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基于比亚迪唐6AT自动变速器设计,基于,亚迪唐,AT,自动变速器,设计
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欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321基于比亚迪唐2019-2.0T的变速器设计摘要自动变速器近年来广泛使用于乘用车，但是自动变速器价格较贵，为了提高自动变速器的性价比，本次设计是基于比亚迪唐2019-2.0T的总体数据进行自动变速器设计。通过学习了解自动变速器原理，提出多种自动变速器传动方案，最终选择技术成熟的液力机械式自动变速器，为了提高变速器的挡位数和紧凑性，选择了单排行星齿轮加辛普森式轮系组合，为了使原理更加清晰，进行了传递路线分析，接着确定了传动齿轮齿数，并对其主要参数进行计算，使其更加符合设计初衷，再通过控制元件的分析，使设计更加清晰，最后对主要零部件进行反复校核，得出符合设计要求的自动变速器。关键词：比亚迪唐2.0T；变速器；方案；校核ITransmission design based on byd tang 2019-2.0tABSTRACTAutomatic transmission has been widely used in passenger cars in recent years, but the automatic transmission is more expensive. In order to improve the cost performance of automatic transmission, this design is based on the overall data of byd tang 2019-2.0t automatic transmission design. By learning to understand the principle of automatic transmission, put forward a variety of automatic transmission transmission scheme, finally chooses mature technology of hydraulic automatic mechanical transmission, in order to increase the number of gear transmission and compactness, choose the single Simpson planet gear type gear train is combined, in order to make the theory more clear, analyzes the route, then determine the gear teeth, and a calculation is made on its main parameters, to make it more in line with the designed, and then through the analysis of the control element, make a design more clear, finally, the main components to check repeatedly, it is concluded that comply with the design requirements of automatic transmission.Key words: byd tang 2.0t; Transmission; Plan; check目录中文摘要I英文摘要1 绪论11.1 变速器研究的背景及意义11.2 变速器国内外发展现状11.3 主要研究内容12 变速器整体方案设计32.1 整体方案设计32.1.1 设计任务32.1.2 变速器设计的基本要求42.2自动变速器的分类42.2.1定轴轮系式自动变速器52.2.2 动轴轮系式自动变速器52.3 动轴轮系的分析与组合52.3.1简单动轴轮系52.3.2复合的动轴轮系62.4 自动变速器的组合和传递路线72.4.1 P挡和N挡传递路线82.4.2 D1挡的传递路线82.4.3 D2挡的传递路线92.4.4 D3挡的传递路线92.4.5 D4时的传递路线102.4.6 D5挡时的传递路线102.4.7 D6挡的传递路线112.4.8 R挡时的传递路线113 变速器主要参数的确定123.1汽车总质量的计算123.2 最高档传动比123.3 变速器各挡传动比的确定123.3.1 主减速器传动比的确定123.3.2最低挡传动比计算123.3.3变速器各挡速比的配置143.3.4 最高车速验算143.4 齿轮参数的确定143.4.1模数mn143.4.2压力角143.4.3 螺旋角153.4.4 齿宽153.5 齿数的计算153.5.1传动比分析153.5.2 齿数计算163.5.3 实际的传动比174 行星齿轮机构结构尺寸设计184.1超速轮系行星齿轮机构结构尺寸设计184.1.1 选定齿轮类型、精度等级材料及齿数184.1.2 齿轮机构的几何尺寸计算184.2辛普森轮系行星齿轮机构结构尺寸设计194.2.1 选定齿轮类型、精度等级材料及齿数194.1.2 齿轮机构的几何尺寸计算194.3 齿轮机构的弯曲强度校核204.3.1超轮系齿轮的校核214.3.2辛普森式轮系的校核225 轴的设计与校核245.1 材料的选择和热处理245.2 最小轴径估算245.3 轴的结构设计246 行星齿轮机构的换挡执行元件266.1 离合器266.1.1单向离合器266.1.2 双向离合器266.2 制动器276.2.1单向制动器276.2.3 双向制动器277 结论29参考文献30致谢31IV1 绪论1.1 变速器研究的背景及意义随着我国经济的飞速发展，汽车的产销量不断增加，汽车行业蒸蒸日上。自动变速器的发明也从侧面提高了汽车的销量，自动变速器降低了驾驶者的门槛。装配有自动变速器汽车一般作为高配车型售卖，这一大原因是自动变速器结构复杂，制造成本较高。自动变速器除了制造成本较高外还具有维修成本较高的特点，原因不仅在于其结构复杂，还有国内少有厂家能够生产，国产自动变速更是少之又少，不少汽车厂家都直接从国外进口自动变速器。变速器主要是汽车改变传动比，将发动机的转矩改变之后传递出去。变速器作为汽车的重要部件，提高其性价比非常重要。1.2 变速器国内外发展现状在我国，经济不断发展，人们的消费观念改变加上汽车金融的出现，汽车的销售量逐年上升。据中国发布的官方数据显示，年量达到万辆，比上升了和。年又取得好成绩，汽车销量达到万辆，比年上升了，年又达度，汽车销量达到万辆，比上一年增长。虽然国内汽车的销量不断提升，但是由于国外的技术封锁，现在除了少部分汽车厂能够制造自动变速器以外，大部分厂家依靠购买变速器。在国外，汽车工业起源较早，技术先进，自动变速器出口全世界，比如德国采埃孚，日本爱信等。我国一些拥有技术的企业都是一家独大，不愿合作开发。而国外的研究通常都是合作开发，取长补短。我国在研发和生产上还存在一些问题，技术还没有达到。国外的汽车企业一直在致力追求研发自动变速器的舒适性和操控性。1.3 主要研究内容本次设计在比亚迪唐2019-2.0T的总体数据的基础上进行自动变速器设计，在已有自动变速器的基础上，查阅相关资料对其结构原理进行分析，再完成设计方案。本次设计设计的主要内容如下：选定设计基本数据参数，对自动变速器的背景及国内外研究现状进行分析；给定设计方案，对自动变速器传动方案进行选型；简单分析行星齿轮机构，对自动变速器传递路线进行分析设计；对主要参数进行选取和计算齿轮齿数；对齿轮和轴的相关参数计算和校核；对控制部分进行分析，最后画出工程图并作出总结。 22 变速器整体方案设计2.1 整体方案设计2.1.1 设计任务根据所选车型比亚迪唐2.0T的设计要求，选定变速器的设计所需参数如下表：表2.1 比亚迪唐2.0T的原始数据比亚迪唐2019-2.0T级别：中型SUV发动机：151kW(2.0L涡轮增压)动力类型：汽油机变速箱：6挡AT长宽高(mm)：487019401720车身结构：5门 6座 SUV车身参数车长(mm)：4870车宽(mm)：1940车高(mm)：1720轴距(mm)：2820前轮距(mm)：1650后轮距(mm)：1630车身结构：SUV车门数：5座位数：6油箱容积(L)：68发动机发动机型号：BYD487ZQA排量(L)：2排量(mL)：1999进气形式：涡轮增压气缸排列形式：直列（L型）汽缸数：4每缸气门数(个)：4配气机构：DOHC缸盖材质：铝合金缸体材质：铝合金最大马力(Ps)：205最大功率(kW/rpm)：151/5500最大扭矩(Nm/rpm)：320/1750-4500燃料：汽油燃油标号：92号供油方式：直喷变速箱挡位个数：6变速箱类型：AT变速箱名称：6挡手自一体变速箱底盘转向驱动方式：前置前驱车体结构：承载式助力类型：电动助力前悬挂类型：麦弗逊式独立悬挂后悬挂类型：多连杆式独立悬挂车轮制动前制动器类型：通风盘式后制动器类型：盘式驻车制动类型：电子驻车前轮胎规格：245/45 R20后轮胎规格：245/45 R20根据表2.1所列比亚迪唐的性能参数，对变速器进行相关设计。2.1.2 变速器设计的基本要求变速器是汽车重要零部件，设计时必须满足以下要求1：设计的变速器需要保证汽车的动力性和经济性。需要设计切断发动机向驱动轮的动力传输的空挡。必须要有能使汽车倒退行驶的倒挡。设计的变速器操作换挡迅速、方便。工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱挡以换挡冲击等现象发生。变速器应当有高的工作效率。变速器的工作噪声低。 2.2自动变速器的分类自动变速器按变速器轮系类型不同分为定轴轮系和动轴轮系两种，两者的共性是：前进位时自动升降挡，是有级变速器。2.2.1定轴轮系式自动变速器定轴轮系式自动变速器是指可以自动变速的定轴轮系构成的变速器。定轴轮系指在运转过程中，所有齿轮的几何轴线相对于机架是固定不动的轮系，称为定轴轮系。其特点是传动可靠，原理简单，便于制造与维修，但结构不紧凑，传动链较长，误差积累、转动惯性与噪音都较大，变速时必须中断传动，更换传动齿轮副，不适宜自动控制。2.2.2 动轴轮系式自动变速器动轴轮系式自动变速器是指可以自动变速的动轴轮系组成。动轴轮系是指在运转过程中，轮系中至少有一个齿轮的几何轴线位置相对于机架不固定，绕着其他齿轮的几何轴线回转的轮系。动轴轮系工作时处于常啮合状态，更换传动比时不需要中断传动，故可以方便地用于自动控制，同时，结构简单，传动比大，汽车自动变速器大多采用动轴轮系。所以结合本次设计的车型选择动轴轮系式自动变速器。2.3 动轴轮系的分析与组合本次设计的车型比亚迪唐2019-2.0T采用的是6挡手自一体变速器，挡位越多，换挡越平稳，汽车的舒适性越好，但是对于轮系就更复杂。6挡的动轴轮系式自动变速器一般需要一个简单的动轴轮系加上一个复合的动轴轮系构成。2.3.1简单动轴轮系简单的动轴轮系如图2.1所示，由一个阳轮、一个架、一个圈和若干个星轮组成的动轴轮系称为简单的动轴轮系。4种零件间用两种运动副连接：三个定轴转动件（阳轮、架和圈）的三根轴与轮系中心用回转副连接，架与星轮间也用回转副连接；动轴转动件星轮与阳轮间是齿轮副啮合，星轮与圈间也是齿轮副啮合。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太阳轮轴图2.1单排行星齿轮机构自由度计算：式中：n为轮系中的运动构件数；Pt轮系中的低副约束数；PH为轮系中的高副约束数。轮系有确定的相对运动的条件轮系有相对运动的条件是自由度数,有确定的相对运动的条件是原动件数。有两个自由度的周转轮系有三根可转动的轴，它的运动有两种可能：一种是只有由一根轴输入一个运动，另外两根轴就呈现相对的运动、但没有相对运动状态，故不能输出动力，这一特性用于汽车的空挡；另一种是通过两根轴输入两个运动，轮系的第三根轴就有了确定的动作，调配两个输入运动的大小和方向，就可以得到多种不同的速比，这种特性运用到汽车上就可获得不同的挡位。如果两根输入轴输入同速，同方向运转，整个轮系就会同步转动，这就是联轴器。简单动轴轮系的演变简单的动轴轮系在不同的约束形式下可以形成不同的工况，一个简单的动轴轮系可以演变出11种不同的工况。阳轮、圈和架3个构件相互运动关系影响轮系的性质，可以获得不同的传动方式。单排简单动轴轮系的11种工况中，传动比，被动轮与主动轮转向一致，传动比,转向相反；,减速增矩，,增速减矩。2.3.2复合的动轴轮系由于结构受限，并不是以上工况都能同时运用，加上单排简单动轴轮系的传动比范围有限，不能满足汽车行驶的实际需要，因此在自动变速器中通常有两排或者三排简单动轴轮系相互配合完成传递任务，这种由多个简单动轴轮系组合而成的轮系成为复合轮系。复合轮系通常通过6大控制元件（离合器、单向离合器、双向制动器、单向制动器、单向连轴器和双向连轴器）的不同组合来形成不同的动力传动通路，获得不同的传动比，满足汽车行驶要求。由结构不同区分，复合轮系机构有多种形式，最常见的有共架圈式（拉维娜式）和共阳轮式（辛普森式）。拉维娜式复合轮系拉维娜式复合轮系如图2.2所示，其特点是3个简单动轴轮系共用一圈一架，架为控制输入轴头，圈为输出轴头；大、小两个阳轮为输入轴头，太阳轮为输入控制轴头；共架的长、短两个星轮相互啮合，长星轮还分别与圈和太阳轮啮合，短星轮还与小阳轮啮合。根据图2.2可以看出，拉维娜式是由3个简单动轴轮系复合而成的。每个简单的动轴轮系有两个自由度，三个轴头，两个简单的动轴轮系连接在一起，本应该有四个自由度，但是其中有一个用于连接，故只有三个自由度，即有三个输出挡位。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；7输出轴；8齿圈；9第二行星轮图2.2拉维娜行星齿轮机构辛普森式动轴轮系辛普森式动轴轮系如图2.3所示，由前后两个简单动轴轮系共用一个阳轮组成的复合轮系，故有三个输出挡位，按传递的顺序分为前轮系和后轮系。其特点是前轮系圈为输入轴头，前轮系架和后轮系圈连接作为输出轴头，两轮系共用一阳轮为输入控制轴头，后轮系架为控制轴头。配上相应的换挡执行元件，可以构成3挡执行元件。图2.3辛普森式复合动轴轮系2.4 自动变速器的组合和传递路线本次设计的6速自动变速器，要求其结构紧凑，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。所以选择前排是一个简单的行星齿轮机构；后排是一个辛普森式行星齿轮机构，结合商务车成本的考虑，本次设计的自动变速器，其传动原理图如2.4所示。1-曲轴；2-液矩变速器；3-锁止离合器C；4-锁止离合器C的摩擦盘；5-摩擦盘与涡轮间连接花键；6-涡轮；7-泵轮；8-导轮；9-导轮单向制动器F；10-导轮支撑轴；11-涡轮与变速器连接轴；12-超阳轮；13-超阳轮与超架单向锁止离合器F0；14-超阳轮与超架双向锁止离合器C0；15-超阳轮双向锁止离合器B0；16-变速器壳体；17-超圈；18-超架；19-超星轮；20-前圈输入离合器C1；21-共阳轮输入离合器C2；22-共阳轮双向制动器F2；23-共阳轮双向锁止制动器B3；24-共阳轮单向锁止制动器F2；25-前轮系输入轴；26-后架双向制动器B1；27-后架双向锁止制动器B4；28-后架单向锁止制动器F1；29-前圈；30-后架；31-后星轮；32-后圈；33-前架；34-前星轮；35-共阳轮；36-前架与后圈连接轴；37-输出轴图2.4自动变速器传动方案2.4.1 P挡和N挡传递路线当驾驶员打到P挡时如图2.5所示，序号14工作，超轮系有输入，有输出的连轴器；序号20及21不工作，后面的辛普森式轮系无输入；输出轴37被机械锁止，不能被拖动。自动离合器处于液矩器工况。当驾驶员打到P挡时，与P挡不同的是输出轴37没有被锁止。图2.5 P挡和N挡传递路线图2.4.2 D1挡的传递路线D1挡时如图2.6所示，序号14工作，序号15放松，超轮系是连轴器；前轮系是两输入（序号29、序号33）一输出（共阳轮35）的周转轮系，后架30经序号27后被序号28单向锁止，后轮系是一个单向定轴轮系，阳轮35逆时针输出，形成1挡，无返拖。自动离合器处于液矩器工况。图2.6 D1挡时的传动路线图2.4.3 D2挡的传递路线D2挡时如图2.7所示，序号14放松，序号15工作，超轮系变为增速阳轮系；辛普森轮系与D1挡时相同，在上面的基础上增速1挡，升至二档，自动离合器处于液矩器工况。图2.7 D2挡时的传动路线图2.4.4 D3挡的传递路线D3挡时，如图2.8所示，序号14工作，序号15放松，超轮系是连轴器；辛普森式轮系的共阳轮35被23、24单向锁止，前轮系是圈29输入、架33输出的单向减速阳轮系，增速一挡，后轮系是圈32输入，架30输出空转的单向减速阳轮系，对变速器无贡献。F2参与工作，故无返拖。自动离合器属于液矩器工况。图2.8 D3挡时的传动路线图2.4.5 D4时的传递路线D4挡时如图2.9所示，序号14放松，序号15工作，超轮系变为增速阳轮系；辛普森式阳轮系与D3挡时相同，增加一挡。图2.9 D4挡时的传动路线图2.4.6 D5挡时的传递路线D5挡时如图2.10所示，序号14工作，序号15放松，超轮系是连轴器；20、21同时工作，共阳轮35与前圈29同方向，同转速转动，前轮系演变成架33输出的连轴器，后轮系同时演变成圈32与共阳轮35同步输入的连轴器，上升至5挡，架30输出空转，对变速器没有贡献，无单向执行器工作，故有返拖。自动离合器变连轴器。所以传动比为1。2.11 D5挡时的传递路线图2.4.7 D6挡的传递路线D6挡时如图2.12所示，序号14放松，序号15工作，二者交换瞬间由13担任传递；超轮系变成加速阳轮系；辛普森式与D5挡时相同，上升至6挡，无单向执行器工作，有返拖，自动离合器如上。图2.12 D6挡时的传递路线图2.4.8 R挡时的传递路线R挡时如图2.13所示，序号14工作，后架30被26双向锁止，后轮系变成定轴轮系，运动经21传给共阳轮35，后圈32反向输出，进入倒挡，传动比2.6左右。前轮系是周转轮系，有共阳轮35与前架33两个输入，前圈29有确定的输出，空转。自动离合器处于连轴器状态。图2.13 R挡的传递路线图3 变速器主要参数的确定3.1汽车总质量的计算汽车总质量可以根据下式3.1取值。 （3.1）式中pemax发动机最大功率（kw）；为传动系效率，对驱动桥用单级主减速的4x2汽车可取为90%；为滚动阻力系数，对，CD为空气阻力系数，乘用车取0.300.35，A为汽车正面投影面积。将数据代入3.1得ma=2498kg3.2 最高档传动比6挡自动变速的挡位更多，查阅相关资料结合本次，传动比为0.6。3.3 变速器各挡传动比的确定3.3.1 主减速器传动比的确定已知最高车速时，主减速器的传动比可以根据下式推出： （3.2）式中：（km/h）； （r/min）； （m），； ； 。代入已知参数可以得到3.3.2 最低挡传动比计算最低挡传动比的最小值可以通过最低挡时通过的最大爬坡度推出，如下式： （3.3）式中：G 车辆总质量(N)； 滚动阻，取0.015；(Nm)； ； ； ，取0.9；最大爬坡度，取16.4。由公式（3.3）得： （3.4）已知：；r=0.41325m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.4）式：一挡传动比的最小值可以根据下式推出： （3.5）式中：，； ；取0.6。已知：kg；取0.6，把数据代入（3.5）式得：2.6。3.3.3变速器各挡速比的配置又因为5挡时传动比为1，所以，所以，3.3.4 最高车速验算最高车速时，变速器处于超速档状态，传动比是0.78。所选最高车速为180km/h，满足要求。3.4 齿轮参数的确定3.4.1模数mn一般情况下，汽车变速器齿轮的模数可以根据下表进行初选。表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数乘用车模数的选取以排量作为依据，由表4.1选取各挡模数为。3.4.2压力角，；，可提高轮齿的抗弯强度和。，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。为20，为20。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3.4.3 螺旋角，事项如下：一般不会选择过大的螺旋角，一般取11。乘用车变速器螺旋角：2025，结合本次设计，初选螺旋角为20。3.4.4 齿宽：斜齿，取6.0。3.5 齿数的计算3.5.1传动比分析设式中：、，、分别为超轮系太阳轮、齿圈、行星、行星架的速度和齿数，、,、，、分别为辛普森前轮系太阳轮、行星架、行星和齿圈的速度和齿数，、，、为辛普森后轮系太阳轮、圈、行星和架的转速和齿数。1挡时，输入轴与前轮系的齿圈连接，输出轴与后轮系的齿圈和前轮系的架连接，传动比应为 (3.6) 由于是差动轮系，前轮系有 (3.7)从式3.7得 （3.8）后轮系有 (3.9)由于序号28单向锁止制动器F1作用，故,代入式3.9得 （3.10）所以因为代入式3.9得 (3.11)又因为所以 (3.12)本次设计取前后轮系太阳轮齿数一致，所以3挡时，6挡时，3.5.2 齿数计算参考同类设计，选取前后太阳轮齿数，所以得到，。同心条件校核： （3.13）装配条件： (3.14) 其中K为行星轮数目，N为整数。 取行星轮数目K=4，则有 邻接条件校核： （3.15）显然 所以选型符合。 根据计算结果，后轮系与前轮系相同。参考同类设计，选取超轮系太阳轮齿数，所以得到，。同心条件校核： （3.16）装配条件： (3.17) 其中K为行星轮数目，N为整数。 取行星轮数目K=4，则有 邻接条件校核： （3.18）显然 所以选型符合。3.5.3 实际的传动比1挡时，2挡时，3挡时，4挡时，5挡时，6挡时，4 行星齿轮机构结构尺寸设计4.1超速轮系行星齿轮机构结构尺寸设计4.1.1 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；太阳轮和圈材料选择（调质），硬度280HBS；行星轮材料选择为45号钢（调质），硬度240HBS。查机械设计手册得到，,。4.1.2 齿轮机构的几何尺寸计算齿轮机构的几何尺寸如表4.1所示。表4.1齿轮机构的几何尺寸计算表名称符号公式结果端面模数2.98端面分度圆压力角21.3端面齿顶高系数0.94端面径向间隙系数0.23当量齿数分度圆直径标准中心距齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径端面齿顶圆压力角4.2辛普森轮系行星齿轮机构结构尺寸设计4.2.1 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；太阳轮和圈材料选择（调质），硬度280HBS；行星轮材料选择为45号钢（调质），硬度240HBS。查机械设计手册得到，,。4.1.2 齿轮机构的几何尺寸计算由于前轮系和后轮系相同，只计算一个轮系，齿轮机构的几何尺寸如表4.2所示。表4.1齿轮机构的几何尺寸计算表名称符号公式结果端面模数2.98端面分度圆压力角21.3端面齿顶高系数0.94端面径向间隙系数0.23当量齿数分度圆直径标准中心距齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径端面齿顶圆压力角4.3 齿轮机构的弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (4.1)式中：（N），； （Nmm）；（mm）， ；（mm）； ，=1.50；（mm）；，； ，可按当量齿数在齿形系数图4.1中查得； ，=2.0。图4.1 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（4.1），整理得到 (4.2)4.3.1超轮系齿轮的校核太阳轮已知： Nm；mm；，查齿形系数图5.1得：y=0.14，把以上数据代入(4.2)式，得：MPa行星轮已知： Nm；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.147，把以上数据代入(4.2)式，得：MPa齿圈已知： Nm；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.169，把以上数据代入(4.2)式，得：MPa经过校核符合设计。4.3.2辛普森式轮系的校核太阳轮已知： Nm；mm；，查齿形系数图5.1得：y=0.146，把以上数据代入(4.2)式，得：MPa行星轮已知： Nm；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.13，把以上数据代入(4.2)式，得：MPa齿圈已知： Nmm；mm；，查齿形系数图4.1得：y=0.157，把以上数据代入(4.2)式，得：MPa经过校核符合设计。5 轴的设计与校核5.1 材料的选择和热处理在多数情况下，轴在工作时产生的应力为循环变应力，故其主要失效形式为因疲劳强度不足而产生的疲劳断裂1。有时还会产生塑性变形、脆性断裂、磨损和振动等失效形式。因此选择轴的材料时，首先应满足强度要求，并且有较小的应力集中敏感性。同时，还应满足一定的韧性、耐磨性、加工工艺性以及经济性等要求1。材料选用40Cr，调质处理。5.2 最小轴径估算利用扭转强度法，根据式5.1计算 （5.1）式中，P为发动机额定功率，,n为发动机最高转速，C为与材料有关的系数，查机械手册,C取97。代入计算得经圆整，取最小轴径。5.3 轴的结构设计输入轴根据设计变速器的要求，结合同类设计。考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构。通过计算的最小轴径，对输入轴的设计如图5.1所示。图5.1 输入轴的零件图输入轴由于两端距离支点近，受力不大所以无需校核。辛普森轮系输入轴根据设计变速器的要求，结合同类设计。考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构。通过计算的最小轴径，对输入轴的设计如图5.2所示。图5.2 辛普森式轮系输入轴零件图输入轴由于两端距离支点近，受力不大所以无需校核。6 行星齿轮机构的换挡执行元件自动变速器通过六大控制器（单向制动器、单向离合器、双向制动器、双向离合器、单向连轴器和双向连轴器）改变动轴轮系中不同构件的固定关系和相互连接关系得到不同的传动比。所以换挡品质的好坏与这些离合器和制动器的质量、配置、控制有直接关系。6.1 离合器6.1.1单向离合器 单向离合器一般分为两种如图6.1所示，（a）一种是滚柱式单向离合器，(b)一种是凸块式单向离合器单向离合器的作用是单向锁止与之相连的元件，其结构与液力变矩器中导轮上的单向离合器的结构相同。在行星齿轮机构中，有一个单向离合器F0。图6.1单向离合器6.1.2 双向离合器离合器的作用有两个，即通过与输入元件的连接传递扭矩或使两个相互独立元件实现连接，以便获得相同的运动状态。在行星齿轮机构中，有三个离合器C0、C1和C2，其共同作用都是传递转矩。离合器C0可以将增速行星齿轮机构的行星架和太阳轮连接在一起，将超速轮系变成连轴器。离合器C1可以将超速轮系齿圈与辛普森式行星齿轮机构的齿圈连接为一体，输入轴未经减速直接传至辛普森式行星齿轮机构的齿圈。离合器C2可以将超速速行星齿轮机构的齿圈和辛普森式行星齿轮机构的共太阳轮连接在一起。1-离合器壳（驱动件） 2-离合器板 3-离合器轮毂（被动件） 4-和离合器轮毂连接；5-和离合器壳内花键连接；6-输入轴；7-离合器壳；8-离合器活塞；9-回位弹簧总成；10-波形板；11-钢片；12-摩擦片；13-衬板；14-卡环；15-离合器组件；16-卡环图6.2 双向离合器结构图6.2 制动器6.2.1单向制动器单向制动器不仅用于自动变速的执行机构，在液力变矩器的导轮支撑处也使用了单向离制动器。单向制动器的结构和单向离合器相似，区别是单向离合器锁止后连轴呈刚性连接状态一起单向转动，而单向制动器锁止后两轴呈刚性连接状态一起单向固定于机架。本次设计的自动变速器一共采用了三个单向锁止制动器，分别是F、F0、F1。6.2.3 双向制动器制动器按照制动方式分可以分为带式和多片式制动器。制动器的作用是将行星齿轮中的某个元件固定起来，以便在有动力输入的情况下，使行星齿轮机构获得固定的传动比。带式制动器如图6.3所示，其优点是结构简单，占用空间少，本次设计的变速器中双向制动器B2和双向制动器B1都采用带式制动器，节约了空间，使变速器更小巧。湿式多片制动器如图6.4所示，其特点是接触面多，制动平顺柔和，可以保证换挡质量。本次设计的变速器中双向制动器B0、B3、B4都采用多片制动器，使换挡更加平稳。1轮毂旋转；2制动带；3轮毂；4伺服油缸图6.3 制动带和伺服油缸图 6.4湿式多片制动器结构图7 结论本文参照比亚迪唐2019-2.0T的总体数据进行自动变速器的设计，通过对自动变速器原理的结构的分析，对动轴轮系和定轴轮系进行对比，选择了更加符合要求的动轴轮系，为了能够得到满足6个前进挡位的自动变速器，将单排行星齿轮和辛普森式齿轮进行组合，结构简单，逻辑清晰，成本低。本次设计的主要创新点在于通过单排行星齿轮和辛普森式轮系的组合形成了结构简单，便于加工的自动变速器。通过对主要参数的计算，确定主减速器传动比为7.9，1挡传动比为2.61，二挡传动比为2.03，三挡传动比为1.6，四挡传动比为1.25，五挡传动比为1，六挡传动比为0.78。算出各挡传动比后，对齿轮和轴等主要零部件进行基本结构设计和校核，基本符合本次设计要求。本次设计主要对于机械传动部分进行设计，控制部分进行简单分析。虽然本次基本完成设计要求，但是仍然存在很多不足，对计算机辅助设计部分运用较少，在以后的工作学习中，我会花更多的时间学习。参考文献1 王望予 . 汽车设计M.第4版. 北京：机械工业出版社. 2017. 2 陈家瑞 .汽车构造M.第5版. 北京：机械工业出版社.2018. 3占强.换挡新技术 新一代手自一体变速器AMTJ.世界汽车,2007(07):80-81.4倪小波. 汽车机械式变速器性能试验台设计与研究D.武汉理工大学,2013.5朱敏如. 变速器振动仿真分析与实验研究D.华南理工大学,2013.6卢晓晖. 汽车传动系的滚动优化控制研究D.吉林大学,2013.7梁明轩. 变速器系统非线性动力学特性与参数优化研究D.东北大学,2014.8唐云. 汽车变速器齿轮传动动力学及其振动分析D.合肥工业大学,2015.9黄建明. 机械式自动变速器的控制策略研究D.重庆大学,2004.10秦春红. 汽车变速器齿轮强度的分析与评价D.吉林大学,2011.11郑明国. 汽车机械式变速器现代设计方法应用研究D.吉林大学,2007.12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),2010.13赵德祥,秦睿.中国汽车变速器的使用现状与发展趋势J.公路与汽运,2015.14祁玲华. 汽车变速器NVH的测试分析与改进D.华东交通大学,2009.15王明燕. 汽车变速器的传动与结构振动分析D.南京航空航天大学,2008.16T Ryu,T Nakae,K Matsuzaki,A 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