【正文】 因此本次分析分兩種情況，第一種 情況 為二擋時殼體的受力分析，本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 41 頁 共 67 頁 第二種 情況 為制動器 D 起作用時殼體的受力分析。 適于鑄造形狀復雜，承受較高靜載荷的零件，以及要求焊接性能良好，氣密性高或工作溫度在225℃以下的零件。 殼體的選材 通過 查閱變速器殼體材料的資料后確定 鑄鋁合金 中的鋁硅合金是鑄造自動變速器殼體的理想材料。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。 為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔。 6） 細節(jié)修改 按 對殼 體進行倒圓角修改。這些就要求殼 體 的尺寸精確，殼體基準要和某些部件基準一致。 CATIA 是英文 Computer Aided TriDimension Interface Application(計算機自動 3D 界面應用軟件 )的縮寫，是法國 Dassault 宇航公司的 CAD/CAE/CAM 一體化軟件，在世界 CAD/CAE/CAM 領域中處于領導地位。在行星架上，外行星架為長行星輪，與太陽輪嚙合；內 行星輪為短行星輪，與后排小太 陽輪和長行星輪同時嚙合。 液壓動力源部分 液壓控制部分 中主要有滑閥和電磁閥組成。因此，單向離合器 是 電控 液力自動變速器中一個至關重要的元件 。 表 制動器 C、 D、 G摩 擦片主要尺寸參數(shù) 摩擦片片數(shù) 摩擦片厚度 摩擦片外徑 摩擦片內徑 材料 C 4 156mm 144mm 石棉樹脂 D 5 146mm 130mm 石棉樹脂 G 3 142mm 118mm 石棉樹脂 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 32 頁 共 67 頁 表 制動器 C、 D、 G鋼片主要尺寸參數(shù) 中間層鋼片厚度 最下層鋼片厚度 鋼片外徑 鋼片內徑 鋼片片數(shù) 材料 C 1mm 172mm 146mm 5 45號鋼 D 1mm 152mm 129mm 6 45號鋼 G 2mm 1mm 154mm 120mm 4 45號鋼 表 制動器各擋位失速條件下的制動轉矩 1擋 2擋 3擋 4擋 5擋 倒擋 C / 帶式制動器是由制動鼓、制動帶、液壓缸和活塞組成。m E / / / 2） 結構簡單，重量輕，慣性小，外形尺寸小，工作安全，效率高。太陽輪與齒圈間夾有長短兩個行星輪只是起改變傳動方向的作用 [10]。 3）行星機構的傳動效率較高，在結構布置合理下，其效率值可達 — 以上。 綜合以上分析各擋位不同部件的狀態(tài)見表 。 四擋 傳動比計算 通過對 中的四擋 動力傳遞原理和動力傳遞路線進行分析可得 四擋傳動比： 111 ???? hqiii （ ） 由以上分析可知，四擋 驅動部件為 前排大太陽輪和前排行星架 ， 前排行星輪機構整體運動，后排齒圈和太陽輪結合為一體，后排行星輪機構也做整體運動，輸出為后排行星架。 二擋 傳動比計算 通過對 中的 二 擋 動力傳遞原理和動力傳遞路線進行 分析可 得 ： 前排： 小太陽輪排211 12 ?????jqjt nn nn 式中 02?tn 得 1221 )1( qj nn ???? （ ） 大太陽輪排111 11 ????jqjt nn nn 得 0)1( 11111 ???? qjt nnn ?? （ ） （ ）、（ ） 聯(lián)立得： ?qi12 2111 ??? ? ??qtnn 后排： 333 33 ?????jqjt nn nn 式中 03?tn 得 3333 1 ?????jqh nni 二擋傳動比： ?? hqiii33221 11 ??? ?? ???? （ ） 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 24 頁 共 67 頁 將 1? ＝ ； 2? =； 3? ＝ 代入公式 得二 擋 傳動比 ?i 。 根據(jù)初始傳動比參數(shù)，后經(jīng)行星齒輪機構設計得到：前排大太陽輪齒 數(shù)為 38；前排小本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 23 頁 共 67 頁 太陽輪齒數(shù)為 34；齒圈齒數(shù)為 98；后排太陽輪齒數(shù)為 32；后排齒圈齒數(shù) 76。低副 Lp 為 7 個，分別是前排大太陽輪轉動副；長行星輪轉動副；短行星輪轉動副；齒圈（后排太陽輪）轉動副；前排行星架轉動副；后排行星輪轉動副；后排行星架轉動副。低副 Lp 為 7 個，分別是前排大太陽輪轉動副；長行星輪轉動副；短行星輪轉動副；齒圈（后排太陽輪）轉動副；前排行星架轉動副；后排行星輪轉動副；后排行星架轉動副。低副 Lp 為 7 個，分別是前排大太陽輪轉動副；前排小太陽輪轉動副；長行星輪轉動副；短行星輪轉動副；齒圈轉動副；后排行星輪轉動副；后排行星架轉動副。這種增加擋位的方法從實用角度解決問題，避免了重新設計，方便 地解決了擋位增加問題。這些重復的約束成為虛約束，在計算機構自由度時應除去不計。 機構的自由度 機構中各構件相對于機架的獨立運動數(shù)目稱為機構自由度，設運動鏈中共有n 個活動構件， Lp 個低副和 Hp 個高副，平面機構的自由度 HL ppnF ??? 23 （ ） 注釋：運動副按接觸的特性可分為高副和低副，面接觸的運動副稱為低副，點、線接觸的運動副稱為高副。 二 擋 傳遞原理與動力傳遞路線分析 二 擋 動力傳遞原理如圖 所示。共有前進一、二、三、四、五擋，倒擋和空擋 7 個擋位。 5)對自動變速器進行細節(jié)修改，協(xié)調各子系統(tǒng)工作，提出加工工藝，直到完成設計。 在 全球市場競爭的日趨激烈 ， 不斷開發(fā)新產(chǎn)品快速響應市場已成為制造業(yè)市場競爭的核心 的經(jīng)濟環(huán)境下，設計開發(fā)人員如何運用 CAD/CAE/CAM 軟件進行產(chǎn)品開發(fā)，如何在盡可能短的時間內 ， 用盡可能低的成本 ， 生產(chǎn)出質量盡可能高的產(chǎn)品 提出了指導性的建議。 相對而言，變速器的多 擋 位趨勢主要還是體現(xiàn)在某些高 擋 品牌和車型中，但卻有向下普及的趨勢，如果已經(jīng)實現(xiàn)國產(chǎn)的第六代高爾夫真如人們所猜測的那樣配備了 7 擋 DSG 變速箱，那么，這或者可以視為這場普及風暴的開端！反觀國內自主企業(yè)，不要以為他們已經(jīng)放棄追趕，盛瑞公司的 8AT 項目已經(jīng)小有 成果，更本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 6 頁 共 67 頁 有 12 家車企聯(lián)手博格華納研發(fā)雙離合變速器 —— 盡管目前都面臨著一些實際困難！那么，我們想問的是，自動變速器的擋位究竟發(fā)展到多少個會更為合適？變速器的多 擋 位 技術的優(yōu)點： 增加變速器的 擋 位，即增加了選用合適 擋 位使發(fā)動機處于經(jīng)濟工作狀況的機會，有利于提高燃油經(jīng)濟性 [5]。 CVT 的速比工作范圍寬，能夠使發(fā)動機以最佳工況工作，從而改善了燃燒過程，降低了廢氣的排放量 。 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 5 頁 共 67 頁 3） 車輛在換擋過程中不會有動力瞬間中斷的感覺，讓車輛的加速更加強勁而連續(xù)，百 米 加 速時間比傳統(tǒng)手動變速器還要短。尤其是換 擋 電磁閥數(shù)量的增加使得換 擋 電磁閥完全取替了節(jié)氣門油壓和速度油壓對 D擋 位升降 擋 的控制。自動變速器的使用能把發(fā)動機限制在污染較小的轉速范圍內工作，從而可降低發(fā)動機排放中的有害物含量 [3]。若用巡航控制，連油門也無需人工控制了。 3） 自動變速器改善了車輛的動力性和通過性。它可以根據(jù)發(fā)動機的工況和車速情況，自動選擇擋位，而且具有下列顯著特點： 1） 自動變速消除了駕駛員換擋技術的差異性。當汽車行駛阻力小時，鎖止離合器將變矩器的泵輪和渦輪鎖住，可以提高傳動效率。它能夠根據(jù)油門的開度和車速的變化，自動地進行換擋。它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過計算，代替人 做 出準確聰 明的決斷 [1]。 自動變速器是汽車電子控制技術發(fā)展的重要方向之一。鎖止離合器 工作 時，變矩器將不起作用。另外，它可以自由改變傳動比，從而實現(xiàn)全程無級變速，使汽車的車速變化平穩(wěn)，沒有傳統(tǒng)變速器換擋時那種 “ 頓 ”的感覺 。主要有夾緊力控制和速比控制。同時自動換擋避免了粗暴換擋所產(chǎn)生的沖擊與動載。工程車輛及重型卡車在惡劣路面及山地行駛時，其平均速度可提高 10%～ 15%。發(fā)動機在極高與極低轉速工作或加速時，容易產(chǎn)生黑煙。 近幾年的研究 主要體現(xiàn)在以下幾個方面 ： 一是汽車自動變速器向多 擋 位方向發(fā)展， 5， 6 擋 自動變速器將逐步取代 4 擋自動變速器的主導地位。 對于雙離合變速器技術，當前業(yè)內公認的最先進最成熟的毫無疑問是大眾公司的 DSG，從 2020 年 6 擋 DSG 的大規(guī)模應用，到 2020 年 7擋 DSG 首次裝備平民車型第六代高爾夫，大眾公司無一不是走在了時代的前列。 2) 駕駛平順性。 5) 成本 。自動變速器也因此成了研究的熱點。 3)學習 CATIA 軟件，建立自動變速器箱體的零件三維模型以及總體裝配模型。 )761403600(1 3aDaTeAuCG fuP ?? ? )76 140 *2* **13 916(0951110 3aa uu ?? 01 2 0 1 1 4 9 45 7 33 ??? aa uu 一 元 三 次 方 程 求 解 方 法 ： 03 ??? qpxx 3131 BAx ?? ； qBA ??? ；3)3( pBA ??? 。 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 11 頁 共 67 頁 圖 一 擋 動力傳遞原理圖 一 擋 動力傳遞路線如圖 所示。 五擋傳遞原理與動力傳遞路線分析 五擋 動力 傳遞原理分析如圖 所示 圖 五擋動力傳遞原理圖 輸入軸順時針方向旋轉 離合器 E 工作 前排 行星架 和輸入軸作為一個整體沿順時針方向旋 轉 制動器 C 工作 前排行星架驅動內齒圈順時針旋轉 后排太陽輪與內齒圈結合為一體順時針旋轉 后排行星齒輪機構整體運動和輸出軸一起 在快 于輸入軸 的速度上順 時針方向旋轉 離合器 F 工作 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 16 頁 共 67 頁 五擋 動力 傳遞路線分析 如圖 所示 圖 五擋動力傳遞路線圖 輸入軸順時針旋轉 ?離合器 E 結合 → 前排行星架順 時針旋轉 ?制動器 C 工作，制動前排小太陽輪 ?前排行星架驅動內齒圈順時針旋→離合器 F 工作，將內齒圈與后排太陽輪連接為一體 ?后排行星齒輪機構作為一個整體一體旋轉 ?后排行星架順時針方向旋轉 。 本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 18 頁 共 67 頁 圖 復合鉸鏈 2） 局部自由度 機構中有時會出現(xiàn)這樣一類自由度，它的存在與否都不影響整個機構的運動規(guī)律。 轎車變速器行星輪系中的自由度 轎車 行星齒輪變速器普遍采用三自 由度，與二自由度行星齒輪變速器相比，行星機構簡單，減少了行星排數(shù)和制動器數(shù)，使得變速器的體積小、重量輕，但增加了離合器數(shù)。 圖 娜維那 式行星輪系 由圖可知此行星輪機構中活動構件數(shù)為 n =9，分別是大太陽輪 1；小太陽輪 2；長行星輪 3；短行星輪 4；齒圈 5；行星架 6；太陽輪 7；行星輪 8；行星架 9， Lp =9，分別是前排大太陽輪轉動副；前排小太陽輪轉動副；長行星輪轉動副；短行星輪轉動副；齒圈轉動副；前排行星架轉動副；后排太陽輪轉動副；后排行星輪轉動副；后排行星架轉動副， Hp =6，分別是前排大太陽輪與長行星輪齒輪副嚙合；長行星 輪與短行星輪齒輪副嚙合；小太陽輪與短行星輪齒輪副嚙合；短行星輪與齒圈齒輪副嚙合；齒圈與后排行星輪齒輪副嚙合；后排行星輪與后排太陽輪齒輪副嚙合。高副 Hp 為 6 個，分別是前排大太陽輪與長行星輪齒輪副嚙合；長行星輪與短行星輪齒輪副嚙合；小太陽輪與短行星輪齒輪副嚙合；短行星輪與齒圈齒輪副嚙合；齒圈與后排行星輪齒輪副嚙合；后排行星輪與后排太陽輪齒輪副嚙合。高副 Hp 為 6個，分別是前排大太陽輪與長行星輪齒輪副嚙合；長行星輪與短行星輪齒輪副嚙合；小太陽輪與短行星輪齒輪副嚙合；短行星輪與齒圈齒輪副嚙合；齒圈與后排行星輪齒輪副嚙合；后排行星輪與后排太陽輪齒輪副嚙合。高副 Hp 為 6個，分別本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 22 頁 共 67 頁 是前排大太陽輪與長行星輪齒輪副嚙合；長行星輪與短行星輪齒輪副嚙合；小太陽輪與短行星輪齒輪副嚙合；短行星輪與齒圈齒輪副嚙合；齒圈與后排行星輪齒輪副嚙合；后排行星輪與后排太陽輪齒輪副嚙合。 由以上分析可知：一擋 驅動 前排大太陽輪輸入 ， 固定前 排 行星架 和后排太陽輪，由后排行星架輸出。 由以上分析可知，三擋 驅動部件為 前排大太陽輪 ，固定 件為前排 小太陽輪 ，后排齒圈 和太陽輪結合為一體，使后排行星輪機構整體運動，由后排行星架輸出。 倒 擋 傳動