[CAD圖紙全套]轎車自動變速器的設計

哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 1 - 目 錄 摘要 1章 緒論 1 自動變速器的特點及分類 2 我國自動變速器的發(fā)展現狀 2 設計目的 4 三速自動變速器齒輪變速系統的設計要求 5 第 2 章 三速自動變速器齒輪結構設計 6 變速器齒輪機構工作原理 6 三速自動變速器齒輪變速機構 6 各執(zhí)行元件的功能 6 三速自動變速器齒輪變速機構 7 變速器工作原理圖 8 各檔位工作情況分析表 9 自動變速器齒輪變速系統設計 9 三速自動變速器設計參數 10 各檔位傳動比計算 10 最高車速計算 11 齒輪齒數確定 11 第 3章 各齒輪參數的確定及校核 16 齒輪材料的選擇 16 行星齒輪系統各元件的計算 16 齒圈的受力及計算 16 小太陽輪受力及計算 19 大太陽輪受力及計算 21 行星齒輪受力及計算 22 離合器摩 擦片的選擇 22 第 4章 輸入軸的強度校核及軸承壽命分析 25 輸入軸直徑的選擇 25 軸的工藝要求及材料選擇 25 軸徑的初步估算 25 輸入軸的強度校核 26 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 2 - 軸承的選擇及壽命計算 28 軸承的選擇及壽命計算 28 軸承壽命計算 28 結論 29 致謝 30 參考文獻 31 附錄 1 32 附錄 2 33 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 3 - 摘要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎 加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度。變速器分自動變速器和手動變速器。 長期以來具有自動變速器的轎車，一直被視為高級和豪華的象征。裝有自動變速器的轎車具有很多優(yōu)點。裝有自動變速器的轎車可以消除職業(yè)和非職業(yè)駕駛員操作上的差異。減少駕駛員的疲勞強度，提高安全性能。自動變速器可以降低發(fā)動機排放污染。但其售價昂貴，燃油經濟型較差，結構復雜，維修保養(yǎng)困難，較難在普及型轎車上推廣。本文將根據汽車燃油經濟性，爬坡度等汽車性能選取最佳傳動比，對其內部結構進行設計分析計算。其中是標準件的選取標準件。 關鍵 字：變速器，自動變速器，行星齒輪系統 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 4 - 全套 資料 ， 扣扣 加 414951605 to to on is in as a of on To to to be in be on of of is of 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 5 - 第 1 章 緒論 動變速器的 特點及分類 首先自動變速器取消了傳統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，它可以實現在前進檔位下的自動變檔，即根據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)動機輸出的轉速和轉矩與車輛驅動所需的轉速和轉矩間的矛盾而設立的。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的應用，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構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，起傳遞轉矩、變矩、變速及離合的作用。液力變矩器可在一定范圍內自動無級地改變轉矩比和傳動比，以適應行駛阻力的變化。但是由于液力變矩器變矩系數小，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，絕大多數液力 自動變速器都采用行星齒輪系哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 6 - 統作為輔助變速器。行星齒輪系統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。由此可見，液力自動變速器實際上是能實現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，結構復雜，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 統固定軸式變速器和干式離合器的基礎上，應用電子技術和自動變速理論來實現機電一體化協調控制的。車輛起步、換檔的自動操縱是以電控單元（ 核心，通過液壓或氣壓執(zhí)行機構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)氣門的調節(jié)的。 據車輛的運行狀況（發(fā)動機轉速、變速器輸入軸轉速、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，按預先設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），借助于相應的執(zhí)行機構（發(fā)動機油門控制執(zhí)行機構、離合器執(zhí)行機構、變速器換檔執(zhí)行機 構），對發(fā)動機、離合器、變速器的協調動作進行自動操縱。 保留了原手動變速器齒輪傳動的效率高、成本低、結構簡單、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產品。它是在現生產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的換檔桿部分，生產繼承性好，改造的投入費用少，非常容易被生產廠家接受。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， 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 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。機械式無級自動變哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 7 - 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)動機始終在其經濟轉速區(qū)域內運行，從而大大改善了燃油經濟性。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。 國自動變速器的發(fā)展現狀 （ 1）液力自動變速器的發(fā)展與現狀 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 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（ 產的用于別克轎車上的 4子控制自動變速器正式下線， 1999 年開始批量生產并投放市場，率先在國內將 為標準配置裝于轎車。 1999 年中日合資生產的本田雅閣轎車也正式 投產，其 本田技術 ，它棄用行星齒輪，而選擇常嚙合平行軸式結構，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合。與此同時，上海大眾的帕薩特汽大眾的捷達都市先鋒都裝備了自動變速器 龍公司也向市場投放了裝備進口的 能型自動變速器的富康 988“領導者”以及富康 車。它采用了模糊控制理論和動力傳動系統綜合控制技術，實現了智能化控制，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 級轎車上作為選裝件的 ，在自動變速的基礎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 動變速器，現已達到 1000 多臺。因此，在國產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)駕駛員哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 8 - 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 年首次在國產公共汽車上裝備了 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)展與現狀 在電子控制機械式自動變速器方面，國內有關部門也正在進行研究。國內對 術的研究開展的比較晚，九五期間被列為”九五”科技攻關項目。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。國內的研制水平基本上處于全自動 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 論進行了廣泛的研究，先后提出了 2 參數最佳換檔規(guī)律、動態(tài) 3 參數換檔規(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 研究主要在重型車輛上，該校所研制的某裝甲車 品已經進行了 3000型試驗考核，通過了產品設計定型。該產品采用電控液壓執(zhí)行機構，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，該產品還具有保持檔功能、自學習功能。原車的操縱機構仍然保留，在電控系統出現故障時，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了 動換檔，其執(zhí)行機構為普通電機，由 3 個電機分別實現油門、離合 器、選檔、換檔的操作動作，通過對傳動機構的設計，選檔和換檔的操作只需一個電機就可完成，離合器的驅動機構采用省力裝置，減小了驅動電機的功率。目前部分車型如奇瑞 已選裝 動變速器。 （ 3）無級自動變速器的發(fā)展與現狀 至 于機械式無級變速器，早在十年前，國內就有高校購買過國外樣機作分析研究。重慶大學正在對 結構、運動機理進行基礎研究 ;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項目，對 術進行實用化研究。目前， 動變速器已應用于很多車型，如奧迪 京菲亞特的西耶那 瑞旗云等。根據國外目前 用的趨勢和所做的預測， 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，國內市場前景不容忽視。 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 9 - 計目的 我國是汽車數量大國，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，在汽車上被廣泛應用。目前三速自動變速器主要應用在韓國現代 4本馬自達 國大眾 096 和 097 等車型中。對自動變速器技術的研究，我們起步較晚，與發(fā)達國家還有一定的差距。 速 自動變速器齒輪變速系統的設計要求 （ 1）為汽車提供三個前進檔和一個倒檔。 （ 2）結構簡單，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 ： 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。但國內市場前景良好。 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 10 - 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 11 - 第 2 章 三速自動變速器齒輪 結構設計 變速器齒輪機構圖及工作原理 三速自動變速器齒輪的機構 為滿足設計要求，變速器結構緊湊，適合輕型、微型車使用，本設計采用拉維納式，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。而后排則是一個雙行星齒輪機構。（如圖 2 圖 2維納式自動變速器 執(zhí)行元件的功能 該機構的變速執(zhí)行元件共有五個。前多片離合器 多片離合器 制動帶 制動帶 向離合器 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 輪軸）的輸入動力接到后排小陽輪。 （ 2）多片式離合器 來自渦輪軸的輸入動力接到 前排大太陽輪。 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 12 - （ 3）制動器 果長行星齒輪圍繞大太陽輪外緣轉動，行星齒輪機構作用。 （ 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 定行星架不動，此時行星齒輪作為過渡輪。它繞自己軸線轉動。 速自動變速器換擋原理 1）一檔 操縱桿位于 D 檔位置。 片離合器作用，小太陽輪為驅動元件。 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方向。對機構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)動機的旋轉方向相同。 當小太陽輪順時針方向旋轉時，長行星輪最終帶動齒圈也順時針方向旋轉，此時，齒圈給行星架反作用的力矩。使行星架產生逆時針轉動的趨勢。由于 時針轉動時自鎖，所以行星架被制動。 汽車處于滑行狀態(tài)時，由驅動輪逆向輸入的動力帶動齒圈順時針高速旋轉。通過長行星輪對行星架產生順時針轉動的力矩，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。這就是 1 檔的汽車滑行。當驅動輪的轉速低于某一值時，行星架又被 向離合器鎖止，汽車滑行狀態(tài)結束，又從新回復驅動狀態(tài)。汽車下坡時，驅動輪可以通過行星齒輪機構，反向帶動發(fā)動機。利用發(fā)動機怠速運轉阻力，實現發(fā)動機制動。 2）二檔 片離合器和制動器 時作用。小太陽輪依然是驅動件，大太陽輪被 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動的基礎上實現順時針轉動。最后帶動齒圈旋轉。齒圈帶動輸出軸旋轉。其轉動方向與發(fā)動機方向一樣， 輸出軸是減速運動。這是 2 檔的輸出軸轉速比一檔高，這是由于齒圈轉動的同時由長行星齒輪的自轉和行星架的公轉共同帶動。 3）三檔 2 片離合器共同工作，此時為直接檔，傳動比為 1 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 13 - 4）倒檔 此時多片離合器 制動器 同作用。大太陽輪作為驅動件，行星架被 動。動力由輸出軸傳給大太陽輪順時針旋轉，并帶動長行星齒輪逆時針旋轉，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，實現倒檔。 速器原理圖 目前自動變速器所采用的行星齒輪機構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由雙排的行星齒輪構成。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。 為滿足設計要求，變速器結構緊湊，適合輕型、微型車使用，本設計采 用拉維納式。 拉維納式原理 氣路原理如 圖 2 示。 圖 2工作原理示意圖 2齒圈 大太陽輪 . 、 2、 3 號離合器其中 1、 2 號制動器 F 為單向 檔位工作情況分析表 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 14 - 表 2位 驅動件 制動件 輸出件 工作元件 一檔 小太陽輪 行星架 齒圈 F 二 檔 小太陽輪 大太陽輪 齒圈 檔 大小太陽輪 無 齒圈 檔 大太陽輪 行星架 齒圈 速自動變速器的設計 速自動變速器設計參數 整備質量： 1180 發(fā)動機最大功率： 大扭矩： 108 最低轉速： 2000 發(fā)動機最高轉速 ： 6000車速 140km/h 最大爬坡度： 20 輪胎型號： 205/60/ 主減速器傳動比： 各檔位傳動比計算 設定長行星輪齒數為 1Z ,齒圈齒數為 2Z ，短行星齒輪齒數為 4Z ，小太陽輪齒數為5Z，大太陽輪齒數為6Z。 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，因此得出： 25 4 1 2 21 2 5 4 1 5( 1 )n Z Z Z Zi n Z Z Z Z （ 2 二檔傳動比計算：此時大太陽被制動，大太陽輪在自轉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： 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 15 - 23 53 4 1 2 252 2 3 5 4 1 51 Z Z Zi n n Z Z Z Z （ 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速傳給齒圈。 對于前排行星輪（長行星輪） 3 63 2 1 262 2 3 6 1 61 Z Zi n n Z Z Z （ 2 由于大太陽輪被制動 ,故 06n（自轉轉速） 綜合以上三式得出： 22652261三檔（直接檔）傳動比的計算： 由于行星齒輪副被鎖止，該系統成為一個整體在轉動，因此 13 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 1 2 26 1 61R Z Z Z Z （ 2 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 6 0 02 30m a x lp 為發(fā)動機最高轉速 6000 主減速器傳動比 輪胎半徑 高車速為 140km/h 所以140km/h 滿足要求 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 16 - 輪齒數的確定 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計： ,0 o a iT g (2式中： G 整車重力 11800N f 汽車頻率取 汽車最大爬坡度 r 輪胎半徑 大傳動比滿足： (2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噪聲振動。最小傳動比過大，燃油經濟型差，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同最小傳動比時汽車的功率圖 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 17 - 各檔傳動比的分配 : 變速器中各檔傳動比按等比 級數分配關系： 3221 (2實際高檔的利用率遠大于低檔，因此等比級數關系到高檔位的性能及變速器的使用性能。等比級數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；各檔位工作所對應的發(fā)動機功率都比較大，有利于汽車的動力性。 圖 2一些常見的發(fā)動機傳動比的比值，根據此圖可以對傳動比的比值選取進行參考。 圖 2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比乘用車小。因而選取時應選取較大值。 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 31 左右。在爬坡度的選取時乘用車在 31 之間選擇。今年來由于道路環(huán)境的改善而且乘用車的應用廣泛，所以爬坡度的選取應接近貨車。 考慮到汽車在平坦路面上行駛時的燃油經濟性，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濟性由發(fā)動機及驅動橋主哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 18 - 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 根據汽車的最大爬坡度、驅動輪與路面附著力、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： i i i i 將所選擇的傳動比帶入式子（ 2（ 2（ 2 經計算得出齒圈齒數 2Z 為 74、大太陽輪齒數66、小太陽輪齒數5據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、齒圈為同心圓設齒圈直徑為 2d ，太陽輪直徑6d，為短行星輪直徑為 1d 。 位置關系如圖所示 圖 2星齒輪位置關系 1 行星架 2 短行星齒輪 3 長行星齒輪 4 齒圈 5 太陽輪 根據大太陽輪行星排同心 (如圖 2 求出長行星輪齒數 1Z ： 由于 112 6 122d d d 112 6 122t t m Z m Z 11 2 62 19Z Z Z 4 19Z （ 2 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 19 - 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 1l 的一半。 圖 2星輪位置關系 ) （ 2 2 211 符合條件 小結 變速器齒輪變速系統采取拉維納式典型行星齒輪結構。確定了個檔位的元件控制關系。 在考慮燃油經濟型，最大爬坡度等汽車性能指標后選取了變速器最佳傳動比。并且根據傳動比可以進行下一章的相關計算 . 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 20 - 第 3 章 各齒輪元件參數的確定及校核 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 350軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且兩輪硬度差在 30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 .2 m .3 m 5 時滲碳層深度 面硬度 3；芯部硬度 8。 為滿足設計要求，變速器結構緊湊，適合輕型、微型車使用，優(yōu)化選取齒輪材料為 60行星齒輪各元件計算 齒圈受力及運算 齒輪壓力角n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 25 時強度最高。因此對于乘用車為加大重合度降低噪聲應取 15 ，16 ， 小些的壓力角，實際上，因國家規(guī)定標準壓力角為 20n 因此變速器普遍采用壓力角為 20 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用，選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 21 - 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 2015 為宜。 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素很多，為了增加齒輪的齒數，同時增加齒寬和重合度，并減少噪聲，并且減小變速器質量應選取較小的模數。因此為滿足設計要求，變速器結 構緊湊，適合輕型、微型車使用，此次模數選取 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嚙合，所以齒圈的旋轉方向與長行星齒輪相同。當輸入軸的旋轉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，容易產生變形，所以在加工過程中需要采用回火207241材料為 60 經過手冊查閱得出 5： 齒圈的法面模數： 5.115 壓力角 20n端面模數 ： s nt 3 Z=74 11522 tt 根據分度圓圓關系公式可知： 齒頂圓直徑： 1182 aa ff 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 斜齒輪法面參數 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 22 - 表 3斜齒圓柱齒輪的參數及幾何尺寸的計算公式 名稱 符號 計算公式 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 aa 齒根圓直徑 ff 注：表中， ，齒寬 : nc (取為 a 輪齒接觸應力計算： 21 （ 3 式中： F 法面內基圓切向力 端面分度圓切向力 計算載荷 d 節(jié)圓半徑 齒輪材料的實際寬度 鋼材取 E 1 主齒輪節(jié)點處齒廓曲率半徑（： 211 222s i n c o ） 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 23 - b彎曲應力計算 = /350180 （ 3 式中： 圓周力， 計算載荷， K 應力集中系數，直齒輪取 齒輪取 1.5 b 齒輪接觸實際寬度，斜齒輪用 b 代替 法面周節(jié)，nm y 齒形系數，由圖 3k 重合度系數，取 2 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 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 60 查機械手冊 5：太陽輪壓力角 20 ，螺旋角 15 。 經計算小太陽輪分度圓直徑 D=45頂圓直徑為 48 爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 24 - 式中： F 法面內基圓切向力 端面內分度圓切向力，即圓周力 2 計算載荷 d 節(jié)圓半徑 節(jié)點處壓力角 螺旋角 E 齒輪材料的實際寬度 ,鋼材取 b 齒輪接觸的實際寬度 ,斜齒用 b 代替 21 主齒輪節(jié)點處齒廓曲率半徑（ 211 222 ） b彎曲應力計算 = /350180 式中： 圓周力， 計算載荷， K 應力集中系數，直齒輪取 齒輪取 1.5 摩擦力影響系數，主動齒輪取 動齒輪取 0.9 b 齒輪接觸實際寬度，斜齒輪用 b 代替 法面周節(jié)，nm y 齒形系數，由圖 3k 重合度系數，取 2 哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 25 - 以上參數按圖 3齒輪齒數分布圖。圖中當齒輪受到的載荷作用于齒頂時按當量齒數計算。 圖 3形系數分 布圖 齒形系數 y(當載荷作用于齒頂， 1,200 f)， 斜齒輪按當量齒數3太陽輪受力及計算 大太陽位于小太陽輪的前端。由 太陽輪在一檔時處于空轉狀態(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動元件。和小太陽輪相同屬于花鍵連接。 經查手冊 5：壓力角 20 ，螺旋角 15 ，法面模數 5.1計哈爾濱工業(yè)大學華德學院畢業(yè)設計（論文） - 26 - 算太陽輪分度圓直徑為 56頂