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6AT自动变速箱设计说明书


存档编号

华北水利水电大学
North China University of Water Resources and Electric Power

毕 业 设计
题目 6AT 自动变速箱

学 专 姓 学

院 业 名 号

机械学院 机械设计制造及其自动

化 田春林 200905708 李恒灿 2013 年 5 月 26 日

指导教师 完成时间

教务处制

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本人郑重声明:所提交的毕业设计是本人在指导教师的指导 下,独立工作所取得的成果并撰写完成的,郑重确认没有剽窃、 抄袭等违反学术道德、学术规范的侵权行为。文中除已经标注引 用的内容外, 不包含其他人或集体已经发表或撰写过的研究成果。 对本文的研究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中作了明确 的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律后果由本人 承担。

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目 摘



要............................................................ 1

Abstract............................................................ 3 第 1 章 绪论......................................................... 5 1.1 国外的研究进展............................................... 5 1.2 国内的研究现状............................................... 6 1.3 研究的内容和方法............................................. 7 第 2 章 液力变矩器的设计............................................. 9 2.1 液力变矩器循环圆设计......................................... 9 2.1.1 循环圆形状的选择 ....................................... 9 2.1.2 工作轮在循环圆中的排列位置 ............................. 9 2.1.3 循环圆尺寸的确定 ....................................... 9 2.1.4 确定循环圆形状尺寸 .................................... 11 2.1.5 循环圆 solid edge 设计图 ............................... 13 2.2 叶片设计.................................................... 14 2.2.1 叶片参数设计 .......................................... 14 2.2.2 确定叶片数 ............................................ 15 2.3 单向离合器的设计............................................ 15 2.3.1 结构参数的选择 ........................................ 15 2.3.2 外圈拉应力验算 ........................................ 18 2.3.3 弹簧力验算 ............................................ 18 第 3 章 行星齿轮机构的设计与分析.................................... 21 3.1 单排行星齿轮机构............................................ 21 3.2 拉维娜行星齿轮机构.......................................... 23 3.2.1 拉维那式行星齿轮机构的连接关系 ........................ 24 3.2.2 拉维那式行星齿轮机构的运动分析 ........................ 24 3.3 自动变速器的行星齿轮机构.................................... 27 3.3.1 行星齿轮机构的动力流分析 .............................. 27

3.3.2 各档动力传递路线分析 .................................. 28 3.4 各档传动比表达式推导........................................ 34 3.5 行星齿轮机构结构尺寸设计.................................... 35 3.5.1 前排行星齿轮机构结构尺寸设计 .......................... 35 3.5.2 拉维娜行星齿轮机构结构尺寸设计 ........................ 39 3.6 行星齿轮机构的换挡执行元件.................................. 43 3.6.1 离合器 ................................................ 43 3.6.2 制动器 ................................................ 44 3.6.3 单向离合器 ............................................ 45 第 4 章 三维建模.................................................... 47 4.1 液力变矩器三维模型.......................................... 47 4.2 行星齿轮机构三维模型........................................ 53 4.2.1 前排行星齿轮机构三维模型 .............................. 53 4.2.2 拉维娜行星齿轮机构三维模型 ............................ 54 4.2.3 联动轴 ................................................ 56 4.2.4 变速机构壳体 .......................................... 57 4.2.5 行星齿轮机构装配 ...................................... 57 第 5 章 总结与展望.................................................. 59 5.1 总结 ....................................................... 59 5.2 展望 ....................................................... 60 致谢............................................................... 63 参考文献........................................................... 65 附录一 毕业设计(论文)任务书...................................... 67 附录二 开题报告.................................................... 71 附录三 外文原文.................................................... 79 附录四 中文翻译.................................................... 91

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6AT 自动变速箱设计 摘 要

随着汽车工业的发展和汽车的普及,出现了越来越多的非职业驾驶员, 人们 对汽车的操纵性和乘坐的舒适性的要求也越来越高,自动变速器便应运而生。 自动变速器主要由液力变矩器、行星齿轮变速机构、液压供油系统、控制系 统等几部分构成。 液力变矩器利用油液循环流动过程中动能的变化将发动机的动 力传递给自动变速器的输入轴, 并能根据汽车行驶阻力的变化,在一定范围内自 动地、无级地改变传动比和扭矩比,具有一定的减速增扭功能。本文中采用的是 三元件综合式液力变矩器,它由泵轮、涡轮、导轮三个基本元件组成,导轮套在 单向轮的外圈上,从而能够转入液力耦合器工况,以提高效率。变速机构由行星 齿轮机构组成,行星齿轮组的个数因档数的多少而不同,本文中所设计的自动变 速箱的变速机构采用的是一个简单的行星齿轮机构和一个拉维娜式行星齿轮机 构组合的形式,通过 3 组多片式离合器、1 组多片式制动器、1 个带式制动器及 1 组滚柱式单向离合器的作用和释放实现了 6 个前进挡和一个倒挡。其中单向离 合器能够使换挡机构组件的相对运动方向改变时立即脱开或锁止, 从而简化了液 压控制系统。 液压控制系统是完全利用液压自动控制原理来完成其主要控制任务 的。 本文主要对液压控制自动变速箱的液力变矩器和行星齿轮变速机构进行设 计计算并根据设计的结果进行建模和装配。

关键词: 自动变速器; 液力变矩器; 行星齿轮机构; 液压控制系统; 设计与建模

中图分类号:U463.212

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Design of 6 block automatic transmission Abstract
With the development of automobile industry and automobile's popularization, nonprofessional drivers appeared, people’s requirements of a car is also more and more higher, automatic transmission arises at the historic moment. Automatic transmission is mainly composed of hydraulic torque converter, planet gear speed change mechanism, hydraulic pressure oil supply system, control system . Hydraulic torque converter using the oil circulating flow kinetic energy change in the process of automatic transfer the power of the engine to the transmission input shaft, and can according to the variation of automobile driving resistance, within a certain range automatically, stepless change the transmission ratio and torque ratio, have certain reduction increased torsional function. Employed in this paper are the three elements combined type hydraulic torque converter, it is made up of three basic element pump wheels, turbine, idler pulley, idler pulley set in one way round on the outer ring, so that they can turn to working condition of hydraulic coupling, in order to improve efficiency. Shifting mechanism composed of planetary gear mechanism, the number of planetary gear set due to the file on the number of how many different, in this paper the design of automatic transmission shifting mechanism with planetary gears is a simple and a ravina type planetary gear

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mechanism combination form, through three groups multi-plate clutch, 1 set of multiple disk brake, 1 band brake and 1 set of the role of miler overrunning clutch and releasing implements six forward gears and one reverse gear. The one-way clutch can change the relative motion direction of the shift mechanism components immediately when open or lock, simplifying the hydraulic control system. Hydraulic control system is fully hydraulic automatic control principle to complete its main control task. This article mainly to the hydraulic control of automatic transmission hydraulic torque converter and planet gear mechanism to carry on the design calculation and modeling and assembly according to the result of design.

Key words: automatic transmission; Hydraulic torque converter;

Planetary

gear mechanism; The hydraulic control system; Design and modeling

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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
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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 0.6~3.3L 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、
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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 1/4~3/4,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。

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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β B=110 度;涡轮出口角β T=150 度;导轮出口角β 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
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(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/ω B=Te=Pe/ω e=30Pe/л ne 而变矩器泵轮的转矩为: TB=λ Bρ gnB2D5 由此可得变矩器的有效直径 D 为: D= (λ Bρ g)-1/5 .(Te/ne2)1/5 取 Te=190N.m, ne=4400r/min, ρ =0.86×103 ㎏/m3, λ B=3.8×10-6。 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 0.4~ 0.45,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
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(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=0.43~ 0.55。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=0.2 ~ 0.4 。这里 B=27.775 × 2+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υ 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=(л /cosθ )·(rs2-rc2) 式中,θ ----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 θ 可从图中量出,而 rc 和 r 则可相应的按下式计算: rc=(rs2-(F﹒cosθ /л ))1/2 r=( rs2-( F﹒cosθ /2л ))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
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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 2~ 2.5mm,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 : ? 9 =13.5 ? , r9=(286.74/2) × (202/305)=95.00 mm,rs9=101.04mm,又有: F=(л /cosθ )·(rs92- r92)= (л /cosθ )·(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

序号 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

r 0.05104 0.05473 0.05953 0.06522 0.07143 0.0777 0.08358 0.08865 0.09277 0.095 0.09579

rs 0.04336 0.0496 0.05681 0.0646 0.07254 0.08619 0.08711 0.09255 0.09756 0.10011 0.10104
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rc 0.05771 0.0595 0.06213 0.06583 0.0703 0.07513 0.0799 0.08413 0.08771 0.08932 0.09033

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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

序号 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

r 0.05104 0.05473 0.05953 0.06522 0.07143 0.0777 0.08358 0.08865 0.09277 0.095 0.09579

rs 0.04336 0.0496 0.05681 0.0646 0.07254 0.08619 0.08711 0.09255 0.09756 0.10011 0.10104

rc 0.05771 0.0595 0.06213 0.06583 0.0703 0.07513 0.0799 0.08413 0.08771 0.08932 0.09033

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

序号 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

r 0.05104 0.04989 0.04789 0.047 0.04649 0.04632 0.04649 0.047 0.04789 0.04923 0.05104

rs 0.04336 0.03992 0.03715 0.03512 0.03388 0.03347 0.03388 0.03512 0.03715 0.03992 0.04336

rc 0.05771 0.05704 0.05664 0.05643 0.05635 0.05633 0.05635 0.05643 0.05664 0.05704 0.05771

2.1.5 循环圆 solid edge 设计图
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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 泵轮 涡轮 导轮

进口角/(度) 105 32 90
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出口角/(度) 110 150 22

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2.2.2 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 泵轮

最佳叶片数范围

备注

24~28 考虑到制造工艺上的困

涡轮

26~32

难, 在 20~25 的范围内 选取为宜

导轮

26~28

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。
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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(2φ )一般为 6?~8?。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: 2φ =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;
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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 2φ = 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: tanφ =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/sinφ =[TD]i=0/ZRsinφ =41579.3N F=Fp·sinφ =2743.63N FN=Fp·cosφ =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。
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表面接触应力σ C 可按赫兹公式计算: σ 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=2.1×105,则: σ 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[σ 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σ
max

可按下式计算: σ
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=ZFpmax·COSФ /2л Ral=43.24MPa

故代入数值计算得:σ

max

=256.36MPa<[σ ],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=GRρ ω 2=GRρ (nл /30)/g 式中 G------滚柱重力; Rρ -----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
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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(2φ )= GRρ ω 2tan(2φ ) 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。

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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 2~4 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
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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 Z1 和齿圈齿数 Z 2 ,与行星齿轮的 齿数无关。设
Z 2 / Z1 ? ?

根据分析,单排行星齿轮机构的运动特性方程为:
n1 ? ? n2 ? (1 ? ? )n3

式中: n1 ——太阳轮转速
n2 ——齿圈转速 n3 ——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
i ? n1 / n3 ? 1 ? ? ? 1 ? z2 / z1

由于齿圈的齿数 z 2 大于太阳轮的齿数 z1 ,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
i ? n2 / n3 ? (1 ? ? ) / ? ? ( z1 ? z2 ) / z2 ? 1 ? z1 / z2

因为太阳轮的齿数 z1 小于齿圈的齿数 z 2 ,故这一传动比 i 大于 1 小于 2。 3)太阳轮固定 行星架主动 齿圈从动
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此时传动比表达式为
i ? n3 / n2 ? ? / (1 ? ? ) ? z2 / ( z1 ? z2 )

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:
i ? n1 / n2 ? ?? ? ? z2 / z1

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 n1 ? n2 或 n2 ? n3 或 n1 ? n3 , 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
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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,
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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:
n1 ? ? ? n2 ? (1 ? ? )n3 ? 0

(1)

式中: n1 —太阳轮(中心轮)转速; n2 —齿圈转速; n3 —行星架转速;? —行星 齿轮结构参数,它是齿圈齿数 z 2 与太阳轮齿数 z1 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 M 1 、 M 2 、 M 3 ,则
M 1 ? F1r1 ? ? ? ? M 2 ? F2 r2 ? ? ? M ? F ( r ? 2r ? r ) ? F ( r ? r ) ? 4 4 3 1 3 3 1 ? ? 3

(2)

式中: r1 、 r2 、 r3 、 r4 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
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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 F1 、 F5 、 F3 。由行星轮 4 的平衡条件可得:
? F1 ? F5 ? ? ? ? F3 ? ?2 F1 ?

(3)

行星轮 5 所受的力分别为 F2 、 F4 、 F5' ,由行星轮 5 的平衡条件可得:
? F2 ? F5' ? ? ? ? F4 ? ?2 F2 ?

(4)

F5 与 F5' 是 行 星 轮 4 和 行 星 轮 5 之 间 的 作 用 力 与 反 作 用 力 , 即
F5 ? ? F5'

? F ? ? F1 ? 代入(3)式和(4)式可得 ? 2 ? ? F3 ? ?2 F1 ? ? F ? 2F ? 1 ? ? 4

(5)

又 因 行 星 齿 轮 机 构 参 数 ? 为 齿 圈 齿 数 z 2 与 太 阳 轮 齿 数 z1 之 比 , 即

? ? z2 / z1 ? r2 / r1 ;

r2 ? ? r1

(6) (7)

而 r3 ? r4 ? (r2 ? r1 ) / 2 ? (? ? 1)r1 / 2

将式(5) 、 (6) 、 (7)代入式(2)得太阳轮、齿圈和行星架上的力矩为
M 1 ? F1r1 ? ? ? ? M 2 ? ?? F1r1 ? ? (8) ? M ? 2 F (r ? r ) ? ? F (1 ? ? )r ? 1 3 4 1 1? ? 3

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
M1n1 ? M 2 n2 ? M 3n3 ? 0

(9)

式中: n1 、 n2 、 n3 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
n1 ? ? n2 ? (1 ? ? )n3 ? 0

(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
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娜式行星齿轮变速机构的运动特性方程,即:
n1 ? ?1n2 ? (1 ? ?1 )n3 ? 0 n4 ? ? 2 n2 ? (1 ? ? 2 )n3 ? 0

(11)

式中: n1 、 n2 、 n3 、 n4 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。

?1 、 ? 2 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。
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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
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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,
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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
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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
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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
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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
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(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) : i1 ? [(1 ? ? 0 ) / ? 0 ]? 2 D2 挡: i2 ? [(1 ? ? 0 ) / ? 0 ] ? [? 2 ? (1 ? ? 2 )?1 / (1 ? ?1 )] D3 挡: i3 ? (1 ? ? 0 ) / ? 0 D4 挡: i4 ? ? 2 / [? 0 / (1 ? ? 0 ) ? (? 2 ? 1)] D5 挡: i5 ? ?1 / [(1 ? ?1 ) ? ? 0 / (1 ? ? 0 )] D6 挡: i6 ? ?1 / (1 ? ?1 ) R 挡: iR ? [(1 ? ? 0 ) / ? 0 ] ? (??1 )
i1 ? 4.148 i2 ? 2.370 i3 ? 1.556

又有

i4 ? 1.155 i5 ? 0.859 i6 ? 0.686 iR ? ?3.394

? 0 ? 1.7985611 任取其中 3 挡便可求得 ?1 ? 2.1847133 ? 2 ? 2.6658097
将所求结果代入其他各挡验算可知所求结果正确

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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 =43; 3.选取螺旋角:初选螺旋角 = 4.按齿面接触强度计算 =24 ,因 =0.556, , 齿圈 =1.799 24=43.17, 取

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=190 N / m ? 2=3.8 ?105 N mm(转速 n=4400 r / min ) (2)选取区域系数 选取齿宽系数 (3)端面重合度 =2.433 =1 =0.78, =0.81, = =189.8 =600 ,齿圈的接触疲劳 + =1.59

查的材料的弹性系数

(4)许用接触应力:太阳轮接触疲劳强度极限 强度极限 =0.9, =550

;有应力循环次数可得接触疲劳寿命系数

=0.95;取安全系数 S=1;可得

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=

=0.9 600=540

=

=0.95 540=522.5

= (5)计算: 试算太阳轮分度圆直径

=

=531.25

,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= = h=2.25 =1 94.46=94.46mm = 3.82

=2.25 3.82=8.595mm

=94.46/8.595=10.99

计算纵向重合度

=0.318 计算载荷系数 K 使用系数

=0.318 1

=1.903

=1,根据 V=21.75 m / s ,七级精度,得动载系数

=1.255,

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接触齿向载荷分布系数

=1.322

弯曲齿向载荷分布系数 齿间载荷分配系数 =

=1.24 =1.1 =1 =1.825

可计算得载荷系数:K= 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 = 计算模数 = 5.按齿根弯曲强度设计 = =94.46

=100.84mm

=4.077

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 (3)计算当量齿数 = = 26.27

=0.88

= 查取齿形系数,得

=

=47.07

=2.592

=2.338
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(4)应力校正系数 =1.596 (5)计算太阳轮、齿圈的 : =500 =0.85, ,齿圈的弯曲疲劳强度极限 =0.88; =1.774

太阳轮的弯曲疲劳强度极限 =380 ;弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 = = =303.57

=

=

=238.86

=

=0.01363

= 齿圈的数值大 设计计算:

=0.01652

=2.689 取 =4,则: = = =24.46

圆整后取 =25,则: =u =1.799 25=44.975 圆整后取 =45 6.几何尺寸计算 计算太阳轮、齿圈和行星轮分度圆直径
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=

=

=103.06mm(太阳轮)

=

=

=185.51mm(齿圈)

= 则 =10

=

=41.225(行星轮)

计算齿轮齿宽 b= 取 =100mm 则 =1 103.06=103.06mm = =95mm

故此行星齿轮传动比 i=1+ =1+ =1.56

3.5.2 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/Ф dε a)·((u±1)/u)·(ZHZE/[σ H])2)1/3 试选 Kt=1.4,ZH=2.433,ε ε a=ε
a1 a1

=0.85,ε

a2

=0.785,则:



a2

=1.635。

许用接触应力: [σ H]=([σ H]1+[σ H]2)/2=(618.8+652.5)/2=635.7MPa 1)试算前排行星轮分度圆直径 d1t d1t ≥ ((2 × 1.4 × 591.3 × 103/1 × 1.635) · (2.71/1.71) · (2.433 ×
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189.8/635.7)2)1/3=94.61mm 2)计算齿宽 b 及模数 mnt b=Ф d d1t=1×94.61mm=94.61mm mnt= d1tcos?/Z1=94.61×cos14?/24=3.827mm h=2.25 mnt=2.25×3.827mm=8.61mm b/h=94.61/8.61=10.99 3)计算纵向重合度ε
?

ε ?=0.318Ф dZ1 前 tan?=0.318×1×24×tan14?=1.902 4)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,KHα =KFα =1.4, 故载荷系数: K=KAKvKHα KH?=1.0×1.11×1.40×1.35=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=108.39×cos14?/42mm=2.57mm (5)齿根弯曲强度计算 mn≥ ((2KT1Y?cos2?/Ф dZ12ε 1)计算载荷系数 K=KAKVKFaKF?=1.0×1.11×1.40×1.35=2.10 2)根据纵向重合度ε ?=1.903,从图表查得螺旋角影响系数 Y?=0.88 3)计算当量齿数 ZV1=Z1 前/cos3?=44.9, ZV2= Z3 前/ cos3?=90/cos314?=91.24 4)查取齿形系数 查表得:YFa1=2.35, YSa1=1.68 YFa2=2.59, YSa2=1.60
α

)·YFaYSa/[σ F])1/3

5)计算大、小齿轮的 YFaYSa/[σ F]并加以比较 YFa1YSa1/[σ F]1=2.35×1.68/420=0.0094 YFa2YSa2/[σ F]2=2.59×1.60/450=0.0092
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太阳轮的数值大。 6)设计计算 mn ≥ (2 × 2.10 × 591.3 × 103 × 0.88 × (cos14 ? )2/(1 × 242 × 1.635) × 0.0094)1/3=2.74mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数,但为了满足齿面接触疲劳强度的要求,这里 mn 取为: mn=4mm。 (6)几何尺寸计算 前太阳轮的分度圆直径:d1 前=Z1 前 mn/cos?=173.14mm 前内齿圈的分度圆直径:d2 前=Z3 前 mn/cos?=371.02mm 前行星轮分度圆直径:d3 前=(371.02-173.14)/2=98.94mm 计算齿轮宽度:b=Ф dd1 前=169.02mm 圆整后,取 B1=170mm, B2=165mm。 2. 双行星轮齿轮机构的设计 (1)选定太阳轮和行星轮的材料为 40Cr(调质)渗碳渗氮,硬度为 380HBS,内 齿圈为 40cr(调质) ,硬度为 300HBS。 (2)选定太阳轮的齿数 Z1 后为 34,内齿圈的齿数 Z3 后为 90,长行星轮齿数 24, 短行星轮齿数等于长行星轮齿数为 24。 (3)齿轮的精度选为 7 级精度。 (4)初选螺旋角 ?=14?。 (5)按齿面接触强度设计: d1t≧((2KtT1/Ф dε a)·((u±1)/u)·(ZHZE/[σ H])2)1/3 1)试选 Kt=1.4。 2)查阅图表,选取区域系数 ZH=2.433。 3)查阅图表,选取ε ε a=ε
a1 a1

=0.85, ε

a2

=0.785,则:



a2

=1.635

4)许用接触应力 材料[σ H]=([σ H]1+[σ H]2)/2=(652.5+618.8)/2=635.7MPa 5)计算
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接触疲劳强度计算; 试算后排行星轮分度圆直径 d1t,由计算公式得 d1t ≥ ((2 × 1.4 × 591.3 × 103/1 × 1.635) × (2.71/1.71) × (2.433 × 189.8/652.52)2)1/3=94.61mm 计算齿宽 b 及模数 mnt: b=Ф d d1t=1×94.61mm=94.61mm mnt= d1tcos?/Z1 后=94.61×cos14?/24=3.825mm h=2.25 mnt=2.25×3.825mm=8.606mm b/h=98.71/8.61=10.99 计算纵向重合度ε
?

ε ?=0.318Ф dZ1 后 tan?=0.318×1×24×tan14?=1.903 计算模数 mn mn=d1cos?/Z1 后=108.30×cos14?/34=3.09mm (6) 齿根弯曲强度计算 mn≥ ((2KT1Y?cos2?/Ф dZ12ε 1)计算载荷系数 K=KAKVKFaKF?=1.0×1.11×1.40×1.35=2.10 2)根据纵向重合度ε ?=1.903,从图表查得螺旋角影响系数 Y?=0.88 3)计算当量齿数 ZV1=Z1 前/cos3?=44.9, ZV2= Z3 前/ cos3?=90/cos314?=91.24 4)查取齿形系数 查表得:YFa1=2.35, YSa1=1.68 YFa2=2.59, YSa2=1.60
α

)·YFaYSa/[σ F])1/3

5)计算大、小齿轮的 YFaYSa/[σ F]并加以比较 YFa1YSa1/[σ F]1=2.35×1.68/420=0.0094 YFa2YSa2/[σ F]2=2.59×1.60/450=0.0092 太阳轮的数值大。 6)设计计算
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mn ≥ (2 × 2.10 × 591.3 × 103 × 0.88 × (cos14 ? )2/(1 × 242 × 1.635) × 0.0094)1/3=2.74mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数,但为了满足齿面接触疲劳强度的要求,这里 mn 取为: mn=4mm。 (7)几何尺寸计算 计算后太阳轮, d1= Z1 后 mn/cos?=34×4/cos14?=140.16mm 内齿圈的分度圆直径 d2=Z3 后 mn/cos?=90×4/cos14?=371.02mm 长行星轮分度圆直径等于短行星轮分度圆直径,d=98.9mm 计算齿轮宽度 b=Ф dd1=1×140.16mm=140.16mm 圆整后,取 B2=140mm, B8=135,B7=135mm。

3.6 行星齿轮机构的换挡执行元件
拉维娜式行星齿轮机构的换挡执行元件使用 3 组多片式离合器、1 组多片式 制动器、1 个带式制动器及 1 组滚柱式单向离合器来对行星齿轮组进行控制。

3.6.1 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。在拉维娜式行星齿轮机构中,有三 个离合器 C1、C2 和 C3,其共同作用都是传递转矩,具体作用见表 3-1。 离合器 C1 可以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。 离合器 C2 可以将涡轮轴与拉维娜式行星齿轮机构的行星架连接为一体, 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。 离合器 C3 可以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, 涡轮轴经减速行星齿轮机构减速后传至拉维娜式行星齿轮
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机构的前排太阳轮。

图 3-15

多片离合器

图 3-15 中,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

3.6.2 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。在拉维娜式行星齿轮机构中,有两 个制动器 B1 和 B2。 制动器 B1 可以固定拉维娜行星齿轮机构的前排太阳轮,使共用齿圈同向减 速输出。 制动器 B2 可以固定行星架, 使拉维娜式行星齿轮机构的齿圈反向减速旋转。

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图 3-16

制动带和伺服油缸

图 3-16 中,1—轮毂旋转;2—制动带;3—轮毂;4—伺服油缸

图 3-17(a)单层制动带

(b)双层制动带

图 3-17(a)中,1—排液沟;2—伺服作用力凸耳;3—制动带固定凸耳;4—钢带;5—摩 擦材料 图 3-17(b)中,1—制动带固销;2—O 形圈;3—钢带;4—伺服作用力凸耳;5—制动带环 节

3.6.3 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。在拉维娜式行星齿轮机构中,有一个单向离合器 F1。 单向离合器 F1 锁止时,单向固定拉维娜式行星齿轮机构的行星架。使齿圈 同向减速输出。
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图 3-18

两种结构的单向离合器 (b)凸块式单向离合器

(a)滚柱式单向离合器

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第 4 章 三维建模
这里采用 SolidedgeV19 对自动变速器的液力变矩器、行星齿轮机构的主要 零部件进行建模。采用的方法主要是零件草图的绘制,然后对草图进行拉伸、旋 转、扫描和放样,从而形成三维实体。形成三维实体之后,再对其进行相应的除 料和装配,从而得到所需要的三维模型和装配体。三维模型如下:

4.1 液力变矩器三维模型

图 4-1 泵轮外壳

图 4-2 泵轮叶片
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图 4-3 导轮内环

图 4-4 导轮外圈

图 4-5 导轮叶片

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图 4-6 涡轮外壳

图 4-7 涡轮叶片

图 4-8 涡轮轴

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图 4-9 单向离合器

图 4-10 单向离合器滚柱

图 4-11 液力变矩器壳体

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图 4-12 液力变矩器装配过程

图 4-13 液力变矩器装配过程

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图 4-14 液力变矩器装配过程

图 4-15 液力变矩器

图 4-16 液力变矩器爆炸图
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4.2 行星齿轮机构三维模型
4.2.1 前排行星齿轮机构三维模型

图 4-17 齿圈

图 4-18 太阳轮

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图 4-19 行星轮

图 4-20 行星架

4.2.2 拉维娜行星齿轮机构三维模型

图 4-21 长行星轮

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图 4-22 短行星轮

图 4-23 前太阳轮

图 4-24 后太阳轮

图 4-25 齿圈

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图 4-26 行星架

4.2.3 联动轴

图 4-27 联接输入和拉维娜行星齿轮机构行星架

图 4-28 联接前排行星架和拉维娜小太阳轮

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图 4-29 联接前排行星架和拉维娜大太阳轮

4.2.4 变速机构壳体

图 4-30 行星齿轮机构外壳

4.2.5 行星齿轮机构装配

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图 4-31 装配图 1

图 4-32 装配图 2

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第 5 章 总结与展望
5.1 总结
通过这次毕业设计,我对自动变速器有了一个更加深入的认识。自动变速器 主要由液力变矩器、齿轮变速机构、液压供油系统、控制系统等级部分组成。在 此次设计中主要涉及到液力变矩器和行星齿轮变速机构。 液力变矩器位于自动变速器的最前端,安装在发动机的飞轮上,它的作用与 装备手动变速箱的汽车中的离合器有些相似。它能够使汽车平稳起步,衰减传动 系中的扭转振动, 防止传动系过载。它利用油液循环流动过程中动能的变化将发 动机的动力传递给自动变速器的输入轴,并能根据汽车行驶阻力的变化,在一定 范围内自动地、无级地改变传动比和扭矩比,具有一定的减速增扭功能。液力耦 合器只能起到传递转矩的作用, 而不能改变转矩的大小, 与液力耦合器不同的是, 液力变矩器不仅能传递转矩, 而且能在泵轮输出转矩不变的情况下,随着涡轮转 速的不同即汽车车速的不同, 而改变涡轮输出的转矩的大小。液力变矩器之所以 能起到改变扭矩的作用, 就是由于它在结构上比液力耦合器多了个导轮机构。在 液体循环流动的过程中,固定不动的导轮给涡轮一个反作用力矩,使得涡轮输出 的转矩大小不同于泵轮输入的转矩大小。 能够转入耦合器工况的液力变矩器称为 综合式液力变矩器,它之所以能够转入耦合器工况是因为它的导轮不是固定的, 而是固定在一个单向轮的外圈上,当涡轮转速较低时,单向轮的滚柱被卡死在楔 形间隙内不能转动, 此时液力变矩器其增大扭矩的作用,当涡轮转速增大到一定 程度时,液流对导轮的作用力反向,此时单向轮可自由转动,于是导轮也自由地 相对于内圈与涡轮同向转动, 此时液力变矩器便转入耦合器工况。转入耦合器工 况时变矩器的效率较高。另外,还有一种带锁止离合器的综合式液力变矩器,当 汽车行驶阻力较小时,发动机转速较高,不需要增扭时,锁止离合器将泵轮外壳 和涡轮轴锁住,以提高传动效率;当汽车行驶阻力增大时,锁止离合器分离,实 现增扭。 自动变速箱的变速机构大都基于齿轮传动的原理, 而且绝大多数的自动变速 箱采用的是行星齿轮变速机构, 变速机构可以提供不同的传动比,提升了汽车的 动力性和经济性。 齿轮机构的传动比都是有级的,自动变速器的传动比是由控制
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系统通过换挡执行元件的作用和释放而自动选择的。 简单的行星齿轮机构是变速 机构的基础,一般的自动变速器都是由两排或两排以上的行星齿轮机构组合而 成。 本文中所设计的自动变速箱的变速机构采用的是一个简单的行星齿轮机构和 一个拉维娜式行星齿轮机构组合的形式,通过 3 组多片式离合器、1 组多片式制 动器、1 个带式制动器及 1 组滚柱式单向离合器的作用和释放实现了 6 个前进挡 和一个倒挡。 在此次设计的过程中, 我将自己在大学四年里所学的理论知识应用到实际的 分析和设计中去,使自己所学到的知识得到了更进一步的深化,在此过程中,也 使我熟练掌握了跟机械、 汽车相关的一些分析和设计方法,并对部分三维建模软 件及动态仿真分析软件有了初步的接触和认识, 为自己即将到来的工作打下了一 定的基础。

5.2 展望
随着人们对汽车性能的要求越来越高以及全球范围内节能减排呼声的不断 高涨, 世界上各大汽车生产厂家对于自动变速箱的投入将会不断的加大。在未来 的很长一段时间内, 自动变速箱仍将会呈现出高速发展的态势,各种新的传动方 式和控制技术将会不断地出现,使其综合性能不断的提高。 自动变速箱的技术将朝以下几个方面发展: (1)传动系统向多速方向发展 上世纪 70 年代中期 ,4 速自动变速箱开始被广泛的采用;1989 年,日本 的日产汽车公司在 3L 轿车 Cedric 上装备了 5 速的自动变速箱;2001 年,宝马 公司在 7 系列后轮驱动的轿车上配备了 6 速自动变速箱;2003 年,奔驰汽车公 司在后轮驱动的轿车上配备了 7 速的自动变速箱;如今 ZF 公司已成功推出了乘 用车 8 速自动变速箱。 随着自动变速箱的档位数目的不断增加,对于提高传动效 率以及降低燃油消耗都有着十分重要的意义。 (2)液力变矩器各部件结构的不断优化 液力变矩器是自动变速箱的重要组成部分, 是实现将发动机输出扭矩转变为 汽车行驶所需的扭矩的关键部件,对其进行结构优化有着十分重要的意义。基于 模拟仿真技术的优化设计, 可以使循环形状以及泵轮、涡轮和导轮的叶片形状和 角度的设计更加的合理、精确,使变矩器结构更加的紧凑,传递效率更高。
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(3 )总成向轻量化方向发展 近些年以来,有限元分析技术在自动变速箱传动部件的设计中被广泛的采 用。 以原有零部件疲劳寿命试验为基础, 引入非线性和线性的有限元分析的方法, 可以使箱体厚度和零部件轴向以及其径向的尺寸更合理,避免零部件尺寸的冗 余,达到减轻质量的效果。此外,选择能够满足要求质量的一些轻的新型材料替 代传统材料,也可以减小自动变速箱的整体质量。 (4 )降低工作噪声 现阶段,国内外对于降低噪声的研究主要集中在以下几个方面: 1)提高零部件的表面质量和形位公差并改进装配质量; 2)通过仿真技术及有限元软件获得能够满足噪声要求的齿形结构; 3)优化改进齿轮的齿宽和螺旋角来提高啮合齿轮的接触面积从而减小因齿 轮摩擦而引起的噪声等。 (5)换挡控制的优化 换挡控制主要从以下两方面进行优化和改进: 1)换挡点控制的智能化 在换挡点控制的智能化方面, 以汽车行驶速度和油门踏板的开度为基本控制 参数, 将行驶工况和操纵意愿等因素作为确定换挡规律的辅助条件,采用模型控 制、自适应控制、鲁棒控制以及神经网络等控制技术; 2)换挡过渡过程的高品质化 在换挡过程高品质化方面, 改善过渡过程的平稳性以及减小结合元件的热负 荷将会是今后研究的两个关键问题。

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致谢
本文的分析、 研究和撰写, 是在李恒灿和郭朋彦老师的指导和帮助下完成的。 从前期的查阅相关文献资料、 熟悉有关建模软件到后期的分析设计建模装配,无 不倾注着老师的心血。这几个月来,老师们渊博的学识,诲人不倦的工作态度使 我受益匪浅,同时,他们高尚的人格和强烈的责任感也深深的感染了我。在此, 谨向他们的辛勤培养和悉心关怀表示衷心的感谢! 另外,也向在此过程中给予我帮助的同学和其他的老师们表示由衷的谢意! 最后, 我要谢谢在百忙之中抽空指导评审本论文的评阅老师和答辩委员会的 老师,谢谢你们!

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参考文献
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附录一 毕业设计(论文)任务书

毕业设计(论文)任务书
(6AT 自动变速箱设计) 一、毕业设计(论文)目的
毕业设计题目—6AT 自动变速箱设计是主要针对 2013 届汽车方向毕业生设 置的。设置本选题的目的和意义如下: 1)通过对 6AT 自动变速箱设计研究,可以加深学生对车辆设计理论、乘用 车技术发展方向和车辆构造的理解;提高学生的总体素质,为进入社会后的工作 奠定坚实的基础。 2)在进行产品设计时,需要学生查阅资料、参考原型车辆及模型、计算与 设计、建模与装配、校核,通过这个过程使学生了解产品研发流程,以便走上工 作岗位后能很快适应研发工作。 3)本次设计采用 Solidedge 三维设计软件作为建模和装配工具,通过三维 虚拟设计,可以缩短设计周期,提高设计质量。提高我校学生运用曲面三维软件 进行设计的工作能力。 4)在进行产品性能研究时,需要掌握更深层的建模、计算、强度分析、计 算机仿真的理论和工具,便于一部分学有余力的同学能够更进一步提高设计水 平。

二、主要内容
1)乘用车自动变速箱方案分析与 6AT 自动变速箱总体设计; 2)液力变矩器设计计算; 3)行星齿轮变速机构设计计算。 4)乘用车 6AT 自动变速箱的设计、三维建模与装配; 5)尝试开展乘用车 6AT 自动变速箱核心零部件结构强度分析。

三、重点研究问题
1)乘用车自动变速箱方案分析与 6AT 自动变速箱总体设计;
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2)液力变矩器设计计算; 3)行星齿轮变速机构设计计算。 4)乘用车 6AT 自动变速箱的设计、三维建模与装配。

四、主要技术指标或主要参数
本次毕业设计整车主要性能参数参照天籁 2012 舒适版的车型进行,其主要 设计参数如下: 1)加速时间(0—100 km/h):11.8s; 2)最小转弯半径:5.3m; 3)整备质量:1457kg; 4)满载质量:1940kg; 5)最高车速:190km/h; 6)外形尺寸(长 X 宽 X 高) :4850mmX 1795mmX 1475mm; 7)轴距:2775mm; 8)前轮距:1560mm; 9)后轮距:1560mm; 10)最小离地间隙:135mm; 11)行李箱容积:506L; 12)燃油箱容积:70L; 13)驱动方式:前置前驱,发动机横置; 14)供油方式:多点电喷; 15)发动机排量、燃油、气缸排列型式、进气型式: 2000mL、汽油 93 号(北 京 92 号)、L 型、自然吸气式; 16)压缩比、环保标准、缸体材料:10:1、国 4、铝合金; 17)最大功率/转速:100kW/ 5600r/min(rpm); 18)最大扭矩/转速:190Nm/ 4400r/min(rpm); 19)转向助力:电子液压; 20)前制动类型、后制动类型、手刹类型:通风盘、盘式、机械驻车制动; 21)制动距离((100—0km/h)) :42.27m; 22)前悬挂类型:前麦弗逊式独立悬架;
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23)后悬挂类型:后多连杆式独立悬架; 24)轮胎规格:205/65 R16。 25)前悬 LF:963mm 26)后悬 LR: 1105mm

五、基本要求
1)在设计初期阶段进行认真调研。在调研和充分理解课题内容和要求的基 础上,写出 3000 字左右的开题报告(其中包括文献综述)。要求查阅文献在 10 篇以上,开题报告中引用的文献资料在 5 篇以上。 2)在设计初期进行毕业实习,实习时间为 2 周左右。实习过程应听从指导 教师的指挥,写出实习日记。实习结束后,对实习过程进行总结,提交实习报告 (不少于 2000 字) 。 3)在设计过程中,能运用一门外语翻译与课题有关的外文资料。要求译文 准确、通顺,字数在 2000 汉字以上。 4)在毕业设计后期,提交毕业设计论文一本。要求内容完整,含中外文摘 要,条理清楚,文字通顺,书写规范。要求中文摘要字数在 400 字左右,关键词 3~5 个,论文正文字数应在 15000 字以上。 涉及三维建模和仿真分析的,需提交三维模型和仿真分析结果文件。设计软 件编程和硬件设计的, 需按软件工程的要求提供完整的软件包(包括软件的各种 形成程序,各阶段生成的文档等) ,提交硬件设计原理图、PCB 工程图等文件。

六、其它(包括选题来源)
毕业设计(论文)有关工作未尽事宜按照① 《华北水利水电学院本科生毕业设 计(论文)规范》院教字(2000)0038 号文件;②《华北水利水电学院本科生毕业 设计(论文)实施细则》 ;③教务处有关毕业设计新的指示精神。要求针对自己的 题目,在指导下通过查阅相关资料独立完成,不得抄袭。

七、时间安排
所有设计任务要求在 14 周内完成。 1)文献检索,课题熟悉,软件熟悉过程:2 周; 2)毕业实习:2 周;3)设计计算:3 周;
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4)三维建模与装配、电路设计、程序编写与调试:3 周; 5)仿真分析:3 周;6)毕业答辩 1 周。

指导教师:







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附录二 开题报告 华北水利水电学院本科生毕业设计(论文)开题报告
2013 年 3 月 26 日
学生姓名 题目名称 课题来源 一、选题意义 往复式内燃机是现代汽车广泛采用的动力装置,但由于其转速 变化范围和转矩适应系数有限,不能适应驱动车辆对转速和转矩的 要求,因此必须装设变速器。汽车变速器在型式上可分为手动和自 动两种。过去汽车上大多装备手动变速器,它主要由齿轮、轴、轴 承同步器等动力传动部件组成。 理论分析表明, 变速器的档位越多, 汽车的动力特性越接近理想动力特性。档位数较多的自动变速器正 好适合了这一要求。而且,汽车上装用自动变速器后,汽车将具有 主 要 内 容 良好的驾驶和行驶性能,提高了行车安全性,并且由于能保证发动 机始终在经济区域运转, 不仅减小了排放, 而且提高了使用经济性。 因此,现代汽车装用自动变速器越来越多。 二、国内外研究进展 1.国外的研究进展 液力自动变速器已走过了六十多年的历史,其技术成熟,性能 可靠。对液力自动变速器的研究,主要围绕提高效率而展开。 20 纪 60 年代的研究重点是采用多元件工作轮,70 代是使用闭锁离合 器,80 年代采取增加行星齿轮变速器档位的方法及使用电子控制。 最近几年, 传统的液力自动变速器通过采用 CAD/CAM 技术来提高 液力变矩器效率,增加行星齿轮变速器的档位以及电子技术的应 用,液力自动变速器的性能已相当完善。现在的液力自动变速器可 通过微电脑对整个传动系统进行控制。由各种电子传感器和微电脑
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田春林

学号

200905708

专业

机械设计制造及其自 动化

乘用车 6AT 自动变速箱 自选

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组成的电控单元,根据各传感元件输入的信号确定换档和锁定时 机,发出信号,控制执行元件,电磁阀动作,完成电控单元下达的 换档、锁止等命令。2002 年,通用汽车公司和福特汽车公司达成协 议,共同开发用于前轮驱动汽车的 6 挡自动变速器,预计其燃油经 济性将比传统 4 档自动变速器提高 4%至 8%。 ZF 分司也正在研究 7 档自动变速器,该变速器用由双片飞轮组成的湿式离合器代替变换 器,能提高加速性能和燃油经济性,减小排放,而且与 5 档自动变 速器相比,体积更小,质量更轻。 继 1984 年日本五十铃公司在世界上率先研制成功电子控制全 机械式有级自动变速器“NAVI-5”, 并装于 ASKA 轿车上后,世界 上许多汽车制造公司竞相进行了类似的开发研制工作。 1996 年宝马 M3 轿车所采用的“M 序列式变速器”, 以全新的电液控制系统代替 了传统的机械式变速器的操纵系统,并可选择自动变速和手动变速 两 种 模 式 。 ZF 公 司 也 推 出 了 其 电 控 机 械 自 动 变 速 器 新 产 品 ——ASTRONIC 系列。 1998 年德国大众 Lupo 轿车安装了电控机械 式自动变速器,其百公里油耗为 2.99L,显示了非常光明的前景。 先进的电控机械式自动变速器,均装有电控单元,它是变速器的核 心。将车辆的行驶状况与希望实现的状况进行实时比较,并发出控 制命令, 改变变速器的档位、 离合器的分离与结合以及油门的开度, 实现自动选择最佳档位和最佳换档时间。在几种自动变速器中,电 控机械式的性能价格比最高。 自从冯· 杜纳博士的 VDT 公司于 20 世纪 80 年代研制成功金属 带式无级变速器并使之进入商品化阶段后,目前世界上已出现了一 批生产金属带式无级变速器的厂家。日本本田汽车公司和 VDT 变 速器公司共同研制的新型无级变速器已装备在了本田 1996CivicHX 型轿车上。包括通用汽车公司在内的国外企业都在加速发展无级自 动变速器技术。据统计,截止 1996 年底,装备金属带式无级变速 器的轿车已达 120 多万辆, 所装轿车发动机的排量多在 0.6~3.3L 之 间。金属带式无级变速器商品化的时间虽不长,在汽车变速器中的
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占有率也仅占 1%,其中 90%在日本,10%在欧洲,但因其理论上 性能优越,被视为自动变速器的主要发展方向之一。 2.国内的研究进展 我国最早是在一汽生产的 CA770 红旗轿车上装备了自动变速 器。近年,由于对自动变速器性能的逐渐认识,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 通用汽车公司生产的别克轿车上的 4T65E 电子控制自动变速器正 式下线,上海大众的帕萨特 B5、一汽大众的捷达都市先锋上装备 了自动变速器 AG4-95,神龙也推出了配置 AL4 智能型自动变 速器的富康 988“领导者”,其它如君威、雅阁、马自达 6 全部采用 自动变速器。 作为 20 世纪 90 年代汽车界关注焦点的电控机械自动变速器技术, 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和企 业都先后参与到电控机械自动变速器的研究开发中。其中吉林工业 大学、大连齿轮箱厂、重庆欧翔电子公司和北京理工大学等单位在 此项技术上都取得了可喜的成就。吉林工业大学不仅在理论研究方 面有很多成就,而且开发出的桑塔纳 2000 型电控机械式自动变速 器在 1998 年也通过了国家级的样机鉴定。哈尔滨埃姆特汽车电子 有限公司开发研制的电控机械自动变速器技术,产品质量已接近产 业化水平。国内有关专家建议,我国目前的国情应以电控机械式自 动变速器为主攻方向。电控机械式自动变速器性能价格比高,是液 力自动变速器的 1/4~3/4,生产继承性好,改造的资金投入少,其 硬件开发与软件研制对各种车型在理论上是相通的,成果可推广到 各类型汽车上。 三、论文主要内容: 1 自动变速器的类型: 类型:(1)按传动比变化方式,汽车自动变速器分为有级式, 无级式和综合式 3 种。 (2)按齿轮变速系统的控制方式,汽车自动变速器分为液控
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液压和电控液压式两种。 2 自动变速器的组成和各部分功用: 组成:自动变速器的形式繁多而不胜枚举,在结构上也各有特 点,但其工作原理和基本功能却大同小异。 一个典型的自动变速器由液力传动装置,机械传动装置,液压 控制系统,人机联动装置组成。另外,自动变速器有散热装置,如 果是电控自动变速器还有电控系统。 (1)液力传动装置:液力传动装置安装在发动机后端的飞轮 上,其中装满自动变速器油,它取代了机械离合器,其作用是:将 发动机的转矩传递给机械传动装置中的齿轮系统。在现代自动变速 器中获得广泛应用的液力变矩器,还可以在传递转矩的过程中将转 矩增大。在转矩传递的过程中,输出轴的转速还可以实现在一定范 围内的无极变化。 由于采用了自动变速器油作为传递发动机转矩的介质,发动机 与传动系统没有刚性的机械连接,可以有效的防止发动机和传动系 过载,并防止发动机和传动系工作时的振动。 液力传动装置的质量比较大,在工作时可以起到飞轮的作用, 使发动机运转更加平稳,因此装有自动变速器的发动机飞轮质量通 常都比较小。 另外,自动变速器液压控制系统中的机油泵是由液力传动装置 的壳体驱动的。 (2)机械传动装置:机械传动装置是自动变速器中的重要组 成部分,它安装在一般是铝合金制造的变速器壳体中。它将液力传 动装置输入的转矩进一步增大并从输出轴传给万向传动装置。机械 传动装置由齿轮传动装置和换挡执行元件两部分组成。齿轮传动装 置是起变速作用的机械部分,除少量汽车制造厂家使用平行轴式自 动变速器外,绝大多数厂家都使用行星齿轮式的自动变速器。由于 行星齿轮啮合强度高,运转噪声小的优点,在自动变速器中得到广 泛的应用。
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换挡执行元件包括离合器,制动器和单向离合器: 整个机械传动装置可以提供若干个传动比供选择,以适应行驶 条件的变化和驾驶员的需要。机械传动装置还可以为车辆提供倒挡 和空档。 (3)液压控制系统:液压控制系统一般安装在自动变速器的 油底壳中,是自动变速器中用于换挡控制的系统。在全液压自动变 速器中,液压控制系统将发动机的负荷和车速转变成液压信号,并 由这两个信号控制离合器和制动器的工作,根据车辆的行驶情况自 动选择合适的传动比。 液压控制系统是自动变速器中得精密部分,主要由机油泵及各 种不同的阀组成,用于提供和调节油压,以便在不同工况下,对离 合器和制动器进行控制。液压控制系统为液力传动系统提供自动变 速器油,以便传递发动机的转矩。另外,液压控制系统为自动变速 器内的旋转零件提供有效,可靠的润滑和冷却。 (4)人机联动装置:自动变速器可以根据车辆行驶的情况自 动选择合适的档位,但在此过程中并非不需要驾驶员的控制。车辆 行驶时,自动变速器必须了解驾驶员对车辆行驶方式的具体要求以 及发动机的负荷大小,这些信息通过人机联动装置通知自动变速器 的液压控制系统,由液压控制系统控制油门的调节和档位的变换。 人机联动装置包括换挡手柄和节气门拉索。 一、设计与计算方案 (1)运用网上搜索查询技术,查询相关的技术文献和设计方法 (2)运用机械设计、汽车设计的相关理论及方法进行数据的设计 采取的主 要技术路 线或方法 计算 (3)根据设计计算结果,运用 SolidedgeV19 进行三维建模和装配 (4)CAE 动态分析技术 (5)运用 Office 文档编辑应用技术整理论文 二、遇到的技术问题及解决思路(一项以上) (1)三维建模时,因所用软件无法生成斜齿轮,在指导老师建议
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下用直齿轮代替斜齿轮 (2)模型装配时,零件特征在装配环境中无法显示,导致无法指 定装配关系,在指导老师的帮助下成功解决此难题 1. 掌握 SolidedgeV19 三维建模软件的使用方法; 2. 根据设计计算的结果完成零件的建模; 3. 完成对零件模型的装配; 预 期 的 4. 完成《6AT 自动变速器》设计文字说明。 (15000 字以上) ; 成 5. 外文翻译(2000 字以上) ;

果 及 形 6. 开题报告一份(3000 字左右,查阅文献应在 10 篇以上,文献综 式 述引用应在 5 篇以上) ; 7. 实习报告一份(与说明书合订) ; 8. 所有内容电子文档一套; 9. 毕业论文成果材料清单一份。 第 1~2 周 (2.25-3.10) 搜集、查阅、整理资料 查阅有关混凝土搅拌站方面的资料。 翻译外文资料 第 3~4 周 (3.11-3.24) 第 5~8 周 时间安排 (3.25-4.21) 第 9~11 周 (4.22-5.12) 第 12~13 周 (5.13-5.26) 通过毕业实习了解建筑机械领域的新进展、 混凝土设备与工作过程,写出实习报告 ①写出开题报告 ②完成全部技术参数的设计计算; 完成全部图纸的绘图设计工作 ( 含使用计算 机进行 AUTOCAD 绘图)。 ① 分析设计研究结果、修正错误、调整参 数进行最后分析。 ② 撰写毕业设计说明书,准备答辩。 第 14 周(5.27-5.31) 答辩

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指导教师 意见 签 名: 年 参考文献 备注 1、查阅文献 2、应用文献 月 日

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附录三 外文原文
International Journal of Engineering Research and Development ISSN: 2278-067X, Volume 1, Issue 5 (June 2012), PP.38-43 www.ijerd.com Influence of Friction on Contact Stress for Small Power Transmission Planetary Gear Box Mr. J.R. Koisha, Mr. H.P. Doshi Post Graduate Student, Department Of Mechanical Engineering, L.D. College of Engineering, Ahmedabad, Gujarat Associated Professor, Department Of Mechanical Engineering, L.D. College of Engineering, Ahmedabad, Gujarat. Abstract—In planetary gear box, load is shared by planets, therefore to know the behaviour of contact is significant in it. In the present study parametric solid model of planetary gear box with three planets having involute profiled spur gears is modelled by three huge Pro-Engineer dimensional computational Wildfire solid 5.0 software. of Contact stress analysis box of the

model

the planetary plane stress

gear

requires contact

resources,

therefore

frictionless ANSYS

analysis 12.0 stress analysis

of the planetary gear box the results ISO are verified

is carried out in by Then theoretical

Workbench of contact contact values

and

calculation

as per of

6336 standard. gear

plane stress the

frictional different

the

planetary

box

is done with

of coefficient of

friction. The relationship of contact

stress and coefficient

of friction has showing a linear relationship. Further it is observed that at the low power transmission the slope of the graph is less. Keywords—planetary gear box, contact analysis, FEA, frictional contact, plane stress analysis I. INTRODUCTION During contact the recent of past, gears significant has also
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progress been made,

in

the

field

of

analysis

and finite element

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analysis (FEA) is gradually becoming established as an efficient tool in gear box design. Using the finite element analysis, systematic computational procedure for which is a general and

approximately

solving

problems

in physics and engineering, many contact problems, ranging from relatively simple ones to quite complicated ones, can be solved with high accuracy. The Finite Element Method can be considered the favourite method to treat contact problems, because of its proven success in treating a wide range of engineering problem in areas of solid mechanics, fluid flow, heat ransfer, and for electromagnetic field and coupled field problems. II. The first works CONTACT ANALYSIS OF GEARS of development and of Tooth Contact Analysis have

been done by Litvin and Kai,

Baxter. Significant contributions to the

development of Tooth Contact Analysis have been made by the engineers of the Gleason Works, presented a analysis of Klingelnberg, and Oerlikon [1]. O. Vogel et al, (2002)

constructive approach hypoid bevel

for the [2].

approximation free A.R. Mijar and

tooth contact J.S. Arora

gears

(2004) developed an

augmented Lagrangian optimization method and discussed

for contact analysis problems that automatically update the user specified penalty values to obtain the final appropriate values. Further, to solve the frictional contact analysis problem accurately, a two phase formulation is proposed [3]. Shuting Li (2005) presented three-dimensional, finite element methods to conduct surface contact stress and root bending stress calculations of a pair of spur gears with machining errors, assembly errors and attempt is made to tooth modifications effect of [4]. In the on present study in

estimate

friction

contact

stress

planetary gear box using non-linear FEA. III. PROBLEM FORMULATION

The selected specification of the planetary gear box is as follow: TABLE I

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Power, P = 1500 W, Input Speed Ninpu= 500 r.p. m., Output Speed Noutput= 7.9365 r.p.m., Reduction Ratio, i =63:1, Two Stages, i1=7.5, i2=8.4, Gear Material = 16MnCr5 IV. CONTACT STRESS CALCULATION USING ISO 6336 The Standard stress ISO 6336 Part2 (1996a) describes the following contact

equation based

on a different defined set of factors:

Where,
Z H = it is the zone factor, which takes into account the flank curvatures at the pitch

point and transforms tangential load at the reference cylinder to tangential load at the pitch cylinder.
Z E = it is the elasticity factor, which takes into account specific properties of the

material.
Z ? = it is the contact ratio factor, which takes into account the influence of the

effective length of the lines of contact.
K A = it is

the

application

factor,

which

takes into

account the

load

increment due to

externally influenced variations of input or output torque.

KV = it is the dynamic factor, which takes into account load increments due to internal

dynamic effects.
K H? = it is the transverse load factor for contact stress, which takes into account
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uneven load distribution in the transverse direction resulting, for example, from pitch deviation.
K H ? = it is the face load factor for contact stress, which takes into account uneven

distribution of load over the face width, due to mesh misalignment caused by inaccuracies in manufacture, elastic deformations, etc. A. For the first stage:

Where,
Z H = 1.5 (ISO 6336-2, clause-6 Graph)

Z E = 189.8 ?/ mm 2 (ISO 6336-2, clause-7 Table-1 for steel)

Zε = 0.7 (ISO 6336-2, clause-8 from fig-4)
K A = 1 (ISO 6336-1, clause-5) KV = 1 (ISO 6336-2, clause-6, 6.1)
K H? = 1.5 (ISO 6336-1, Fig-16; Graph)

K H ? = 1 (ISO 6336-6, Table C-2)
∴ ? c = 309.05 N/ mm 2 B. For the second stage:

Where,
Z H = 1.5 (ISO 6336-2, clause-6 Graph)

Z E = 189.8 ?/ mm 2 (ISO 6336-2, clause-7 Table-1 for steel)

Zε = 0.65 (ISO 6336-2, clause-8 from fig-4)
K A = 1 (ISO 6336-1, clause-5)
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KV = 1 (ISO 6336-2, clause-6, 6.1)
K H? = 1.5 (ISO 6336-1, Fig-16; Graph)

K H ? = 1 (ISO 6336-6, Table C-2)
∴ ? c = 276.14 N/ mm 2 V. PARAMETRIC SOLID MODELLING OF THE PLANETARY GEAR BOX Parametric is means that the physical shape of the part or assembly

driven by the values assigned to

the attributes (primarily dimensions)

of its features. The parametric solid models of involute 20°full depth profiled gears are generated in same. This Pro-Engineer Wildfire of the 5.0. and then assembled box is in the in

model

planetary

gear

transferred

ANSYS Workbench 12.0. VI. TEN STEPS OF FEA IN ANSYS WORKBENCH 12.0 1. In this present study, geometry is imported from Pro-Engineer Wildfire 5.0

modelling software. 2. Choose proper type of analysis i.e., structural, thermal, etc. Frictional

contact stress

analysis is chosen. It is a type of static structural analysis. The One the be

behaviour of the stresses in planetary gear box having spur gears is plane stress. can shear choose stresses plane stress analysis when to the the normal are is this stress assumed it and to

directed perpendicular

plane analysis

zero. The main advantage of plane stress less stress computational resources for

requires very problem Plane

the same domain.

In

analysis can be selected with the facts: (i) the geometry of spur gear along

the axis of rotation is uniform and there is absence of axial loading. (ii) the assembly error is not modelled in this study. (iii) the stresses generated in carrier

are ignored because the here focus of the study is contact stress generated at teeth meshing. 3. Choose proper unit system which will be used to define various properties. 4. Define material properties which are
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necessary to

solve the problem.

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Here the

gear material is

16MnCr5 and the required material properties for this

analysis are only Modulus of elasticity, Poison's Ratio and Density. The Modulus of elasticity of 16MnCr5 is 206 GPa. The Poison's Ratio of 16MnCr5 is 0.3. The Density of 16MnCr5 is 7870 kg/m3. 5. Generate new coordinate system if required. 6. Define has contact contact bodies type & formulation The method of contact, if the how types

problem the of

nonlinearity. can move

type

of contact to one

determines

contacting

relative

another. The

connections available in ANSYS Workbench are Bonded, No separation,

Frictionless, Rough and Frictional. Choosing the appropriate contact type depends on the type of problem one is trying to solve. If the stresses very nearer to a contact interface Here, in However, are this use important, analysis of use one of the nonlinear contact contact types results are in types. used. longer

frictionless

and frictional types

nonlinear

contact

usually

solution times and can have possible convergence problems due to the contact nonlinearity. Here, Augmented Lagrange formulation method is best suitable method among available methods for selected. the It is

frictional

contact type which is nonlinear type analysis.

Fig.1 the contacts defined
84

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7. Generate appropriate mesh using various meshing control parameters.

Fig.2 Mesh Generation options Mesh the should part at be enough stresses remaining fine are areas. at the area and of interest (location be and in

where the

critical)

mesh should of fine of

enough coarse

coarse mesh

This combination with optimum of

gives

accurate results

use

computational

resources. The figure

2 shows set

meshing option parameters used.

The figure 3 shows generated mesh.

Fig.3 Generated Auto Mesh 8. Apply boundary conditions which
85

really

represent actual

loading

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conditions. of the

Boundary condition If one

refers to the external any give mistake wrong in

load on the border simulation of actual it is

structure.

makes will

boundary conditions, software very critical to boundary

results. Therefore

decide the boundary conditions in software. Here are applied on the geometry (shown

the four in figure

conditions

4), (i) frictionless support at the sun gear centre. It means that sun gear is free to rotate on its axis. (ii) fixed support at the outer periphery of the annulus It means that annulus It gear is that is gear.

fixed. (iii) frictionless support at the planet planet gears are free to rotate on its

gears centers. axis but

means arm

carrier

fixed,

which

generates resistance to the torque.

(iv) moment is applied on the sun gear. It means that gearbox is transmitting power.

Fig.4 boundary conditions 9. Solve the FEA model using proper solver. 10. Analyse the results using various displays. VII. RESULTS The study was undertaken to investigate the effect stress. of coefficient of

friction

on contact

First analysis is done without friction means with

frictionless contact and that result is compared with ISO, which validates the results
86

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of ANSYS Workbench. Here in the table II the results obtained by ISO standard and ANSYS Workbench are compared. TABLE III: COMPARISON FRICTIONLESS CONTACT STRESS

The stress calculated by ANSYS Workbench match with the stress calculated by ISO standard. The variation is up to gives accurate result and 3%. This one can shows that ANSYS use the same Workbench procedure to

calculate frictional contact stress by ANSYS Workbench. The stress pattern at different place is shown in figure 5.

Fig.5 stress pattern
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Frictional contact analysis is done with different values of coefficient of friction ranging from 0.05 to 0.15 and the results are shown in table III. TABLE IIIII : RESULTS OF FRICTIONAL CONTACT ANALYSIS

The trend lines of the above results are plotted in excel sheet which are shown in figure 6 and 7 for both stages of gearbox.

Fig.6 effect of coefficient of friction on contact stress of stage 1

88

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Fig.7 effect of coefficient of friction on contact stress of stage 2 VIII. CONCLUSION

R 2 value on chart is called correlation coefficient or coefficient of
determination and it shows that the reliability of the trend and the forecast which is greater than 0.95. Therefore trend accuracy of line shows

that frictional contact stress follows linear trend with coefficient of friction and with the help of it we can find value of frictional contact stress for different of coefficient of friction is for the particular stage of gearbox. values The

slope of the

graph

less for low power transmission planetary gear box. REFERENCES

[1].

Faydor

L.

Litvin ,

Galina Alfonso drives

I.

Sheveleva ,

Daniele

Vecchiato , for of tooth guess

Ignacio contact

Gonzalez-Perez , analysis of gear

Fuentes , Modified approach and automatic of at determination and

values, Gear Engineering,

Research University

Center, Department of Illinois

Mechanical Chicago,

Industrial of

Department

Theoretical Mechanics, Moscow State University of Technology 3A, Vadkovsky per., Moscow, 101472, Russia, Polytechnic University of Cartagena, Department of

Mechanical Engineering, Campus Universitario Muralla del Mar, C/Doctor Fleming, Cartagena 30202, Spain, 2004. [2]. O. Vogel , A. Griewank , G.
89

Bar ,

Direct

gear

tooth

contact

华北水利水电大学毕业设计

analysis Technical Geometry,

for

hypoid of

bevel

gears,

Institute of Dresden,

Scientific Computing, Germany, Institute of

University Technical

Dresden,

01062

University Dresden, 01062 Dresden, Germany, 2002.

[3]. A.R. Mijar and J.S. Arora, An augmented Lagrangian optimization method for contact analysis problems, 1: formulation and algorithm, Optimal Design Laboratory, College of Engineering, The University of Iowa, Iowa City, IA 52242, USA, 2004. [4]. Shuting Li, Finite element analyses for contact strength and bending strength of a pair of spur gears with machining errors, assembly modifications, TSU-shi, Nabtesco Co. Ltd. Oak-hills No. 202, errors and tooth 7028-2,

Heki-cho

Mie-ken 514-1138, Japan, 2005.

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附录四 中文翻译
国际工程技术研究和开发 ISSN:2278-067X,第 1 卷,第 5 期(2012 年 6 月):38-43 摩擦接触应力对小功率行星齿轮变速箱的影响 摘要:在行星齿轮箱中,负载由行星齿轮共同承担,因此,知道它的接触应力是 很重要的。 在本研究中参数化实体模型与三个渐开线异形直齿圆柱齿轮行星齿轮箱是以 ENGINEER Wildfire 野火版 5.0 软件为蓝本。三维实体模型行星齿轮箱的接触应 力的分析需要庞大的计算资源,因此以行星齿轮箱中摩擦接触应力进行 ANSYS Workbench 的分析和理论计算结果进行了验证(按 ISO 6336 标准的接触应力) 。 这样一来,平面应力的行星齿轮箱的摩擦接触分析完成。当摩擦系数的不同时, 接触应力和摩擦系数成线性关系。 此外, 观察到, 在低功率时传输线图的斜率小。 关键词:行星齿轮箱 接触分析 有限元分析 一 简介 近些年以来, 在齿轮接触分析领域里也取得了显著进展, 有限元分析 (FEA) 逐渐成为齿轮箱设计的一个有效的工具。采用有限元分析,可以解决物理科学与 工程技术中一般的和系统计算过程中的问题, 范围从相对简单的到相当复杂的许 多接触问题,可以做到高准确度。 由于其在固体力学,流体流动,传热领域、转换磁场和耦合场等领域中解决问题 的成功经验, 因此有限元分析是最流行的解决接触问题的方法。 二 齿轮接触应力分析 利特温凯和巴克斯特首先完成齿面接触应力的分析。 格里森的工程师克林根 贝格和欧瑞康已对齿面接触应力分析的发展做出了重大贡献。 O. Vogel 等 (2002) 提出了一个建设性的方法近似准双曲面锥齿轮的齿面接触分析[2]。 A.R. Mijar 和 J.S.阿罗拉(2004)开发了一个增强拉格朗日最优化方法和接触应力分 析问题,讨论了自动更新的用户指定惩罚值,以得到最终的适当的值。此外,为 了解决准确的摩擦接触分析问题,一个两相制剂提出 [3]。书亭李(2005)提出
91

摩擦接触

平面应力分析

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了三维有限元方法进行表面接触应力和根弯曲应力计算一对直齿圆柱齿轮的加 工误差,装配误差和牙齿的修改[4]。在本研究中行星齿轮箱的摩擦接触应力的 影响尝试采用非线性有限元分析。 三 提出问题 所选择的行星齿轮箱规格如下: 表I 行星齿轮箱的规格

功率 P =1500 W,输入转速 N=500 转每分,输出转速 N=7.9365 转每分,减速比 i=63:1,分两级 i1 = 7.5, i 2 = 8.4,齿轮材料为 16MnCr5 四 按 ISO 6336 计算接触应力 ISO 6336 标准第 2 部分(1996 年)描述了接触应力方程,根据不同的一组 因素定义:

其中,
Z H 是区域因素,其中考虑到间距点的侧翼曲率和参考筒转换成变桨圆筒的切向

载荷。
Z E 是弹性系数,这里需要考虑到特定属性的材料的弹性系数。
Z ? 是接触比例因子,其中考虑到接触线的有效长度的影响。 K A 是应用系数,考虑到由于受外部影响而变化的输入或输出转矩所导致的负载

的增加。
92

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KV 是动态因素,这需要考虑由于内部的动态效果导致的荷载增量。
K H? 是横向载荷接触应力因素,这需要考虑横向方向负荷分布不均匀产生的影

响,例如,从间距偏差。
K H ? 是表面负荷接触应力因素,这需要考虑由于网格错位所造成的不精确制造,

弹性变形等所导致的表面宽度上的负载分布不均匀。 A. 第一阶段:

其中,
Z H = 1.5(ISO6336-2,第 6 图)

Z E =189.8?/ mm 2 (ISO6336-2,第 7 对钢材的表 1)
Z ? = 0.7(ISO6336-2,第 8 从图 4) K A = 1(ISO6336-1,第 5) KV = 1(ISO6336-2,第 6,6.1)
K H? = 1.5(ISO6336-1,图 16,图)

K H ? = 1(ISO6336-6,表 C-2)
∴ ? c = 309.05 N/ mm 2 B. 对于第二个阶段:

其中,
Z H = 1.5(ISO6336-2,第 6 图)

Z E =189.8?/ mm 2 (ISO6336-2,第 7 对钢材的表 1)
Z ? = 0.65(ISO6336-2,第 8 从图 4)
93

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K A = 1(ISO6336-1,第 5) KV = 1(ISO6336-2,第 6,6.1)
K H? = 1.5(ISO6336-1,图 16,图)

K H ? = 1(ISO6336-6,表 C-2)
∴ ? c = 276.14N/ mm 2 五 行星齿轮箱的参数化实体建模 参数化是指零件或装配体的物理形状是由指定值的属性来确定(主要尺寸)的特 点。渐开线 20° 的全深度异形齿轮的参数化实体模型的生成在 ENGINEER Wildfire 野火版 5.0,然后用同样的方法装配。此行星齿轮箱模型转换到 ANSYS Workbench12.0 中。 六 十步有限元分析 ANSYS WORKBENCH12.0 1 在目前的研究中,几何建模是从 ENGINEER Wildfire 野火版 5.0 引进的。 2 选择正确的类型来分析诸如结构,热等等,摩擦接触应力分析是适当的选择。 这是一个静态结构分析的类型。 具有直齿圆柱齿轮的行星齿轮箱中的应力是平面 压力。一个可以选择的平面应力分析,当正常的应力和剪切应力,垂直于该平面 时假定为零。平面应力分析的主要优点是它需要同一个域中的计算资源非常少。 在这个问题上的平面应力分析,可以选择的事例如下: (ⅰ)沿旋转轴线的直齿 圆柱齿轮的几何形状是均匀的,有没有轴向加载。 (ii)该组件的错误不是模仿 了这项研究。 (ⅲ)载波中产生的应力被忽略因为这里研究的重点是齿轮啮合 产生的接触应力。 3 选择适当的用于定义各种性质的单元系统。 4 定义材料的特性是必要的,以解决该问题。在这里,齿轮材料为 16MnCr5, 在此分析中所需的材料属性仅有弹性模量,泊松比和密度。 16MnCr5 的弹性模 量为 206 GPA,泊松比是 0.3,密度是 7870 kg/m3。 5 生成新的坐标系是必要的。 6 如果这个问题是非线性问题,我们需要定义接触类型和接触的配置方法。接触 的类型决定接触体如何相对于彼此移动。在 ANSYS Workbench 中的连接类型有 键,未分离,无摩擦,粗糙和摩擦。选择适当的接触方式取决于一个人试图解决
94

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的问题的类型。 如果一个非常接近接触界面的应力是重要的不可忽略的,那么把 它当作非线性接触类型来对待。 在此分析中用到了无摩擦和有摩擦接触类型。然 而, 使用非线性接触类型通常会导致较长的解决方案时间,并且有可能涉及到非 线性接触而导致的收敛性问题。 在这里将用到拉格朗日增益。这是分析非线性摩 擦接触类型最合适的方法。

图 1 相关的定义 7 使用不同的网格控制参数生成合适的网格。

95

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图 2 网格生成选项 在我们感兴趣的区域内的网格必须是极其精细的(指的是位于危险界面上的应 力) ,而剩余区域的网格应该是比较粗的。这种粗细组合的网格,充分利用计算 资源进而给出了准确的结果。 如图 2 所示为一组选项参数。图 3 所示为生成的网 格。

图 3 生成的自动网 8 应用真正代表实际负载条件的边界条件。边界条件指的是边界上结构的外部负 载。如果一个人在模拟实际边界条件的过程中犯了错,软件会给错误的结果。因 此,决定边界条件是非常关键的。在这里,4 个边界条件应用到几何模型(图 4
96

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中所示)中, (i)太阳轮中心上的摩擦,这意味着,太阳轮是绕它的轴线自由旋 转。 (ii)固定内齿圈,这意味着,内齿圈固定。 (iii)行星轮中心的摩擦, 这意味着,行星齿轮是自由的,绕它的轴旋转,但行星架是固定的,从而产生转 矩。 (ⅳ)扭矩被施加在太阳轮上,它意味着变速箱的输出功率。

图 4 边界条件 9 使用适当的解决方法解决有限元分析模型。 10 使用不同的显示器分析结果。 七 结果 这项研究旨在调查摩擦系数对接触应力的影响。 首先分析没有摩擦对接触应 力的影响,并与 ISO 的结果进行了比较,验证的结果在 ANSYS Workbench 中。 在表 II 中将 ISO 标准与 ANSYS Workbench 所获得的结果进行了比较。 表三:比较摩擦接触应力

将 ANSYS Workbench 计算的应力与 ISO 标准计算的压力作对比,相差高达
97

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3%。这表明,ANSYS Workbench 中提供了准确的结果,我们可以使用相同的步 骤来计算 ANSYS Workbench 中的摩擦接触应力。应力模式的不同被展示在图 5 中。

图 5 应力分布 摩擦系数从 0.05 到 0.15 的摩擦接触应力分析的结果展示于表 III。 表 IIIII:摩擦接触分析的结果

98

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上述结果的趋势线绘制在 excel 表, 图 6 和图 7 所示的为变速箱的两个应力阶段。

图 6 摩擦系数处于第 1 阶段对接触应力的影响

图 7 摩擦系数处于第 2 阶段对接触应力的影响 八 结论 图中 R 2 是相关系数,它表明可靠性和准确度大于 0.95。趋势线表明,摩擦 接触应力随着摩擦系数的变化近似成线性关系, 从图中我们还可以发现摩擦系数 为不同值时的摩擦接触应力导致齿轮箱的特定阶段。 线图的斜率要小于小功率传 动行星齿轮变速箱。 参考文献: [1]. Faydor L. Litvin a, Galina I.
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Sheveleva b, Daniele

Vecchiato a,

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Ignacio contact

Gonzalez-Perez c, analysis of gear

Alfonso drives

Fuentes c, Modifiedapproach and automatic determination and

for of

tooth guess

values, a Gear Research Center, Department Engineering, University of Illinois at

of Mechanical

Industrial of

Chicago, b Department

Theoretical Mechanics, Moscow State University of Technology 3A, Vadkovsky per., Moscow, 101472, Russia, c Polytechnic University of Cartagena, Department of Mechanical Engineering, Campus Universitario Muralla del Mar, C/Doctor Fleming, Cartagena 30202, Spain, 2004. [2]. O. Vogel a, A. analysis Technical Geometry, for hypoid Griewank a, G. bevel Bar b, Direct gear tooth contact

gears, a Institute of Scientific Computing, Dresden, Germany, b Institute of

University of Dresden, 01062 Technical

University Dresden, 01062 Dresden, Germany, 2002.

[3]. A.R. Mijar and J.S. Arora, An augmented Lagrangian optimization method for contact analysis problems, 1: formulation and algorithm, Optimal Design Laboratory, College of Engineering, The University of Iowa, Iowa City, IA 52242, USA, 2004. [4]. Shuting Li, Finite element analyses for contact strength and bending strength of a pair of spur gears with machining errors, assembly modifications, TSU-shi, Nabtesco Co. Ltd. Oak-hills No. 202, errors and tooth 7028-2,

Heki-cho

Mie-ken 514-1138, Japan, 2005.

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