522 履帶拖拉機無級變速器設計（行星機構設計）（有cad圖）

522 履帶拖拉機無級變速器設計（行星機構設計）（有cad圖）,522,履帶拖拉機無級變速器設計（行星機構設計）（有cad圖）,履帶,拖拉機,無級,變速器,設計,行星,機構,cad 河南科技大學畢業(yè)設計（論文）開題報告 （學生填表） 院系： 車輛與動力工程學院 2007 年 4 月 15 日 課題名稱 履帶拖拉機無級變速器設計—行星機構設計 學生姓名 李 川 專業(yè)班級 車輛031 課題類型 工程設計 指導教師 徐立友 職稱 講師 課題來源 科研項目 1. 設計（或研究）的依據(jù)與意義 液壓機械無級變速器是由液壓傳動和機械傳動有機組合而形成的兼有液壓傳動無級調(diào)速和機械傳動高效率特點的一種功率較大的無級變速的傳動形式。無級傳動系可以根據(jù)路面的狀況和發(fā)動機工作狀態(tài)使車輛獲得最佳的行使性能，使車輛的動力裝置的動力特性廠通過無級變速氣候與車輛所需的動力特性場達到最佳匹配進而減少車輛換檔過程中的沖擊，提高舒適性，改善車輛的燃油經(jīng)濟性，液壓機械無級傳動是一種多流傳動系統(tǒng)，它將功率分為液壓和機械兩路傳遞，分流機構分流后液壓馬達在正向和反向最大速度之間來回無級變速，其每一個行程與行星齒輪機構中的一種工況相配合，最后由兩路匯合成由若干無級調(diào)速相銜接，并逐段升高的全程無級變化的輸出速度和液力機械傳動相比裝載量最大可以提高30%，燃油經(jīng)濟性最大可以提高25%。 機械無級變速器的產(chǎn)品主要有摩擦式，鏈式，帶式，及脈動等30多種，其主要特點是轉速穩(wěn)定，滑動率小，工作可靠，具有恒功率機械特性，傳動效率高，結構簡單，維修方便，價格便宜，但是零部件加工及潤滑要求較高，承載能力較低，抵抗過載及沖擊性能較差，一般適用于中小功率的傳動，其主要部件由多檔變速箱，液壓傳動系和差動輪系動力合成機構三大部分組成。本次設計差動輪系的動力合成機構是單排行星輪系，其傳動過程如下：發(fā)動機功率通過兩條路線傳輸，第一條是將部分功率經(jīng)傳動齒輪后，經(jīng)液壓傳動系中的變量泵將機械能轉化為液壓能，再由定量馬達轉化為機械能傳輸?shù)讲顒虞喯档凝X圈上；另一條經(jīng)多檔變速箱傳輸?shù)讲顒虞喯档男行羌苌?；最后兩條路線所傳輸?shù)墓β式?jīng)差動輪系合成后由太陽輪輸出，當分離T制動時，發(fā)動機功率全部由液壓輸出，當接合T輸出時，通過閥控制變量泵的，使馬達轉速為零，效率最高。 2. 國內(nèi)外同類設計（或同類研究）的概況綜述 液壓機械式無極變速器在拖拉機上的實際開發(fā)應用主要從二十世紀九十年代開始，發(fā)達國家主要的拖拉機和工程機械制造公司普遍在大中型拖拉機開發(fā)安裝液壓機械式無級自動變速器，如德國芬德公司的vario系列，favorit系列，德國專業(yè)生產(chǎn)變速器的ZF公司的S-MATIC系列，ZF ECAM系列，已在道低茲法爾和斯特爾公司的拖拉機上應用，此外，德國約翰迪爾公司英國工程機械制造公司，美國卡特比勒公司，日本小松公司，前蘇聯(lián)T-130拖拉機等在其產(chǎn)品中應用了液壓機械式無級變速器。 在理論研究方面，德國波洪大學對液壓機械無級變速傳動的理論有較深入的研究。1981年，由ALIHSHAKER完成了題目為載重汽車無級變速傳動液壓耦合變速器的博士論文，論文對液壓機械無級傳動的結構，性能，控制方式等進行了系統(tǒng)的研究。1986年由GUENTER BERGER完成了題目為自動無級液壓機械動力換檔變速器的博士論文，對液壓機械無級變速傳動的機構，性能，控制，規(guī)律等進行了較系統(tǒng)的研究，國內(nèi)對液壓機械無級變速傳動的原理，理論特性，設計分析方法，動態(tài)特性等進行了較深入的研究。吉林工業(yè)大學，石家莊鐵道學院，葛洲壩水電工程學院等對液壓機械無級傳動理論和實驗分析進行了研究。 建模和仿真分析是研究和設計動力傳動系的有效工程方法，國內(nèi)外研究者都非常重視，在車輛變速控制研究中，需要建立從發(fā)動機，變速器，傳動箱到車輪的整個動力系統(tǒng)的模型。牛頓力學定理和微分方程是建模的基本理論方法，對于復雜傳動特別是有機械液壓，電動混合，傳遞力的傳動系統(tǒng)，鍵右圖理論是近年來常用的建模方法。對于包含行星傳動的變速系統(tǒng)采用杠桿分析法建模也是一種有效的方法，此法可以將復雜機構既直觀又簡單的用杠桿表示，MATLAB/SIMULINK利用圖形編程的仿真軟件包，對系統(tǒng)進行建模仿真，逐漸成為動力傳動系統(tǒng)的主流仿真工具，國內(nèi)對于液壓機械無級變速器傳動在拖拉機的應用仿真研究屬于空白。 3. 課題設計（或研究）的內(nèi)容 設計履帶拖拉機無級變速器，作業(yè)速度范圍為：前進檔3-20km/h，到檔2-6km/h 變速方式：液壓機械雙功率流傳動 發(fā)動機額定功率：N=106kw，發(fā)動機額定轉速n=2300km/h 對履帶拖拉機無級變速器的差動輪系即行星機構設計 4. 設計（或研究）方法 行星輪系，離合器及回位彈簧的計算 行星齒輪的計算a=A 離合器的計算T 回位彈簧的計算Q=Q+Q+Q 5. 實施計劃 1）調(diào)查研究，熟悉設計內(nèi)容，收集文獻資料，時間占20%-25%； 2）設計任務分析與實施方案的確定，寫出開題報告，時間占3%-5%; 3）實施設計，計算，繪圖，起草論文，時間占45%-50%； 4）整理論文，時間占5%-8%; 5）畢業(yè)論文答辯，時間占3%-5%; 指導教師意見 指導教師簽字： 年 月 日 研究所（教研室）意見 研究所所長（教研室主任）簽字： 年 月 日 外文資料譯文 離合器 一 緒論 離合器是用來傳遞發(fā)動機的動力給驅動部件并使它們有相同的速度，一旦這種關系定下來，離合器一定要有能力傳遞最大轉矩而絕不可以打滑。復合多片式離合的主要特征是隨著動力傳遞的增加需要的片數(shù)越多，因為這樣可以減少盤的直徑以達到結構緊湊的目的。自動變速器的幾個離合器是用來接合和分離不同的行星齒輪。這種類型的離合器包含幾片摩擦片，離合器盤的主要構件是離合器的摩擦片，它是由低碳鋼和摩擦材料粘接起來的。夾板把摩擦片夾在輸入軸上，而每一片又是緊托在離合器室里面。圖一說明了離合器的結合原理。盤a迫使和輸入軸一起旋轉，盤b和輸出軸一起旋轉，當離合器分離時，離合器盤自由狀態(tài)的分開，當離合器接合時，它們又緊緊的聯(lián)在一起。 在工作的時候，分離的鋼片和摩擦片由壓力迫使的接合在一起，運動是扭矩也就產(chǎn)生了，大多數(shù)的多片離合器包括自動變速器，都要靠油進行運轉，在離合器工作的時候，油作為有效的冷卻劑，和用來降低摩擦在工作中的磨損，這條能量傳遞的選擇，一般在摩擦能量區(qū)域范圍之內(nèi)，因為摩擦材料是一種典型的低熱量導體，在離合器短暫的結合期間，摩擦的熱量在未被冷卻液帶走之前，是靠鋼鐵材料吸收的，大量的溫升傳給了鋼片。 工作離合器的特點是，它們靠設計因素和運轉，以及它們之間的綜合的相互作用，幾個綜合的要素要考慮在設計多片離合器中，離合器穩(wěn)定傳遞轉矩的能力，結合后傳遞轉矩不打滑，轉移動力，吸收動能，以及離合器在工作中控制汽車慣性的能力，離合器的靜轉矩直接依靠離合器盤提供的壓力，靜摩擦系數(shù)、摩擦片的幾何形狀以及摩擦片的片數(shù)，離合器靜摩擦階段，大量的熱量傳給離合器盤。 在大多數(shù)的離合器中，所有離合器片的工作規(guī)律應盡可能一致，然而，由于盤與盤之間的間隙的限制和工作的要求，很多離合器沒有同樣加載的能力，導致加載壓力和溫度大量的升高，這是在五片或六片離合器中，確實存在的問題。在離合器盤中，特別高的加載溫度和溫度的傾斜會導致摩擦材料的損壞和脫落，連接實效以及其他方面的失敗。因此，在設計離合器過程中，必須提前預測離合器的理論傳遞能力。 這樣看來，離合器設計的早期工作，要獨立的考慮連接和工作的問題，作為限制性分析，這篇論文講解的是限制性的分析的發(fā)展過程，那就是預測多片離合器存在短暫的溫度，連接和溫度的解決是在模擬分析中解決的，穩(wěn)度和熱量流在離合器運行期間預測，這些限制的條件需要試驗數(shù)據(jù)的糾正，一個很一致的觀點是離合器盤的溫升是在第一次結合中獲得的，這個發(fā)展觀點的想法明白了熱量在離合器工作過程中的轉移，而且降低了發(fā)展實踐和成本。 多片離合器中的熱量和機械運動的影響，集中起來被看作是恒溫器接觸的問題，這種方法被用來設計離合器和制動器。這個模型有全部的磁盤組成，其他組成部分被看作是彈性和熱量的導體。這項研究的目的是縮短設計時間和設計的靈活性，一個二維的不均勻模型比一個三維的大?；ㄦI齒在一個二維的模型里，不能被表達出來。但是，合適的材料運用在相似的領域里是不會變形的。Orzelowski，Wicher和Heoetal在三維和二維之間，比較得出一個正確的結果，在二維模擬的情況下，一個震動片的模型是一個平臺，計算出來的溫度也時常干擾。 一個普通的教授Hypermesh建立了離合器的這個模型，ABAQUS軟件被應用來短暫的溫度上升。模擬的最初目的是來交叉選擇幾何形狀、壓力以及圓周的標準的滑動速度，機械運動、材料的溫升、滑動率。圖表2 顯示了這個多片離合器的模型。 二 熱量模型 在自動變速傳動里面，離合器把動力傳遞給齒輪排擋，一個普通的傳遞是同時由一個離合器傳遞給低檔齒輪而又結合另一個離合器傳給高檔齒輪，通過離合器操作的四個階段，將溫度模型分為四個步驟：結合、咬合、分離、釋放。第一步離合器的結合對溫度問題這是最重要的階段，摩擦熱量與結合壓力、盤的半徑、滑動速度和滑動摩擦系數(shù)有關。第二步離合器的咬合,在這個階段，離合器的壓力帶到最大，這個階段對于鏈接來說很最要，熱量通過流動被帶走，在圖二種表達了離合器的整個界面。第三步離合器的分離，這個階段的能量的產(chǎn)生與第一階段的能量的產(chǎn)生很相似。第四部離合器的釋放，產(chǎn)生的熱量通過第一步和第三步以及慢慢的傳遞消散了。在離合器室里面所產(chǎn)生冷卻以及所有離合器鋼片的冷卻在圖2c中表達出來。Marghitu指出，原油允許傳遞的范圍在一百道一千度之間，溫度傳遞也是靠離合器的尺寸和潤滑油的流動，Xiang和Klemer演示了濕式離合器的熱量傳遞，發(fā)現(xiàn)了熱量傳遞在潤滑油在鋼片之間。圖3顯示了熱量在兩層面之間的傳遞。因此，熱量傳遞在兩千焦時給了一個潤滑油帶走的速率。社會標準的自動工程機械是一種慣性濕式的，它用來濕式離合器的試驗。這個試驗表明靜摩擦力依賴溫度和速度，然而，固定的摩擦系數(shù)又希望齒輪傳動的質量高，為了解釋這個模型，靜摩擦系數(shù)、材料的熱容量和溫度流應該包括在這項研究里面。 2 模擬的結果 五次成功的模擬得到了穩(wěn)定的狀態(tài)。每次模擬包括四步,比如結合、咬合、分離和釋放。圖4a顯示了在第五次此時的溫度變化情況，圖4b顯示了離合器的能量，離合器結合的能量是1860J，而分離式的能量是1400J。圖4c顯示了結合時壓力下的摩擦力。 3 試驗和模型的證實 這個試驗是由兩個轉移性的發(fā)動機，在長的工作臺上進行的圓周運動的測量。圖5顯示出來了在中間安裝了3個外盤，同時三對安裝在前面移動盤接觸的區(qū)域，其他3個安裝在前面的空間區(qū)域，就象圖5這樣安裝，溫度是兩次溫度的平均。 最初測試的溫度是55度左右，經(jīng)過第一次結合后離合器盤中心的溫度為100~105左右，那就是溫度上升了45左右，圖6顯示了這個循環(huán)周期，圖6a顯示了測試的平均溫度，圖6b展示了在試驗周期的過程中，移動盤中的溫度，總的14%的溫度的變化是在移動盤接觸的第一次和第三次之間，比較結果和正確的預測，圖7a和圖7b顯示出測锝和預測的只有幾度的不同，主要是由于溫度的傾斜，圖7b顯示出來高于最高溫度只有6度左右，在對流的階段，發(fā)現(xiàn)測試時間比預測時間晚，當然這是又有周期熱量的抵抗，圖7b顯示了FEA的預測，在離合器咬合的時候有一個漏洞，導致能量流動轉移，在離合器咬合的期間，剛開始帶走的熱量很重要，因為測試要得到穩(wěn)定的觀察結果，在釋放階段，這里預測和測量有更大的不同，這個現(xiàn)象可以這樣來解釋，鋼片的影響的和摩擦系數(shù)并不是理想的那樣。然而在整個周期中，帶走的能量是平衡的。 結論 這個論文描述了FEA模型的發(fā)展，它有能力預測多片離合器有溫度的能力，接觸和溫度問題在離合器盤分析中同時被解決。FEA預測和試驗數(shù)據(jù)時正確的。一個一致的答案僅有5%的差異，離合器的溫升在第一次接合時得到，特別是離合的高溫和溫度的傾斜，會導致摩擦材料的脫落甚至破壞其他模型，在這項研究中觀察發(fā)現(xiàn)，如果在離合器咬合階段，或者兩次接觸的時間不長，離合器在下次結合之前，決不會出現(xiàn)溫升，在這樣情況下，溫度很不容易形成干擾，這個方法的發(fā)展，改進了理解多片離合器的熱量轉遞，減少了生產(chǎn)發(fā)展的時間和成本。這個研究用連續(xù)的摩擦系數(shù)，然而，F(xiàn)EA用連續(xù)的摩擦系數(shù)會更加精確。進一步的研究表明，用計算機計算靜力流體將更精確、更能評價離合器的溫度。 4 履帶拖拉機無級變速器設計（行星機構設計） 摘 要 目前國際上大功率履帶拖拉機以及部分工程車輛的傳動系廣泛采用液力變矩器與動力換檔變速箱組合形式，即動力機械傳動。還有部分先進機型采用了全液壓傳動技術，其操縱已由手動電液控制或微電腦控制技術方面發(fā)展，并取得非常好的效果，大大提高了整機行駛平順和作業(yè)性能，雖然他們都具有無級變速的功能，操縱輕便，整機動力性好，可靠性高，但由于傳動系的傳動效率較低，直接影響了整機生產(chǎn)率和經(jīng)濟性。 液壓機械無級變速器是綜合了機械傳動高效率和液壓傳動無級變速兩方面優(yōu)點的新型傳動機構。液壓機械無級傳動是一種多流傳動系統(tǒng)，它將功率分為液壓和機械兩路傳遞，分流機構分流后液壓馬達在正向和反向最大速度之間來回無級變速。其每一個行程和行星齒輪機構的一種工況相配合，最兩路匯合成由若干無級調(diào)速段相銜接并組逐段升高的全程無級變化輸出速度。和液力機械傳動相比，裝載量最大可提高30%，燃油經(jīng)濟性最大可提高25%。 此設計主要是針對行星齒輪機構以及控制部分離合器的設計。對于行星齒輪采用單排的結構形式，這樣可以減小整個無級變速器的軸向尺寸，但是為了能夠承受較大的和變化的載荷，于是在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷。本設計采用3個行星論均勻的布置形式就可以達到要求。其控制部分采用多片的用壓力油控制的濕式離合器。離合器隨著載荷的增加可以增多摩擦片的對數(shù)或增加其徑向尺寸。在設計的過程中這兩方面是綜合考慮的，因為不可能使軸向或徑向的尺寸過分的偏大。 關鍵詞：拖拉機，液壓機械傳動，無級變速器，行星排 DESIGN OF CONTINUOSLY VARIABLE TRANSMISSION OF TRACKED TRACTOR（PLANETARY GEARS DESIGN）　 ABSTRACT At present, international large crawler tractors, as well as some works vehicles widely used transmission torque converter with variable power shift speed box combinations, which is the power mechanical drive. There are also some advanced models use a hydraulic transmission technology, which has been manually manipulated its electro-hydraulic control or microcomputer control technology development, and achieved very good results, greatly enhance the overall ride comfort and operational performance, although they have CVT function, manipulating light, whole dynamic, and high reliability, but because the transmission system drive less efficient direct impact on the overall productivity and economy. Hydraulic machinery CVT is a synthesis of highly efficient mechanical transmission and hydraulic drive CVT merits of the two new motivation - structure. Hydro-Mechanical - drive is a multi-stream transmission, power will be divided into two hydraulic and mechanical transmission path, streaming agencies triaged hydraulic motor in forward and reverse maximum speed between both CVT. Each of its itinerary and a planetary gear mechanism for a state match, most roads converge into two by a number of variable speed converge and the group has to absolutely no higher level of output speed changes. Hydraulic and mechanical transmission, the loading capacity can be increased by 30%, fuel economy can be increased 25%. This design is mainly directed against planetary gear mechanism and the control of the clutch part of the design. For single planetary gear arrangement of the structure, thus reducing the entire CVT axial dimensions, however, in order to be able to make and take greater changes in the load, So in the center of the round around evenly distributed several planetary gear to load shared. The three designs on the planet uniform layout can meet the requirements. Clutch with load increasing friction can increase the number of tablets or increase its radial dimension. In the process of designing these two aspects are considered, as it is impossible to make radial or axial dimensions excessive. Key words：tractor，hydro-mechanical transmission，continuously variable transmission, planetary gears 符 號 說 明 K 載荷系數(shù) D 摩擦片的外徑 d 摩擦片的內(nèi)徑 B 儲備系數(shù) q 摩擦片的單位壓力Mpa R 摩擦片的平均作用半徑m F 摩擦面的平均作用面積 每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 摩擦片上的總壓力N 摩擦系數(shù) 花鍵軸的摩擦系數(shù) 摩擦片的對數(shù) 壓力損失系數(shù) 旋轉油缸的轉速 旋轉軸的外徑 排油需要的壓力Mpa q 油缸的工作壓力Mpa 密封圈的摩擦阻力N 壓力損失對活塞的阻力N 離心力對活塞的阻力N 回位彈簧力N 最小工作載荷是 彈簧的剛度 最小工作下的變形量 最大工作下的變形量 最小切應力 最大切應力 目 錄 第一章 緒論......................................1 §1.1 液壓機械無級變速器研究的意義....................1 §1.2 液壓機械無級變速器的傳動原理....................1 §1.3 此設計的研究重點................................2 第二章 行星齒輪的設計與計算.........................4 §2.1行星齒輪的特點分析..............................4 §2.2行星齒輪的尺寸計算..............................6 第三章 離合器的設計與計算...........................9 §3.1 離合器的特點分析................................9 §3.1.1 摩擦離合器的作用........................... 9 §3.1.2 濕式摩擦離合器的設計要點...................10 §3.2 離合器的計算............................... .11 §3.2.1 離合器的尺寸計算.........................11 §3.2.2 離合器的彈簧計算.........................12 §3.3 離合器計算...................................15 §3.3.1 離合器的尺寸計算.........................15 §3.3.2 離合器的彈簧計算.........................16 §3.4 離合器的計算.................................19 §3.4.1 離合器的尺寸計算.........................19 §3.4.2 離合器的彈簧計算.........................20 §3.5 離合器的計算.................................23 §3.5.1 離合器的尺寸計算.........................23 §3.5.2 離合器的彈簧計算.........................24 第四章 結論...........................................28 參考文獻...............................................29 致謝...................................................31 第一章 緒論 §1.1 液壓機械無級變速器的研究意義 目前國際上大功率履帶拖拉機以及部分工程車輛的傳動系廣泛采用液力變矩器與動力換檔變速箱組合形式，即我們常標的動力機械傳動。還有部分先進機型采用了全液壓傳動技術，其操縱已由手動電液控制或微電腦控制技術方面發(fā)展，并取得非常好的效果，大大提高了整機行駛平順和作業(yè)性能，雖然他們都具有無級變速的功能，操縱輕便，整機動力性好，可靠性高，但由于傳動系的傳動效率較低，直接影響了整機生產(chǎn)率和經(jīng)濟性。為此，開發(fā)設計既具有良好的動力性，又有較高傳動效率的傳動系統(tǒng)一直是國內(nèi)外廣大工程技術人員長期潛心研究攻關的重點項目。 拖拉機及車輛的無級傳動被認為是理想的傳動形式。無級傳動系可以根據(jù)面狀況和發(fā)動機工作狀態(tài)使拖拉機獲得最佳的形式性能，使拖拉機動力裝置的動力性通過無級變速器后與拖拉機所需的動力特性達到最佳匹配，進而改善拖拉機換檔過程中的沖擊，改善拖拉機的燃油經(jīng)濟性，在這能源短缺，環(huán)境污染日益加劇的21世紀有著重要意義。 液壓機械無級變速器是綜合了機械傳動高效率和液壓傳動無級變速兩方面優(yōu)點的新型傳動機構。液壓機械無級傳動是一種多流傳動系統(tǒng)，它將功率分為液壓和機械兩路傳遞，分流機構分流后液壓馬達在正向和反向最大速度之間來回無級變速。其每一個行程和行星齒輪機構的一種工況相配合，最后兩路匯合成由若干無級調(diào)速段相銜接并組逐段升高的全程無級輸出速度。液壓元件只負擔最大功率的一部分，其他功率都由機械路傳遞。這相當于將液壓無級變速功率擴大，傳動總效率相對于液壓傳動也顯著提高，和液力機械傳動相比，裝載量最大可提高30%，燃油經(jīng)濟性最大可提高25%。 §1.2 液壓機械無級變速器的傳動原理 圖1是液壓機械傳動的一種方案。輸入功率通過兩路傳遞，一路經(jīng)液壓路（雙向）主要起調(diào)速作用，一路經(jīng)機械路，主要用來傳遞功率，對應路每一固定的傳動比連續(xù)調(diào)解液壓路的傳動比，就少得到一個總傳動比連續(xù)變化的范圍，稱多段，液壓機械傳動的基本工作特性是在一段內(nèi)液壓與路傳動比與總傳動比成正比變化。馬達的最高轉速對應著該段的末速度，當這段的末速度等于后一段的初速度及后一段初速度對應馬達最高轉速位置。此液壓機械無級變速器必須與發(fā)動機合理匹配才能發(fā)揮其優(yōu)勢。匹配的關鍵是根據(jù)各種路況和發(fā)動機特性調(diào)節(jié)變速器的傳動比，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。 圖1—1 §1.3 此設計的研究重點 此設計主要是針對行星齒輪機構以及控制部分離合器的設計。對于行星齒輪采用單排的結構形式，這樣可以減小整個無級變速器的軸向尺寸，但是為了使能夠承受較大的和變化的載荷，于是在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，從而使每個齒輪所承受的載荷小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結構上從分利用了內(nèi)嚙合承載力大和內(nèi)嚙合齒 圈本身的可容積性從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質量小。本設計采用3個行星論均勻的布置形式就可以達到要求。其控制部分采用多片的用壓力油控制的濕式離合器。離合器隨著載荷的增加可以增多摩擦片的對數(shù)或增加其徑向尺寸。在設計的過程中這兩方面是綜合考慮的，因為不可能使軸向或徑向的尺寸過分的偏大。 第二章 行星齒輪的設計與計算 §2.1 行星齒輪的特點分析 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它有許多獨特的優(yōu)點。它的最顯著的優(yōu)點是：在傳遞動力時可以進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，其輸出軸與輸入軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)在已經(jīng)被用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動中的減速器，增速器和變速器裝置。尤其是對于那些要求體積小，質量小，結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機，起重運輸，石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用。 行星齒輪傳動的特點如下： （1）體積小，質量小，結構緊湊，承載大，由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪構成共軸線式的傳動以及合理地應用內(nèi)嚙合齒輪副，因此可以使其結構非常緊湊。再由于在中心輪的周圍均勻地分布著多個行星輪來共同分擔載荷，從而使每個齒輪所承受的載荷小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結構上從分利用了內(nèi)嚙合承載力大和內(nèi)嚙合齒圈本身的可容積性從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質量小，結構非常緊湊，且承載力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的1/2—1/5（即在承受相同的載荷條件下）。 （2）傳動效率高，由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它有數(shù)個均勻分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力可以相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當，結構布置合理的情況下，其效率值可以達到0.97—0.99。 （3）傳動比大，可以實現(xiàn)運動的合成與分解，只要適當選擇行星輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪獲得較大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可以達到幾千。應該指出，行星齒輪在其傳動比很大時，仍然可以保持結構緊湊，質量小，體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復雜運動。 （4）運動平穩(wěn)，抗沖擊和振動力強，由于采用了數(shù)個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可以使行星輪與轉臂的慣性力相平衡。同時，也可以使參與嚙合和齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)。抵抗沖擊和振動力強，工作可靠。 （5）行星齒輪式變速箱中的每一個旋轉構件，沒有必要也不能用軸承支承起來.對于一個行星排，如果把太陽輪、齒圈和行星架都用軸承來支承，則由于不可避免的制造誤差反而加劇每個行星輪的載荷不均勻程度，同時還給制造帶來麻煩。采用浮動的結構，利用行星輪、太陽輪、齒圈之間的相互作用力平衡來自動調(diào)整太陽輪、行星輪和齒圈的相對位置，可均衡各行星輪的載荷。一般情況下，齒圈是無法用軸承支承的，因此都是套在行星輪上而沒有固定的軸承支承。行星架質量大，偏置后旋轉時產(chǎn)生較大的離心力，故一般要用軸承來支承。一般，行星齒輪式變速箱中有一根慣穿全箱的中心軸或幾段連成的中心軸。這根軸的兩端用軸承支承在箱體中，而中間構件的軸承就裝在此中心軸上。所有的行星排的齒圈都是浮動的；中心軸左端用滾珠軸承支承在殼體中；太陽輪固定在中心軸上。 （6）行星變速箱中的需要冷卻、潤滑的地方有制動器和離合器的摩擦片、行星輪軸承、旋轉軸承和齒輪等。為了保證供給足夠的潤滑油，一般多采用強制潤滑。為了保證行星輪滾針軸承各處都得到良好的潤滑，行星輪軸上通向軸承的徑向油孔都朝向中間，進入滾針軸承的有從行星輪兩側墊片的間隙處噴出，兩側墊片側面開有潤滑油溝槽。行星齒輪變速箱要用潤滑油的地方很多，油路的分支很多，為使各處都可以得到從分的潤滑油，一般采用節(jié)流孔來分配到各處的油量。 總之，隨著行星傳動技術的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已經(jīng)達到20000KW，輸出的轉矩已經(jīng)到到。據(jù)有關材料介紹，人們認為目前的行星齒輪傳動技術的發(fā)展有：（1）標準化，多品種，目前世界上已經(jīng)有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種形式的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。（2）硬齒面、高精度，行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學處理。齒輪精度一般都在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載力，使齒輪尺寸變得更小。（3）高轉速、大功率，行星齒輪傳動機構在高速傳動中，其傳動的功率也越來越大。（4）大規(guī)格、大轉矩，在中低速、重載傳動中，傳動大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已經(jīng)有了較大的發(fā)展。 行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造和安裝困難。但隨著人們對行星傳動技術的進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前已經(jīng)不再看作是一件什么困難的事。 §2.2 行星齒輪的尺寸計算 由設計要求選得特性系數(shù)K=3，由參考文獻[20]，為了加工和取得較大的承載能力取行星輪的個數(shù)Cs=3，取 =20 ，=19 ，=58 ，=3.9 因為≦4，太陽輪負變位，行星齒輪和內(nèi)齒圈正變位。，角變位采用不等角變位。預計的適用的嚙合角在左右。取。 §2.2.1 按接觸強度計算A—C的中心距和模數(shù) 輸入轉矩為T=9550=9550=440Nm 由參考文獻[20]，記載荷不均勻系數(shù)為1.15。在一對A—C傳動中，太陽輪傳遞的轉矩為 =168.72Nm 齒數(shù)比為U== 太陽輪和行星輪的材料選用20CrMnTi，滲碳淬火。由參考文獻[20]得表面的硬度為57—61HRC，芯部的硬度為35—40HRC。=1450，=400 所以=0.9=0.91450=1305 取齒寬系數(shù)為=0.8，載荷系數(shù)K=1.8 。 按齒面強度計算中心距 A= （2—1） 由參考文獻[20]得=483 故A=483（0.95+1）=58.1mm 模數(shù) m==3.02 取模數(shù)為3.5 則A—C傳動的未變時的中心距 =（=（19+20） 所以=68.25 按預取的嚙合角，可以得到A—C傳動的中心距變位系數(shù)==0.2計算A—C傳動的變位系數(shù)： （2—2） 由參考文獻[20]可知在許用的區(qū)域內(nèi)。由傳動可得， 計算C—B的傳動中心距變動系數(shù)和嚙合角。 C—B的傳動未變時 故 圖2—1 齒輪幾何尺寸的計算 項 目 A B C 齒 數(shù) 20 19 58 變位系數(shù) -0.6 0.6 0.6 模 數(shù) 3.5 3.5 3.5 節(jié)圓直徑 60 57 174 嚙合角 齒頂高 1.2 4.8 4.8 齒根高 1.95 5.55 5.55 中心距 70 70 70 校核A—C傳動的接觸強度和彎曲強度 計算接觸應力的基本值 （2—3） 重合度的計算公式： 得 由參考文獻[20]得 由參考文獻[20]得 由參考文獻[20]查得 齒輪彎曲強度的計算 齒根的彎曲應力 而 和由以下兩個式子確定 （2—4） （2—5） 由參考文獻[20]得 由參考文獻[20]得 第三章 離合器的設計與計算 §3.1 離合器的特點分析 §3.1.1 摩擦離合器的作用 摩擦離合器是一種依靠主，從動部分之間的摩擦來傳遞動力且可以分離的裝置。它包括主動部分，從動部分，壓緊機構和操縱機構等四部分組成。主，從動部分和壓緊機構是保證離合器處于結合狀態(tài)并可以傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主，從部分分離的裝置。 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時發(fā)動機與傳動系的平順結合，確保汽車的平順起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，可以限制傳動系所承受的最大轉矩， 以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效的降低傳動系中的振動和噪聲。為了保證離合器具有良好的工作性，應滿足以下要求：（1） 在任何行駛條件下，既可以有效地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又可以防止傳動系過載。(2) 結合時要完全，平順，柔和，保證汽車起步時沒有抖動和叢集、沖擊。（3） 分離時要迅速，徹底。（4） 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損。（5） 應有足夠的吸熱性和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不至于過高，延長其使用壽命。（6） 應可以避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動，緩和沖擊，降低噪聲的性。(7)操縱輕便，準確，以減少駕駛員的疲勞。（8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料因數(shù)在離合器工作過程中的變化要小，以保證有穩(wěn)定的工作性。（10） 結構應簡單，緊湊，質量要小，制造工藝性要好，拆裝，維修，調(diào)整方便。本次設計的是濕式摩擦離合器，濕式摩擦離和器因有油液的潤滑和冷卻作用，有效地控制了摩擦表面的溫度并可以顯著減少摩擦表面的磨損，因此它對提高離合器的可靠性和使用壽命有顯著的效果，使用壽命可達干式離合器的5—6倍。所以濕式摩擦離和器可以適應惡劣的工作條件（頻繁的結合，重負荷下起步等）下使用。濕式摩擦表面的摩擦系數(shù)較小，但由于濕式可大大提高許用比壓，因此可通過增加壓緊力使摩擦片的尺寸減少，故應用比較廣泛。 §3.1.2 濕式摩擦離合器的設計要點： （一）保證離合器結合的平穩(wěn)和分離徹底：保證離合器的結合平穩(wěn)，就應使離合器在結合過程中壓緊力平緩地增長，這可依靠在摩擦襯片與從動鋼片之間安裝波形彈簧。另外，則是安裝減振彈簧，它使離合器從動盤輪轂與鋼片之間構成彈性聯(lián)接，從而可以緩和結合離合器時的沖出，同時也起到了消除傳動系扭轉振動的作用。應當指出，常開離合器由于摩擦副存有油液，當離合器結合時液體被擠出，因而可以起到緩沖的作用；為保證離合器分離徹底，在多盤式離合器和常開離合器中常常需要用強制的方法將中間壓盤推開，使摩擦面之間有一定的分離間隙。 （二）離合器的調(diào)整 離合器的摩擦襯片面在工作中有磨損，因此需要定期進行調(diào)整。在常閉式離合器中，需要進行調(diào)整的項目是（1） 分離杠桿內(nèi)端與分離軸承之間的間隙的調(diào)整，這一調(diào)整是為了恢復踏板的自由行程。一般離合器的這一間隙值為3毫米左右，相當于每個摩擦襯片面有0.4毫米的磨損；（2） 調(diào)整各分離杠桿的內(nèi)端使處于離合器軸的同一垂直面內(nèi)，這一調(diào)整的目的是為了分離離合器時可以均勻拉開壓板，保證離合器分離徹底。 （三）從動盤 它由鋼盤和固定于其上的摩擦襯面組成。根據(jù)所用摩擦襯面材料的不同，固定方法也不同。對于模壓石棉或銅絲石棉襯面，多用鉚釘鉚接在其基體剛盤之上，鉚好以后，摩擦面的工作表面需要磨削加工，使它的平行度誤差小于0.2毫米；也可以用膠合劑帖的方法，但磨損后更換襯面比較困難。對于粉末冶金襯面則可以采用燒結的方法?；卒摫P的材料可以選用40鋼，45鋼。用沖壓的方法加工。從動盤的翹曲會引起分離不徹底的缺陷，為了防止它的翹曲，常在其上開幾條徑向切口。 （四）摩擦襯面 常用石棉制品或燒結金屬制成。對摩擦襯面材料的要求：（2）應有較高的耐磨性；（3）應有足夠的機械強度；（4）不易和對磨表面膠合。由于石棉材料制成的襯面有較大的摩擦系數(shù)，一般都在0.3到0.35以上，但其穩(wěn)定性差，隨著溫度的增長摩擦系數(shù)值會下降，超過250度時易造成損壞。石棉材料的密度小且可以保證必需的機械強度，價格低，易于制造，它通常用于干式離合器。燒結金屬襯面材料有兩種，一種是銅基，一種是鐵基。銅基燒結的金屬襯面用在濕式離合器；而鐵基燒結金屬襯面只用于干式離合器，因為它在油中的耐磨性差。兩種燒結金屬都可以承受較高的比壓，在高溫下的摩擦系數(shù)良好且摩擦系數(shù)也穩(wěn)定，使用的期限也比石棉制品長得多。此外，燒結金屬襯面很薄可以使離合器的軸向尺寸減小，但密度較大，從而轉動慣量也較大，價格也較貴。在濕式離合器中，為了提高摩擦副的工作性，在摩擦的襯面上制有油槽，作用是：保證油流通過離合器摩擦面，以便潤滑和冷卻摩擦面，同時油流量可以將磨削帶走，起到清潔摩擦面的作用；主，從動盤結合時，表面上的油容易被擠到油槽中流走，兩盤相對滑磨，起到刮油和破壞油膜的作用形成半液體摩擦和臨界摩擦，以提高摩擦系數(shù)。經(jīng)過大量的實驗，不同形狀的油槽具有不同的作用：螺旋形油槽具有較高的摩擦系數(shù)，磨損也不大，但油不容易通過，冷卻效果較差；徑向油槽冷卻效果好，磨損小，但摩擦系數(shù)低；因此，常常采用螺旋油槽和徑向油槽的綜合，兼有兩者的優(yōu)點；也可以采用網(wǎng)絡形油槽，它既有較高的摩擦系數(shù)，又有足夠的油流通過，冷卻好，但在離合器處于分離時，網(wǎng)絡形溝槽了使摩擦片產(chǎn)生較大的粘性傳動，造成不徹底的分離。 §3.2 離合器的計算 §3.2.1 離合器的尺寸計算 由其結構定： 計算轉矩 摩擦片的對數(shù) （3—1） 摩擦片的材料選用銅基粉末冶金。由參考文獻[7]得 取 許用轉矩的傳遞 （3—2） 由參考文獻[7]查得 代入計算得 壓緊力的計算 （3—3） 摩擦的壓強 (3—4) 摩擦離合器的摩滑功和發(fā)熱量的計算 （3—5） 一次終了時的平均溫度 (3—6) 一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—7） 用油冷卻的濕式離合器循環(huán)油的溫升為 （3—8） §3.2.2 離合器的彈簧計算 摩擦片的外徑m D=0.25 摩擦片的內(nèi)徑m d=0.174 儲備系數(shù) B=1.5 摩擦片的單位壓力Mpa q=2 摩擦片的平均作用半徑m R=0.25（D+d）=0.1055 摩擦面的平均作用面積 F=0.25=0.0212 每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.0196 摩擦片上的總壓力N =3.392 摩擦系數(shù) 花鍵軸的摩擦系數(shù) 摩擦片的對數(shù) 6 壓力損失系數(shù) (3—9) 代入（3—9）式計算得=6.26 摩擦副的數(shù)目 (3—10) 旋轉油缸的轉速 （3—11） 把 代入式（3—11）得轉速為67.51 活塞的外徑 R=8.15cm 活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉軸的外徑 =4.95cm 排油需要的壓力Mpa 油缸的工作壓力Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力N =1.0 壓力損失對活塞的阻力N =1.06 離心力對活塞阻力N=490 回位彈簧力N （3—12） 用15個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 最小工作載荷是 彈簧的直徑為 （3—13） 查參考文獻得 ，而查表得（預計直徑大于2。故。 曲度系數(shù) （一般取C為5—8，取為5） 故取為3 彈簧的剛度 最小工作下的變形量 最大工作下的變形量 壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取 故。壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取。 有效的圈數(shù) 由參考文獻[7]按標準取有效的圈數(shù)為10 總的圈數(shù)根據(jù)參考文獻[7] 得 壓并高度根據(jù)參考文獻[7] 得 自由高度 ，參考文獻[7] 取為52。 參數(shù)的計算: 節(jié)距 螺旋角 展開的長度 脈動疲勞極限 最小切應力 最大切應力 疲勞安全系數(shù) 彈簧的自振頻率 強迫的振動頻率 §3.3 離合器計算 §3.3.1 離合器的尺寸計算 由其結構定： 計算轉矩 摩擦片的對數(shù) （3—14） 摩擦片的材料選用銅基粉末冶金，由參考文獻[20]得 取 m=8 許用轉矩的傳遞 （3—15） 查參考文獻[20]得 代入計算得 壓緊力的計算 （3—16） 摩擦的壓強 （3—17） 摩擦離合器摩滑功和發(fā)熱量的計算 (3—18) 一次終了時的平均溫度 （3—19） 一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—20） 用油冷卻的濕式離合器循環(huán)油的溫升為 （3—21） §3.3.2 離合器的彈簧計算 摩擦片的外徑m D=0.29 摩擦片的內(nèi)徑m d=0.36 儲備系數(shù) B=1.5 摩擦片的單位壓力Mpa q=2 摩擦片的平均作用半徑m R=0.25（ D+d）=0.1695 摩擦面的平均作用面積 F=0.25=0.051 每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.0408 摩擦片上的總壓力N =8.16 摩擦系數(shù) 花鍵軸的摩擦系數(shù) 摩擦片的對數(shù) 8 壓力損失系數(shù) （3—22） 代入（3—22）式計算得=7.1 摩擦副的數(shù)目 （3—23） 旋轉油缸的轉速 =675.1 （3—24） 把 代入計算得轉速為675.1 活塞的外徑 R=8.15cm 活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉軸的外徑 =4.95cm 排油需要的壓力Mpa 油缸的工作壓力Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力N =2.448 壓力損失對活塞的阻力N =2.5 離心力對活塞力=3.12 回位彈簧力N （3—25） 用24個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 假設最小工作載荷是在離心力的作用下， 彈簧的直徑為 （3—26） 查參考文獻[7]得 ，而查表得（預計直徑大于2。故。 曲度系數(shù) （一般取C為5—8，取為5） 故取為3 彈簧的剛度 最小工作下的變形量 最大工作下的變形量 壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取 故。壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取。 有效的圈數(shù) 參考文獻[7]按標準取有效的圈數(shù)為9 總的圈數(shù)根據(jù)參考文獻[7]得 。 壓并高度根據(jù)參考文獻[7] 自由高度 ，參考文獻[7]取為52。 參數(shù)的計算: 節(jié)距 螺旋角 展開的長度 脈動疲勞極限 根據(jù)參考文獻[7]， 最小切應力 最大切應力 疲勞安全系數(shù) 彈簧的自振頻率 強迫的振動頻率 §3.4 離合器的計算： §3.4.1 離合器的尺寸計算： 由其結構定： 計算轉矩 摩擦片的對數(shù) （3—27） 摩擦片的材料選用銅基粉末冶金，由參考文獻[20]得 取 許用轉矩的傳遞 （3—28） 由參考文獻[7]得 壓緊力的計算 （3—29） 摩擦的壓強 （3—30） 一次終了時的平均溫度 （3—31） 一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—32） §3.4.2 離合器的彈簧計算 摩擦片的外徑m D=0.1215 摩擦片的內(nèi)徑m d=0.0895 儲備系數(shù) B=1.5 摩擦片的單位壓力Mpa q=2 摩擦片的平均作用半徑m R=0.25（ D+d）=0.1055 摩擦面的平均作用面積 F=0.25=0.0212 每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.0196 摩擦片上的總壓力N =3.392 摩擦系數(shù) 花鍵軸的摩擦系數(shù) 摩擦片的對數(shù) 6 壓力損失系數(shù) （3—33） 代入（3—33）式計算得=6.26 摩擦副的數(shù)目 （3—34） 旋轉油缸的轉速 把 代入計算得轉速為675.1 活塞的外徑 R=8.15cm 活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉軸的外徑 =4.95cm 排油需要的壓力Mpa 油缸的工作壓力Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力N =1.0 壓力損失對活塞的阻力N =1.06 離心力對活塞阻力N =490 回位彈簧力N （3—35） 用15個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 最小工作載荷是 彈簧的直徑為 （3—36） 查參考文獻[20]得 ，而查表得（預計直徑大于2。故。 曲度系數(shù) （一般取C為5—8，取為5） 故取為3 彈簧的剛度 最小工作下的變形量 最大工作下的變形量 壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取 故。壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取。 有效的圈數(shù) 參考文獻[7]按標準取有效的圈數(shù)為10 總的圈數(shù)根據(jù)參考文獻[7]得 。 壓并高度根據(jù)參考文獻[7]得 自由高度 參考文獻[7]，取為52。 參數(shù)的計算: 節(jié)距 螺旋角 展開的長度 脈動疲勞極限 根據(jù)11—2—16， 最小切應力 最大切應力 疲勞安全系數(shù) 彈簧的自振頻率 強迫的振動頻率 §3.5 離合器的計算 §3.5.1 離合器的尺寸計算 由其結構定： 轉矩 計算轉矩 摩擦片的對數(shù) （3—37） 摩擦片的材料選用銅基粉末冶金，由參考文獻[20]得 取m=10 許用轉矩的傳遞 （3—38） 由參考文獻[20]得 壓緊力的計算 （3—39） 摩擦的壓強 （3—40） 摩擦離合器摩滑功和發(fā)熱量的計算 （3—41） 一次終了時的平均溫度 （3—42） 一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—43） 用油冷卻的濕式離合器循環(huán)油的溫升為 （3—44） §3.5.2 離合器的彈簧計算 摩擦片的外徑m D=0.38 摩擦片的內(nèi)徑m d=0.29 儲備系數(shù) B=1.5 摩擦片的單位壓力Mpa q=2 摩擦片的平均作用半徑m R=0.25（ D+d）=0.1795 摩擦面的平均作用面積 F=0.25=0.0541 每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.04328 摩擦片上的總壓力N =8.66 摩擦系數(shù) 花鍵軸的摩擦系數(shù) 摩擦片的對數(shù) 10 壓力損失系數(shù) （3—45） 代入（3—45）式計算得=7.6 摩擦副的數(shù)目 （3—46） 旋轉油缸的轉速 （3—47） 把 代入計算得轉速為675.1 活塞的外徑 R=8.15cm 活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉軸的外徑 =4.95cm 排油需要的壓力Mpa 油缸的工作壓力Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力N =2.598 壓力損失對活塞的阻力N =2.71 離心力活塞阻力N=3.89 回位彈簧力N （3—48） 用24個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 假設最小工作載荷是在離心力的作用下， 彈簧的直徑為 （3—49） 查參考文獻[20]得 ，而查表得（預計直徑大于2。故。 曲度系數(shù) （一般取C為5—8，取為5） 故取為3 彈簧的剛度 最小工作下的變形量 最大工作下的變形量 壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取 故。壓時的變形量，根據(jù)彈簧的工作區(qū)應在變形量的20%—80%的規(guī)定，取。 有效的圈數(shù) 參考文獻[7]按標準取有效的圈數(shù)為9 總的圈數(shù)根據(jù)參考文獻[7]得 。 壓并高度根據(jù)參考文獻[7] 自由高度 ，參考文獻[7]取為52。 參數(shù)的計算: 節(jié)距 螺旋角 展開的長度 脈動疲勞極限 根據(jù)參考文獻[7]， 最小切應力 最大切應力 疲勞安全系數(shù) 彈簧的自振頻率 強迫的振動頻率 第四章 結 論 液壓機械無級變速器是綜合了機械傳動高效率和液壓傳動無級變速兩方面優(yōu)點的新型傳動機構。液壓機械無級傳動是一種多流傳動系統(tǒng)，它將功率分為液壓和機械兩路傳遞，分流機構分流后液壓馬達在正向和反向最大速度。而本次設計的是其主要部件行星機構的設計以及其控制部分多片濕式離合器的設計，通過國內(nèi)外設計的比較和使用性能的要求，此設計所得到了如下的結果： （1）傳動部分的行星機構體積小，質量小，結構緊湊，承載大，并由三個行星輪均勻的分擔載荷。為了發(fā)揮行星齒輪的傳動優(yōu)點，采用了浮動機構，它不僅補償了制造誤差，還降低了載荷不均勻系數(shù)，提高承載能力，降低了噪聲。提高了運轉的平穩(wěn)性和可靠性。浮動機構的種類很多，這個設計采用的是行星輪浮動，軸承裝在行星輪內(nèi)，彈簧擋圈裝載軸承的內(nèi)側，因而增大了軸承的間距，減少了行星輪的傾斜，它的浮動效果好，而且靈敏度高。但是拆卸軸承比較復雜。 （2）濕式摩擦表面的摩擦系數(shù)較小，但由于濕式可大大提高許用比壓，因此可通過增加壓緊力使摩擦片的尺寸減少。結合時完全，平順，柔和，保證了汽車起步時沒有抖動和沖擊。分離也及時迅速，徹底。從動部分轉動慣量小，減輕了換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損。有足夠的吸熱性和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不至于過高，延長其使用壽命。避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動，緩和沖擊，降低噪聲的性。 總的來說，行星齒輪機構和其控制部分離合器的設計已達到使用性能的要求，相信在以后變速器中會得到廣泛的應用。 參考文獻 [1] 徐立友,周志立，張明柱，李言．拖拉機液壓機械無級變速器的特性分析[J]．中國農(nóng)業(yè)大學報．2006，5 [2] 張明柱，周志立，徐立友．農(nóng)業(yè)拖拉機用多段液壓機械無級變速器設計[J] ．農(nóng)業(yè)工程學報．2003，19(6):118—121 [3] 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