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履带拖拉机无级变速器设计——行星机构设计【优秀无级变速器全套课程毕业设计含3张CAD图纸】

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关键词：: 履带拖拉机无级变速器行星机构课程毕业设计履带拖拉机无级变速器设计——行星机构设计

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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【优秀无级变速器全套课程毕业设计含3张CAD图纸】

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履带拖拉机无级变速器设计（行星机构设计）

摘要

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：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 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

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 离合器的计算............................... .11

§3.2.1 离合器的尺寸计算.........................11

§3.2.2 离合器的弹簧计算.........................12

§3.3 离合器计算...................................15

§3.3.1 离合器的尺寸计算.........................15

§3.3.2 离合器的弹簧计算.........................16

§3.4 离合器的计算.................................19

§3.4.1 离合器的尺寸计算.........................19

§3.4.2 离合器的弹簧计算.........................20

§3.5 离合器的计算.................................23

§3.5.1 离合器的尺寸计算.........................23

§3.5.2 离合器的弹簧计算.........................24

第四章结论...........................................28

参考文献...............................................29

致谢...................................................31

第一章绪论

§1.1 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。

参考文献

[1] 徐立友,周志立，张明柱，李言．拖拉机液压机械无级变速器的特性分析[J]．中国农业大学报．2006，5

[2] 张明柱，周志立，徐立友．农业拖拉机用多段液压机械无级变速器设计[J] ．农业工程学报．2003，19(6):118—121

[3] 田全忠．液压机械传动在大功率拖拉机上的应用分析[J]．拖拉机与农用运输车．2001，2：31—33

[4] 郭晓林，苑士华，张银彩，胡纪滨，杨树军．等比式液压机械无级变速器设计与仿真[J]．机床与液压.2006，8

[5] 徐立友,周志立，张明柱，李言．拖拉机液压机械无级变速器设计[J].农业工程学报．2006，

[6] 侯国勇，苑士华．液压机械无级变速器的速比调节规律研究[J]．工程机械．2004,(6)

[7] 田全忠，陈树声，查正维，史金钟．液压机械无级变速传动系统计算和分析[J]．拖拉机与农用运输车.2005，6

[8] 徐立友,周志立，张明柱，李言．拖拉机液压机械无级变速传动系统与发动机的合理匹配[J]．农业工程学报.2006，9

[9] 孙桓，陈作模主编．机械原理[M]．第六版．高等教育出版社，.2001

[10] 胡纪滨，赵然，丛振刚．液压机械无极传动的自动控制研究．北京理工大学学报．[J].2002，8

[11] 侯红生．机械工程图学科[M]．学出版社．2001。

[12] 王昆，何晓柏，汪信远．计机械设计基础课程设计[M]．高等教育出版社．1995。

[13] 吉林工业大学，北京农机学院，洛阳农机学院，湖北农机学院，镇江农机学院，河北工学院合编. 拖拉机地盘结构设计图册[M]. 机械工业出版社. 1974

[14] 重型车辆自动变速技术及发展技术及发展趋势[J]. 重庆大学学报(自然科学版).2003，26（10）：10-14

[15] 葛安林. 车辆自动变速理论与设计[M]. 北京：机械工业出版社.1993

[16] 田全忠．液压机械传动在大功率拖拉机上的应用分析．拖拉机与农用运输车，[M] 2001，2：31-33

[17] 张月相，赵英君. 汽车自动变速器原理与检修[M]. 哈尔滨：黑龙江科学技术出版社[M].2005

[18] 鲁智雄. 底盘构造与车辆理论[M]. 北京：中国农业出版社.2005年98-101

[19] 刘小芳等.汽车工程手册设计篇[M].北京：人民交通出版社.2001年，87-88

[20] 机械设计手册编委会.机械设计手册[M].3版.北京:机械工业出版社， 2004年

[21] 李传禹，刘力，陈东等．QC/T2-92.中华人民共和国汽车行业标准.北京:机械工业出版社.[M]

[22] 朱锡全，刘力，陈东等．QC/T6-92.中华人民共和国汽车行业标准.北京:机械工业出版社.[M]

[23] 朱锡全，刘力，陈东等．QC/T265-2004.中华人民共和国汽车行业标准.北京:机械工业出版社.[M]

[24] 甘永力.几何量公差与检测[M].第六版.上海:上海科学技术出版社,2004年,1-278

内容简介：: 外文资料译文 1 离合器一绪论离合器是用来传递发动机的动力给驱动部件并使它们有相同的速度，一旦这种关系定下来，离合器一定要有能力传递最大转矩而绝不可以打滑。复合多片式离合的主要特征是随着动力传递的增加需要的片数越多，因为这样可以减少盘的直径以达到结构紧凑的目的。自动变速器的几个离合器是用来接合和分离不同的行星齿轮。这种类型的离合器包含几片摩擦片，离合器盘的主要构件是离合器的摩擦片，它是由低碳钢和摩擦材料粘接起来的。夹板把摩擦片夹在输入轴上，而每一片又是紧托在离合器室里面。图一说明了离合器的结合原理。盘 a 迫使和输入轴一起旋转，盘 b 和输出轴一起旋转，当离合器分离时，离合器盘自由状态的分开，当离合器接合时，它们又紧紧的联在一起。在工作的时候，分离的钢片和摩擦片由压力迫使的接合在一起，运动是扭矩也就产生了，大多数的多片离合器包括自动变速器，都要靠油进行运转，在离合器工作的时候，油作为有效的冷却剂，和用来降低摩擦在工作中的磨损，这条能量传递的选择，一般在摩擦能量区域范围之内，因为摩擦材料是一种典型的低热量导体，在离合器短暂的结合期间，摩擦的热量在未被冷却液带走之前，是靠钢铁材料吸收的，大量的温升传给了钢片。工作离合器的特点是，它们靠设计因素和运转，以及它们之间的综合的相互作用，几个综合的要素要考虑在设计多片离合器中，离合器稳定传递转矩的能力，结合后传递转矩不打滑，转移动力，吸收动能，以及离合器在工作中控制汽车惯性的能力，离合器的静转矩直接依靠离合器盘提供的压力，静摩擦系数、摩擦片的几何形状以及摩擦片的片数，离合器静摩擦阶段，大量的热量传给离合器盘。在大多数的离合器中，所有离合器片的工作规律应尽可能一致，然而，由于盘与盘之间的间隙的限制和工作的要求，很多离合器没有同样加载的能力，导致加载压力和温度大量的升高，这是在五片或六片离合器中，确实存在的问题。在离合器盘中，特别高的加载温度和温度的倾斜会导致摩擦材料nts外文资料译文 2 的损坏和脱落，连接实效以及其他方面的失败。因此，在设计离合器过程中，必须提前预测离合器的理论传递能力。这样看来，离合器设计的早期工作，要独立的考虑连接和工作的问题，作为限制性分析，这篇论文讲解的是限制性的分析的发展过程，那就是预测多片离合器存在短暂的温度，连接和温度的解决是在模拟分析中解决的，稳度和热量流在离合器运行期间预测，这些限制的条件需要试验数据的纠正，一个很一致的观点是离合器盘的温升是在第一次结合中获得的，这个发展观点的想法明白了热量在离合器工作过程中的转移，而且降低了发展实践和成本。多片离合器中的热量和机械运动的影响，集中起来被看作是恒温器接触的问题，这种方法被用来设计离合器和制动器。这个模型有全部的磁盘组成，其他组成部分被看作是弹性和热量的导体。这项研究的目的是缩短设计时间和设计的灵活性，一个二维的不均匀模型比一个三维的大。花键齿在一个二维的模型里，不能被表达出来。但是，合适的材料运用在相似的领域里是不会变形的。 Orzelowski， Wicher 和 Heoetal在三维和二维之间，比较得出一个正确的结果，在二维模拟的情况下，一个震动片的模型是一个平台，计算出来的温度也时常干扰。一个普通的教授 Hypermesh建立了离合器的这个模型， ABAQUS 软件被应用来短暂的温度上升。模拟的最初目的是来交叉选择几何形状、压力以及圆周的标准的滑动速度，机械运动、材料的温升、滑动率。图表 2 显示了这个多片离合器的模型。二热量模型在自动变速传动里面，离合器把动力传递给齿轮排挡，一个普通的传递是同时由一个离合器传递给低档齿轮而又结合另一个离合器传给高档齿轮，通过离合器操作的四个阶段，将温度模型分为四个步骤：结合、咬合、分离、释放。第一步离合器的结合对温度问题这是最重要的阶段，摩擦热量与结合压力、盘的半径、滑动速度和滑动摩擦系数有关。第二步离合器的咬合 ,在这个阶段，离合器的压力带到最大，这个阶段对于链接来说很最要，热量通过流动被带走，在图二种表达了离合器的整个界面。第三步离合器的分离，这个阶段的能量的产生与第一阶段的能量的产生很相似。第四部离合nts外文资料译文 3 器的释放，产生的热量通过第一步和第三步以及慢慢的传递消散了。在离合器室里面所产生冷却以及所有离合器钢片的冷却在图 2c 中表达出来。Marghitu指出，原油允许传递的范围在一百道一千度之间，温度传递也是靠离合器的尺寸和润滑油的流动， Xiang 和 Klemer 演示了湿式离合器的热量传递，发现了热量传递在润滑油在钢片之间。图 3 显示了热量在两层面之间的传递。因此，热量传递在两千焦时给了一个润滑油带走的速率。社会标准的自动工程机械是一种惯性湿式的，它用来湿式离合器的试验。这个试验表明静摩擦力依赖温度和速度，然而，固定的摩擦系数又希望齿轮传动的质量高，为了解释这个模型，静摩擦系数、材料的热容量和温度流应该包括在这项研究里面。 2 模拟的结果五次成功的模拟得到了稳定的状态。每次模拟包括四步 ,比如结合、咬合、分离和释放。图 4a 显示了在第五次此时的温度变化情况，图 4b 显示了离合器的能量，离合器结合的能量是 1860J，而分离式的能量是 1400J。图 4c 显示了结合时压力下的摩擦力。 3 试验和模型的证实这个试验是由两个转移性的发动机，在长的工作台上进行的圆周运动的测量。图 5 显示出来了在中间安装了 3 个外盘，同时三对安装在前面移动盘接触的区域，其他 3 个安装在前面的空间区域，就象图 5 这样安装，温度是两次温度的平均。最初测试的温度是 55度左右，经过第一次结合后离合器盘中心的温度为100105 左右，那就是温度上升了 45 左右，图 6 显示了这个循环周期，图6a 显示了测试的平均温度，图 6b 展示了在试验周期的过程中，移动盘中的温度，总的 14%的温度的变化是在移动盘接触的第一次和第三次之间，比较结果和正确的预测，图 7a 和图 7b 显示出测锝和预测的只有几度的不同，主要是由于温度的倾斜，图 7b显示出来高于最高温度只有 6 度左右，在对流的阶段，发现测试时间比预测时间晚，当然这是又有周期热量的抵抗，图 7b显示了 FEA 的预测，在离合器咬合的时候有一个漏洞，导致能量流动转移，在离合器咬合的期间，刚开始带走的热量很重要，因为测试要得到稳定的观nts外文资料译文 4 察结果，在释放阶段，这里预测和测量有更大的不同，这个现象可以这样来解释，钢片的影响的和摩擦系数并不是理想的那样。然而在整个周期中，带走的能量是平衡的。结论这个论文描述了 FEA 模型的发展，它有能力预测多片离合器有温度的能力，接触和温度问题在离合器盘分析中同时被解决。 FEA 预测和试验数据时正确的。一个一致的答案仅有 5%的差异，离合器的温升在第一次接合时得到，特别是离合的高温和温度的倾斜，会导致摩擦材料的脱落甚至破坏其他模型，在这项研究中观察发现，如果在离合器咬合阶段，或者两次接触的时间不长，离合器在下次结合之前，决不会出现温升，在这样情况下，温度很不容易形成干扰，这个方法的发展，改进了理解多片离合器的热量转递，减少了生产发展的时间和成本。这个研究用连续的摩擦系数，然而， FEA 用连续的摩擦系数会更加精确。进一步的研究表明，用计算机计算静力流体将更精确、更能评价离合器的温度。 nts 1 履带拖拉机无级变速器设计（行星机构设计）摘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：拖拉机，液压机械传动，无级变速器，行星排 nts 2 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 the y 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 mechan ical 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 nts 3 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 nts 4 符号说明 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 2m 1F 每个摩擦副扣除沟槽后的净面积 2m Q 摩擦片上的总压力 N 1e 摩擦系数 2e 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 0r旋转轴的外径 0q排油需要的压力 Mpa q 油缸的工作压力 Mpa fQ密封圈的摩擦阻力 N 0Q压力损失对活塞的阻力 N 1Q 离心力对活塞的阻力 N tQ回位弹簧力 N 1P 最小工作载荷是 P 弹簧的刚度 1F 最小工作下的变形量 nF最大工作下的变形量 min 最小切应力 max最大切应力 nts 5 目录第一章绪论 .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 1C 的计算 . .11 3.2.1 离合器 1C 的尺寸计算 .11 3.2.2 离合器 1C 的弹簧计算 .12 3.3 离合器 2C 计算 .15 3.3.1 离合器 2C 的尺寸计算 .15 3.3.2 离合器 2C 的弹簧计算 .16 3.4 离合器3C的计算 .19 3.4.1 离合器3C的尺寸计算 .19 3.4.2 离合器3C的弹簧计算 .20 3.5 离合器 4C 的计算 .23 3.5.1 离合器 4C 的尺寸计算 .23 3.5.2 离合器 4C 的弹簧计算 .24 第四章结论 .28 参考文献 .29 致谢 .31 nts 6 第一章绪论 1.1 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nts 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 1 1 1.3 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 nts 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。第二章行星齿轮的设计与计算 nts 9 2.1 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 0.97 0.99。（ 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nts 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nts 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 AZ =20 ， BZ =19 ，CZ=58 ， BAXi=3.9 因为 BAXi 4，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 022 左右。取 022 。 2.2.1 按接触强度计算 A C 的中心距和模数输入转矩为 T=9550np=95502300106=440Nm 由参考文献 20，记载荷不均匀系数为 1.15。在一对 A C 传动中，太阳轮传递的转矩为 CSIA KCTT =168.72Nm 齿数比为 U=ZZA = 95.02019 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 57 61HRC，芯部的硬度为 35 40HRC。 minH=1450， minFl=400 所以 HP=0.9 minH=0.9 1450=1305mmN 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(HPaAa dKTUA （ 2 1）由参考文献 20得aA=483 故 A=483（ 0.95+1） =58.1mm 模数 m=2019 1.582 =3.02 取模数为 3.5 nts 12 则 A C传动的未变时的中心距 aAC=2m（ )CA ZZ =25.3（ 19+20）所以 aAC=68.25 按预取的啮合角 022 ，可以得到 A C 传动的中心距变位系数yAC = )1)(21, C O SC O SZZA=0.2 计算 A C 传动的变位系数： invinvZZACXCA t an2)(（ 2 2） 0 2 5 0 6 9.04 1 2 3 0 3.04 3 7 3 7 2.0ta n ACACACin v 0149.03 4 9 07.03 6 3 97.020t a n20 ooin v 545.020t a n2 0149.0025 0 69.0)( oCA ZZACX 由参考文献 20可知在许用的区域内。由传动可得 6.0AX ， 6.0CX计算 C B 的传动中心距变动系数CBY和啮合角 CB。 C B 的传动未变时 25.68)1958(2 5.3)(2 CBCB ZZma 5.05.3 25.6870 m aay CBCB 24372320c o s70 25.68c o sc o s ooCBCB aa 故 6.0CX 图 2 1 齿轮几何尺寸的计算项目 A B C 齿数 20 19 58 nts 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 243723O 243723O 243723O 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 A C 传动的接触强度和弯曲强度计算接触应力的基本值 uubdFZZZZ tEHH)1(10（ 2 3） Nmzd TF t 4111 1047.1205.3 440200044020002000 重合度的计算公式： )t a n( t a n)t a n( t a n(2 1 2211 ZZ得53.1 由参考文献 20得 95.0Z 由参考文献 20得 2.8.189 mmNZ E 由参考文献 20查得 32.2HZ HPH 5.1252975.0)1975.0(6.45203104.132.28.18995.093.0 40齿轮弯曲强度的计算齿根的弯曲应力 FHVAFF KKKK 0而 HF KK FK和HK由以下两个式子确定 FbFK )1(1（ 2 4） HbHK )1(1（ 2 5）由参考文献 20得 1 HF 53.0705.05.01 mzd aAd 由参考文献 20得 23.1b23.11)123.1(1 FK23.1HK第三章离合器的设计与计算 nts 14 3.1 离合器的特点分析 3.1.1 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：（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nts 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nts 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 1C 的计算 3.2.1 离合器 1C 的尺寸计算由其结构定： 1742 D 212PD 2501 D mNT t 7.1463123001069550 计算转矩 mNTTtC .2 2 05.17.1 4 6 摩擦片的对数 PPC PDDD Tm )( 8 2221 （ 3 1）摩擦片的材料选用铜基粉末冶金。由参考文献 7得 1.0 400PP 1.21.04002.21)4.1725( 102208 22 3 m 取 6m 许用转矩的传递 TPPCP KKPmDDDT .)(8112221 （ 3 2）由参考文献 7查得 79.01 K 28.1VK1TK 代入计算得 7.3 6 66.5 1 5CPT压紧力的计算 nts 17 NmDTQPC 43 107.21014.0116 1022202 （ 3 3）摩擦的压强 2835.25)( 4 2221 DD QP (3 4) 摩擦离合器的摩滑功和发热量的计算 )1()1(2)(02122121CCtmTTJTTJJJA （ 3 5）一次终了时的平均温度 mcAtttt mp100 (3 6) 一次终了时多盘离合器接合时的温升 pm tmcAt 1 （ 3 7）用油冷却的湿式离合器循环油的温升为 pcm tqAt 60 （ 3 8） 3.2.2 离合器 1C 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 2m F=0.25 )( 22 dD =0.0212 每个摩擦副扣除沟槽后的净面积 2m FF 8.01 =0.0196 摩擦片上的总压力 N 610 FqQ =3.392 410 摩擦系数 12.01 e 花键轴的摩擦系数 06.02 e 摩擦片的对数 i 6 nts 18 压力损失系数 2121 21 2)1(1(1 eeieeeeK (3 9) 代入（ 3 9）式计算得 K =6.26 摩擦副的数目 KRQe MBi 11(3 10) 旋转油缸的转速 I vnn 3943 0（ 3 11）把 23000 nhKmv 727.3 代入式（ 3 11）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 0r=4.95cm 排油需要的压力 Mpa 05.00 q0 8 8.01085.7 2010201 rnq油缸的工作压力 Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 N QQf 03.0=1.0 310 压力损失对活塞的阻力 N 20220 10)( qrRQ =1.06 310 离心力对活塞阻力 N )2()(1085.7 202222821 rrRrRnQ =490 回位弹簧力 N 10 QQQQ ft （ 3 12）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 NP 67.321 弹簧的直径为 Pn CKPd 6.1 （ 3 13）查参考文献得 bP 5.0，而查表得 MPab 833（预计直径大于 2。故M P aP 15.45883355.0 。曲度系数 31.161 5.044 14 CCCK（一般取 C 为 5 8，取为 5） nts 19 94.215.4 5 8 31.152 6 66.1 d 故取为 3 弹簧的刚度 PmmNn PP n 89.386 67.322661 最小工作下的变形量 mmPPF 84.089.38 67.3211 最大工作下的变形量 mmPPF nn 84.689.38266 压时的变形量bF，根据弹簧的工作区应在变形量的 20% 80%的规定，取bn FF 65.0故 mmFF nb 52.1065.084.665.0 。压时的变形量 bP ，根据弹簧的工作区应在变形量的 20% 80% 的规定，取bn FF 65.0。1.2 7 265.0 87.1 7 665.0 nb PP 有效的圈数 67.9151.272884.6379008 3434 DPFGdnnn 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 1221 nn 压并高度根据参考文献 7 得 5.343)5.110()5.1( dnHb自由高度 mmFHHbb 6.511.175.340 ，参考文献 7 取为 52。参数的计算 : 节距 75.410 35.1525.10 n dHt螺旋角 oDt 4.61514.3 75.4a r c t a na r c t a n 展开的长度 mmDnLo 5684.6c o s121514.3c o s 1 脉动疲劳极限 710N M P ab 9.2498333.03.00 最小切应力 M P adK DP 34.148314.3 801531.188 33 1m i n nts 20 最大切应力 M P adK DP n 32.254314.3 87.1761531.188 33m a x 疲劳安全系数 42.1314.334.1 4 875.09.2 4 975.03m a x m i n0 S 弹簧的自振频率 snD df 167.4741514.3 31056.31056.3 2525 强迫的振动频率 snfr 13.38602 3 0 060m a x 3.3 离合器 2C 计算 3.3.1 离合器 2C 的尺寸计算由其结构定： 2902 D 325PD 3601 D mNT t .44 023 0010 695 50 计算转矩 mNTTtC .6 6 05.14 4 0 摩擦片的对数 PPC PDDD Tm )( 8 2221 （ 3 14）摩擦片的材料选用铜基粉末冶金，由参考文献 20得 1.0 400PP 84.21.04005.32)2936( 106608 22 3 m 取 m=8 许用转矩的传递 TPPCP KKPmDDDT .)(8112221 （ 3 15）查参考文献 20得 67.01 K 86.0VK1TK 代入计算得 CCP TT 2601压紧力的计算 31048.31.0145.32 6 6 022 mD TQPC（ 3 16）摩擦的压强 nts 21 PPDDQP 4.57)2936(1048.34)(42232221 （ 3 17）摩擦离合器摩滑功和发热量的计算 )1()1(2)(02122121CCtmTTJTTJJJA (3 18) 一次终了时的平均温度 mcAtttt mp 100 （ 3 19）一次终了时多盘离合器接合时的温升 pm tmcAt 1 （ 3 20）用油冷却的湿式离合器循环油的温升为 pcm tqAt 60 （ 3 21） 3.3.2 离合器 2C 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 2m F=0.25 )( 22 dD =0.051 每个摩擦副扣除沟槽后的净面积 2m FF 8.01 =0.0408 摩擦片上的总压力 N 610 FqQ =8.16 410 摩擦系数 12.01 e 花键轴的摩擦系数 06.02 e 摩擦片的对数 i 8 压力损失系数 2121 21 2)1(1(1 eeieeeeK （ 3 22） nts 22 代入（ 3 22）式计算得 K =7.1 摩擦副的数目 KRQe MBi 11（ 3 23）旋转油缸的转速 I vnn 3943 0=675.1 （ 3 24）

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