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微型汽车
自动变速器
设计
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微型汽车自动变速器的设计,微型汽车,自动变速器,设计
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摘 要本设计针对目前社会上应用越来越广泛的自动变速器进行研究，完成了自动变速器的总体方案、控制系统以及行星齿轮机构的设计。选用微型汽车发动机排气量为0.94L，汽车最大总质量1800Kg，行驶最高时速200Km/h。本设计论述了自动变速器的结构组成、工作原理并对主要零部件进行了参数设计和强度校核。自动变速器由液力变矩器、超速档行星齿轮机构、3速行星齿轮机构和液压控制系统等组成。其中行星齿轮由三部分组成：一个太阳轮、一个装有行星轮的支架和一个内齿圈齿轮。行驶速度的调节、节气门位置的移动以及发动机转速的控制均是通过齿轮之间的滑动来实现的。其中行星齿轮装置在传递能量和对发动机提供扭矩的调整过程中起了关键性的作用。使齿轮产生移动的作用力来源于液体压力。复杂的阀体被用在封闭的系统内控制和引导有压力的液体的流动。 所设计的变速器能够在适当的操作环境下实现超速档、倒档、前进档、空档和直接档之间的档位变换。实现了操控方便、省力、快捷的目的。 关键词：自动变速器；行星齿轮；液压控制系统；内齿圈齿轮；档位IABSTRACTAutomatic Transmissions is widely used in the society in the recently years. This design is specially preparing for studying it . Automatic Transmissions whole set the control system and planetary gear set has been done. The output gas of the engine is 0.94L ,the quality of the whole car is 1800Kg ,the highest speed is 200Km/h.In this design there are the consist set of the Automatic Transmissions, laws of planetary gear operation , the date of designed most important set and checking its strongthen. It has three parts ,there are the torque converter ,overdriver planetary gear systems ,three speed planetary gear systems and hydraulic control systems. A simple planetary gear set consists of three prats : a sun gear ,a carrier with planetary pinions mounted to it and an internally toothed ring gear or annulus.Automatic Transmissions upshift and downshift with no direct assistance from the driver .Factors such as road speed , thottle position and governed engine speed control and triggr shifting between gears. The majority of automatic transmissions rely on planetary gear sets to transfer power and generate torque from the engine to the drive line. The shifting of planetary gears is actuated by the use of hydranlic force .An inticate system of valves is used to control and direct pressurized fluid in the closed system.Under proper sperating conditions it provides overdrive ,reverse,Forward reduction, neutral and direct drive. Key Words：Automatic transmission; Planetary gear; Hydraulic control system; Internal gear; DriverI目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1 选题的理论意义和应用价值11.2 国内外发展现状11.3 设计内容22 自动变速器的设计参数32.1 变速器基本参数32.2 发动机主要性能指标33 液力变矩器的设计43.1 液力变矩器的结构43.2 液力变矩器的选型54 自动变速器的设计64.1 四档自动变速器工作原理64.2 四档自动变速器工作表104.3 行星齿轮的设计114.4 轴与轴承135 自动变速器控制系统186 结 论19参 考 文 献20致 谢30微型汽车自动变速器的设计1 绪论1.1 选题的理论意义和应用价值自动变速器是除了发动机以外汽车上最重要的一个部分,汽车的很多技术和相关性能都与它有着必不可少的联系,比如汽车的动力性、经济性、操纵性以及汽车的某些零部件,甚至汽车行驶的安全性、乘坐舒适性与变速器的性能都相关紧密。1当汽车的自动变速器在行驶过程中因为长时间的工作损耗了自身的性能,而导致变速器失效时,这对汽车运行的速度会有很大的影响,从而会降低了客户对汽车的满意度。因此，研究汽车自动变速器的可靠性优化设计有着重要的作用,不仅可以提升顾客的满意度,而且对汽车的整体性能也有帮助。 汽车变速器对汽车的动力性操纵性以及尾气排放都有着重要的影响,是汽车里面仅次于发动机的重要组成部分,自动变速器的产生和应用对汽车各方面的性能发挥了重要的作用,不仅使汽车的驾驶舒适性和形式的安全性得到了改善 , 而且对汽车运行的速度更接近于理想 的性能。目前汽车自动变速器在汽车行业界受到了广泛的关注,因其能对汽车性能得到实质性的改变以及良好的发展前景,各汽车厂家对自动变速器都投入了大量的人力物力来研制开发,建立了很多自动变速器的开发与生产基地 ,自动变速器的技术也日趋成熟。21.2 国内外发展现状变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。随着汽车工业的迅速发展，车辆性能不断优化，电子化程度不断加强，搭载汽车自动变速器的轿车正在逐渐取代手动变速器已经成为主流，也是汽车变速器市场发展不可逆转的趋势。目前，产业化技术成熟的自动变速器在车辆上的应用主要有四种；液力自动变速器AT、电控机械式自动变速器AMT、无级自动变速器CVT和双离合器自变速器DCT。日趋严格的法律法规和汽车驾驶者日益提高的环保意识使汽车产业开始意识到，混合动力在汽车行业将赢得越来越重要的市场地位。一个新的驱动系统在这样的背景下脱颖而出：混合动力专用变速器DHT正在作为新的混合动力驱动，主要在欧洲发展起来。2随着时间的推移，手动变速器的市场占有率会逐渐降低，自动变速器将不断增加。发展趋势紧紧围绕安全、环保、节能、操纵轻便化、换挡自动化、智能化、整车电子集成控制一体化等方面展开。目前我国匹配各类型变速器的车型的统计数据表明，我国手动变速器比例在总体上呈下降趋势，但仍然处于主导地位，绝对数值超过50%自动变速器中的AT处于绝 对多数地位，DCT增长速度最快，CVT在近几年呈现快速增长的势 头，AMT已有应用。近年来，国内部分汽车及变速器企业通过引进先进的技术与设备，并通过不断的吸收创新，逐步缩小在自动变速器领域与国际先进水平的差距。中国自动变速器产业化总体上已经进入起步阶段，尽管不同类型自动变速器的技术成熟度不同，不同企业根据自身条件和产品定位，所走的技术路线也不同，但AT/AMT/CVT/DCT多元化技术路 线的格局已经形成，并将长期保持下去。在不同类型自动变速器竞争中，高效率、可靠性、开发时间、性能和价格将成为竞争的关键因素，市场将最终做出选择。3 1.3 设计内容 本设计在现有自动变速器的条件下，做了一些改变。其一是用液力变矩器取代液力耦合器。液力变矩器在正常工作时，贮于环形内腔中的工作液除有绕变矩器的轴做圆周运动以外，还有在循环圆中的循环流动，故能将转矩不变地从泵轮传递至涡轮上。由于在结构上比耦合器多了一个导轮机构，在工作液循环流动的过程中，固定不动的导轮给涡轮一个反作用力矩，使涡轮输出的转矩不同于泵轮输入的转矩，起到变距的作用4。当汽车起步或在坏路面上行驶时，变矩器起作用，这使其充分发挥其自动适应行驶阻力剧烈变化的优点。第二个特点是在辛普森三速行星齿轮机构前添置一个超速档行星齿轮机构。使得超速行星排因获得大于发动机输入轴传递的扭矩而使行驶速度得以提升。这在充分利用燃料方面又迈进了一大步。本设计旨在提高汽车的燃料利用率和车辆行驶的平顺性两方面作出努力。安装了此变速器的车辆具有操作简便、换档平稳、乘坐舒适、过载保护性好等优点。而且大大减轻了驾驶员的劳动强度，提高平均车速，有效提高发动机和传动系的使用寿命，影响深远。由于国内研制自动变速器尚属起步阶段，故而在资料方面便显得有些捉襟见肘。在大量阅读美国、日本、英国等国外技术资料后，才得出此设计意图。结合行星齿轮传动技术、自动变速箱、进口丰田轿车新结构的维修等书目，便开始着手展开设计。本设计主要内容有自动变速器的机构组成，工作原理，超速档行星齿轮机构和辛普森式三速行星齿轮机构是本次设计的着眼点。分参数选取、理论分析、设计计算和强度校核四大步展开的。将得到一套完整的自动变速器总体方案的设计。2 自动变速器的设计参数2.1 变速器基本参数设计基本参数如表2.1所示。表2.1变速器基本参数表(1)发动机排气量：0.94L；(2)空车质量：1460Kg；(3)最大总质量：1800 Kg；(4)载客量：5人；(5)汽车车轮直径：60mm；(6)发动机最大功率：120kW；(7)发动机最大扭矩：200Nm；(8)变速器质量：250 Kg；(9)各档位传动比：iD-1=2.75；iD-2=1.5；iD-3=1；iD-4=0.71；iR=-2.5。2.2 发动机主要性能指标（1）发动机最大功率Pemax及其相应转速npPemax=magfvamax3600+CDAvamax376140T 发动机基本参数如表2.2所示。表2.2发动机基本参数表Pemax发动机最大功率Kwg重力加速度 9.8ms2 T传动系的传动效率取T0.9ma汽车总质量取ma1800kgf滚动阻力系数f=0.0165+0.0001(va-50) 取va=125Km/h 所以f0.024vamax最高车速取vamax=200Km/hCd空气阻力系数 Cd0.4A汽车正面投影面积 A0.78BH0.781.81.552.18m2 所以 Pemax=18009.80.0242003600+0.42.182003761400.9 =127.9kW np=5200rpm （2）发动机最大转矩Temax及其相应转速nT Temax=Tp=7019Pemaxnp 发动机的转矩适应系数1.2；np最大功率时的转速np=5200rpm所以 Temax=70191.2127.95200=207.2Nm nT=np1.6=52001.6=3250rpm （3）发动机适应系数：=npnT=1.21.6=1.923 液力变矩器的设计3.1 液力变矩器的结构液力变矩器主要由可旋转的泵轮、涡轮及固定不动的导轮三个元件组成5。工作轮通常包括泵轮、涡轮和导轮。所有工作轮装配完以后，通过轴线的纵端面呈现环形的形状。工作液完全充满在环状壳体中。要使涡轮和导轮叶片都弯成一定弧度(泵轮的叶片可以不用弯曲），叶片的端面要求是弯曲面，且与工作半径方向是相对倾斜排列的目的是保证液力变矩器能够发挥更优质的性能及保证液流很好的循环。图3.1为目前汽车市场上普遍采用的综合式液力变矩器的结构示意图。 图3.1 液力变矩器结构示意图 利用同时具有偶合和变距两种工况的液力变矩器取代了单一工况的液力耦合器，使其充分发挥自动适应行驶阻力变化的能力，对车辆行驶的平顺性的改善也是一大突破。让驾驶员换档平稳，同时能够乘坐舒适，也使机件的使用寿命得以延长。3.2 液力变矩器的选型本设计采用单级双向三元件闭锁式综合式液力变矩器。其中，“单级”指只有一个涡轮；“双向”指有变矩和偶合两种工况；“三元件”指有泵轮、涡轮和导轮三个元件；“闭锁”指有锁止离合器闭锁功能。4 自动变速器的设计4.1 四档自动变速器工作原理本设计自动换档手柄“P、N、R、D、2、L”有六个位置。手柄在D位时，可在-档变换，而且档会产生发动机制动作用；手柄在L位时，可在档变换，并且、均有发动机制动作用。三行星排辛普森式四档行星齿轮变速器换档执行元件共有10个。各位置的档位情况分析如下： 1.O/D档行星架，2O/D档太阳轮，3O/D档齿圈，4中间轴，5前齿圈6.太阳轮，7.后齿圈，8.输出轴，9.后行星架，10.前行星架图4.1 四档自动变速器工作分析图 （1）如图4.1所示，当换档手柄位于“P”位时，C0工作。把超速行星排的行星架与其太阳轮连锁在一起，超速行星排处于直接档状态。 （2）当换档手柄位于“N”位时，C0工作。把超速行星排的行星架与其太阳轮连锁在一起，超速行星排处于直接档状态。从超速行星排输入的转矩没有变化地传至中间轴4，但因C1、C2都不工作，所以动力无法向后传递，变矩器处于空档。Error! Reference source not found. 图4.2 四档自动变速器工作分析图 （3）如图4.2所示，当换档手柄位于“R”位时，C0、C2、F0、B3工作。C0、F0把超速行星排的行星架于太阳轮连锁在一起，超速行星排处于直接档状态。变速器的传动比即太阳轮6与齿圈7的转速之比。设前排齿圈与太阳轮齿数比为 u1=Z5Z6,后排齿圈与太阳轮齿数比为u2=Z7Z6。则倒档传动比为：iR=n6n7=-u2=-Z7Z6 （4.1） 图4.3 四档自动变速器工作分析图 （4）如图4.3所示，当换档手柄位于“D”位时。发动机负荷较大，行驶速度较低时，变速器处于档工况。换档执行元件中，C1、C0、F2、F0工作。其中C0、F0把超速行星排行星架与太阳轮连锁在一起，超速行星排处于直接档状态。档传动比即为前齿圈5与后齿圈7的转速之比5。前排行星齿轮机构的运动特性方程为： n6+u1n5-(1+u1)n10=0 （4.2）后排行星齿轮机构的运动特性方程为： n6+u2n7-(1+u2)n9=0 （4.3）因为 n7=n10；且F2固定后行星架9，所以 n90。将 4.2代入4.3中，整理得档传动比为： i4.1=n5n7=1+(1+u2u1)图4.4 四档自动变速器工作分析图 （5）如图4.4所示，当手柄位于“D”位时，发动机速度与行驶速度适合换档时，换档执行元件中，C1、C0、B2、F1、F0工作，其中C0、F0使输入轴与中间轴直接传递动力。C1把动力传递到前齿圈5。在档时，后行星轮处于无载荷的自由旋转状态。5由于档时后行星轮无载荷地自由旋转，故档传动比只由前行星排齿轮机构决定，且前行星排为齿圈输入行星架输出，太阳轮固定5。根据前排行星齿轮机构的运动特性方程式T2,因为n6=0；所以档传动比为：i4.2=n5n10=1+(1+u1)图4.5 四档自动变速器工作分析图 （6）如图4.5所示，当手柄位于“D”位时，发动机速度与行驶速度适合换档时，换档执行元件中，C1、C2、C0、B0、F0工作，其中C0、F0使输入轴与中间轴直接传递动力。变速器处于直接档工况，传动比为1。Error! Reference source not found.此时B2虽然工作，但不传递动力。 图4.6 四档自动变速器工作分析图（7）如图4.6所示，当手柄位于“D”位时，发动机速度与行驶速度适合换档时，换档执行元件中，C1、C2、B2、B0工作6。变矩器处于超速档工况，此时B2虽然工作但不传递动力。设超速行星排齿圈与太阳轮齿数比为u0=Z3Z2，则由(4.2)超速行星排特性方程：n2+u0n3-1+u0n11=0 （4.5）因为n2=0；所以超速档传动比为：i4.4=n11n3=u0(1+1u0)(8)换档手柄位于“2”位时，变速器只能接通、档，这三个档位的工作原理与换档手柄位于“D”位的、档基本相同换档手柄位于“D”位，变速器接通档时，由于F1不能阻止太阳轮顺时针方向旋转，所以太阳轮在无载荷状态下顺时针方向旋转，前齿圈与前行星架连在一起的输出轴之间不能传递扭矩，发动机不能产生制动效果6。（9）换档手柄位于“L”位,变速器只能接通、档，这两个档位的工作原理与换档手柄位于“2”位时的基本相同，只是在一档时还有B3工作。此时后行星架9有顺时针旋转的趋势。由于B3工作，固定了后行星架，致使后行星轮顺时针旋转，促使太阳轮逆时针旋转，故前行星轮将绕其轴顺时针旋转，使前齿圈顺时针旋转，来自输出轴的作用力，被传递至中间轴，再经超速行星排传至发动机曲轴。由于发动机转速低，则起到发动机制动作用6。换档手柄位于“D”或“2”位，变速器以档行驶时，将不具备发动机制动功能。这时由于B3不工作，F2又不能阻止后行星架顺时针旋转，这样后行星齿轮机构空转，不能将作用力由输出轴传递给输入轴6。 4.2 四档自动变速器工作表 变速杆位置档位C0C1C2B0B1B2B3F0F1F2P停车R倒车N空档D1D2D3DO/D212223L1L2表4.2四档自动变速器工作表注：1、在L位2档只能降档，无升档； 2、表示投入工作。4.3 行星齿轮的设计4.3.1 行星齿轮传动齿数的选配 设计行星齿轮传动时，其齿数的选配除了满足所需的传动比之外，同时还应满足同心条件。(1)传动比条件已知：iD-1=2.75， iD-2=1.5，iD-3=1，iD-4=0.71，iR=-2.5， u1=Z5Z6，u2=Z7Z6，iR=-Z7Z6，iD-1=1+(1+u2),所以：u2=2.5，u1=2。取 Z6=24，则 Z7=60，Z5=48。因为iD-4=u0(1+u0)， 故u0=2.46。由于u0=Z3Z2 ， 取Z3=64，故Z2=26。(2)同心条件 由中心齿轮的齿数需要满足行星轮与各中心轮的中心距相等， 即Atx=Aqx,式中Atx行星轮和太阳轮的中心距，Aqx行星轮和齿圈的中心距 4.3.2 齿轮的几何尺寸的计算 (1)对于超速行星排，设定：Z1=19, Z2=26, Z3=64。由微型汽车齿轮模数取值范围m=2.252.75，故取m=2.5。 计算齿轮基本参数：d1=mZ1=2.519=47.5，d2=mZ2=2.526=65，d3=mZ3=2.564=160，齿顶高：ha=m=2.5，齿根高：hf=1.25m=1.252.5=3.125,齿全高：h=2.25m=5.625,齿顶圆直径：da=m(Z+2), da1=mZ1+2=2.519+2=52.5, da2=mZ2+2=2.526+2=70, da3=mZ3+2=2.564+2=165,齿根圆直径：df=mZ-2.5, df1=mZ1-2.5=2.519-2.5=41.25, df2=mZ2-2.5=2.526-2.5=58.75, df3=mZ3-2.5=2.564-2.5=153.75,由齿宽b=dd1b,在此取d=1,故而b1=147.5=47.5,取B1=53,B2=B3=48,(2)对于前行星排： Z10=12,Z6=24,Z5=48；由微型汽车齿轮模数取值范围m=2.252.75，故取m=2.5, 由公式d=mZ, 所以有：d10=mZ9=2.512=30； d6=mZ6=2.524=60； d7=mZ7=2.548=120；齿顶高ha=m=2.5,齿根高hf=1.25m=1.252.5=3.1255,齿全高h=2.25m=5.625,齿顶圆直径da=m(Z+2),所以da10=mZ10+2=2.512+2=35,da6=mZ6+2=2.524+2=65, da5=mZ5+2=2.548+2=125；齿根圆直径df=mZ-2.5,所以 df10=mZ10-2.5=2.512-2.5=23.75, df6=mZ6-2.5=2.524-2.5=53.75,df5=mZ5-2.5=2.548-2.5=113.75。由齿宽b=dd01 ，在此取d=1，故而b10=130=30； 取B10=35，B5=B6=30，（3）对于后行星排：Z9=18，Z6=24，Z7=60； 由微型汽车齿轮模数取值范围：m=2.252.75，故取m=2.5； 由公式d=mZ, 所以有：d9=mZ9=2.518=45，d6=mZ6=2.524=60， d7=mZ7=2.560=150。 齿顶高ha=m=2.5，齿根高hf=1.25m=1.252.5=3.125， 齿全高h=2.25m=5.625，齿顶圆直径da=m(Z+2)所以da9=mZ9+2=2.518+2=50， da6=mZ6+2=2.524+2=65， da7=mZ7+2=2.560+2=155； 齿根圆直径df=mZ-2.5所以 df9=mZ9-2.5=2.518-2.5=38.75， df5=mZ5-2.5=2.524-2.5=53.75， df7=mZ7-2.5=2.560-2.5=143.75； 由齿宽 b=dd9， 在此取d=1，故而b9=145=45； 取B9=50， B2=B3=45。整理如表4.3所示： 表4.3行星齿轮参数表ZmddadfhahfhZ1192.547.552.541.252.53.1255.625Z2262.5657058.752.53.1255.625Z3642.5160165153.752.53.1255.625Z10122.5303523.752.53.1255.625Z6242.5606553.752.53.1255.625Z5482.5120125113.752.53.1255.625Z9182.5455038.752.53.1255.625Z6242.5606553.752.53.1255.625Z7602.5150155143.752.53.1255.6254.4 轴与轴承 4.4.1 轴的刚度验算 （1）轴的弯曲变形的条件和允许值轴的弯曲刚度的验算主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度和倾角。各类轴的挠度和装齿轮轴承处的倾角应小于弯曲刚度的许用值即yY；,理论上要求满足Y=0.010.03mm(其中mm指轴的跨距)，mm=2.5；Y=0.075在变形部位装轴承处=0.0025，装齿轮处=0.001.（2）轴的弯曲变形计算计算轴本身弯曲变形产生的挠度及倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，然后结合机械设计手册中有关公式进行计算。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作是等径轴，取第三根轴为研究对象，受力分析如图所示： a=78mm, b=203mm,c=68mm,L=349mm,E=2.1105MPa 图4.7 轴的受力分析图 在B处,Qx=2Mnd, Mn=97400N Qx=297400127.90.8603800=87.4N Qy=12 Qx=43.7N在C处,Px=2Mnd ,Mn=97400 Px=297400127.90.80.96603800=84N Py=12 Px=42N1）当Q单独作用时， 图4.8 轴在Q单独作用时的受力分析图 在B点处有： yx=-Qxb+ca12-b+c2-a26EIL =-87.427178(3492-2712-782)(62.11053.97104349) =0.0046mm yy=12yx=-0.00223mm在C点处有： yx =-QXac12-c2-a26EIL =-87.47868(3492-682-782)(62.11053.97104349) =-0.00292mm yy =12yx=-0.00146mm在A点轴承处有： x=Qxb+c1-b+c2-3x26EIL =87.4271(3492-2712-30)(62.11053.97104349) =0.000066(rad) y=12x=0.000033(rad)在B点处有： x =-Qxb+c12-b+c2-3x26EIL =-Qxb+c12-b+c2-3a26EIL =-87.4271(3492-2712-3782)(62.11053.97104349) =-0.000038(rad) y =12x=-0.000019(rad)在C点处有： X =-Qxa12-a2-3c26EIL =-87.478(3492-782-3682)(62.11053.97104349) =-0.000038(rad) y =12x=-0.000019(rad)在D点处有： x=Qxa12-a26EIL =87.478(3492-782)(62.11053.97104349) =0.000046(rad) y=12x=0.000023(rad) 2）当P单独作用时： 图4.9 轴在P单独作用时受力分析图在B点处有， yx=Pxca12-c2-a26EIL =846878(3492-682-782)(62.11053.97104349) =0.0027mm yy=12yx=0.00135mm在C点处有： yx=Px(a+b)c12-c2-a+b26EIL =8428168（3492-682-2812）（62.11053.97104349) =0.0035mm yy=12yx=0.00175mm在A点轴承处有： x=-Pxc12-c2-3x26EIL =-8468(3492-682-30)(62.11053.97104349) =-0.00004(rad) y=12x=-0.00002(rad)在B点处有： x=Pxc12-c2-3a26EIL =8468(3492-682-3682)(62.11053.97104349) =0.000032(rad) y=12x=0.000016(rad)在C点处有： x=Px(a+b)12-(a+b)2-3c26EIL =84281(3492-2812-3682)(62.11053.97104349) =0.00004(rad) y=12x=0.00002(rad)在D点处有： x=-Px(a+b)12-(a+b)2-06EIL =-84281(3492-2812)(62.11053.97104349) =-0.00006(rad) y=12x=-0.00003(rad) 现将所求得的值列表如下： 表4.4 轴的受力分析表挠度 y(mm)坐标方向作用在B点的力产生的挠度作用在C点的力产生的挠度叠加后的挠度合成后的挠度计算值允许值续表4.4 轴的受力分析表 QX-0.00446-0.00292-0.007380.010.075Y-0.00223-0.00146-0.00369 PX0.00270.00350.00620.008470.075Y0.001350.001750.0031倾角（rad）坐标方向作用在B点的力产生的倾角作用在C点的力产生的倾角叠加后的倾角合成后的倾角计算值允许值QX-0.000038-0.000038-0.0000760.00010.001Y-0.000019-0.000019-0.000038PX0.0000320.000040.0000720.0000980.001Y0.0000160.000020.000036倾角（rad）坐标方向作用在A点的力产生的倾角作用在D点的力产生的倾角叠加后的倾角合成后的倾角计算值允许值QX0.0000660.000046-0.0004420.000150.0025Y0.0000330.000023-0.000221PX-0.00004-0.000060.000560.000140.0025Y-0.00002-0.000030.00028由此得知，该轴满足要求。 4.4.2 轴承寿命计算由轴承寿命计算公式可知：Lh=10660n(CP)其中，角接触球轴承=3，n=3250rpm；设计预期寿命 Lh=100000h。P=fP(xFr+YFa)因为载荷系数fp在受中等冲击或中等惯性力时取值范围： fp=1.21.8。 本设计中取 fp=1.2。 因为 Fa=0，查表知x=1，Y=0,所以 P=1.21114.7+00=137.7N查设计手册知对于71806C角接触球轴承C=28800N所以， Lh=10660nCP=10660325028800137.73=46.9106h； 所以合格。 5 自动变速器控制系统自动变速器其动力传递和基本控制系统如下图所示： 信号油压； 主油路1发动机；2液力变矩器；3变速箱；4驱动轮；5油门踏板；6油门信号油压；7换档阀；8速度信号油压；9油泵；10变矩器压力；11油门调压阀； 12速度调压阀；13选档阀；14选档手柄；15主调压阀；16主油路压力图5.1 自动变速器控制系统示意图 发动机驱动油泵及变矩器的动力由变矩器经变速箱传到驱动轮。油泵输出流量经主压力阀一路去变矩器，另一路以主压力阀调节的主油路压力进入由换档手柄控制的选档阀，经选档阀将主油路和油门调压阀、换档阀及速度调压阀接通，油门调压阀根据油门踏板位置输出油门信号油压进入换档阀，速度调压阀根据车速输出速度信号油压也进入换档阀，根据这两个信号油压，换档阀使某些换档执行机构（换档离合器、制动器）作用，变速箱便在某一档位工作。当油门开度和车速变化到一定程度则换档控制阀将根据信号油压自动使变速箱升入高档或降至低档。6 结 论 本设计研究的是被广泛应用于汽车行业中的自动变速器。设计发动机排气量0.94L，载客量为5人，最大汽车总质量1800Kg，汽车车轮直径60mm，各档位变速比为： iD-1=2.75；iD-2=1.5；iD-3=1；iD-4=0.71；iR=-2.5，是一台液控液动自动变速器。对自动变速器的结构组成加以剖析并详细叙述了各档位的工作情况。对选用的液力变矩器的结构加以阐述，涉及其工作原理。超速档行星齿轮和三速行星齿轮机构的设计是此次设计的主要着眼点。分参数选取、理论分析、设计计算和强度校核四大部分展开的。本设计是在原有的自动变速器的基础上加以增删。即利用具有偶合和变距两种工况的液力变矩器取代了单一工况的液力耦合器，使其充分发挥自动适应行驶阻力剧烈变化，对车辆行驶的平顺性的改善方面是一大突破。让驾驶员有换档平稳的感觉，同时乘坐也相当舒适，也使机件的使用寿命得以延长。本设计作出另外一个改进即是在原有辛普森三速行星齿轮的基础上添置一超速档，从整车性能改善的角度来讲，此举在燃料利用率提高方面迈进了一大步。参 考 文 献1 邓定瀛. 自动变速器原理与运用M.重庆：重庆大学出版社，2002.2 林绍义.一种汽车变速器设计J. 机电技术. 2004,1:32-36.3 吴光强,孙贤安.汽车自动变速器发展综述J.同济大学学报(自然科学版). 2010,10:13,4 韩印. 汽车构造问答M.北京：人民交通出版社，2000.5 汽车构造 第15章 自动变速器 - 豆丁校园.6 自动变速器_百度文库.7 罗光涛.纯电动客车自动变速器(AMT)系统探讨J.汽车齿轮. 2009,1:23-25.8 韩顺
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