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6AT自动变速箱设计说明书第1章 绪论 往复式内燃机是现代汽车广泛采用的动力装置，但是由于其转速变化范围和转矩适应系数有限，不能满足驱动车辆对转速和转矩的要求，因此必须要装设变速器来进一步改变转速和转矩。汽车变速器在型式上可以分为手动变速器和自动变速器两种类型。过去汽车上大多数配备的是手动变速器，手动变速箱主要由齿轮、同步器、轴、轴承等传动部件组成。理论研究表明，变速箱的档位数目越多，汽车的动力性越好。档位数目较多的自动变速箱刚好符合这一要求。并且，汽车上装备自动变速箱以后，汽车将具有更好的驾驶性和操纵性，提高了行车安全性，并且自动变速箱能保证发动机始终处于经济转速区域，不仅减小了排放，而且提高了车辆的燃油经济性。因此，现代装备自动变速器的汽车越来越多。1.1国外的研究进展自从1939年，第一台液力机械式自动变速箱在美国通用汽车公司诞生到现在的70多年间，自动变速箱的研发技术一直处于变革和改进之中。随着人们对汽车乘坐舒适性的要求越来越高，相对于传统的手动变速箱，性能更加优越的自动变速箱越来越受到广大消费者的亲睐。尤其是近些年以来，自动变速箱已经能够更好地兼顾操控性以及节能环保等因素，使其在国内外的装车比例越来越高。液力自动变速器已经走过了六十多年的历史，它的技术成熟，性能可靠。对液力自动变速器的研究，主要是围绕着提高效率而展开的。上纪60年代的研究重点是采用多元件工作轮，70年代的改进方法是使用锁止离合器，80年代则是采取增加行星齿轮变速箱档位的方法及使用电控技术。近些年来，传统的液力自动变速箱通过采用CAD/CAM技术来提高液力变矩器的传动效率，增加行星齿轮变速箱的档位以及电子技术的应用，液力自动变速箱的性能已经非常完善。现在的液力自动变速箱可以通过微控制器对整个传动系统进行控制。由各种电子传感器和微控制器组成的电控单元，根据各个传感元件输入的信号来确定换档和锁定的时机，发出信号，控制执行元件，电磁阀动作，完成换档、锁止等命令。2002年，福特汽车公司和通用汽车公司达成协议，共同研发用于前轮驱动的6挡自动变速箱，其燃油经济性相比于传统的4档自动变速器提高了4%至8%。ZF分司正在研发7档自动变速箱，该变速箱用由双片飞轮组成的湿式离合器代替了变换器，可以车辆的提高加速性能和燃油经济性，降低排放，与5档自动变速箱相比，它的体积更小，质量更轻。继1984年，日本五十铃公司在世界上率先成功研制出电控机械式有级自动变速箱“NAVI-5”， 并装备到ASKA轿车上以后，世界上很多汽车制造公司相继进行了类似的研发工作。1996年，宝马M3轿车采用的“M序列式变速箱”， 以全新的电液控制系统替代了传统的机械式变速箱的操控系统，并且可以选择手动变速和自动变速两种模式。ZF公司也推出了它的电子控制机械式自动变速箱的新产品ASTRONIC系列。1998年，德国大众Lupo轿车装备了电子控制机械式自动变速箱，它的百公里油耗仅为2.99L，显示出了它的非常优越的燃油经济性。先进的电子控制机械式自动变速箱，都配备有电子控制单元，它是变速箱的核心。将车辆的行驶状况跟所希望实现的状况进行比较，发出控制命令，改变变速箱的档位、离合器的分离与结合及油门开度，实现在最佳换挡时刻自动选档。在几种自动变速箱当中，电控机械式自动变速箱的性价比最高。自从VDT公司于上世纪80年代研制成功了金属带式无级变速箱并且进入商品化阶段之后，世界上相继出现了一批生产金属带式无级变速箱的厂家。VDT变速器公司和日本本田汽车公司共同研制的新型无级变速箱已经装备在本田1996CivicHX型轿车上了。包括通用汽车公司在内的一些国外企业都在加速发展各自的无级自动变速箱技术。据统计，截止1996年底，配备了金属带式无级变速箱的轿车已多达120多万辆，所装轿车发动机的排量大多处于0.63.3L之间。金属带式无级变速箱商品化的时间虽然不是太长，在汽车变速箱中的占有率也仅有1%，其中的90%在日本，剩余10%在欧洲，但是因为它在理论上性能优越，因此它被视为自动变速箱的主要发展方向之一。1.2国内的研究现状我国最早是在长春第一汽车制造厂生产的CA770红旗轿车上装备了自动变速箱。近些年来，由于消费者对自动变速箱性能的逐渐普及，自动变速箱的市场需求量越来越大，使国内汽车制造公司加快了自动变速箱的发展速度。1998年，上汽通用生产的别克轿车上的4T65E电控自动变速箱正式下线，上汽大众的帕萨特B5、一汽大众的捷达都市先锋上配备了自动变速箱AG4-95，神龙也推出了配备了AL4智能型自动变速箱的富康988“领导者”，其它的如马自达6、雅阁、君威也都全部采用自动变速箱。作为上世纪90年代世界汽车界关注焦点的电子控制机械式自动变速箱技术，也被国家列为“九五”重点技术开发项目，国内的一些研究机构及企业都先后参与到电子控制机械式自动变速箱的研究开发中。其中大连齿轮箱厂、吉林大学、北京理工大学和重庆欧翔电子公司等单位在此项技术上都取得了相当不错的的成就。吉林大学不仅在理论研究方面取得了很多成就，而且它开发出的桑塔纳2000型电子控制机械式自动变速箱在1998年通过了国家级的样机鉴定。哈尔滨的埃姆特汽车电子有限公司开发研制的电子控制机械式自动变速箱技术，产品质量已经接近了产业化水平。国内有关的专家建议，鉴于我国目前的国情，我国应以电子控制机械式自动变速箱为主要研究方向。电子控制机械式自动变速箱性价比高，仅为液力自动变速箱的1/43/4，而且生产继承性较好，改造的资金投入也较少，它的硬件开发和软件研制对于各种车型在理论上是相通的，成果可推广到各种类型的汽车上。1.3研究的内容和方法本文设计的自动变速箱的结构形式为液压控制式自动变速箱，它主要由液力变矩器、行星齿轮变速机构以及液压控制系统等几大部分组成。液力变矩器的结构形式为三元件综合式液力变矩器，行星齿轮变速机构为一个简单的行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构组合的形式。 对液力变矩器采用的是相似设计法和环量分配法的原理，重点进行了循环圆和单向离合器的设计计算。确定他们的结构尺寸和相关技术参数并用solidedgeV19进行建模和装配。对拉维娜式行星齿轮机构，则是根据其变速传动的原理，用机械设计和汽车理论上的相关设计方法进行了行星齿轮机构结构尺寸的设计计算和建模以及装配。第2章 液力变矩器的设计常见的液力变矩器主要由可旋转的泵轮和涡轮，以及固定在套管上的导轮三个元件组成，称为三元件综合式液力变矩器。若将三元件综合式液力变矩器的导轮分割成两个，分别装在各自的自由轮上，即形成四元件综合式液力变矩器。由于三元件综合式液力变矩器结构简单、工作可靠、性能稳定，最高效率达92%，在转为耦合器工作时，高传动比的效率可达96%。因此，在高级轿车上应用极广，这里液力变矩器的结构形式也采用三元件综合式液力变矩器。2.1液力变矩器循环圆设计 具体要求及指标：（1）最大扭矩/转速：190Nm/ 4400r/min(rpm)；（2）泵论出口角B=110度；涡轮出口角T=150度；导轮出口角D=22度。2.1.1循环圆形状的选择 液力变矩器的循环圆按照外环形状可分为圆形，蛋形，半蛋形以及长方形循环圆四种。 汽车型单级液力变矩器大多采用圆形循环圆。这种循环圆形状的液力变矩器，其工作轮可采用冲压焊接制造或铸造，泵轮和涡轮完全对称布置，导轮布置在内径处，便于安装单向离合器，最适合综合式液力变矩器。2.1.2工作轮在循环圆中的排列位置（1） 径流式：这种工作轮从轴面图看，液流沿着叶片半径方向流动，称为离心式工作轮；反之，称为向心式工作轮。径流式工作轮均为单曲叶片。 （2） 轴流式:这种工作轮从轴面图看，液流在叶片流道内轴向流动。（3） 混流式：这种工作轮从轴面图看，液流在工作轮流道内既有轴向流动又有径向流动，他的叶片均为空间扭曲叶片。圆形循环圆变矩器在多数情况下，采用混流式工作轮；长方形循环圆变矩器除了泵轮之外，其余工作轮多采用径流式或轴流式工作轮。2.1.3循环圆尺寸的确定（1） 变矩器有效直径确定设除去发动机各辅助设备所消耗功率后由发动机传给变矩器泵轮轴的功率为Pe,因为发动机轴与变矩器泵轮轴直接相连，故有ne=nB,则传给变矩器泵轮轴的转矩为： TB=PB/B=Te=Pe/e=30Pe/ne而变矩器泵轮的转矩为： TB=BgnB2D5由此可得变矩器的有效直径D为： D= (Bg)-1/5 .(Te/ne2)1/5取Te=190N.m, ne=4400r/min, =0.86103/m3, B=3.810-6。代入上述数据计算得：D=202mm如图2-1所示，循环圆的相对参数有以下几种：（2）直径比m直径比m=D0/D,D0为循环圆内径，D为有效直径。对一般失速变矩比K0要求不高的变矩器，m=1/3;而对失速变矩比K0要求高的变矩器，m的取值范围为0.40.45，取m=0.45。D0=mD=90.9mm。当m选定后，循环圆内径也就确定下来了，这时要确定过流断面面积，即确定循环圆的形状。统计表明，圆形循环圆最佳过流面积约为变矩器有效直径总面积的23%。图2-1循环圆结构示意图（3） 循环圆形状系数a循环圆形状系数a=L1/L2，如图2-1所示，L1为循环圆内环的径向长度，L2为循环圆外环的径向长度。a减少显然会使流道过流断面的面积增大，循环圆内的流量也就相应的增大，从而使泵轮转矩系数增大。一般a的取值范围为a=0.430.55。这里L1=27.775mm, L2=55.55mm,故：a= L1/L2=0.50,符合要求。（4） 循环圆宽度比b循环圆宽度比b=B/D。式中B为循环圆的轴向宽度，D为有效直径一般b的取值范围为b=0.20.4。这里B=27.7752+2.5=58.05mm,故：b= B/D=58.05/202=0.287,符合要求。2.1.4确定循环圆形状尺寸现以有效直径为305mm的液力变矩器为参考，如图2-2所示：已知外环后，开始确定内环，设计流线。确定内环，设计流线的原则是使液流速度沿流道均匀变化。为此假定在同一过流断面上各点的轴面流速m相等，各相邻元线所形成的过流面积相等。根据最佳过流面积为循环圆面积的23%的原则，对于有效直径为305mm的变矩器，其最佳过流面积为0.016774m2，那么对于有效直径为202mm变矩器，其最佳过流面积为0.00737m2。设定一些元线，参照图2-2，在任意元线上的过流面积F可按下列正截头圆锥体旋转面公式计算： F=(/cos)(rs2-rc2)式中，-元线相对垂线的夹角，所有元线均垂直于设计流线； rs-任一元线与外环交点上的半径； rc-同一元线与内环交点上的半径； r-同一元线与设计流线交点上的半径。首先，选定一些任意的元线，并算出内环和设计流线的初步轮廓。半径rs和角可从图中量出，而rc和r则可相应的按下式计算： rc=（rs2-(Fcos/)）1/2 r=( rs2-( Fcos/2)1/2算得的半径与相应元线之交点的轨迹即为内环。仿照这一过程，可以选出一些更接近于垂直设计流线的新的元线，并重复以上计算过程，直到内环变为由外环与设计过流面积所确定的光滑曲线为止。为了确定最后一条元线的位置，必须先确定导轮的进口边和出口边。经验表明，导论叶片的轴向长度一般以取循环圆直径d之半为最佳。对于参考变矩器，在导轮轴面内，可测得设计流线之弦长约为51mm,故根据相似设计法的原理，新设计的设计流线的弦长约为：51(202/305)=33.77 mm。为了最大限度的利用循环圆，在相邻叶轮的叶片之间可采用最小间隙。而且，在根据强力涡流理论设计叶片时，为了减低涡旋的影响，也需要采用最小间隙。实践中，通常的间隙为22.5mm,这里取2.5mm。在确定叶片的进口边和出口边后，可对每个叶轮将设计流线分成十个等分，并作出相应的元线，使每条元线都严格地垂直于设计流线。1、对于泵轮循环圆：=13.5，r9=(286.74/2)(202/305)=95.00 mm,rs9=101.04mm,又有：F=(/cos)(rs92- r92)= (/cos)(r92-rc92),故有：rs92- r92= r92-rc92，代入相关数值计算得： rs9=101.04mm,r9=95.00mm,rc9=89.32mm；用同样的方法计算可得：表2-1泵轮半径2、涡轮循环圆的设计方法和结构尺寸与导轮基本相同，故有涡轮循环圆的相关结构尺寸为：表2-2 涡轮半径3、导轮循环圆的设计方法与上面的方法相同，代入相关的数值计算得：表 2-3 导轮半径2.1.5循环圆solid edge设计图图2-2循环圆设计图2.2叶片设计目前，叶片设计中很大程度上还依赖经验和试验统计规律，这里采用环量分配法进行设计。2.2.1叶片参数设计根据变矩器发展的经验，泵轮出口角可按失速变矩比的要求来确定。对于直径为305mm的参考变矩器，其失速变矩比为2.52，则泵轮出口角为110，这里根据相似设计的原理，这个新设计的泵轮的出口角也为110。在进行叶片轮廓的初步设计时，假设设计转速比为0.5。由于按照不同转速比设计出来的叶形之间没有很大的差别，因此，尽管冲击损失最小的进口角设计点是在转速比为0.7处，但仍可将这些轮廓视为合适的叶形。表2-4变矩器叶片参数叶轮名称进口角/（度）出口角/（度）泵轮105110涡轮32150导轮90222.2.2确定叶片数较多的叶片数，使液流趋向于较有效的偏转，但也增加循环液流的排挤。在较高的转速比时，较多的叶片数趋向于减少滑转，有利于偶合器工况，而低速工况则将增加液流的堵塞。在低转速时，较少的叶片数却能增加循环液流的速度，导致转矩的增大。查阅相关资料得，综合式液力变矩器的最佳叶片数参考下表2-5所示：表2-5最佳叶片参数参考表 叶片数叶轮最佳叶片数范围备注泵轮2428涡轮2632考虑到制造工艺上的困难，在2025的范围内选取为宜导轮2628这里选取泵轮的叶片数为26，涡轮的叶片数为23，导轮的叶片数为27。2.3单向离合器的设计2.3.1结构参数的选择 单向离合器是液力变矩器中负荷最大旳元件之一，整个液力变矩器的可靠性和使用寿命在很大程度上决定于这个元件。单向离合器一般是由外圈，内圈，滚子，压紧弹簧等元件组成。单向离合器的分类： 按凸轮面所在元件分：外圈为凸轮面；内圈为凸轮面。 按凸轮面形状分：平面轮廓；偏心圆轮廓；对数螺线轮廓。按滚子形状分：圆柱滚子；凸块式。由于圆柱滚子式单向离合器结构比较简单，制造比较容易，使用与维修方便；楔紧与分离工作灵敏，无噪声，工作可靠；分离状态时允许的速度高，磨损小，所以这种形式的单向离合器应用最广泛。这里便是采用滚柱式单向离合器。图2-3单向离合器结构示意图其工作原理是通过内，外圈将滚柱楔住，以传递转矩。为此，将外圈与滚柱的接触面做成凸轮表面，使之形成楔入角。有了楔入角，就可以防止内，外圈在一个方向上的相对转动，并在转矩方向改变时，使二者分开。在现有结构中，这个楔入角（2）一般为68。在其他条件相同时，楔入角越大，单向离合器传递转矩的能力也就越大，所以设计时，应尽量采用较大的楔入角。这里楔入角取：2=8为了改善单向离合器的工作，常常装设弹簧作为可压缩的固定器，以改善最初的楔入。同时，设计时应尽量使滚柱与外圈及内圈的某些接触区段上保持不变的楔入角，这对由于制造误差以及磨损而产生的尺寸偏差是必要的。为了在接触区段保持不变的楔入角，常常将内圈或外圈的凸轮表面加工成对数螺旋线。这里便将外圈的凸轮表面加工成对数螺旋线。 图2-4所示即为外圈驱动，凸轮表面为对数螺旋线的单向离合器。图2-3中：R0-外圈接触点的曲率半径； R-内圈半径； r-滚柱半径。 Fp-作用在每个滚柱上的负荷； FN-Fp力的法向分力； F-Fp力的切向分力；图2-4 外圈具有对数螺旋线凸轮表面的单向离合器单向离合器的设计步骤如下：根据结构布置和强度要求，初选楔入角2= 8，内圈半径R=21.00mm,滚柱半径r=4mm,滚柱长l=39.00mm,滚柱数Z=6。为保证单向离合器的可靠工作，应满足自锁条件，即： tan=0.070=0.1式中 -滚柱和内外圈之间的摩擦因数。作用在单向离合器上的载荷按下式确定： Fp=F/sin=TDi=0/ZRsin=41579.3N F=Fpsin=2743.63N FN=Fpcos=41364.5N单向离合器工作时，最大应力发生在滚柱与驱动件及从动件的接触处。由于滚柱两侧的力相等，且滚柱与内圈的凸面的接触面积要比外圈凹面的小，因此，最大应力发生在滚柱与内圈的接触表面上，单向离合器传递转矩的能力也取决于这个应力。表面接触应力C可按赫兹公式计算：C=(FNE(1/r+1/R/l)1/2/7式中 FN-一个滚柱上的法向力; E-材料弹性系数； r-滚柱半径； R-内圈半径； l-滚柱长度。如取E=2.1105,则： C=46.3(FN/l)(1/r+1/R)=1365MPa制造滚柱以及内外圈的材料与滚动轴承的材料相同。根据单向离合器的工作条件，其许用接触应力C可以高达2100MPa,故上述设计参数符合要求。2.3.2外圈拉应力验算当单向轮工作时，作用在外圈上的力将使外圈膨胀，在外圈内表面产生的最大拉应力max可按下式计算： max=p（Ra2+Rb2）/ (Rb2- Ra2)式中 p-作用在外圈上的假定平均应力； Rb-外圈外圆半径； Ra-凸轮表面最大半径。 p=ZFpmaxCOS/2Ral=43.24MPa故代入数值计算得：max=256.36MPa,符合要求。2.3.3弹簧力验算当单向离合器工作时，滚柱由于受离心力的作用，总是力图从与从动件的接触点向外偏移，这种偏移应当借助将滚柱向驱动件压紧的弹簧来加以防止。弹簧的强度应能克服驱动件在可能旋转的最大转速下的离心力。作用在滚柱上的离心力F1可由下式确定： F1=GR2=GR(n/30)/g式中 G-滚柱重力； R-滚柱中心到单向离合器轴线的距离，即滚柱绕轴心转动的转动半径； n-驱动件的最大转速。这个径向离心力将滚柱压向凸轮表面而引起的切向力Ft可由下式确定： Ft=F1tan(2)= GR2tan(2)代入数值计算得：Ft=16.34N 这个力应为弹簧所克服，亦即弹簧的预紧力要大于Ft，以防止滚柱在离心力作用下脱离从动件接触表面。第3章 行星齿轮机构的设计与分析自动变速箱中的液力变矩器虽能在一定范围内无级地改变转矩比和传动比，但其传动效率却只有在输出轴转速接近输入轴转速时达到最大值，而且其增扭作用也只有24倍，不能很好地满足汽车的使用要求。因此，在汽车行驶时，还需要齿轮变速机构来进一步实现减速增扭的要求。自动变速箱的齿轮变速机构有普通齿轮和行星齿轮两种，绝大多数自动变速器都采用行星齿轮机构。行星齿轮变速机构因齿轮的排列方式不同有多种类型，这里采用一个简单（单排）的行星齿轮机构和一个拉维娜式行星齿轮机构组合而成的自动变速机构。行星齿轮变速箱的组成包括行星齿轮机构和换挡执行机构两部分，行星齿轮机构的作用是提供几个不同数值的传动比供选择，而换档执行机构的作用是实现档位的变换。3.1单排行星齿轮机构行星齿轮变速箱的种类有很多，但其基础都是单排行星齿轮机构。单排行星齿轮机构包括一个太阳轮，若干行星齿轮及行星架和一个内齿圈。由于斜齿轮具有传动平稳，啮合噪声小，承载能力强等优点，所以行星齿轮机构全部采用斜齿轮。图3-1单排行星齿轮机构图3-1中，1齿圈轴；2齿圈；3行星架；4行星轮；5行星轮轴；6太阳轮；7太阳轮轴由于简单的单排行星齿轮机构具有两个自由度，如果没有固定的元件就没有固定的传动比。为了具有固定的传动比，需要将太阳轮，行星架和内齿圈中的一个加以固定，或者使其获得固定的转速，或者使两个相对独立的元件连接起来，使行星齿轮机构的自由度变为1，从而获得固定的传动比。 由于在单排行星齿轮机构中，行星齿轮只起中间轮（惰轮）的作用，因此单排行星齿轮机构的传动比取决于太阳轮的齿数和齿圈齿数，与行星齿轮的齿数无关。设根据分析，单排行星齿轮机构的运动特性方程为：式中：太阳轮转速 齿圈转速 行星架转速由这一运动特性方程可以看出，在太阳轮、行星架和齿圈这三个基本构件中，可以任选其中两个基本构件分别作为主动件和被动件，只要第三个基本构件有确定的转速（0或某一数值），即可计算出该机构的传动比，下面分别讨论各种可能的情况：1）齿圈固定 太阳轮主动 行星架从动即可获得减速传动，其传动比表达式为由于齿圈的齿数大于太阳轮的齿数，因而该传动比的数值要大于2。2）太阳轮固定 齿圈主动 行星架从动即可获得减速传动，其传动比表达式为因为太阳轮的齿数小于齿圈的齿数，故这一传动比大于1小于2。3）太阳轮固定 行星架主动 齿圈从动此时传动比表达式为该传动比数值小于1，故而是增速传动，相当于超速档。4）如果将行星架固定，即行星齿轮的轴线被固定，行星齿轮只能自传，不能公转，行星齿轮机构成为一个定轴式齿轮传动机构，而且太阳轮和齿圈的旋转方向相反。此时，如果以太阳轮为主动件，齿圈为从动件，便可获得反向的减速传动，其传动比表达式为：此时相当于倒挡。5）若3个基本构件都没有被固定，各个基本元件都可以自由旋转，那么此时该机构具有2个自由度，因而不论以哪两个基本构件为主动件、被动件，都不能获得动力传递，即此时该机构失去传动能力而处于空挡状态。6）若将其中任意两个基本构件互相连接起来，即使或或，则由行星齿轮机构的运动特性方程可知，第三个基本构件的转速与前两个基本构件的转速相等，即3个基本构件以相同的速度一起旋转。此时不论以哪两个基本构件为主动件、从动件，它的传动比都是1，此时相当于直接挡。3.2拉维娜行星齿轮机构拉维娜式行星齿轮机构是一种使用非常广泛的行星齿轮机构，它是由一个单行星轮式行星排和一个双行星轮式行星排组合而成。其结构见下图：图3-2拉维娜行星齿轮机构图3-2中，1第二太阳轮输入轴；2主太阳轮输入轴；3第二太阳轮；4行星架；5主太阳轮；6主行星轮（3个）；7输出轴；8齿圈；9第二行星轮（3个）3.2.1拉维那式行星齿轮机构的连接关系由两排行星齿轮机构组成，前排是单行星轮式行星齿轮机构，后排是双行星轮式行星齿轮机构，前后排共用一个齿圈和行星架。短行星轮与长行星轮及小太阳轮啮合，长行星轮同时与大太阳轮、短行星轮及齿圈啮合，动力通过齿圈输出。整个行星齿轮机构有4个独立构件，分别是小太阳轮、大太阳轮、齿圈、共用行星架。3.2.2拉维那式行星齿轮机构的运动分析接下来将推导拉维娜式行星齿轮机构的运动特性方程式。通过拉维娜式行星齿轮机构的运动特性方程，可以分析自动变速箱处于各档位时各个基本构件的运动规律，计算各挡的传动比。车用自动变速箱所采用的行星齿轮变速机构的类型主要有两种：拉维娜式行星齿轮机构和辛普森式行星齿轮机构，分别见图3-2 和图3-3。图3-3辛普森式行星齿轮机构这两种类型的行星齿轮机构都是由两排行星齿轮机构组合而成，都具有4个基本构件、2个自由度。拉维娜式行星齿轮机构是由一个单行星轮式行星齿轮机构和一个双行星轮式行星齿轮机构组合而成的，而辛普森式行星齿轮机构是由两个单行星轮式行星齿轮机构组合而成的。单排单行星轮式行星齿轮机构示意图见下图3-4，图3-4 单排行星齿轮机构示意图图中，1-齿圈；2-太阳轮；3-行星架；4-行星轮其运动特性方程式为： (1)式中：太阳轮（中心轮）转速；齿圈转速；行星架转速；行星齿轮结构参数，它是齿圈齿数 与太阳轮齿数之比。接下来将推导拉维娜式行星齿轮机构的单排双行星轮式行星齿轮机构的运动特性方程。图3-5 为单排双行星轮式行星齿轮机构示意图。它由太阳轮1、齿圈2、行星架3、短行星轮4 和长行星轮5组成，其中太阳轮、齿圈、行星架称为行星齿轮机构的三个基本构件。短行星轮4和长行星轮5分别与太阳轮1和齿圈2相啮合，在它们中间起着惰轮的作用。若设作用于太阳轮、齿圈、行星架的力矩分别为 、，则 (2)式中：、分别为太阳轮1、齿圈2、短行星轮4以及长行星轮5的分度圆半径。图3-5 单排双行星齿轮式行星齿轮机构示意图图3-5中，1-太阳轮；2-齿圈；3行星架；4-短行星轮；5-长行星轮行星轮4所受的力分别为、。由行星轮4的平衡条件可得： (3)行星轮5所受的力分别为、，由行星轮5的平衡条件可得： (4)与是行星轮4和行星轮5之间的作用力与反作用力，即 代入（3）式和（4）式可得 (5)又因行星齿轮机构参数为齿圈齿数与太阳轮齿数之比，即； （6）而 (7) 将式（5）、（6）、（7）代入式（2）得太阳轮、齿圈和行星架上的力矩为 (8) 根据能量守恒定律，三构件上输入和输出功率的代数和恒等于零，可得 (9) 式中：、分别为太阳轮、齿圈、行星架的转速。将式（8）代入（9）可得单排双行星齿轮机构一般运动规律特性方程式 (10) 如上所述，拉维娜式行星齿轮机构是由1个单排单行星轮式行星排和1个单排双行星轮式行星排组合而成。将其运动特性方程（1）和（10）组合可得拉维娜式行星齿轮变速机构的运动特性方程，即： (11)式中：、分别为大太阳轮（前太阳轮）、齿圈、行星架、小太阳轮（后太阳轮）的转速。、 分别为前排和后排行星齿轮机构的结构参数。通过拉维娜式行星齿轮变速机构的运动特性方程，可以分析自动变速器处于各挡时每个基本构件的运动规律，计算各挡的传动比。3.3自动变速箱的行星齿轮机构这里采用的6速自动变速器，其结构紧凑，质量轻，运用高精度液压离合器控制系统使变速器换挡平顺，它的变速机构由两组行星齿轮组组成，前排是一个简单的行星齿轮机构；后排是一个拉维娜行星齿轮机构，后排行星齿轮机构的齿圈是动力输出端。3.3.1行星齿轮机构的动力流分析该自动变速箱动力传递路线如下图3-6 所示。其换挡执行元件使用3组多片式离合器、1组多片式制动器、1个制动带及1组滚柱式单向离合器来对行星齿轮组进行控制。图3-6 动力传递路线示意图自动变速箱内各换挡执行元件的作用见表3-1 ，自动变速箱处于不同挡位时各换挡执行元件的工作状态见表 3-2，自动变速箱处于不同挡位时的传动比见表3-3。表3-1 各换挡执行元件的作用 表3-2 不同档位时各换挡执行元件的状态（注：0表示作用）该变速箱各档传动比见下表3-3： 表3-3 各档传动比3.3.2各档动力传递路线分析1. 1挡动力传递路线 1 挡动力传递路线如图3-7所示，为了便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的状态分别说明如下：（1）减速行星齿轮机构：动力由涡轮轴传至减速行星齿轮机构的内齿圈，太阳轮被固定，则行星架同向减速输出；离合器C1 工作，将减速行星齿轮机构的行星架和拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮连接在一起，将涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮图3-7 1挡动力传递路线（2）拉维娜式行星齿轮机构：动力由拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮输入；单向离合器F1锁止，单向固定拉维娜式行星齿轮机构的行星架，拉维娜式行星齿轮机构的后排是一个双行星轮式行星齿轮机构，那么齿圈同向减速输出。各个齿轮的旋转状态是：后排太阳轮顺时针旋转，短行星轮逆时针旋转，长行星轮顺时针旋转，由于长行星轮与齿圈是内啮合，故齿圈也是顺时针旋转。由以上分析可以得知，在1挡时，单向离合器F1锁止是保证动力传递的前提。当动力反向传递时，单向离合器打滑空转，因此在1挡是没有发动机制动的。2. M1挡动力传递路线M1挡动力传递路线如图3-8所示，为了便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的状态分别说明如下：图3-8 M1挡动力传递路线（1）减速行星齿轮机构：与1挡时的工作状态相同。（2）拉威那行星齿轮机构：当需要采取发动机制动时，可以手动选择M1挡，此时制动器B2作用，双向固定拉维娜式行星齿轮机构的行星架。制动器B2与单向离合器F1是并联的关系，单向离合器F1锁止不再是动力传递的前提，因而可以获得发动机制动。3. 2挡动力传递路线2挡动力传递路线如图3-9所示，为便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的工作状态分别说明如下：（1）减速行星齿轮机构：动力由涡轮轴传至内齿圈，太阳轮被固定，则行星架同向减速输出；离合器C1作用，将减速行星齿轮机构的行星架和拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮连接在一起，将涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮。（2）拉维娜式行星齿轮机构：动力由拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮输入；制动器B1作用，固定拉维娜式行星齿轮机构的前排太阳轮，则齿圈同向减速输出。在1挡时，拉维娜式行星齿轮机构的行星架被固定，前排行星轮顺时针旋转，前排太阳轮逆时针旋转。图3-9 2挡动力传递路线2挡时，前排太阳轮被固定，行星架顺时针旋转，驱动内齿圈顺时针旋转，因而转速要比1挡时快一些。4. 3挡动力传递路线3挡动力传递路线如图3-10所示，为了便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的工作状态分别说明如下：（1）减速行星齿轮机构：动力由涡轮轴传至内齿圈，太阳轮被固定，则行星架同向减速输出；离合器C1作用，将减速行星齿轮机构的行星架和拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮连接在一起，将涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮，同时，离合器C3作用，将涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的前排太阳轮。图3-10 3挡动力传递路线（2）由以上分析可知，拉维娜式行星齿轮机构的前后两个太阳轮同时被驱动，因而整个行星齿轮机构一起旋转，拉维娜式行星齿轮机构的传动比为1，即拉维娜式行星齿轮机构的齿圈相对于离合器C1、C3 的输入转速而言是同向等速输出。自动变速箱的总传动比等于减速行星齿轮机构的传动比和拉维娜式行星齿轮机构的传动比的乘积，减速行星齿轮机构减速传动，传动比大于1；拉维娜式行星齿轮机构是等速传动，传动比等于1；则整个自动变速箱的传动比等于减速行星齿轮机构的传动比，故总传动比大于1，是同向减速传动。5. 4挡动力传递路线4挡动力传递路线如图3-11所示，为了便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的工作状态分别说明如下：（1）减速行星齿轮机构：动力由涡轮轴传至内齿圈，太阳轮被固定，故而行星架同向减速输出；离合器C1作用，将减速行星齿轮机构的行星架和拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮连接在一起，将涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的后排太阳轮。（2）拉维娜式行星齿轮机构：离合器C2作用，将涡轮轴与拉维娜式行星齿轮机构的行星架连接起来，涡轮轴动力未经减速直接传至拉维娜式行星齿轮机构的行星架。拉维娜式行星齿轮机构是一个双行星轮式行星齿轮机构，行星架被以涡轮轴转速等速驱动，如果后排太阳轮被固定，则拉维娜式行星齿轮机构的齿圈为同向减速输出；如果后排太阳轮被以涡轮轴转速等速驱动，那么拉维娜式行星齿轮机构的齿圈为同向等速输出；而此时后排太阳轮被减速驱动，则拉维娜式行星齿轮机构的齿圈的输出转速介于以上两种情况之间，即同向减速输出。图3-11 4挡动力传递路线6. 5挡动力传递路线5挡动力传递路线如图3-12所示，为了便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的工作状态分别说明如下：（1）减速行星齿轮机构：动力由涡轮轴传至内齿圈，太阳轮被固定，则行星架同向减速输出；离合器C3作用，将减速行星齿轮机构的行星架和拉维娜式行星齿轮机构的前排太阳轮连接在一起，涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的前排太阳轮。图3-12 5挡动力传递路线（2）拉维娜行星齿轮机构：离合器C2作用，将涡轮轴与拉维娜式行星齿轮机构的行星架连接起来，涡轮轴未经减速直接传至拉维娜式行星齿轮机构的行星架。拉维娜行星齿轮机构的前排是一个简单的单级行星齿轮机构，行星架被以涡轮轴转速等速驱动，若前排太阳轮固定，那么拉维娜式行星齿轮机构的齿圈为同向增速输出；若前排太阳轮也以涡轮轴转速被等速驱动，那么拉维娜式行星齿轮机构的齿圈为同向等速输出；而此时前排太阳轮被减速驱动，那么拉维娜式行星齿轮机构的齿圈的输出转速介于以上两者之间，即为同向增速输出。7. 6挡动力传递路线6挡时，传递动力的只有拉维娜式行星齿轮机构，动力传递路线如图3-13所示。图3-13 6挡动力传递路线离合器C2作用，将涡轮轴与拉维娜式行星齿轮机构的行星架连接起来，涡轮轴未经减速便直接传至拉维娜式行星齿轮机构的行星架。制动器B1作用，固定前排太阳轮。拉维娜式行星齿轮机构的前排是一个简单的单行星轮式行星齿轮机构，行星架以涡轮轴转速被等速驱动，前排太阳轮被固定，那么拉维娜式行星齿轮机构的齿圈为同向增速输出。8. 倒挡动力传递路线倒挡动力传递路线如图3-14所示，为了便于理解，现将减速行星齿轮机构和拉维娜式行星齿轮机构的工作状态分别说明如下：图3-14 倒挡动力传递路线（1）减速行星齿轮机构：动力由涡轮轴传至内齿圈，太阳轮被固定，故而行星架同向减速输出；离合器C3作用，将减速行星齿轮机构的行星架和拉维娜式行星齿轮机构的前排太阳轮连接起来，涡轮轴动力经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮机构的前排太阳轮。（2）拉维娜式行星齿轮机构：动力由前排太阳轮输入；制动器B2作用，固定行星架，因为拉维娜式行星齿轮机构的前排是一个简单的单行星轮式行星齿轮机构，故而拉维娜式行星齿轮机构的齿圈反向减速输出。3.4各档传动比表达式推导由以上的分析知，各档的传动比如下：D1挡（M1挡）：D2挡：D3挡：D4挡：D5挡：D6挡：R挡：又有 任取其中3挡便可求得将所求结果代入其他各挡验算可知所求结果正确3.5行星齿轮机构结构尺寸设计3.5.1前排行星齿轮机构结构尺寸设计1.选定齿轮类型、精度等级材料及齿数根据行星齿轮变速箱特点，选取斜齿轮传动，选用七级精度；太阳轮和行星轮材料选择40（调质），硬度280HBS；齿圈材料选择为45号钢（调质），硬度240HBS。2.选取太阳轮齿数=24，因=0.556,齿圈=1.79924=43.17,取=43；3.选取螺旋角：初选螺旋角=4.按齿面接触强度计算确定公式内的各计算数值（1）试选=1.6计算小齿轮的转矩T=1902=3.8Nmm（转速n=4400）（2）选取区域系数=2.433选取齿宽系数=1（3）端面重合度=0.78，=0.81，=+=1.59查的材料的弹性系数=189.8（4）许用接触应力：太阳轮接触疲劳强度极限=600，齿圈的接触疲劳强度极限=550；有应力循环次数可得接触疲劳寿命系数=0.9,=0.95；取安全系数S=1；可得 =0.9600=540 =0.95540=522.5 =531.25（5）计算：试算太阳轮分度圆直径，由计算公式得 =94.46mm计算圆周速度： V=21.75计算齿宽b及模数b=194.46=94.46mm =3.82 h=2.25=2.253.82=8.595mm =94.46/8.595=10.99计算纵向重合度 =0.318=0.3181=1.903计算载荷系数K使用系数=1,根据V=21.75，七级精度，得动载系数=1.255,接触齿向载荷分布系数=1.322弯曲齿向载荷分布系数=1.24齿间载荷分配系数=1.1可计算得载荷系数：K= =1=1.825按实际载荷系数校正所得分度圆直径 =94.46=100.84mm计算模数 =4.0775.按齿根弯曲强度设计 确定计算参数（1）计算载荷系数 K=1=1.712（2）由纵向重合度=1.903，得螺旋角影响系数=0.88（3）计算当量齿数 =26.27 =47.07查取齿形系数，得 =2.592 =2.338（4）应力校正系数 =1.596 =1.774（5）计算太阳轮、齿圈的:太阳轮的弯曲疲劳强度极限=500,齿圈的弯曲疲劳强度极限=380；弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 =303.57 =238.86 =0.01363 =0.01652 齿圈的数值大设计计算： =2.689取=4，则： =24.46圆整后取=25，则： =u=1.79925=44.975圆整后取=456.几何尺寸计算计算太阳轮、齿圈和行星轮分度圆直径=103.06mm（太阳轮）=185.51mm（齿圈）=41.225（行星轮）则=10计算齿轮齿宽 b=1103.06=103.06mm取=100mm 则 =95mm故此行星齿轮传动比 i=1+=1+=1.563.5.2拉维娜行星齿轮机构结构尺寸设计1.单行星轮齿轮机构的设计（1）选定斜齿轮的精度等级为7级精度，太阳轮和行星轮的材料为40Cr（调质）渗碳，硬度为380HBS,内齿圈的材料为40cr（调质），硬度为300HBS。两者材料硬度相差80Hbs（2）前太阳轮齿数Z1前=42，前齿圈的齿数Z3前=90，长行星轮齿数Z=24。（3）选取螺旋角：初选螺旋角=14（4）齿面接触强度计算：d1t (2KtT1/da)(u1)/u)(ZHZE/H)2)1/3试选Kt=1.4，ZH=2.433，a1=0.85，a2=0.785，则：a=a1+a2=1.635。许用接触应力：H=（H1+H2）/2=(618.8+652.5)/2=635.7MPa1）试算前排行星轮分度圆直径d1td1t(21.4591.3103/11.635)(2.71/1.71)(2.433189.8/635.7)2)1/3=94.61mm2）计算齿宽b及模数mntb=d d1t=194.61mm=94.61mmmnt= d1tcos/Z1=94.61cos14/24=3.827mmh=2.25 mnt=2.253.827mm=8.61mmb/h=94.61/8.61=10.993）计算纵向重合度=0.318dZ1前tan=0.318124tan14=1.9024）计算载荷系数K查表得，使用系数KA=1.0,动载系数Kv=1.11,KH=1.40,KF=1.35,KH=KF=1.4,故载荷系数：K=KAKvKHKH=1.01.111.401.35=2.10按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1=d1t(K/Kt)1/3=94.61(2.10/1.6)1/3=108.39mm,5）计算模数mn= d1cos/Z1前=108.39cos14/42mm=2.57mm（5）齿根弯曲强度计算mn (2KT1Ycos2/dZ12)YFaYSa/F)1/31）计算载荷系数K=KAKVKFaKF=1.01.111.401.35=2.102）根据纵向重合度=1.903，从图表查得螺旋角影响系数Y=0.883）计算当量齿数ZV1=Z1前/cos3=44