经济型车自动变速器设计-通用科鲁兹掀背【辛普森式四档行星齿轮变速器】【6张CAD图纸、说明书全套】【YC系列】
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辛普森式四档行星齿轮变速器
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本科毕业设计(论文)任务书毕业设计(论文)题目经济型车自动变速器设计学 院机械工程专 业车辆工程学生姓名学号指导教师职称副教授一、 毕业设计(论文)的目的和要求：熟悉轿车变速器设计的基本方法，了解轿车变速器的特点，通过计算机技术，分析确定轿车变速器结构形式，完成中级轿车双离合自动变速器设计及部分零部件设计，CAD绘图。 了解轿车自动变速器的特点，熟悉轿车自动变速器的基本设计方法，通过计算机技术，分析轿车自动变速器的结构型式，完成经济型车自动变速器设计总布置设计及部分零件的设计，CAD绘图。二、毕业设计的技术要求与数据（或毕业论文主要内容）：参考车型数据为通用科鲁兹掀背 本方案采用辛普森式行星齿轮机构，并另外设置单排行星齿轮作超速挡，为四挡行星齿轮变速器 详细可参考文件中自动变速器论文 发动机：额定功率： 89 / 6000 KW/rpm 最大转矩： 155 / 4000 N.M/rpm主要参数：发动机前置前驱 ， 最高车速： 180km/h 轴距：2685 mm 轮距 前/后： 1545 / 1567 mm整车整备质量：1395 kg 汽车总质量：1770 kg轮胎：205/60R16 主传动比：4.584最小离地间隙：148 mm 满载时质心高度:586 mm满载时前后轴载荷为：1087 kg / 963 kg满载时 质心离前轴距离： mm 质心离后轴距离为：mm三、毕业设计(论文)工作起始日期：自 2014 年 2月起，至 2014 年 5 月 28 日止。四、进度计划与应完成的工作：2.英文翻译，方案优化 2010.3.1. 2010.3.26.3.设计计算，编写说明书草稿 2010.3.26. 2010.4.10.4.绘制总装草图，相关零件图 2010.4.10. 2010.5.15.5.完成设计说明书，答辩 2010.5.15. 2010.6.2.1.资料调研，方案确定 2014.2.21. 2014.2.29.2.英文翻译，方案优化 2014.3.1. 2014.3.26.3.设计计算，编写说明书草稿 2014.3.26. 2014.4.10.4.绘制总装草图，相关零件图 2014.4.10. 2014.5.15.5.完成设计说明书，答辩 2014.5.15. 2014.5.28.五、主要参考文献、资料：1. 陈家瑞.汽车构造.北京：人民交通出版社20052. 王望予主编. 汽车设计.北京：机械工业出版社，20003. 邱龙，国产汽车维修调整数据手册，北京：机械工业出版社，2000JW-SJ-BY-002(2014)指导教师：_日期 年 月 日 专业负责人：_日期 年 月 日经济型车自动变速器设计摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。变速器分自动变速器和手动变速器。长期以来具有自动变速器的轿车，一直被视为高级和豪华的象征。装有自动变速器的轿车具有很多优点。装有自动变速器的轿车可以消除职业和非职业驾驶员操作上的差异。减少驾驶员的疲劳强度，提高安全性能。自动变速器可以降低发动机排放污染。但其售价昂贵，燃油经济型较差，结构复杂，维修保养困难，较难在普及型轿车上推广。本文将根据汽车燃油经济性，爬坡度等汽车性能选取最佳传动比，对其内部结构进行设计分析计算。其中是标准件的选取标准件。关键字：变速器，自动变速器，行星齿轮系统AbstractSpread to the driving wheel used to change the transmission on the engine torque and speed, the purpose is starting in place, climbing, cornering speed and other driving conditions, making the car get different traction and speed. Sub-transmission automatic transmission and manual transmission.Cars with automatic transmission has long been seen as a symbol of high-level and luxury. Cars with automatic transmission has many advantages. Cars equipped with automatic transmissions can eliminate occupational and non-professional drivers operating on the difference. To reduce driver fatigue and improve safety performance. Automatic transmission to reduce engine emissions. But the prices are too expensive, poor fuel economy, structural complexity, maintenance difficulties, difficult to be promoted in the popular sedan. This will be based on vehicle fuel economy, performance of the car climbing degree select the best transmission ratio, the design of its internal structure calculation. Which is the standard selection of standard parts. Keywords: transmission, automatic transmission, planetary gear system目录摘要1Abstract1第1章 绪 论41.1 自动变速器的特点及分类41.1.1液力自动变速器41.1.2电控机械式自动变速器41.1.3无级自动变速器51.2我国自动变速器的发展现状51.2.1液力自动变速器的发展与现状51.2.2电控机械式自动变速器的发展与现状61.2.3无级自动变速器的发展与现状6第2章 自动变速器中的行星齿轮机构72.1 简介72.2 行星齿轮传动的优点72.3 行星齿轮的基本组成和形式72.4 简单行星齿轮机构92.5 复合式行星齿轮机构102.5.1 辛普森式行星齿轮机构102.5.2 拉威挪式行星齿轮机构102.5.3 串联式行星齿轮机构112.6 行星齿轮变速器的工作原理11第3章 自动变速器行星齿轮机构设计143.1 自动变速器行星齿轮机构设计的技术要求与参数143.2 总体方案的确定143.3 传动比的计算与分配153.4 齿轮齿数确定163.4.1第一挡163.4.2第二挡183.4.3第三挡183.4.4“R”挡193.4.5超速挡情况分析203.5齿轮材料的选择213.6齿轮的计算与校核213.6.1齿圈213.6.2太阳轮243.6.3行星轮253.7离合器摩擦片的选择26第4章 轴及轴承的设计与校核284.1 输入轴直径选择284.1.1 轴的工艺要求及材料选择284.1.2 轴径的初步估算284.2 输入轴的强度校核294.3.1轴承的选择30第5章 密封和定位325.1 轴承、衬套和止推垫325.2 密封垫与油封33总 结35参考 文献36致谢37第1章 绪 论1.1 自动变速器的特点及分类首先自动变速器取消了传统的离合器片与离合器压盘，取而代之的是液力变矩器，它的优点是通过自动变速器的油液按传递发动机传出的动力，这样即使在车辆怠速挂档后也不会熄火，而且发动机的动力平缓地传递给变速器。另外，它可以实现在前进档位下的自动变档，即根据车辆的负荷以及车速的变化增减档，减少了人为换档的劳动量，使人们在城市拥挤的交通状况下享受到轻松的驾车感受。汽车变速器是为解决发动机输出的转速和转矩与车辆驱动所需的转速和转矩间的矛盾而设立的。车辆行驶性能的好坏，不仅取决于发动机，而且在很大程度上还依赖于变速器以及变速器与发动机的匹配。目前自动变速器技术的应用，主要有以下三种形式：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。其中，液力自动变速器和机械无级变速器一样，是有级变速器的自动换档控制，而非无级变速器。1.1.1液力自动变速器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。1.1.2电控机械式自动变速器电控机械式自动变速器是在传统固定轴式变速器和干式离合器的基础上，应用电子技术和自动变速理论来实现机电一体化协调控制的。车辆起步、换档的自动操纵是以电控单元（ECU）为核心，通过液压或气压执行机构来控制离合器的分离与接合、选换档操作以及发动机节气门的调节的。ECU根据车辆的运行状况（发动机转速、变速器输入轴转速、车速）、驾驶员意图（油门开度、制动踏板行程）和道路路面状况（坡道、弯道）等因素，按预先设定的由模拟熟练驾驶员的驾驶规律（换档规律、离合器接合规律），借助于相应的执行机构（发动机油门控制执行机构、离合器执行机构、变速器换档执行机构），对发动机、离合器、变速器的协调动作进行自动操纵。AMT既具有液力自动变速器自动变速的优点，又保留了原手动变速器齿轮传动的效率高、成本低、结构简单、易制造的长处。它揉合了二者优点，是非常适合我国国情的机电一体化高新技术产品。它是在现生产的机械变速器上进行改造的，保留了绝大部分原总成部件，只改变其中手动操作系统的换档杆部分，生产继承性好，改造的投入费用少，非常容易被生产厂家接受。它的缺点是非动力换档，这可以通过电控软件方面来得到一定弥补。在几种自动变速器中，AMT的性能价格比最高。在中低档轿车、城市客车、军用车辆、载货车等方面应用前景较广阔。1.1.3无级自动变速器机械式无级变速器种类很多，有实用价值的仅有V形金属带式。金属带式无级变速器属摩擦式无级变速器，其传动与变速的关键件是具有V型槽的主动锥轮、从动锥轮和金属带，金属带安装在主动锥轮和从动锥轮的V形槽内。每个锥轮由一个固定锥盘和一个能沿轴向移动的可动锥盘组成，来自液压系统的压力分别作用到主、从动锥轮的可动锥盘上，通过改变作用到主、从动锥轮可动锥盘上液压力的大小，便可使主、从动锥轮传递扭矩的节圆半径连续发生变化，从而达到无级改变传动比的目的。机械式无级自动变速器传动比连续，传递动力平稳，操纵方便，同时因加速时无需切断动力，因此汽车乘坐舒适，超车加速性能好。特别值得一提的是，由于可使发动机始终在其经济转速区域内运行，从而大大改善了燃油经济性。但与齿轮传动相比，效率并不高，且此种变速器起动性能差，需另加起动装置，制造困难，价格也较高。1.2我国自动变速器的发展现状1.2.1液力自动变速器的发展与现状我国从60年代起，就在“红旗”770轿车上使用了具有2个前进档的液力自动变速器，1975年又研制出具有3个前进档的CA774液力自动变速器。 随着中国的改革开放，大量国外轿车进入我国市场，其中许多中高档轿车是带有自动变速器的，而其类别几乎全部是液力自动变速器。这也使一大批汽车修理企业对液力自动变速器的维修变得十分熟悉。由于对自动变速器良好性能的逐渐认识，用户的需求量越来越大，使国内汽车企业加快了自动变速器的发展步伐。1998年上海通用汽车公司（SGM）生产的用于别克轿车上的4T65E电子控制自动变速器正式下线，1999年开始批量生产并投放市场，率先在国内将AT作为标准配置装于轿车。1999年中日合资生产的本田雅阁轿车也正式投产，其AT为本田技术PAX型，它弃用行星齿轮，而选择常啮合平行轴式结构，零件少、易制造是其长处，它采用了全电子直控式变速装置，能使变速、燃油喷射以及巡航等控制相结合。与此同时，上海大众的帕萨特B5、一汽大众的捷达都市先锋都装备了自动变速器AG4-95。神龙公司也向市场投放了装备进口的AL4智能型自动变速器的富康988“领导者”以及富康1.6L轿车。它采用了模糊控制理论和动力传动系统综合控制技术，实现了智能化控制，电子控制单元中有10种换挡规律，按需分别调用几种换挡规律或同时或交替工作，共同控制变速器的状态。一汽大众的A6高级轿车上作为选装件的AT为Tiptronic型，在自动变速的基础上可提供手动换挡功能。北京吉普公司在切诺基越野汽车上小批量装备了AW4自动变速器，现已达到1000多台。因此，在国产车上选装液力自动变速器已成为必然之势。至于城市客车（即公共汽车）频繁起步换挡，变速器、离合器和制动器的使用频率是一般车辆的10倍左右，劳动强度极大，即使是职业驾驶员也因受心理与生理所限，迫切要求使用自动变速器。国外几乎是100%装用，我国1995年首次在国产公共汽车上装备了Allison自动变速器，遍及深圳、上海、广州、南京等城市，其中深圳已占有40%。1.2.2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，国内有关部门也正在进行研究。国内对AMT技术的研究开展的比较晚，九五期间被列为”九五”科技攻关项目。目前，开展这方面研究的有吉林工业大学、北京理工大学、上海交通大学、深圳市欣源晟实业有限公司、哈尔滨埃姆特汽车电子有限公司、重庆东方欧翔汽车电子有限公司等。国内的研制水平基本上处于全自动AMT的发展阶段，和国外相比还存在着相当大的差距，但在理论上的研究和国际水平相当。原吉林工业大学对AMT理论进行了广泛的研究，先后提出了2参数最佳换档规律、动态3参数换档规律、最佳同步换档规律、动态闭环换档控制、离合器模糊起步控制等理论，并在轻型车、重型车、轿车等不同的车型上进行了装车实验。北京理工大学对AMT的研究主要在重型车辆上，该校所研制的某装甲车AMT产品已经进行了3000km定型试验考核，通过了产品设计定型。该产品采用电控液压执行机构，能够完全进行自动换档操作，也可操作换档手柄进行人工换档，该产品还具有保持档功能、自学习功能。原车的操纵机构仍然保留，在电控系统出现故障时，可以进行手动操纵。深圳市欣源晟实业有限公司在轿车上实现了AMT自动换档，其执行机构为普通电机，由3个电机分别实现油门、离合器、选档、换档的操作动作，通过对传动机构的设计，选档和换档的操作只需一个电机就可完成，离合器的驱动机构采用省力装置，减小了驱动电机的功率。目前部分车型如奇瑞QQ等已选装AMT自动变速器。1.2.3无级自动变速器的发展与现状至于机械式无级变速器，早在十年前，国内就有高校购买过国外样机作分析研究。重庆大学正在对CVT的结构、运动机理进行基础研究;东风汽车公司和吉林大学、东北工业大学、湖北汽车工业学院合作，承担了国家科技部九五重大攻关项目，对CVT技术进行实用化研究。目前，CVT自动变速器已应用于很多车型，如奥迪A6、南京菲亚特的西耶那Speedgear、奇瑞旗云等。根据国外目前CVT应用的趋势和所做的预测，CVT可能是小功率（发动机排量2L以下）液力自动变速器最有威胁的挑战者，国内市场前景不容忽视。第2章 自动变速器中的行星齿轮机构2.1 简介自动变速器建立在齿轮的原理上，而使发动机容易地推动重负荷。当负荷降低或汽车起步以后，仅需较低的传动比就能保持汽车的运动。在整个驱动范围内变速器为汽车的动力性和经济性提供了条件。多数自动变速器采用行星齿轮机构提供不同的传动比。传动比可以由司机手动选择或由液压控制系统通过接合或释放换挡离合器和制动器自动选择。因为行星齿轮总处于常啮合状态，因此，这种结构可使换挡迅速、平稳、准确，而不会产生齿轮碰撞或不完全啮合的现象。液力自动变速器一般由液力传动装置、齿轮变速机构和换挡执行机构等重要部分组成。液力传动装置的液力变矩器能在一定的范围内自动的改变力矩比和传动比，但存在改变力矩的能力和效率的矛盾，并且目前应用的变矩器的变矩系数都不大，难以满足汽车的使用要求，故在汽车上广泛采用的是液力变矩器和机械式行星齿轮组成的自动变速器。2.2 行星齿轮传动的优点在自动变速器中广泛应用行星齿轮传动，是因为它具有以下独特的优点：行星齿轮传动是一种常啮合传动，其传动比变换可通过操纵离合器或制动器来实现，易于实现自动换挡，这是它广泛应用于自动变速器的主要原因之一。行星齿轮传动是动轴式传动，与静轴式传动相比，可明显地缩小变速器径向尺寸。由于是多点啮合传动，故在传动同样力矩时，可采用较小的齿轮模数，达到尺寸小，与静轴式传动相比，重量可减轻1/21/6。此外，多点啮合的对称性，不仅使径向力相互平衡，且使其运动平稳，抗冲击和震动能力强，寿命长。无外力矩支点时，行星齿轮传动具有二自由度，便于动力分流和会流，不仅能与液力元件或液压元件组成双流液力或液压机械传动，而且也是收回制动能量与合理调节发动机负荷（间歇工作）时必不可少的机械传动部件。通过增减行星排内行星齿轮的数目和行星排的数目，可以得到较理想的传动比。2.3 行星齿轮的基本组成和形式图2-1 最简行星齿轮的组成如图2-1，最简单的行星齿轮是由太阳轮1，齿圈2和带有行星轮4的行星架3组成的。车辆上使用的行星齿轮传动机构虽然复杂，但仍可归纳为如下几种形式：图2-2 行星齿轮传动机构各种形式单排行星排：图2-2（a）（b）所示为最简单的行星排，其轴向尺寸紧凑，工艺要求较低。图2-2（c）为复式双行星排，简称复行星排。有外啮合、内啮合、内外啮合三种形式。图2-2（e）属于内外啮合式，可扩大传动范围，但工艺复杂，装配精度要求高。双排行星排：图2-2（d）（e）所示有两个相互啮合的行星轮。图2-2（e）是由长短行星轮分别与两个太阳轮啮合，又称长短行星排。这是为了获得更大的传动比才采用的，且能以较少的齿轮组成变速器的排挡，但结构复杂。圆锥行星轮系：图2-2（f）为锥齿轮系，图2-2（g）为复式锥齿轮系。它们是复杂行星轮系的特殊形式。2.4 简单行星齿轮机构行星齿轮机构可以按需要的行驶方向和车速提供不同的传动比。行星齿轮机构包括一个太阳轮，若干个行星齿轮和一个齿圈。这些齿轮是工作平稳的典型斜齿轮。图2-3 一般行星齿轮机构如图2-3，位于行星齿轮机构中心的太阳轮，正如太阳位于太阳系的中心一样，太阳轮也因其位置而得名。行星齿轮围绕着太阳轮，就象太阳系中地球和其他行星围绕着太阳一样。这些行星齿轮由行星架定位支撑，并且每个行星齿轮在各自独立的轴上转动。行星齿轮与太阳轮和齿圈是常啮合的。齿圈位于行星齿轮机构的外层。齿圈有内齿并围绕着行星齿轮机构的其他元件，因而齿圈与行星齿轮是常啮合的。行星齿轮的个数取决于变速器的设计负荷。对于重负荷要增加行星齿轮的个数，以使工作负荷由更多的齿轮来负担。行星齿轮机构可以提供降速挡、直接挡、倒挡和空挡。因为其齿轮是常啮合的，所以不像一般的手动变速器那样通过齿轮的接合和脱离实现换挡，而是采用离合器和制动器通过固定或释放行星齿轮机构的不动元件，改变行驶方向和传动比。行星齿轮机构的工作和传动，其基础是齿轮传动的基本原理：小齿轮驱动大齿轮时，输出的转矩增大而输出转速降低；大齿轮驱动小齿轮时，输出转矩减小而输出转速升高；两个外齿轮相互啮合时，其转动方向相反；一个外齿轮和一个内齿轮相互啮合时，其转动方向相同。2.5 复合式行星齿轮机构单排行星齿轮机构所能提供的适用传动比的数目很有限。为了增加适用传动比的数目，可以增加行星齿轮机构。一般具有三或四个前进挡的自动变速器至少需要两排行星齿轮机构。在自动变速器中，两排或多排行星齿轮机构连接在一起，用以提供满足汽车行驶需要的多种传动比。复合式行星齿轮机构一般有两种形式。一种是两排行星齿轮机构共用一个太阳轮的辛普森式行星齿轮机构；另一种拉威挪式行星齿轮机构，它有两个太阳轮，两排行星齿轮共用一个齿圈。有些变速器配备一套附加的单排行星齿轮机构，用以提供附加的超速挡。2.5.1 辛普森式行星齿轮机构图2-4 辛普森行星齿轮机构如图2-4，辛普森行星齿轮机构是由共用一个太阳轮的两组行星齿轮，两个齿圈和两个行星架组成。它是应用最广泛的一种复合式行星齿轮机构。它可以提供三个挡。复合行星齿轮机构的一半或一部分被称为前行星齿轮机构，而另一部分被称为后行星齿轮机构。前后行星齿轮机构的尺寸或齿轮的齿数不必一定相同，其尺寸和齿轮的齿数决定了复合行星齿轮机构所实现的实际传动比。把前或后任一个行星齿轮机构的一个元件作为主动件，至少再固定一个元件，而另一个元件作为从动件，就可以实现不同的传动比和改变传动方向。一般每个汽车制造厂商采用的施力装置也有许多差别。2.5.2 拉威挪式行星齿轮机构像辛普森齿轮机构一样，拉威挪齿轮机构也可以提供降速前进挡、超速挡、直接挡和倒挡。拉威挪齿轮机构有一些胜过辛普森齿轮机构的优点。拉威挪齿轮机构很紧凑。由于相互啮合的齿数较多，故可以传递较大的力矩。它也有三个不同的输出元件。但它的缺点是结构更复杂，其工作原理更难理解。拉威挪齿轮机构采用一大一小两个太阳轮。它也有分别由三个长行星齿轮和三个短行星齿轮组成的两组行星齿轮。行星齿轮都可以在各自的轴上转动，所有的行星齿轮轴固定于两组行星齿轮共用的行星架上。并且，拉威挪齿轮机构只有一个公用的齿圈。小太阳轮与短行星齿轮相啮合。短行星齿轮充当惰轮驱动长行星齿轮。长行星齿轮与太阳轮和齿圈啮合。如图2-5为一拉威挪式行星齿轮机构。图2-5 拉威挪式行星齿轮机构2.5.3 串联式行星齿轮机构有些自动变速器采用两个简单的行星齿轮机构串联，不采用复合式行星齿轮机构。在这类装置中，齿轮机构元件是不公用的，而是采用固定的装置代替把行星齿轮机构的不同元件锁在一起。2.6 行星齿轮变速器的工作原理分析单排行星齿轮机构的运动规律，可以了解行星齿轮变速器工作原理。图2-6为单排行星齿轮机构示意图，图上还标出行星轮所受到的作用力。图2-6 单排行星齿轮机构及作用力作用于太阳轮1上的力矩为 M1=F1r1作用于齿圈2上的力矩为 M2=F2r2作用于行星架3上的力矩为 M3=F3r3令齿圈与太阳轮的齿圈比为，则 =z2/z1=r2/r1因而 r2=r1又 r3=(r1+r2)/2=(1-)r1/2式中，r1、r2分别为太阳轮和齿圈的节圆半径；r3为行星轮与太阳轮的中心距。由行星轮4的力平衡条件可得 F1=F2 和 F3=-2F1因此，太阳轮、齿圈和行星架上的力矩分别为 M1=F1r1；M2=F1r1；M3=-(+1)F1r1根据能量守恒定律，三个元件上输入和输出功率的代数和应等于零，即 M11+M22+M33=0式中，123分别为太阳轮、齿圈和行星架的角速度。再以转速代替角速度，则可得到表示单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式为n1+n2-(1+)n3=0 （2-1）由式（2-1）可以看出，在太阳轮、齿圈和行星架这三个元件中，可任选两个分别作为主动件和从动件，而使另一元件固定不动（即使该元件转速为零），或使其运动受一定的约束（即该元件的转速为某定值），则整个轮系即以一定的传动比传递动力。分为以下情况：太阳轮1为主动件，行星架3为从动件，齿圈2固定。i13=n1/n3=1+=1+z2/z1齿圈2为主动件，行星架3为从动件，太阳轮1固定。i23=n2/n3=(1+)/=1+z1/z2太阳轮1为主动件，齿圈2为从动件，行星架3固定。i12=n1/n2=-=-z2/z1如果太阳轮和齿圈连为一体，n1=n2，则n1=n2=n3在n1=n3或n2=n3时，同样可得n1=n2=n3。因此，若使三元件中的任何两个元件连成一体转动，则第三元件的转速必然与前两者转速相等，即行星齿轮系中所有元件（包括行星轮）之间都没有相对运动，从而形成直接挡传动，传动比i=1。由上可见，单排行星齿轮机构可以获得4种不同的传动比。如果所有元件都不受约束，即都可以自由转动，则行星齿轮机构完全失去传动作用。由几排行星齿轮机构组成的行星齿轮变速器，其传动比可根据上述单排行星齿轮机构特性方程式推导出来。第3章 自动变速器行星齿轮机构设计3.1 自动变速器行星齿轮机构设计的技术要求与参数本次设计的总体参数参考车型数据为通用科鲁兹掀背。本方案采用辛普森式行星齿轮机构，并另外设置单排行星齿轮作超速挡，为四挡行星齿轮变速器。（1）发动机：额定功率：89 / 6000 KW/rpm 最大转矩：155 / 4000 N.M/rpm（2）主要参数：发动机前置前驱最高车速：180km/h 轴距：2685 mm 轮距 前/后：1545 / 1567 mm整车整备质量：1395 kg汽车总质量：1770kg轮胎：205/60R16 主传动比：4.5843.2 总体方案的确定本方案采用辛普森式行星齿轮机构，并另外设置单排行星齿轮作超速挡，为四挡行星齿轮变速器。主要由：超越挡离合器（C0）、前离合器（C1）、后离合器（C2）、制动器（B1、B2、B3）、单向离合器（F0、F1、F2）和前、后排行星齿轮以及超速挡行星齿轮排组成。如图3-1所示。图3-1 四挡变速器布置图图中：1-主动轴 2-超越离合器C0 3-超速挡制动器B0 4-超速挡齿圈 5-超速挡行星轮 6-前离合器C1 7-后离合器C2 8-制动器B1 9-制动器B2 10-制动器B3 11-前行星架 12-前行星轮 13-后行星架 14-前行星齿圈 15-后行星轮 16-后行星齿圈 17-太阳轮 18-单向离合器F2 19-单向离合器F1 20-中间轴 21-输入轴 22-超速挡行星架 23-超速单向离合器F0超速挡离合器C0和前、后离合器C1、C2连接主动轴和中间轴及输入轴，它可以接通或切断通向中间轴的动力，而B0、B1、B2和B3制动器则分别与行星齿轮机构各部件相连接，可放松拉紧行星轮。F0、F1和F2单向离合器能起阻碍齿轮转动的作用。3.3 传动比的计算与分配已知主传动比i0=4.584选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 （3-1）则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为 （3-2）式中m-汽车总质量；g-重力加速度；max-道路最大阻力系数；rr-驱动轮的滚动半径；Temax-发动机最大转矩；i0-主减速比；-汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件 （3-3）求得的变速器1挡传动比为： （3-4）式中G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；-路面的附着系数，计算时取=0.5-0.6，这里取0.5。由已知条件计算得：满载质量1770kg；rr=326.2mm；Temax=155Nm；i0=4.584；=0.95。根据式（3-4）可得：ig14.191。选择最高挡传动比时，应根据汽车的最大车速、发动机的最大转速、主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 （3-5）式中n-发动机最高转速；Ua-汽车最高车速。由已知条件计算得：Ua=180km/h；n=6000r/min；rr=326.2mm；i0=4.584。根据式（3-5）可得：ig4=0.894。理论上各挡的传动比为等比数列，以便于换挡时使发动机始终处于一个转速区内，但是实际上，各挡传动比之间的比值常常并不正好相等，即并不是正好按等比级数来分配传动比的。这主要是考虑到各挡利用率差别较大的缘故。汽车主要是用较高挡位行驶的，所以较高挡位相邻两挡间的传动比的间隔应小些，特别是最高挡与次高挡之间更应小些。因此，实际上各挡传动比常按下面的关系分布。因此，最后确定各挡的传动比为：ig1=2.5ig2=1.5ig3=1.0ig4=0.894igR=-1.8183.4 齿轮齿数确定为了尽量达到“三化”标准，同时参照同类产品，两排行星轮系采用同一太阳轮，采用相同的行星轮，即z12=z15；采用相同的齿圈齿数，即z16=z14。取太阳轮的齿数为z17=34。设主动轴为顺时钟转动，功率输出轴朝顺时钟方向转动。行星齿轮机构各挡工作状态，传动路线分述如下：3.4.1第一挡当将选挡手柄置于一挡位置时，此时车速较低而节流阀开度较大。也就是说，需要较大的加速力时，超速离合器C0、超速单向离合器F0和前离合器C1动作，传动系统位于第一挡齿轮，传动比为2.5。图3-2为一挡传动图。图3-2 一挡传动路线图超速离合器C0、超速单向离合器F0和前离合器C1的动作会使主动轴转矩通过超速挡齿圈传到输入轴，再由输入轴传到中间轴传到后行星排机构的小齿轮，将瞬时针方向的转矩分配给后行星齿轮机构支架（因与前行星齿轮机构齿圈固接一体，即功率输出轴），行星轮处于既能自转又能朝顺时针公转状态。同时，与后行星排机构小齿轮啮合的太阳轮受逆时针方向的转矩，并把这一转矩传给前行星排的小齿轮，使前行星排机构支架要朝逆时针方向旋转。但是，在单向离合器F2的作用下，前行星排机构支架的旋转被阻碍，此时行星轮只能自转而不能公转，因而顺时针方向的转矩会传到功率输出轴。所以，当使用第一挡齿轮时，主动轴的转矩，既通过前行星排机构，又通过后行星排机构传动到功率输出轴。这样行星齿轮机构所承受的负载分为两部分，防止齿轮损伤。其传动路线如下：主动轴超速挡行星轮超速挡齿圈输入轴前离合器C1中间轴后行星排齿圈后行星排行星轮行星轮架前行星排齿圈（输出轴）后行星排行星轮太阳轮前行星排行星轮行星轮架前行星排行星轮前行星排齿圈（输出轴）设前行星排齿圈与太阳轮之比为1，后行星排齿圈与太阳轮（因为公用一个太阳轮）之比为2。则：1=2=z14/z17=z16/z17设前行星排齿圈14、后行星排齿圈16、太阳轮17、前行星排行齿轮支架11和后行星排行星轮支架13的转速分别为n14、n16、n17、n11和n13。根据行星齿轮变速原理，前行星排齿轮机构的运动特性方程式为n17+1n14-(1+1)n11=0因为单向离合器F2起作用，前行星排行星轮支架11被相对固定，这样，n11=0。故太阳轮的转速为n17=-1n14后行星排齿轮机构的运动特性方程式为n17+2n16-(1+2)n13=0又因为前行星排齿圈与后行星排行星轮支架制成一体，故n14=n13。代入，得-1n13+2n16-(1+2)n13=0也可写成2n16=1n13+(1+2)n13于是自动变速器第1挡的传动比为：ig1=n16/n13=1+(1+2)/2=1+1/2+1/2由ig1=2.5，z17=34，可得：z14=z16=683.4.2第二挡将车速从第一挡齿轮加速时，由于1-2挡换挡阀的作用，制动器B2动作，而超速挡离合器C0、单向离合器F0和前离合器C1继续动作，使传动系统位于第二挡齿轮。此时，功率输出轴要求会以1.5的减速比继续顺时针方向旋转。如图3-3，当使用第二挡齿轮时，前离合器C1的动作会继续使传动轴转矩通过中间轴传到后行星排机构的小齿轮。与小齿轮啮合的太阳轮，虽然承受逆时针方向的转矩，但与制动器B2的动作阻碍其旋转。结果，上述转矩不会传到前行星排机构。但是，顺时针方向的转矩，还是从后行星排机构的小齿轮通过后行星排支架传到功率输出轴。图3-3 二挡传动路线图其传动路线如下：主动轴超速挡行星齿轮超速挡齿圈输入轴中间轴后行星排齿圈行星轮（B2和F1作用）行星轮架前行星排齿圈（输出轴）第二挡自动变速器的传动比即需是主动轴21与前行星排齿圈（输出轴）14的转速比为1.75。也就是后行星排齿圈16与后行星排行星轮支架13之比。相当于太阳轮17被制动，输入为后行星排齿圈16，输出为后行星排行星轮系支架13。则该挡传动比的计算可直接按单排行星齿轮机构传动比计算公式进行，因为后行星排行星轮支架13与前行星排齿圈4连在一起，它即是输出轴进行动力传递。所以，ig2=1+1/2=1+z17/z16已知：z17为太阳轮的齿数是34，z16为后行星排齿圈的齿数是68，故第二挡的传动比ig2=1.5，满足要求。3.4.3第三挡车速进一步提高，由于2-3挡换挡阀的作用，就会使后离合器C2结合超速挡离合器C0、单向离合器F0。而前离合器C1和制动器B2继续起作用，车速从第二挡齿轮加速到第三挡齿轮位置。第三挡齿轮时，由于前后两个离合器都起作用，使中间轴和太阳齿轮轴朝同一方向旋转。在前后行星齿轮机构的小齿轮都被固定的状态下，前后行星齿轮机构便形成一个整体一起旋转，而主动轴与功率输出轴处于直接连接在一起的状态。因此，主动轴不再经过减速而直接传到功率输出轴，称为直接挡。图3-4 三挡传动路线图如图3-4，其传动路线如下：主动轴超速挡行星齿轮超速挡齿圈输入轴中间轴、太阳齿轮轴前后行星排行星轮圈（输出轴）第三挡自动变速器的传动比显然为1，即ig3=1。因为n17=n12=n15=n14=n16，主动轴21、中间轴20、太阳轮与前行星排轮圈14（输出轴）成为一体转动。所以，也称为直接挡，同样满足要求。3.4.4“R”挡后离合器C2及制动器B3的动作会使传动系统位于倒挡齿轮。这时，功率输出轴以2.0的减速比朝逆时针方向旋转。由于后离合器C2接合起来，主动轴的转矩会通过太阳齿轮传到前行星排机构的小齿轮。这时，前行星排机构支架被制动器B3固定。因此，使功率输出轴朝逆时针方向旋转。图3-5 倒挡传动路线图如图3-5，其传动路线如下：主动轴超速挡行星齿轮超速挡齿圈后离合器太阳齿轮轴前行星排行星轮前行星排行星轮支架（B3作用）前行星排齿圈（输出轴）“R”挡自动变速器的传动比即是主动轴21经太阳轮17输入，前行星排行星轮支架11被制动的情况下，而由前行星排齿圈14输出。按单排行星齿轮机构传动比计算公式得igR=n17/n14=-1=-z14/z17=-68/34=-2.0，满足要求。3.4.5超速挡情况分析 超速挡不工作：在液力操纵系统油压的作用下，超速挡离合器C0和超速挡单向离合器F0一起作用工作，使超速挡行星排的太阳轮和行星轮锁在一起，根据行星齿轮机构传动原理可知，三元件中任何两个连接成一体，第三个元件与前两个元件的转速相等，成为直接状态，ig=1，不改变原来各挡位的传动比数值。这时超速挡的输入轴和变速器主动轴以相同的转速传动。 超速挡工作：在液力操纵系统油压作用下，电磁机构的开关在接通位置，超速挡制动器B0动作，使超速挡行星排太阳轮被制动，这样动力由超速挡行星排行星轮支架输入，超速挡行星排齿圈为输出。使自动变速器的主动轴的转速高于超速挡的输入轴的转速。而自输入轴后面的传动状态与第三挡的情况完全相同，为直接挡，其传动比ig=1，即超速挡时液力自动变速器的传动比为超速挡的传动比，即ig4=0.894，实现超速传动。如图3-6所示，其动力的传递是：超速挡的输入轴超速挡行星排行星轮支架行星齿轮超速挡行星排齿圈主动轴。图3-6 超速挡传动路线图为了减少变速器的尺寸，行星齿轮取不根切的最少齿数z=17。选取齿轮模数mn=2mm。综上：太阳轮z=34行星轮z=17齿圈z=68超速挡齿圈z=683.5齿轮材料的选择（1）满足工作条件的选择不同工作条件，对齿轮传动有不同要求，故对齿轮要求亦有不同要求。但是对于一般动力传输齿轮要求其材料具有足够的强度和耐磨性。，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对如对硬度不大于350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且两轮硬度差在30-50HBS左右。而在三速自动变速器中，由于大小太阳轮不直接啮合，而是由长短行星齿轮过渡后结合，所以大小太阳轮及行星齿轮可选取相同材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： m3.5时渗碳层深度0.81.2 m3.5时渗碳层深度0.91.3 m5时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；芯部硬度HRC3348。为满足设计要求，变速器结构紧凑，适合轻型、微型车使用，优化选取齿轮材料为20CrMnTi.3.6齿轮的计算与校核3.6.1齿圈齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度。为此能减少进入啮合和退出啮合时的运动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声。压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于斜齿轮，压力角为时强度最高。因此对于乘用车为加大重合度降低噪声应取，等小些的压力角，实际上，因国家规定标准压力角为 因此变速器普遍采用压力角为 斜齿轮在变速器中得到广泛应用，选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声，齿轮强度和轴向力的影响。在齿轮选择大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低。试验还证明随着螺旋角的增大，齿轮的强度也相应提高。不过当螺旋角过大抗弯强度骤然降低。因此从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并且不希望过大的螺旋角，以取为宜。齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，为了增加齿轮的齿数，同时增加齿宽和重合度，并减少噪声，并且减小变速器质量应选取较小的模数。因此为满足设计要求，变速器结构紧凑，适合轻型、微型车使用，此次模数选取2.0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。因为齿圈与长行星齿轮内啮合，所以齿圈的旋转方向与长行星齿轮相同。当输入轴的旋转方向与齿圈相同则为前进挡。相反为倒档，齿圈的直径和壁厚的比值较大，容易产生变形，所以在加工过程中需要采用回火207241HRB ，材料为20CrMnTi。经过手册查阅得出5：齿圈的法面模数： 螺旋角： 压力角 端面模数 ： （3-1） 根据分度圆圆关系公式可知：齿顶圆直径：齿根圆直径：式中：齿顶圆直径 齿根圆直径 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计算公式名称 符号 计算公式 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 注：表中取0，取1，取0.25 齿宽 : (3-2) (为常啮合齿轮系数 取为6.08.5,取7.8)a 轮齿接触应力计算：1972.72Mpa （3-3）式中：F法面内基圆切向力 端面分度圆切向力 计算载荷1303N.mm 节圆半径 57.5mm 齿轮材料的实际宽度 钢材取Mpa 主齿轮节点处齿廓曲率半径（： ）b弯曲应力计算=232.46/mmmm （3-4）式中：圆周力， 计算载荷，64.7Nmm 应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5 b齿轮接触实际宽度，斜齿轮用代替 法面周节， y齿形系数，由图3-1 重合度系数，取23.6.2太阳轮小太阳轮在低速档（即一档）工作时起到动力输入作用。输入轴将动力输入，此时C2离合器工作输入轴的动力传递给小太阳轮。小太阳轮与轴通过花键连接。小太阳轮的材料为60MnVb。查机械手册5：太阳轮压力角，螺旋角 。经计算小太阳轮分度圆直径D=45mm，齿顶圆直径为48mm，齿根圆直径为41.25mm。 a.接触应力计算:1352.72Mpa式中：法面内基圆切向力 端面内分度圆切向力，即圆周力 计算载荷 362.5N.mm 节圆半径 22.5mm 节点处压力角 螺旋角齿轮材料的实际宽度,钢材取齿轮接触的实际宽度,斜齿用代替主齿轮节点处齿廓曲率半径（ ）b弯曲应力计算=270.45mmmm式中：圆周力， 计算载荷，56.4Nmm应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9齿轮接触实际宽度，斜齿轮用代替 法面周节，y齿形系数，由图3-1重合度系数，取2以上参数按图3-1中齿轮齿数分布图。图中当齿轮受到的载荷作用于齿顶时按当量齿数计算。图3-1 齿形系数分布图齿形系数y(当载荷作用于齿顶，)，斜齿轮按当量齿数3.6.3行星轮行星齿轮的传递特点是体积小，承载能力强，工作平稳。行星齿轮传递效率高，但是传动比不大。行星齿轮因公转而产生的离心惯性力和齿廓间反作用力的径向分力可互相平衡。在拉维纳式行星齿轮变速系统中有两种行星齿轮，即长行星轮和短行星轮。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26.25a.接触应力计算（前行星轮）1422.29Mpab弯曲应力计算mm/mma.接触应力计算（后行星轮）1328.73Mpab弯曲应力计算/mm3.7离合器摩擦片的选择自动变速器中离合器的组成由压盘、摩擦片、回位弹簧、离合器壳体等组成。在三速自动变速器中共有三组离合器C1、C2、C3分别控制小太阳轮、大太阳轮和行星架。在档位变换时工作。摩擦片式离合器有较理想的非线性弹性特性。它的结构简单，紧凑零件数目少。在输入轴高速旋转时，性能保持稳定。摩擦盘分布均匀，接触良好，磨损均匀。易于实现良好的通风散热和润滑。寿命长。因为以上优点在自动变速器中常采用这种离合器。摩擦片的外径是离合器设计的主要参数。它对离合器的设计有决定性的影响。他直接影响离合器能够承受的转矩大小。也关系到离合器的结构重量使用寿命。在结构空间允许的前提下尽可能的选择较大的直径。这样既能满足使用性能，又能增加使用寿命。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场合。湿式离合器面片多用于有润滑油的工作环境中在选取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干式离合器根据表中选择表中选择确定离合器的摩擦片尺寸：外径为145mm,内径为100mm，厚度2.5mm，内外径之比为0.6896。第4章 轴及轴承的设计与校核4.1 输入轴直径选择4.1.1 轴的工艺要求及材料选择自动变速器的轴因为既承受扭矩又承受弯矩，因此可以采用渗碳，高频，氰化等热处理方法。轴的材料主要有碳素钢和合金钢。渗碳钢比合金钢价格低廉，并且对应力集中的敏感性较小，所以应用广泛。常用的优质碳素钢有30、40、45、和50钢。为保证其机械性能，应采用调质正火处理，轴的直径变化尽可能小，并且尽量限制轴的最大直径与各轴段的直径差，这样既能改善轴的力学性能，减小应力集中，又能节省材料，减少切削量。轴上有需要磨削和切制螺纹处，要留有砂轮越程槽和螺纹退刀槽，以保证加工完整。当轴上有多个键槽时，应将它们开在同一母线上，以便一次装夹后全部加工完。如有可能，应使轴上各过度圆角、倒角、键槽、砂轮越程槽、退刀槽及中心孔等尺寸分别相同，并符合标准和规定，以利于加工和检验。与标准件相配合的轴段直径应满足标准件的要求，取标准值。例如，与滚动轴承配合的轴径应按滚动轴承内径尺寸选取；轴上的螺纹部分直径应符合螺纹标准等。为便于轴上零件的装配，使其能顺利通过相邻轴段而到达确定位置，常采用直径从两端向中间逐渐增大的阶梯轴。轴上的各阶梯轴肩的高度，除用作轴上零件轴向固定，其余仅为便于安装而设置的自由轴肩，其轴肩高度常可取0.5-3mm。轴端应倒角，以去掉毛刺，便于导向和装配。固定滚动轴承的轴肩高度应小于轴承内圈厚度，以便拆卸。该高度要满足轴承标准中的安装尺寸要求。4.1.2 轴径的初步估算根据经验公式： 式中：K经验系数 K=4.04.6 发动机最大转矩 =108N.mm 根据轴承的国家标准选择将轴承直径圆整所以输入轴d取25mm.因此输出轴直径d取20mm. 式中计算出的直径为最小直径，若剖面有键槽时，应将计算出的轴径适当加大。当有一个键槽时增大5%，当有两个键槽时增大10%，然后圆整为标准直径。4.2 输入轴的强度校核受力分析如图4.1所示：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输入轴的扭矩图计算支撑反力： 在水平平面上： （4-1) (4-2) 负号表示的方向与受力简图所设方向相反。 在垂直平面上： (4-3)在水平平面上： 在垂直平面上： 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，还有键槽引起的应力集中，故为危险截面查机械设计表10.19 (4-4) 取=0.6轴的计算应力： (4-5) 查表13-110，轴的材料为45钢，调质处理=60Mpa，故安全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共有两种：一种是起支撑作用的轴承一种是止推轴承。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。轴承的选择根据国家机械设计标准选取查表表4-111轴承型号内径d外径D公称宽度动载荷30202153511.7520.830203174013.2528.230204204715.2532.230205255216.2543.230206306217.2543.230207357218.2554.230208408019.7563.030209458520.7567.84.3.2轴承寿命计算 由机械手册10查30250C号轴得Cr=32200N,C0r=28200N.（1）计算轴承的轴向力。由机械设计表11.13查的30250号轴承内部轴向力计算公式，则轴承、II内部轴向力分别为： 根据轴承受力布置图，因此轴有左移趋势。但由轴承部件的结构图分析可知轴承将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为：比较两轴承的受力：故只需要校核轴承。(2)计算当量动载荷：查表11.12，得e=0.04因为所以：X=0.44，Y=1.36当量动载荷计算为：N（3）轴承寿命的校核：轴承在100以下工作,查机械设计表11.9得，。轴承寿命校核得： (4-8)C=32200N n=300r/min P=2045.8N , 已知自动变速器的使用寿命在保养好的情况可达到10年因此计算10年内最高使用时间：显然，故满足寿命要求。第5章 密封和定位5.1 轴承、衬套和止推垫当两个零件相对滑动时或转动时，相互接触的表面称为支撑表面。在固定轴上转动的表面可以有一个以上的支撑表面。轴为齿轮提供轴向定位。当齿轮转动时，因为容易产生轴向移动，因此需要一些其他零件提供轴向定位。齿轮端面和其他零件之间的表面也是支撑表面。轴承是安装于两个支撑表面之间以减少摩擦和磨损的零件。轴承都有相互接触的滑动或滚动表面。在自动变速器中，滑动轴承曾普遍用于转速低，相对支撑表面很大和运转机会少的零件之间。滚动轴承应用于转速高，负荷大而且相对支撑面积小和运转频繁的零件之间。变速器常使用的滑动轴承是由相对较软的青铜合金制成的。也有许多是由烧结或熔合轴承合金表面的钢片制成的。承受径向负荷的滑动轴承称为衬套，而承受轴向负荷的滑动轴承称为止推垫。如图5-1。轴承表面经常与硬的表面如钢发生相对运动，以使其产生最小的摩擦和磨损。图5-1 典型变速器中各种轴承和止推垫的位置衬套制成圆筒形，常以过盈配合定位。如图5-2。图5-2 衬套在阀体中用作缸筒止推垫被制成任何厚度，经常既可做轴承，又可做衬垫。为了防止止推垫转动，可以在止推垫的内边缘或外边缘的周围制出与轴相配合的一个或多个凸舌或键槽。一些用于低负荷的止推垫由尼龙或特氟龙制成，一些止推垫与滚子相配合以减少摩擦和磨损。如图5-3。图5-3 滚针轴承的典型应用5.2 密封垫与油封自动变速器的密封垫与油封用于密封自动变速器
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