毕业设计（论文）-履带拖拉机无级变速器设计--行星机构设计【全套图纸】 .pdf

1 履带拖拉机无级变速器设计（行星机构设计）履带拖拉机无级变速器设计（行星机构设计） 摘摘 要要 目前国际上大功率履带拖拉机以及部分工程车辆的传动系广泛采用液力 变矩器与动力换档变速箱组合形式，即动力机械传动。还有部分先进机型采 用了全液压传动技术， 其操纵已由手动电液控制或微电脑控制技术方面发展， 并取得非常好的效果，大大提高了整机行驶平顺和作业性能，虽然他们都具 有无级变速的功能，操纵轻便，整机动力性好，可靠性高，但由于传动系的 传动效率较低，直接影响了整机生产率和经济性。 液压机械无级变速器是综合了机械传动高效率和液压传动无级变速两方 面优点的新型传动机构。液压机械无级传动是一种多流传动系统，它将功率 分为液压和机械两路传递，分流机构分流后液压马达在正向和反向最大速度 之间来回无级变速。其每一个行程和行星齿轮机构的一种工况相配合，最两 路汇合成由若干无级调速段相衔接并组逐段升高的全程无级变化输出速度。 和液力机械传动相比， 装载量最大可提高 30%， 燃油经济性最大可提高 25%。 此设计主要是针对行星齿轮机构以及控制部分离合器的设计。对于行星 齿轮采用单排的结构形式，这样可以减小整个无级变速器的轴向尺寸，但是 为了能够承受较大的和变化的载荷，于是在中心轮的周围均匀地分布着数个 行星轮来共同分担载荷。本设计采用 3 个行星论均匀的布置形式就可以达到 要求。其控制部分采用多片的用压力油控制的湿式离合器。离合器随着载荷 2 的增加可以增多摩擦片的对数或增加其径向尺寸。在设计的过程中这两方面 是综合考虑的，因为不可能使轴向或径向的尺寸过分的偏大。 关键词：关键词：拖拉机，液压机械传动，无级变速器，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 3 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 4 符符 号号 说说 明明 k 载荷系数 d 摩擦片的外径 d 摩擦片的内径 b 储备系数 q 摩擦片的单位压力 mpa r 摩擦片的平均作用半径 m f 摩擦面的平均作用面积 2 m 1 f 每个摩擦副扣除沟槽后的净面积 2 m q 摩擦片上的总压力 n 1 e 摩擦系数 2 e 花键轴的摩擦系数 i 摩擦片的对数 k 压力损失系数 n 旋转油缸的转速 0 r 旋转轴的外径 0 q 排油需要的压力 mpa q 油缸的工作压力 mpa f q 密封圈的摩擦阻力 n 0 q 压力损失对活塞的阻力 n 1 q 离心力对活塞的阻力 n t q 回位弹簧力 n 1 p 最小工作载荷是 p 弹簧的刚度 1 f 最小工作下的变形量 n f 最大工作下的变形量 min 最小切应力 max 最大切应力 5 目目 录录 第一章第一章 绪论1 1.1 液压机械无级变速器研究的意义1 1.2 液压机械无级变速器的传动原理1 1.3 此设计的研究重点2 第二章第二章 行星齿轮的设计与计算.4 2.1 行星齿轮的特点分析4 2.2 行星齿轮的尺寸计算6 第三章第三章 离合器的设计与计算.9 3.1 离合器的特点分析9 3.1.1 摩擦离合器的作用. 9 3.1.2 湿式摩擦离合器的设计要点.10 3.2 离合器 1 c的计算. .11 3.2.1 离合器 1 c的尺寸计算.11 3.2.2 离合器 1 c的弹簧计算.12 3.3 离合器 2 c计算.15 3.3.1 离合器 2 c的尺寸计算.15 3.3.2 离合器 2 c的弹簧计算.16 3.4 离合器 3 c的计算.19 3.4.1 离合器 3 c的尺寸计算.19 3.4.2 离合器 3 c的弹簧计算.20 3.5 离合器 4 c的计算.23 3.5.1 离合器 4 c的尺寸计算.23 3.5.2 离合器 4 c的弹簧计算.24 第四章第四章 结论结论.28 参考文献参考文献.29 致谢致谢.31 6 第一章第一章 绪论绪论 1.1 液压机械无级变速器的研究意义液压机械无级变速器的研究意义 目前国际上大功率履带拖拉机以及部分工程车辆的传动系广泛采用液力 变矩器与动力换档变速箱组合形式，即我们常标的动力机械传动。还有部分 先进机型采用了全液压传动技术，其操纵已由手动电液控制或微电脑控制技 术方面发展，并取得非常好的效果，大大提高了整机行驶平顺和作业性能， 虽然他们都具有无级变速的功能，操纵轻便，整机动力性好，可靠性高，但 由于传动系的传动效率较低，直接影响了整机生产率和经济性。为此，开发 设计既具有良好的动力性，又有较高传动效率的传动系统一直是国内外广大 工程技术人员长期潜心研究攻关的重点项目。 拖拉机及车辆的无级传动被认为是理想的传动形式。无级传动系可以根 据面状况和发动机工作状态使拖拉机获得最佳的形式性能，使拖拉机动力装 置的动力性通过无级变速器后与拖拉机所需的动力特性达到最佳匹配，进而 改善拖拉机换档过程中的冲击，改善拖拉机的燃油经济性，在这能源短缺， 环境污染日益加剧的 21 世纪有着重要意义。 液压机械无级变速器是综合了机械传动高效率和液压传动无级变速两方 面优点的新型传动机构。液压机械无级传动是一种多流传动系统，它将功率 分为液压和机械两路传递，分流机构分流后液压马达在正向和反向最大速度 之间来回无级变速。其每一个行程和行星齿轮机构的一种工况相配合，最后 两路汇合成由若干无级调速段相衔接并组逐段升高的全程无级输出速度。液 压元件只负担最大功率的一部分，其他功率都由机械路传递。这相当于将液 压无级变速功率扩大，传动总效率相对于液压传动也显著提高，和液力机械 传动相比，装载量最大可提高 30%，燃油经济性最大可提高 25%。 1.2 液压机械无级变速器的传动原理液压机械无级变速器的传动原理 图 1 是液压机械传动的一种方案。输入功率通过两路传递，一路经液压 路（双向）主要起调速作用，一路经机械路，主要用来传递功率，对应路每 7 一固定的传动比连续调解液压路的传动比，就少得到一个总传动比连续变化 的范围，称多段，液压机械传动的基本工作特性是在一段内液压与路传动比 与总传动比成正比变化。马达的最高转速对应着该段的末速度，当这段的末 速度等于后一段的初速度及后一段初速度对应马达最高转速位置。此液压机 械无级变速器必须与发动机合理匹配才能发挥其优势。匹配的关键是根据各 种路况和发动机特性调节变速器的传动比，使发动机工作在最佳状态。 图 11 1.3 此设计的研究重点此设计的研究重点 此设计主要是针对行星齿轮机构以及控制部分离合器的设计。对于行星 齿轮采用单排的结构形式，这样可以减小整个无级变速器的轴向尺寸，但是 为了使能够承受较大的和变化的载荷，于是在中心轮的周围均匀地分布着数 个行星轮来共同分担载荷，从而使每个齿轮所承受的载荷小，并允许这些齿 轮采用较小的模数。此外，在结构上从分利用了内啮合承载力大和内啮合齿 8 圈本身的可容积性从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小。本设 计采用 3 个行星论均匀的布置形式就可以达到要求。其控制部分采用多片的 用压力油控制的湿式离合器。离合器随着载荷的增加可以增多摩擦片的对数 或增加其径向尺寸。在设计的过程中这两方面是综合考虑的，因为不可能使 轴向或径向的尺寸过分的偏大。 第二章第二章 行星齿轮的设计与计算行星齿轮的设计与计算 9 2.1 行星齿轮的特点分析行星齿轮的特点分析 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它有许多独特的优点。它的最显 著的优点是：在传递动力时可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具 有同轴性，其输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动 现在已经被用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动中的减速器，增速 器和变速器装置。尤其是对于那些要求体积小，质量小，结构紧凑和传动效 率高的航空发动机，起重运输，石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要 差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越 广泛的应用。 行星齿轮传动的特点如下： （1）体积小，质量小，结构紧凑，承载大，由于行星齿轮传动具有功率 分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可 以使其结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着多个行星轮来共 同分担载荷，从而使每个齿轮所承受的载荷小，并允许这些齿轮采用较小的 模数。此外，在结构上从分利用了内啮合承载力大和内啮合齿圈本身的可容 积性从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且 承载力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的 1/2 1/5（即在承受相同的载荷条件下） 。 （2）传动效率高，由于行星齿轮传动结构的对称性，即它有数个均匀分 布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力可以相互平衡，从 而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当，结构布置合理的 情况下，其效率值可以达到 0.970.99。 （3）传动比大，可以实现运动的合成与分解，只要适当选择行星轮传动 的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮获得较大的传动比。在仅作为传 递运动的行星齿轮传动中，其传动比可以达到几千。应该指出，行星齿轮在 其传动比很大时，仍然可以保持结构紧凑，质量小，体积小等许多优点。而 且，它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂运动。 （4） 运动平稳， 抗冲击和振动力强， 由于采用了数个结构相同的行星轮， 均匀地分布于中心轮的周围，从而可以使行星轮与转臂的惯性力相平衡。同 时，也可以使参与啮合和齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳。抵抗冲击 10 和振动力强，工作可靠。 （5）行星齿轮式变速箱中的每一个旋转构件，没有必要也不能用轴承支 承起来.对于一个行星排，如果把太阳轮、齿圈和行星架都用轴承来支承，则 由于不可避免的制造误差反而加剧每个行星轮的载荷不均匀程度，同时还给 制造带来麻烦。采用浮动的结构，利用行星轮、太阳轮、齿圈之间的相互作 用力平衡来自动调整太阳轮、行星轮和齿圈的相对位置，可均衡各行星轮的 载荷。一般情况下，齿圈是无法用轴承支承的，因此都是套在行星轮上而没 有固定的轴承支承。行星架质量大，偏置后旋转时产生较大的离心力，故一 般要用轴承来支承。一般，行星齿轮式变速箱中有一根惯穿全箱的中心轴或 几段连成的中心轴。这根轴的两端用轴承支承在箱体中，而中间构件的轴承 就装在此中心轴上。所有的行星排的齿圈都是浮动的；中心轴左端用滚珠轴 承支承在壳体中；太阳轮固定在中心轴上。 （6） 行星变速箱中的需要冷却、 润滑的地方有制动器和离合器的摩擦片、 行星轮轴承、旋转轴承和齿轮等。为了保证供给足够的润滑油，一般多采用 强制润滑。为了保证行星轮滚针轴承各处都得到良好的润滑，行星轮轴上通 向轴承的径向油孔都朝向中间，进入滚针轴承的有从行星轮两侧垫片的间隙 处喷出，两侧垫片侧面开有润滑油沟槽。行星齿轮变速箱要用润滑油的地方 很多，油路的分支很多，为使各处都可以得到从分的润滑油，一般采用节流 孔来分配到各处的油量。 总之，随着行星传动技术的迅速发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动 装置所传递的功率已经达到 20000kw，输出的转矩已经到到mkn 4500。据 有关材料介绍，人们认为目前的行星齿轮传动技术的发展有： （1）标准化， 多品种，目前世界上已经有 50 多个渐开线行星齿轮传动系列设计；而且还演 化出多种形式的行星减速器、差速器和行星变速器等多品种的产品。 （2）硬 齿面、高精度，行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学处理。齿 轮精度一般都在 6 级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承 载力，使齿轮尺寸变得更小。 （3）高转速、大功率，行星齿轮传动机构在高 速传动中，其传动的功率也越来越大。 （4）大规格、大转矩，在中低速、重 载传动中，传动大转矩的大规格的行星齿轮传动已经有了较大的发展。 行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装困难。但随 着人们对行星传动技术的进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术 11 的吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不 断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已经不再看作是一件什么困难 的事。 2.2 行星齿轮的尺寸计算行星齿轮的尺寸计算 由设计要求选得特性系数 k=3，由参考文献20，为了加工和取得较大 的承载能力取行星轮的个数 cs=3，取 a z =20 ， b z =19 ， c z =58 ， b ax i=3.9 因为 b ax i4，太阳轮负变位，行星齿轮和内齿圈正变位。 cba xxx=， 角变位采用不等角变位。预计的适用的啮合角在 0 22 左右。取 0 22 。 2.2.1 按接触强度计算按接触强度计算 ac 的中心距和模数的中心距和模数 输入转矩为 t=9550 n p =9550 2300 106 =440nm 由参考文献20，记载荷不均匀系数为 1.15。在一对 ac 传动中，太 阳轮传递的转矩为 c s i a k c t t=168.72nm 齿数比为 u= z za =95 . 0 20 19 = 太阳轮和行星轮的材料选用 20crmnti，渗碳淬火。由参考文献20得表 面的硬度为 5761hrc，芯部的硬度为 3540hrc。 minh =1450， minfl =400 所以 hp=0.9minh =0.91450=1305 mm n 2 取齿宽系数为 a =0.8，载荷系数 k=1.8 。 按齿面强度计算中心距 a=3 2 ) 1( hpa a a d kt ua + （21） 由参考文献20得 a a =483 故 a=483（0.95+1）=58.1mm 模数 m= 2019 1 . 582 + =3.02 取模数为 3.5 12 则 ac 传动的未变时的中心距 aac= 2 m （) ca zz+= 2 5 . 3 （19+20） 所以aac=68.25 按 预 取 的 啮 合 角 0 22 ， 可 以 得 到 a c 传 动 的 中 心 距 变 位 系 数 yac= ) 1)( 2 1 , + cos cos zza=0.2 计算 ac 传动的变位系数： inv inv zzacx ca += tan2 )( （22） 025069 . 0 412303 . 0 437372 . 0 tan = acacac inv 0149 . 0 34907 . 0 36397 . 0 20tan20= oo inv 545 . 0 20tan2 0149 . 0 025069 . 0 )(= += o ca zzacx 由参考文献20可知在许用的区域内。由传动可得6 . 0= a x，6 . 0= c x 计算 cb 的传动中心距变动系数 cb y和啮合角 cb 。 cb 的传动未变时 25.68)1958( 2 5 . 3 )( 2 =+= cbcb zz m a 5 . 0 5 . 3 25.6870 = = = m aa y cb cb 24372320cos 70 25.68 coscos oocb cb a a = 故6 . 0= c x 图 21 齿轮几何尺寸的计算 项 目 a b c 齿 数 20 19 58 13 变位系数 -0.6 0.6 0.6 模 数 3.5 3.5 3.5 节圆直径 60 57 174 啮合角 “24 3723o “24 3723o “24 3723o 齿顶高 1.2 4.8 4.8 齿根高 1.95 5.55 5.55 中心距 70 70 70 校核 ac 传动的接触强度和弯曲强度 计算接触应力的基本值 u u bd f zzzz t ehh ) 1( 1 0 + = （23） n mzd t ft 4 11 1 1047 . 1 205 . 3 440200044020002000 = = = 重合度的计算公式： )tan(tan)tan(tan( 2 1 22 11 +=zz得 53 . 1 = 由参考文献20得95 . 0 = z 由参考文献20得 2 . 8 . 189mmnze= 由参考文献20查得32 . 2 = h z hph = + = 5 . 1252 975 . 0 ) 1975 . 0 ( 6 . 45203 104 . 1 32 . 2 8 . 18995 . 0 93 . 0 4 0 齿轮弯曲强度的计算 齿根的弯曲应力 fhvaff kkkk= 0 而 hf kk= f k和 h k由以下两个式子确定 fbf k +=) 1(1 （24） hbh k +=) 1(1 （25） 由参考文献20得1= hf 53 . 0 705 . 05 . 0 1 = = mzd a a d 由参考文献20得23 . 1 = b 23 . 1 1) 123. 1 (1=+= f k 23 . 1 = h k 第三章第三章 离合器的设计与计算离合器的设计与计算 14 3.1 离合器的特点分析离合器的特点分析 3.1.1 摩擦离合器的作用摩擦离合器的作用 摩擦离合器是一种依靠主，从动部分之间的摩擦来传递动力且可以分离 的装置。它包括主动部分，从动部分，压紧机构和操纵机构等四部分组成。 主，从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并可以传递动力的基本 结构，操纵机构是使离合器主，从部分分离的装置。 离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车 起步时发动机与传动系的平顺结合，确保汽车的平顺起步；在换挡时将发动 机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的 动载荷时，可以限制传动系所承受的最大转矩， 以防止传动系各零部件因 过载而损坏；有效的降低传动系中的振动和噪声。为了保证离合器具有良好 的工作性，应满足以下要求： （1） 在任何行驶条件下，既可以有效地传递发 动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又可以防止传动系过载。(2) 结合 时要完全，平顺，柔和，保证汽车起步时没有抖动和丛集、冲击。 （3） 分离 时要迅速，彻底。 （4） 从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间 的冲击，便于换挡和减少同步器的磨损。 （5） 应有足够的吸热性和良好的通 风散热效果，以保证工作温度不至于过高，延长其使用寿命。 （6） 应可以避 免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动，缓和冲击，降低噪声的性。 (7)操纵轻便，准确，以减少驾驶员的疲劳。 （8）作用在从动盘上的总压力和 摩擦材料因数在离合器工作过程中的变化要小， 以保证有稳定的工作性。（10） 结构应简单，紧凑，质量要小，制造工艺性要好，拆装，维修，调整方便。 本次设计的是湿式摩擦离合器， 湿式摩擦离和器因有油液的润滑和冷却作用， 有效地控制了摩擦表面的温度并可以显著减少摩擦表面的磨损，因此它对提 高离合器的可靠性和使用寿命有显著的效果，使用寿命可达干式离合器的 5 6 倍。所以湿式摩擦离和器可以适应恶劣的工作条件（频繁的结合，重负 荷下起步等）下使用。湿式摩擦表面的摩擦系数较小，但由于湿式可大大提 高许用比压，因此可通过增加压紧力使摩擦片的尺寸减少，故应用比较广泛。 3.1.2 湿式摩擦离合器的设计要点：湿式摩擦离合器的设计要点： （一）保证离合器结合的平稳和分离彻底：保证离合器的结合平稳，就 15 应使离合器在结合过程中压紧力平缓地增长，这可依靠在摩擦衬片与从动钢 片之间安装波形弹簧。另外，则是安装减振弹簧，它使离合器从动盘轮毂与 钢片之间构成弹性联接，从而可以缓和结合离合器时的冲出，同时也起到了 消除传动系扭转振动的作用。应当指出，常开离合器由于摩擦副存有油液， 当离合器结合时液体被挤出，因而可以起到缓冲的作用；为保证离合器分离 彻底，在多盘式离合器和常开离合器中常常需要用强制的方法将中间压盘推 开，使摩擦面之间有一定的分离间隙。 （二）离合器的调整 离合器的摩擦衬片面在工作中有磨损，因此需要 定期进行调整。在常闭式离合器中，需要进行调整的项目是（1） 分离杠杆 内端与分离轴承之间的间隙的调整，这一调整是为了恢复踏板的自由行程。 一般离合器的这一间隙值为 3 毫米左右，相当于每个摩擦衬片面有 0.4 毫米 的磨损； （2） 调整各分离杠杆的内端使处于离合器轴的同一垂直面内，这一 调整的目的是为了分离离合器时可以均匀拉开压板，保证离合器分离彻底。 （三）从动盘 它由钢盘和固定于其上的摩擦衬面组成。根据所用摩擦 衬面材料的不同，固定方法也不同。对于模压石棉或铜丝石棉衬面，多用铆 钉铆接在其基体刚盘之上，铆好以后，摩擦面的工作表面需要磨削加工，使 它的平行度误差小于 0.2 毫米；也可以用胶合剂帖的方法，但磨损后更换衬 面比较困难。对于粉末冶金衬面则可以采用烧结的方法。基底钢盘的材料可 以选用 40 钢，45 钢。用冲压的方法加工。从动盘的翘曲会引起分离不彻底 的缺陷，为了防止它的翘曲，常在其上开几条径向切口。 （四）摩擦衬面 常用石棉制品或烧结金属制成。对摩擦衬面材料的要 求： （2）应有较高的耐磨性； （3）应有足够的机械强度； （4）不易和对磨表 面胶合。由于石棉材料制成的衬面有较大的摩擦系数，一般都在 0.3 到 0.35 以上，但其稳定性差，随着温度的增长摩擦系数值会下降，超过 250 度时易 造成损坏。石棉材料的密度小且可以保证必需的机械强度，价格低，易于制 造，它通常用于干式离合器。烧结金属衬面材料有两种，一种是铜基，一种 是铁基。铜基烧结的金属衬面用在湿式离合器；而铁基烧结金属衬面只用于 干式离合器，因为它在油中的耐磨性差。两种烧结金属都可以承受较高的比 压，在高温下的摩擦系数良好且摩擦系数也稳定，使用的期限也比石棉制品 长得多。此外，烧结金属衬面很薄可以使离合器的轴向尺寸减小，但密度较 大，从而转动惯量也较大，价格也较贵。在湿式离合器中，为了提高摩擦副 16 的工作性，在摩擦的衬面上制有油槽，作用是：保证油流通过离合器摩擦面， 以便润滑和冷却摩擦面，同时油流量可以将磨削带走，起到清洁摩擦面的作 用；主，从动盘结合时，表面上的油容易被挤到油槽中流走，两盘相对滑磨， 起到刮油和破坏油膜的作用形成半液体摩擦和临界摩擦，以提高摩擦系数。 经过大量的实验，不同形状的油槽具有不同的作用：螺旋形油槽具有较高的 摩擦系数，磨损也不大，但油不容易通过，冷却效果较差；径向油槽冷却效 果好，磨损小，但摩擦系数低；因此，常常采用螺旋油槽和径向油槽的综合， 兼有两者的优点；也可以采用网络形油槽，它既有较高的摩擦系数，又有足 够的油流通过，冷却好，但在离合器处于分离时，网络形沟槽了使摩擦片产 生较大的粘性传动，造成不彻底的分离。 3.2 离合器离合器 1 c的计算的计算 3.2.1 离合器离合器 1 c 的尺寸计算的尺寸计算 由其结构定：174 2 =d 212= p d 250 1 =d mntt= 7 . 146 3 1 2300 106 9550 计算转矩 mntt tc .2205 . 1 7 . 146= 摩擦片的对数 pp c pddd t m )( 8 2 2 2 1 （31） 摩擦片的材料选用铜基粉末冶金。由参考文献7得1 . 0=400= p p 1 . 2 1 . 0400 2 . 21) 4 . 1725( 102208 22 3 = m 取6=m 许用转矩的传递 tppcp kkpmdddt.)( 8 1 1 2 2 2 1 = （32） 由参考文献7查得 79 . 0 1 =k 28 . 1 = v k 1= t k 代入计算得 7 . 366 6 . 515= cp t 压紧力的计算 17 n md t q p c4 3 107 . 2 1014 . 0 116 1022202 = = （33） 摩擦的压强 2835.25 )( 4 2 2 2 1 = = dd q p (34) 摩擦离合器的摩滑功和发热量的计算 )1 ()1 (2 )( 0 21 2 2121 cc t m t t j t t j jj a + = （35） 一次终了时的平均温度 mc a tttt m p 1 00 +=+= (36) 一次终了时多盘离合器接合时的温升 p m t mc a t = 1 （37） 用油冷却的湿式离合器循环油的温升为 p c m t q a t = 60 （38） 3.2.2 离合器离合器 1 c 的弹簧计算的弹簧计算 摩擦片的外径 m d=0.25 摩擦片的内径 m d=0.174 储备系数 b=1.5 摩擦片的单位压力 mpa q=2 摩擦片的平均作用半径 m r=0.25（d+d）=0.1055 摩擦面的平均作用面积 2 m f=0.25)( 22 dd =0.0212 每个摩擦副扣除沟槽后的净面积 2 m ff=8 . 0 1 =0.0196 摩擦片上的总压力 n 6 10=fqq=3.392 4 10 摩擦系数 12 . 0 1 =e 花键轴的摩擦系数 06 . 0 2 =e 摩擦片的对数 =i6 18 压力损失系数 21 21 21 2) )1 ( 1 (1 ee iee ee k + = (39) 代入（39）式计算得 k =6.26 摩擦副的数目 krqe mb i = 1 1 (310) 旋转油缸的转速 i vn n = 39 43 0 （311） 把2300 0 =n h km v727 . 3 = 代入式（311）得转速为 67.51 活塞的外径 r=8.15cm 活塞的内径 r=5.75cm 旋转轴的外径 0 r =4.95cm 排油需要的压力 mpa 05. 0 0 =q 088 . 0 1085 . 7 2 0 102 01 = rnq 油缸的工作压力 mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 n qqf03 . 0 =1.0 3 10 压力损失对活塞的阻力 n 2 0 22 0 10)(=qrrq=1.06 3 10 离心力对活塞阻力 n)2()(1085 . 7 2 0 222282 1 rrrrrnq+= =490 回位弹簧力 n 10 qqqq ft += （312） 用 15 个弹簧圆周布置，故,每个弹簧的力为n266153990= 最小工作载荷是 np67.32 1 = 弹簧的直径为 p n ckp d 6 . 1 （313） 查参考文献得 bp 5 . 0=，而查表得mpa b 833=（预计直径大于 2。故 mpa p 15.45883355 . 0 =。 曲度系数 31 . 1 615 . 0 44 14 =+ = cc c k （一般取 c 为 58，取为 5） 19 94 . 2 15.458 31 . 1 5266 6 . 1= d 故取为 3 弹簧的刚度 = p mm n n ppn 89.38 6 67.32266 1 = = 最小工作下的变形量 mm p p f84 . 0 89.38 67.32 1 1 = 最大工作下的变形量 mm p p f n n 84 . 6 89.38 266 = 压时的变形量 b f ，根据弹簧的工作区应在变形量的 20%80%的规定， 取 bn ff65 . 0 = 故mm f f n b 52.10 65 . 0 84 . 6 65 . 0 =。压时的变形量 b p ，根据弹簧的工 作 区 应 在 变 形 量 的20% 80% 的 规 定 ， 取 bn ff65 . 0 =。 1 . 272 65 . 0 87.176 65 . 0 = n b p p 有效的圈数 67 . 9 15 1 . 2728 84 . 6 37900 8 3 4 3 4 = = dp fgd n n n 由参考文献7按标准取有效的圈数为 10 总的圈数根据参考文献7 得 122 1 =+= nn 压并高度根据参考文献7 得 5 . 343)5 . 110()5 . 1(=+=+=dnhb 自由高度 mmfhh bb 6 . 51 1 . 17 5 . 34 0 =+=+= ，参考文献7 取为 52。 参数的计算: 节距 75 . 4 10 35 . 1525 . 1 0 = = = n dh t 螺旋角 o d t 4 . 6 1514 . 3 75 . 4 arctanarctan= = 展开的长度 mm dn l o 568 4 . 6cos 121514 . 3 cos 1 = = 脉动疲劳极限 7 10=n mpa b 9 . 2498333 . 03 . 0 0 = 最小切应力 mpa d kdp 34.148 314 . 3 801531 . 1 88 33 1 min = = 20 最大切应力 mpa d kdpn 32.254 314 . 3 87.1761531 . 1 88 33 max = = 疲劳安全系数 42 . 1 314 . 3 34.14875 . 0 9 . 24975 . 0 3 max min0 = + = + = s 弹簧的自振频率 s nd d f 1 67.474 1514 . 3 3 1056 . 3 1056 . 3 2 5 2 5 = = 强迫的振动频率 s n fr 1 3 . 38 60 2300 60 max = 3.3 离合器离合器 2 c计算计算 3.3.1 离合器离合器 2 c 的尺寸计算的尺寸计算 由其结构定：290 2 =d 325= p d 360 1 =d mntt.440 2300 106 9550= 计算转矩 mntt tc .6605 . 1440= 摩擦片的对数 pp c pddd t m )( 8 2 2 2 1 （314） 摩擦片的材料选用铜基粉末冶金，由参考文献20得1 . 0=400= p p 84 . 2 1 . 0400 5 . 32)2936( 106608 22 3 = m 取 m=8 许用转矩的传递 tppcp kkpmdddt.)( 8 1 1 2 2 2 1 = （315） 查参考文献20得 67 . 0 1 =k 86 . 0 = v k 1= t k 代入计算得 ccp tt= 2601 压紧力的计算 3 1048 . 3 1 . 014 5 . 32 66022 = = md t q p c （316） 摩擦的压强 21 p p dd q p= = = 4 . 57 )2936( 1048 . 3 4 )( 4 22 3 2 2 2 1 （317） 摩擦离合器摩滑功和发热量的计算 )1 ()1 (2 )( 0 21 2 2121 cc t m t t j t t j jj a + = (318) 一次终了时的平均温度 mc a tttt m p 1 00 +=+= （319） 一次终了时多盘离合器接合时的温升 p m t mc a t = 1 （320） 用油冷却的湿式离合器循环油的温升为 p c m t q a t = 60 （321） 3.3.2 离合器 2 c 的弹簧计算 摩擦片的外径 m d=0.29 摩擦片的内径 m d=0.36 储备系数 b=1.5 摩擦片的单位压力 mpa q=2 摩擦片的平均作用半径 m r=0.25（ d+d）=0.1695 摩擦面的平均作用面积 2 m f=0.25)( 22 dd =0.051 每个摩擦副扣除沟槽后的净面积 2 m ff=8 . 0 1 =0.0408 摩擦片上的总压力 n 6 10=fqq=8.16 4 10 摩擦系数 12 . 0 1 =e 花键轴的摩擦系数 06 . 0 2 =e 摩擦片的对数 =i8 压力损失系数 21 21 21 2) )1 ( 1 (1 ee iee ee k + = （322） 22 代入（322）式计算得 k =7.1 摩擦副的数目 krqe mb i = 1 1 （323） 旋转油缸的转速 i vn n = 39 43 0 =675.1 （324） 把2300 0 =n h km v727 . 3 = 代入计算得转速为 675.1 活塞的外径 r=8.15cm 活塞的内径 r=5.75cm 旋转轴的外径 0 r =4.95cm 排油需要的压力 mpa 05. 0 0 =q 088 . 0 1085 . 7 2 0 102 01 = rnq 油缸的工作压力 mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 n qqf03 . 0 =2.448 3 10 压力损失对活塞的阻力 n 2 0 22 0 10)(=qrrq=2.5 3 10 离心力对活塞力)2()(1085 . 7 2 0 222282 1 rrrrrnq+= =3.12 3 10 回位弹簧力 n 10 qqqq ft += （325） 用 24 个弹簧圆周布置，故,每个弹簧的力为n28.336248068= 假设最小工作载荷是在离心力的作用下，np208 1 = 弹簧的直径为 p n ckp d 6 . 1 （326） 查参考文献7得 bp 5 . 0=，而查表得mpa b 833=（预计直径大于 2。 故mpa p 15.45883355 . 0 =。 23 曲度系数 31 . 1 615 . 0 44 14 =+ = cc c k （一般取 c 为 58，取为 5） 98 . 2 15.458 31 . 1 528.336 6 . 1= d 故取为 3 弹簧的刚度 = p mm n n ppn 33.18 7 20828.336 1 = = 最小工作下的变形量 mm p p f34.11 33.18 208 1 1 = 最大工作下的变形量 mm p p f n n 34.18 33.18 28.336 = 压时的变形量 b f ，根据弹簧的工作区应在变形量的 20%80%的规定， 取 bn ff65 . 0 = 故mm f f n b 49.17 65 . 0 37.11 65 . 0 =。压时的变形量 b p ，根据弹簧的 工 作 区 应 在 变 形 量 的20% 80% 的 规 定 ， 取 bn ff65 . 0 =。 35.517 65 . 0 28.336 65 . 0 = n b p p 有效的圈数 9 . 8 2