制動實現(xiàn)對行星架的制動。制動器B1利用行星機構旋轉所產生的離心力將制動液甩出油腔。B1的主要零部件有制動器鼓、制動器壓盤、摩擦元件、活塞等。關于摩擦元件的選取參照離合器C2的設計過程，這里只對摩擦元件的基本尺寸進行計算。（1）轉矩容量的計算轉矩容量計算公式： （3-15

31、）式中: 計算轉矩，Nm； 后備系數(shù)，取=1.2； 額定轉矩，130Nm； 壓緊力；由上式可得2.4KN； 摩擦合力的作用半徑，其中為摩擦片內半徑，為摩擦片外半徑； 摩擦片外徑，依據(jù)結構尺寸初選取151mm； 摩擦片內徑，初選133mm； 摩擦片內外徑之比，0.88；摩擦襯面動摩擦系數(shù)，=0.09； 摩擦表面?zhèn)€數(shù)，其中為摩擦片片數(shù)； 摩擦片比壓；摩擦片的許用比壓=0.5MPa； 凈面積和摩擦襯面面積之比，除去摩擦片表面的油槽部分，計算得=0.21； K壓緊力損失系數(shù)，取K=0.95。（2）摩擦片尺寸及花鍵設計花鍵選用30平齒根的圓柱直齒漸開線花鍵，依據(jù)變速器徑向尺寸初定摩擦片外151mm，內徑

32、133mm，則內花鍵大徑為133mm。依GBT3478.11995取模數(shù)，則由，得齒數(shù)31.75,取Z=32，分度圓直徑有公式可得：mZ=128mm，內花鍵小徑128mm，齒厚mm，摩擦片厚4mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-16）進行校核。 （3-16）式中: 傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，一般=0.70.8，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，32； 齒的工作長度，取4mm； 齒的工作高度，取4mm（壓力角為300時）； 平均直徑，對漸開線花鍵為分度圓直徑，取=128mm。經計算得 MPa，依據(jù)表3-3可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于不良時可以滿足強度要求。

33、（3）和摩擦片內花鍵相連的行星架外花鍵的設計其外花鍵小徑是根據(jù)行星架輪廓尺寸確定的，133mm，依據(jù)GBT3478.11995取模數(shù)，由，得34.75，取34，分度圓直徑136mm，大徑140mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-17）進行校核。 （3-17）式中: 傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，一般=0.70.8，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，34； 齒的工作長度，取4mm； 齒的工作高度，取4mm（壓力角為300時）；平均直徑，對漸開線花鍵為分度圓直徑，取136mm。經計算得3.15MPa，依據(jù)表3-3可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于不良時可以滿足強度要求

34、。（4）鋼片尺寸及花鍵設計鋼片厚取4mm，其內徑也為135mm，外徑151 mm，鋼片外花鍵同樣選30平齒根的圓柱直齒漸開線花鍵。外花鍵小徑151mm，依據(jù)GBT3478.11995取模數(shù)，由得，39.25，取39,分度圓直徑156mm，齒厚=6.28mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（3-3）進行校核。 （3-18）式中: 傳遞轉矩，156Nm； 齒間載荷不均勻系數(shù)，一般=0.70.8，取=0.8； 花鍵齒數(shù)，39； 齒的工作長度，取4mm； 齒的工作高度，取4mm（壓力角為300時）；平均直徑，對漸開線花鍵為分度圓直徑，取156。經計算得2.575MPa，依據(jù)表3-3可知

35、，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于不良時依然能夠滿足強度要求。3.8 帶式制動器B2設計制動器B2是用來制動大太陽輪的，其制動鼓上的內花鍵和大太陽輪的外花鍵結合，通過制動帶的的張緊和松開來制動制動鼓，從而制動大太陽輪。 （1）制動鼓半徑和制動帶包角的確定依據(jù)變速器整體結構尺寸初定制動鼓半徑=76mm，制動帶包角。 （2）結構形式的選取活塞的施力方式：活塞的作用力直接作用在制動帶上；制動帶的包角：制動帶的包角分為單圈和雙圈兩種，這里采用單圈。拉緊方式：拉緊方式可分為單端拉緊和雙端拉緊兩種。由于單端拉緊所需操縱功小，故采用單端拉緊。 （3）摩擦襯面材料的選取選用的材料為粉末冶金材料，其動摩擦系數(shù)取

36、，取其許用比壓為MPa。 （4）根據(jù)所需制動力矩，計算確定操縱端的作用力帶式制動器的受力和計算簡圖如圖3-2所示。圖中，為操縱端作用力，為固定端作用力，在制動帶上取一個微分段，它對應的包角為。假設帶為撓性，即忽略界面上彎矩和剪力的作用，則兩端截面上只受拉力和。制動帶微分段上的力平衡式為： 式中，制動帶微分段摩擦表面上的正壓力；摩擦系數(shù)。圖3-2 制動鼓受力分析圖微分段很小時，可以認為，可寫成 解上式，積分得 令時， 則積分常數(shù)帶入上式，得 從上式可以看出制動帶拉力分布規(guī)律，制動帶任意處的拉力與距操縱端的包角成指數(shù)函數(shù)關系。當操縱端作用力與制動鼓旋轉方向一致時，成為正轉，在圖中以點劃線表示的旋轉

37、方向，摩擦力對操縱力起助力作用；當操縱端作用力與制動鼓旋轉方向相反時，稱為反轉，在圖中以實線表示的旋轉方向，摩擦力對操縱力起減力作用。 制動力矩的計算 取整個制動器為自由體，得力矩平衡式為 （3-11）當制動鼓正轉時，將關系代入上式，得 （3-12）當制動鼓反轉時，則 （3-13）由此可見，當制動力矩相同時，制動鼓反轉情況的操縱力，應為正轉情況的倍。因此為了減小操縱油缸作用力，制動帶操縱端的位置應當設計成使作用力與鼓旋轉方向相同（即正轉情況）。已知汽車的最大轉矩130Nm，制動鼓半徑=76mm，制動帶包角，則可以確定即制動器操縱機構所施加的力為。 （5）制動帶與制動鼓比壓計算 帶式制動器摩擦副

38、間的比壓由下式計算： （3-14）式中：制動器摩擦副寬度，由鼓的結構和布置可以確定46.5mm； R制動鼓半徑，76mm。MPa，滿足要求。由此式可見，比壓的變化規(guī)律與拉力相同，且其最大比壓在緊端。 帶式制動器比壓分布不均勻，造成磨損不均的缺點，緊端部分磨損快，這就使帶式制動器壽命大大低于片式制動器。3.9 單向離合器F設計單向離合器F是用來制動行星架，防止其逆向轉動的。其外圈和行星架做成一體，內圈空套在制動器B2活塞上，當行星架相對制動器B2活塞逆向轉動時，楔塊被卡死，這就阻止了行星架的逆向轉動。本設計采用楔塊式自由輪機構，其由內圈、外圈、保持架等組成。 （1）楔塊式與滾柱式自由輪相比具有以

39、下特點：優(yōu)點：允許較高的自由輪轉速，具有較低的阻力；在相同的尺寸條件下，具有更大的轉矩容量，因為楔塊多，其表面曲率半徑比棍子打，因此，傳力也大；由于壓力角變化，在結合過程中較平順；對內外圈滾道之間的歪斜不太敏感。缺點：楔塊要特殊加工制造，初期成本較高；楔塊滾道加工要求高，徑向偏心率公差要求高。 （2）失效形式過載失效：自由輪傳遞轉矩靠楔緊支撐力產生摩擦力來傳動。因此在接觸點上產生很大接觸應力，同時對內外圈產生很大的環(huán)向應力。磨損失效：滾子、楔塊和滾道的磨損都會使其失效。楔塊和滾子保持正常接合位置，壓緊彈簧疲勞破壞。本設計所用的單向離合器采用DC6634B型自由輪機構。 4 行星齒輪傳動機構設計

40、4.1 確定基本參數(shù)行星變速器齒輪傳動基本參數(shù)是模數(shù)m和齒圈的分度圓直徑D。變速器齒輪模數(shù)遵循的一般原則：為了減少噪聲應該合適的減小模數(shù)，增加齒寬；從工藝方面考慮，各齒輪應選用同一種模數(shù)，并且減小轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選小些。 齒圈分度圓直徑相當于定軸變速器的中心距，它決定了變速器的橫斷面尺寸。一般在設計中可采用統(tǒng)計和類比的方法初步確定m和D。初選齒圈分度圓直徑。 法面壓力角取標準值， 則端面模數(shù)。則齒圈齒數(shù)，圓整后取=73。汽車變速器齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點。汽車自動變速器均采

41、用斜齒圓柱齒輪傳動。對于斜齒輪傳動而言，螺旋角越大，輪齒越傾斜，傳動平穩(wěn)性越好，但此時軸向分力也越大，通常取，本機構斜齒輪螺旋角取。4.2 配齒計算（1）傳動比條件按已知各擋傳動比為：2.595，1.491，1，0.692。由式（2-1）得后行星排的特性參數(shù)為，則小太陽輪齒數(shù)，圓整后取=29。由式（2-2）得，前行星排的特性參數(shù)為，則大太陽輪齒數(shù)，圓整后取=33。 （2）同心條件對于單排行星排，太陽輪與行星齒輪組成外嚙合傳動，齒圈與行星齒輪組成內嚙合傳動，同心條件要求：這兩組傳動的中心距必須相等。在行星傳動機構中，為了提高其承載能力，大多采用幾個行星輪。同時，為了使嚙合時的徑向力相互抵消，通常

42、將行星輪均勻地分布在傳動的同一圓周上。在實際的行星齒輪變速器中，行星輪的數(shù)目取值范圍為3 6個。本設計中取行星輪數(shù)（即3個長行星輪，3個短行星輪）。對于前行星排其通行條件為： （4-1）即由此得長行星輪齒數(shù)：查機械設計手冊可取短行星輪齒數(shù)：。 （3）裝配條件 保證各行星輪能均布地安裝于兩中心輪之間。為此，兩個中心輪與行星輪數(shù)必須滿足裝配條件，否則，當?shù)谝粋€行星輪裝入嚙合位置后，其他幾個行星輪就無法裝入。對于單行星排來說，只要太陽輪和齒圈的齒數(shù)和是行星輪的整數(shù)倍，各行星輪就能均勻地裝入。即前行星排安裝條件為： （為整數(shù)） （4-2）由于 ，故不符合安裝條件。則必須調整大太陽輪和齒圈的齒數(shù)，取或3

43、6。當時，可取=73，=32或=72，=33；當時，可取=73，=35或=74，=34或=75，=33。對于后行星排其安裝條件為： （為整數(shù)） （4-3）分別代入各齒輪齒數(shù)到式（4-3）中，只有=74，=34，=29滿足兩個行星排的安裝條件。4.3 確定變位系數(shù)由于變位的目的是增大小太陽輪7與長行星輪齒頂圓間的間距，故小太陽輪、長行星輪采用負變位傳動，而與之嚙合的短行星輪、大太陽輪和齒圈采用正變位傳動。在負變位齒輪中必須保證小齒輪不發(fā)生根切，即需用長行星輪來求最大變位系數(shù)。 一般變位系數(shù)不宜取的過大，否則會削弱輪齒強度，故可取，。4.4 計算實際傳動比與給定傳動比誤差調整齒數(shù)后，實際傳動比與原

44、要求的傳動比有所差別，其變化率為：，應在一定范圍內，以免實際傳動比離給定傳動比過遠。兩行星排特性參數(shù)分別為：各擋實際傳動比： 則實際傳動比與給定傳動比的誤差，符合要求；，符合要求；4.5 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算表41 齒輪參數(shù) 名稱符號公式齒圈大太陽輪小太陽輪長行星輪短行星輪端面模數(shù)1.655變位系數(shù)0.30.3-0.3-0.30.3齒數(shù)7434292019分度圓直徑12756.1647.1033.1031.45基圓直徑124.6552.2244.5430.7229.18齒頂高1.951.951.051.051.95齒根高1.431.432.332.331.43齒頂圓直徑12360.3850.1035.2035.35齒根圓直徑131.4853.4243.3528.4528.60齒寬26.512183118基圓螺旋角23.40端面壓力角21.88端面齒距5.20法面基圓齒距4.43