毕业设计（论文）-拉威挪式行星齿轮传动机构设计.doc

中华人民共和国教育部东北林业大学 毕 业 设 计 设计题目： 拉威挪式行星齿轮传动机构设计 学 生： 指导教师： 学 院： 专 业： 交通运输类（车辆工程）2006级6班 2010年6月东北林业大学毕 业 设 计 任 务 书设计题目 拉威挪式行星齿轮传动机构设计 指导教师 吕文超 讲师 专业(班级) 交通运输类（车辆工程）2006级6班 学 生 霍 强 2009年12月28日题目名称：拉威挪式行星齿轮传动机构设计课题内容（包括计划时间安排、完成工作量与水平具体要求） 要求学生设计拉威挪电控四AT的行星齿轮换挡机构，通过液压系统的控制能够实现汽车的低速行驶、超速行驶、倒退行驶、驻车和空挡运行。 2010年1月1日2010年2月28日：进行调研，查阅自动变速器行星此轮换挡机构的结构相关参考文献，理解并掌握拉威挪行星齿轮机构的结构特点、换挡工作原理。 2010年3月1日2010年3月7日：到相关地方进行实习，了解常用变速器的结构，并填写实习日志。 2010年3月8日2010年3月10日：撰写开题报告。 2010年3月11日2010年4月7日：初步完成行星齿轮机构总装配草图，用AutoCAD绘制行星齿轮机构的总装配图A01及部分零件图。 2010年4月8日4月9日：接受中期检查。 2010年4月10日2010年5月16日：完成自动变速器行星齿轮机构零件图，折合图纸A02，完成图纸和设计说明书初稿。 2010年5月17日2010年5月23日：图纸及说明书送审。 2101年5月24日2010年5月30日：预答辩。 2010年5月31日2010年6月6日：对设计图纸及说明书内容、格式、英文摘要等进行修改。2010年6月7日2010年6月13日：答辩。其中：参考文献篇数：20篇以上，应有外文文摘； 图纸张数：折合A03，行星齿轮机构总装配图A01，零件图折合A02:； 说明书字数：6000字以上； 外文翻译：3000字以上。学科（专业）负责人意见签名：年 月 日拉威挪式行星齿轮传动机构设计摘 要通过大量相关机构的参考和对实验室器材的拆装，最终确定了该自动变速器的工作原理和传动方案的布置。本设计主要在自动变速器的摩擦结合部分和齿轮传动部分进行了结构设计。其中：摩擦结合部分分别对3个片式离合器、1个带式制动器和1个片式制动器进行了设计；齿轮传动部分进行了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 传动控制机构 离合器 制动器 行星齿轮 Ravigneau Transmission DesignAbstractThrough a large number of reference and related institutions of laboratory equipment disassembling ,eventually determine the 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 structure design. Including three piece clutchs and two brakes on the design, Gear transmission parts structure size selection of gear and the design of spline.Key words：Ravigneaux; transmission control; Clutch; brake;Planetary Gear 目 录摘要Abstract1 绪论11.1 自动变速器的分类及优点11.2 自动变速器的发展历史21.3 液力机械自动变速器的组成22 自动变速器传动方案分析32.1 自动变速器传动方案设计要求32.2 自动变速器自由度的选取32.3 自动变速器齿轮传动方案的选取32.4 换挡路线的制定和各挡传动比的计算33自动变速器摩擦结合元件设计53.1概述53.2 摩擦结合元件的整体布置53.3 各摩擦结合元件在不同档位时的工作状态63.4 离合器C1设计63.5离合器C2设计93.6离合器C3设计113.7 带式制动器B1设计133.8 片式制动器B2设计153.9 单向离合器F设计184行星齿轮传动机构设计194.1 基本参数的确定194.2 配齿计算194.3 确定变位系数204.4 验证实际传动比与给定传动比误差214.5行星齿轮传动机构的几何尺寸和啮合参数计算225 结论23参考文献致谢东北林业大学毕业设计 拉威挪式行星齿轮传动机构设计1绪论1.1自动变速器的分类及优点 目前，汽车动力装置主要采用内燃机，内燃机转速和转速范围较小，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，提高汽车的动力性和经济性，减少排放；还要解决发动机不能有载启动的问题，保证汽车平稳起步；发动机只能单向旋转，而汽车需要前进后退双向运动；有时需要切断发动机动力，使发动机处于怠速状态，较长时间停车等问题。因此需要变速器来解决这些问题，变速器对汽车来说是不可缺少的很重要的部件。变速器从传动方式来看有以下几种：机械式(主要是齿轮)传动；液力机械式(变矩器加齿轮变速器)；液压传动式；电传动式。从操纵方式来看，有人工操纵换挡和自动换挡两种。人工操纵换挡变速器又可分为：人工手动直接操纵；人工液压操纵动力换挡(人操纵液压阀，通过液压传动来换挡)；人工电操纵换挡(人操纵电开关，通过电开关操纵电磁换挡液压阀，再通过液压传动来控制)。 人工操纵换挡是由人进行观察和判断，由人发出指令来操纵变速器换挡。自动换挡是由变速器自己检测出工况信号，进行判断，发出换挡指令进行操纵换挡。从结构形式来分，有以下几种： （1）液力机械式(HMT)它由液力变矩器和电子控制动力换挡变速器组成，广泛应用于轿车、公共汽车、重型车辆和商用车上，它是目前AT的主流。 （2）机械式（AMT）它在通常的离合器和机械式变速器的基础上加上微机控制电液伺服操纵换挡机构，目前在部分较低档的轿车和部分卡车上运用。 （3）无极式（CVT）又有三种：机械式（推块金属V型带式）、静压式（HST）、电力式（EV）。 自动变速器的优点； （1）整车具有更好的驾驶性能：汽车驾驶性能的好坏，除与汽车本身的结构有关外，还取决于正确的控制和操纵。自动变速器能通过系统的设计，使整车自动去完成这些使用要求，以获得最佳的燃油经济性和动力性，使得驾驶性能与驾驶员的技术水平关系不大，因而特别适用于非职业驾驶。 （2）良好的行驶性能：自动变速装置的档位变换不但快而且平稳，提高了汽车的乘坐舒适性。通过液体传动和微电脑控制换档，可以消除或降低动力传递系统中的冲击和动载，这对在地形复杂、路面恶劣条件下作业的工程车辆、军用车辆尤为重要。 （3）高行车安全性：在车辆行驶过程中，驾驶员必须根据道路、交通条件的变化，对车辆的行驶方向和速度进行改变和调节。正是由于这种连续不断的频繁操作，使驾驶员的注意力被分散，而且容易产生疲劳，造成交通事故增加；或者是减少换档，以操纵油门大小代替变速，即以牺牲燃油经济性来减轻疲劳强度。自动变速的车辆，取消了离合器踏板和变速操纵杆，只要控制油门踏板，就能自动变速，从而减轻了驾驶员的疲劳强度，使行车事故率降低，平均车速提高。 （4）降低废气排放：发动机在怠速和高速运行时，排放的废气中，CO或CH化合物的浓度较高，而自动变速器的应用，可使发动机经常处于经济转速区域内运转，也就是在较小污染排放的转速范围内工作，从而降低了排气污染。 （5）可以延长发动机和传动系的使用寿命：因为自动变速器采用液力变矩器和发动机“弹性”连接，外界的冲击负荷可以通过耦合器缓冲，有过载保护的功能。在汽车起步换档、制动时能吸收振动，相应减小了发动机和传动系的动载荷。1.2自动变速器的发展历史 （1）液压控制20世纪六七十年代以前的自动变速器均采用全液压控制。全液压控制系统包括由许多液压控制阀组成的阀体总成及液压油路。它通过机械的手段，将车速和节气门开度这两个参数转变为液压控制信号；阀体中的各个控制阀根据这些液压控制信号的大小，按照设定的换挡规律，控制换挡执行机构的动作，实现自动换挡。由于液压信息处理功能很差，很多影响换挡的因素都无法考虑进去，控制精度低，目前已被淘汰。 （2）电子控制1969年，法国雷诺R16TA轿车自动变速器首先采用了换挡点电子自动控制。自动变速器的电子控制系统包括微机、各种传感器、电磁阀及控制电路等。它将控制换挡的参数通过传感器变为电信号，通过微机的处理，将控制信号作用于换挡电磁阀，通过电磁操纵实现自动换挡。 （3）智能控制第一代电子控制所设定的固定有限的换挡模式无法完全满足驾驶需求，而智能控制的自动变速器有获取信息、分析信息和处变速器理信息的能力，这些信息包括反映司机愿望的信息、识别行驶工况和条件的信息以及判断车辆参数变化的信息。此时变速器控制系统变成为非线性复杂的控制系统，采用智能控制技术如鲁莽控制、模糊控制、自适应控制等，以适应各种司机类型、环境条件和行驶工况。 （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组成液力自动变速器的基本结构是由液力变矩器与动力换档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。液力变矩器可在一定范围内自动无级地改变转矩比和传动比，以适应行驶阻力的变化。但是由于液力变矩器变矩系数小，不能完全满足汽车使用的要求，所以，它必须与齿轮变速器组合使用,扩大传动比的变化范围。目前，绝大多数液力自动变速器都采用行星齿轮系统作为辅助变速器。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。由此可见，液力自动变速器实际上是能实现局部无级变速的有级变速器。液力自动变速器是目前使用最多的自动变速器。采用此种类型的自动变速器，免除了手动变速器繁杂的操作,使开车变得省力。同时，电子控制也使自动切换过程柔和、平顺，因此汽车具有良好的乘坐舒适性和安全性、优越的动力性和方便的操纵性。但这种变速器效率低，结构复杂，成本也较高。2自动变速器传动方案分析2.1自动变速器传动方案设计要求 (1) 传动比要求：具有一个倒档，一个超速档，一个直接档24各减速档，且速比间隔要满足一定要求。 (2) 换档操纵简单:最好只分离一个元件和接合一个元件来实现换档，便于操纵控制。(3) 各构件转速和行星轮相对转速不应过高，减轻轴承负担，延长轴承的使用寿命。(4) 结构尽可能简单，轴的叠套尽可能少。2.2自动变速器自由度的选取轿车行星齿轮变速器普遍采用三自由度，与二自由度行星齿轮变速器相比，行星机构简单，减少了行星排和制动器数，使得体积变小、重量轻，但增加了离合器数。单个四自由度变速器将使换档时需结合的元件数过多，操纵换档复杂，在轿车上不采用。2.3自动变速器齿轮传动方案的选取考虑到拉威挪式行星齿轮机构的结构紧凑，故选用AG4结构，其仅用三个离合器、两个制动器、一个单向离合器，该结构的变速器有四个前进挡一个倒档。 图2-1 传动方案简图2.4换挡路线的制定及各挡传动比的计算(1) 一档：离合器C2接合，单向离合器F工作，阻止行星架逆时针转动。由于行星架制动，该轮系转化为定轴轮系。其传动路线为：泵轮涡轮涡轮轴离合器C2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： 其中：为小太阳轮转速，等于输入转速 为齿圈转速，等于输出转速； （为齿圈齿数和小太阳轮齿数之比） （2-1） (2) 二档：离合器C2接合，制动器B1制动大太阳轮8。其动力传递路线为：泵轮涡轮涡轮轴离合器C2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 对于后排行星轮有 由以上两式可得传动比为 （2-2）(3) 三档(直接档)：锁止合器C0接合，液力变矩器锁死，离合器C1和C2接合，使行星齿轮副被锁止，则该系统成为一个整体转动。其动力传动路线为：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 （2-3）(4) 四档(超速档)：锁止合器C0锁止，离合器C3接合，制动器B1制动大太阳轮8。其动力传动路线为：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位：可得其传动比为 （2-4）(5) 倒档：倒档离合器C1接合，驱动大太阳轮8转动。制动器B2工作，使行星架制动。其动力传动路线为：泵轮涡轮涡轮轴离合器C1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位：可得其传动比为 （2-5）(6) 空档：各离合器和制动器均处于不工作状态，此时行星轮机构各元件也不受约束而可以自由转动，故行星齿轮机构不传递动力，即处于空（N）档位置。 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控制动力的流入方向或用来制动某些传动元件，以此来实现传动比的变化。摩擦结合元件包括离合器和制动器，靠摩擦力传动，它的结合程度和传力大小是可变的；单向离合器单向传动，一个方向脱开，可相对转动，另一个方向结合。对摩擦结合元件的要求： （1）在换挡滑磨结合过程中，要能很好地控制其摩擦力矩； （2）在结合状态要求有足够的转矩容量； （3）要求有足够的热容量，具有良好的润滑的冷却，防止烧损； （4）在分离状态时，要求空转摩擦阻力小； （5）结构简单，体积紧凑。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C1；2离合器C2；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档位时的工作状态表3-1 各杆位和各档位下结合元件的结合情况杆位档位离合器制动器自由轮闭锁离合器C1C2C3B1B2FWKPPNND1=2=3=4=RR=注：=表示结合传力，表示结合但不传力。3.4离合器C1设计 （1）概述离合器C1是用来连接输入轴和大太阳轮的。其通过自身摩擦片的内花键和离合器C2的外花键相连，而C2又通过花键和涡轮轴相连，这样就把离合器C1和涡轮轴连到了一起；此外，C1通过离合器鼓的齿和制动器B1相连，B1又通过花键和大太阳轮相连，这样就把离合器C1和大太阳轮连到了一起。离合器C1主要由摩擦片、钢片、离合器鼓、活塞及回位弹簧组成。 （2）摩擦材料的选取钢片和摩擦片交错排列，二者统称为离合器片，均使用钢料制成，但摩擦片的两面烧结有铜基粉末冶金的摩擦材料。 （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范围（mm）a槽深0.0750.76b槽间距3.85.1c槽宽1.03.8d衬面厚度0.51.6依据表3-2可以确定摩擦衬面油槽的基本尺寸为：槽深为0.1mm，槽间距为0.5mm，槽宽为2mm，衬面厚为1mm。 表3-3 摩擦系数油槽形式动摩擦系数静摩擦系数无槽0.1400.121方形槽0.1450.123垂直平行槽0.1450.126宽方形槽0.1450.115菱形槽0.1450.121由于选取的摩擦衬面油槽为径向槽，依据表3-2选取所用摩擦衬面的动摩擦因数为0.145。 （4）转矩的计算 离合器C1能传递的最大转矩应大于汽车最大转矩，即，其中为后备系数，取值范围为1.21.3，取=1.2，则转矩容量计算公式： （3-1）式中，计算转矩，Nm； 后备系数，； 额定转矩，Nm； 摩擦合力的作用半径，其中为摩擦片内半径，为摩擦片外半径； 摩擦片外径，根据离合器径向尺寸初选=125mm； 摩擦片内径，初选=110mm； 摩擦表面对数，； 压力损失系数，取； 摩擦衬面动摩擦系数，取； 为摩擦衬面所承受的单位面积上的压力，取MPa； 摩擦片内外径之比，计算得；经计算压紧力。 （5）回位弹簧的设计计算 回位弹簧的形式采用周布弹簧，参考实验室变速器的离合器，初定为23个。由GBT20891994查得：弹簧钢丝直径取第一系列1.2mm，弹簧中径为8mm，弹簧有效圈数为8圈，自由高度为60mm，材料为78MnA。 （6）摩擦片和钢片尺寸及花键设计花键选用30平齿根渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外径，内径mm，则内花键大径亦为mm。依据GBT3478.11995取模数，则由，得齿数，取。分度圆直径mm，内花键小径103mm，齿厚4mm，摩擦片厚mm。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。 （3-2）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得，依据表3-4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，其内径也为mm，外径，钢片外花键同样选30平齿根渐开线花键。外花键小径mm，依据GBT3478.11995取模数，由得，分度圆直径mm，齿厚=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。 （3-3）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得MPa，依据表3-4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。 表3-4 花键连接的许用挤压应力，许用压强 （MPa） 连载工作方式 许用值 使用和制造情况 齿面未经热处理 齿面经热处理 静连接的状态 许用挤压应力 不良 中等 良好 3550 60100 80120 4070 100140 120200 动 连 接 的 状 态无载荷作用下 移动 许用压强p 不良 中等 良好 1520 2030 2540 2035 3060 4070载荷作用下移动 许用压强p 不良 中等 良好 310 515 10203.5离合器C2设计 离合器C2用来连接输入轴和小太阳轮，C2通过花键固定在输入轴上，用摩擦片的内花键与联接鼓相连，联接鼓通过花键套与另一端的小太阳轮相连接。C2的主要零部件有离合器鼓、摩擦元件、回位弹簧（膜片弹簧）、活塞等。离合器C2所选用的摩擦元件与离合器C1的基本相同，这里就不对设计部分进行介绍了。以下主要是对回位弹簧（膜片弹簧）的设计过程。 膜片弹簧基本参数的选择： （1）膜片弹簧的线性特性 取，此时可以用其副刚性区，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mm，取1.5，则mm。 （2）R及的确定根据结构布置与分离的需要取为1.21.3。对于，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125mm，故取mm。 （3）膜片弹簧起始圆锥底角 汽车膜片弹簧起始圆锥底角一般在1014之间，取14。 （4）膜片弹簧小端半径膜片弹簧小端半径由结构确定，便于轴通过，初选尺寸=45mm，受力半径大于，取=45mm。 （5）分离指数目的确定 为了便于在制造时模具分度，取分离指数目，切槽宽mm，窗孔槽宽，取mm，窗孔内半径由，得mm。 （6）支作环作用半径，应尽量接近而大于，取mm；压盘与弹簧的接触半径应接近而大于，取mm。 （7）膜片弹簧工作点位置的选择及校核计算工作压力和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形的关系式 （3-4）式中，弹性模量系数，钢材料取；泊松比，钢材料取弹簧片厚，mm；碟簧部分内截锥高度，mm；大端变形；碟簧部分外半径，mm；碟簧部分内半径，mm；压盘与弹簧的接触半径，mm；支撑环作用半径，mm。取离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为mm，由式（3-4）可得压紧力=1460N。校核后备系数： ，故后备系数合格。离合器分离时，膜片弹簧大端的变形量为： （3-5） 压盘行程 ： （3-6） 式中，摩擦片的工作面数，； 彻底分离时摩擦片和钢片间的间隙，取；由式（3-5）计算得mm。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C1的大致相同，均采用螺旋弹簧作为回位弹簧。有关摩擦元件的选取与离合器C1中的内容相同，这里只对相关花键尺寸进行设计。 （1）摩擦片尺寸及花键设计花键选用30平齿根渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外径，内径mm，则内花键大径亦为mm。依据GBT3478.11995取模数，则由，得齿数，取。分度圆直径2.543=107.5mm，内花键小径103mm，齿厚4mm，摩擦片厚mm。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。 （3-7）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得，依据表3-6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摩擦片的模数和齿数，可得花键接盘的大径mm，小径mm，分度圆直径也为107.5mm。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。 （3-8）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得，依据表3-6可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于中等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mm，依据GBT3478.11995取模数，则，故可得大径mm，小径mm。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。 （3-9）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得，依据表3-6可知，摩擦片内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3.5mm，其内径也为mm，外径，钢片外花键同样选30平齿根渐开线花键。外花键小径mm，依据GBT3478.11995取模数，由得，分度圆直径=130mm，齿厚=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。 （3-10）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。 经计算得MPa，依据表3-4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。 3.7带式制动器B1设计制动器B1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=72.5mm，制动带包角。 （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，取其许用比压为MPa。 （4）根据所需制动力矩，计算确定操纵端的作用力带式制动器的受力和计算简图如图3-2所示。图中，为操纵端作用力，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。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和。制动带微分段上的力平衡式为 式中，制动带微分段摩擦表面上的正压力；摩擦系数。图3-2 制动鼓受力分析图微分段很小时，可以认为，可写成 解上式，积分得 当时， 积分常数带入上式，得 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松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，在图中以点划线表示的旋转方向，摩擦力对操纵力起助力作用；当操纵端作用力与制动鼓旋转方向相反时，称为反转，在图中以实线表示的旋转方向，摩擦力对操纵力起减力作用。 制动力矩的计算 取整个制动器为自由体，得力矩平衡式为 （3-11）当制动鼓正转时，将关系代入上式，得 （3-12）当制动鼓反转时，则 （3-13）由此可见，当制动力矩相同时，制动鼓反转情况的操纵力，应为正转情况的倍。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Nm，制动鼓半径=72.5mm，制动带包角，则可以确定即制动器操纵机构所施加的力为。 （5）制动带与鼓比压计算 带式制动器摩擦副间的比压由下式计算： （3-14）式中,制动器摩擦副宽度，由鼓的结构和布置可以确定mm； R制动鼓半径，mm。 MPa，满足要求。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。3.8片式制动器B2设计片式制动器B2用来制动行星架，B2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B2利用行星机构旋转所产生的离心力将制动液甩出油腔。B2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C1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： （3-15）式中，计算转矩，Nm； 后备系数，=1.2Nm； 额定转矩，Nm； 压紧力；由上式可得3.2KN； 摩擦合力的作用半径，其中为摩擦片内半径，为摩擦片外半径； 摩擦片外径，依据结构尺寸选取mm； 摩擦片内径，初选mm； 摩擦片内外径之比，0.94；摩擦衬面动摩擦系数，=0.145； 摩擦表面对数，其中为摩擦片片数； 摩擦片比压；摩擦片的许用比压=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； 压紧力损失系数，取=0.95。 （2）摩擦片尺寸及花键设计 花键选用30平齿根渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外径，内径mm，则内花键大径亦为mm。依据GBT3478.11995取模数，则由，得齿数。分度圆直径mm，内花键小径mm，齿厚mm，摩擦片厚mm。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。 （3-16）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取mm。经计算得，依据表3-4可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于中等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，mm，依据GBT3478.11995取模数，由，得，取，分度圆直径mm，大径mm。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。 （3-17）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取mm。经计算得，依据表3-4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3.5mm，其内径也为mm，外径，钢片外花键同样选30平齿根渐开线花键。外花键小径mm，依据GBT3478.11995取模数，由得，取,分度圆直径mm，齿厚=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。 （3-18）式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得MPa，依据表3-4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。3.9单向离合器F设计 带向离合器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。 4行星齿轮传动机构设计4.1基本参数的确定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：为了减少噪声应合理减小模数，增加齿宽；为使质量小，增加齿数，同时减小宽；从工艺方面考虑，各齿轮应选用同一种模数，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。 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。 法面压力角取标准值， 则端面模数。则齿圈齿数，圆整后取=73。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