回流式无级自动变速传动系统毕业设计.doc

回流式无级自动变速传动系统毕业设计目录目录.摘要.Abstract.1. 绪论.1.1 课题的意义.1.2 无极自动变速器的发展.1.3 回流式无极自动变速传动系统的结构组成.1.3.1 金属带式CVT概述.1.3.2 回流式无极自动变速传动系统的结构组成.1.3.3 回流式无极自动变速传动系统的特点.1.3.4 回流式无极自动变速传动的发展及国内外现状.1.4 论文的主要研究工作内容.2. 回流式无极变速传动的参数设计.2.1 回流式无极变速传动系统的工作原理.2.1.1 回流式无极变速器的工作原理.2.2 传动系统参数设计.2.2.1 传动系统最大速比的计算.2.2.2 传动系统最小速比的计算.2.2.3 传动系统倒档速比的计算.2.3 长安羚羊SC7101轿车原始数据.2.4 回流式无极自动变速传动系统的结构参数设计.2.4.1带值计算结果.2.4.2 定速比齿轮参数的确定.2.4.3 行星齿轮参数的确定.2.4.4 结构参数的圆整.3. 金属带无极变速装置的力学分析.3.1 金属带主、从动轮的受力分析.3.1.1 CVT传动的运动分析.3.1.2 金属带的轴向力计算.3.2 CVT主、从动轴上的轴向力分析.4. 回流式无极变速传动系统的关键零部件设计.4.1 离合器、制动器的设计.4.1.1 理论转矩的计算.4.1.2 湿式离合器的设计.4.1.3 制动器的设计.4.1.4 单向离合器的设计.4.2 齿轮的设计.4.2.1 定速比齿轮的设计.4.2.2 行星排的设计.4.3 轴的设计.4.3.1 轴I的设计.4.3.2 轴的设计.1绪论1.1 课题的意义金属带式无级自动变速传动是20世纪80年代末期出现的一种新型汽车传动方式, 它可以让发动机在最佳燃油经济线上运行,使汽车拥有一个没有“漏洞”的牵引特性,来达到节省燃料、减少废气排放的目的；同时, 加速的时候不需切断动力,使轿车不仅乘坐舒适且超车加速性能好,可以减轻驾驶员的驾驶疲劳，提高行车的安全性,因而一直倍受人们的关注1。但是因为结构尺寸和传动方式的限制, 金属带无级变速传动存在着承载能力较低、速比变化范围较窄的问题, 使其优越性不能得到更加充分的发挥,应用范围受到了一定的限制。而金属带-行星齿轮无级变速传动以金属带为核心, 通过结构的改进, 可使其承载能力提高a 倍(a 为行星排结构参数, a114)、速比变化范围大幅度拓宽, 因而具有更为广阔的应用前景101.2 无极自动变速器的发展大家都知道,自汽车被创造以来，无极自动变速传动是汽车的理想传动系统，但是到现在为止我们驾驶的汽车还没有使用上满意的无极自动变速装置。人们也从没有停下寻找实现理想变速汽车的脚步，这个问题在世界上还没有得到根本性的解决，也是汽车变速研究的终极目标。自1885年德国的卡特-本茨(CartBenz)制成第一辆现代汽车以来,百余年的汽车发展也始终贯穿着汽车变速器的发展史。汽车变速器已由最初的机械固定轴式发展到今天的液力机械式变速器、金属带式变速器等多种型式的无级变速器。无级变速器(CVT)通过传动比的连续变化,使车辆外界行驶条件与发动机负载实现最佳匹配,使此时的发动机在高效区运转,燃烧完全、排放污染减少、噪声降低。从而充分发挥了发动机的潜力,提高了整车的燃料经济性,使汽车具有一个理想的动力性能。无级变速器传动比的连续改变,无换档跳跃,减缓了汽车变速过程中的换档冲击。显然,无级变速适应了汽车经济性、动力性、舒适性的要求。同时,无级变速器也易与当今先进的计算机技术相接合,构成无级自动变速器。1.3 回流式无极自动变速传动系统的结构组成1.3.1 金属带式CVT概述金属带式无级变速传动(Continuously Variable Transmission)的设计思想是由Hab.Van Doorne博士于1968年首次提出,1987年由日本富士重工首次装车试制成功。因其使车辆燃料消耗减小,排气污染低,操纵简便,调速性能好而倍受国外汽车厂商和专家学者关注。金属带无极变速技术（CVT），采用传动带和工作直径可变的主动轮和从动轮之间的相互配合来传递动力。因为可以连续的改变传动比，所以可以让传动系统和发动机工况非常好的匹配。从而达到节省燃料、降低废气排放的目的；同时,加速无需切断动力, 使车辆不仅乘坐舒适而且超车加速性能好, 并可减轻驾驶员的驾驶疲劳, 提高行车的安全性, 因此一直倍受人们的关注18。另外，CVT系统的结构简单，零部件数目少，如果汽车制造商大规模生产，将节约成本。1.3.2 回流式无极自动变速传动系统的结构组成金属带-行星齿轮无级变速传动系统有4个关键部份: 定速比齿链传动装置、金属带无级变速装置、行星齿轮传动装置和由3个湿式离合器及1个单向离合器，它的结构示意图如下：L1、L2、L3离合器，L4单向离合器图1-1 金属带-行星齿轮无级变速传动结构示意图在这个传动系统中，金属带无极变速传动装置的驱动轮通过输入轴，一端经减振飞轮与发动机相连，另一端经离合器L1与定速比齿轮的输入轴相连；而定速比齿轮的输出轮与并联的湿式离合器L2、单向离合器L4与行星排的行星架相连；输出轴与行星架的齿圈固定相连；同时输出轴经湿式离合器L3与行星排的太阳轮相连。1.3.3 回流式无极自动变速传动系统的特点最开始的回流式无极自动变速传动系统是由Macey.J.P和Vahabzadeh.H在1987年第一次提出的，是为了解决金属带无极变速传动速比变化范围有限，传递扭矩低的问题。首先，对于回流式无极自动变速传动，发动机的功率是由齿轮定速比传动和金属带无极传动两条途径来传递的，让离合器的不同组合，来实现低速、高速、倒车、空挡等不同工况，系统的整个变速范围划分为纯无极变速和混合无级变速这两个部分，从而达到了拓宽整个无极变速传动系统的速比变化范围，在理论上来说其速比变化的范围是无穷大的，改善了汽车的起步加速性能8，与装有液力变矩器的汽车拥有相近的起步性能。其次，在保证金属带和带轮结构尺寸不变的条件下，利用混合传动中系统内部循环功率的作用，可以明显提高传动系统在低速工况下的承载能力a倍。再次，利用混合传动中行星齿轮的功率分流作用和金属带无极调速的功能可实现在不切断发动机动力输出的情况下，保证动力输出轴转速为零的空挡速度，这可以使汽车停车后的重新起步快捷且平稳。传动系统由混合无极变速向纯无极变速转换时，在同步转换点处存在严重的冲击振动问题。经研究发现，导致回流式无极自动变速传动系统在同步点处发生冲击振动的原因主要有三个9。一是因为在同步转换点附近，金属带传递的功率流向由混合无极变速时的反向传递，突然变成纯无极变速的正向传递所造成的。二是与汽车冲击密度相关的金属带速比变化率，由于混合无极变速时的负值，一下子变成纯无极变速时的正值所造成的。还有一个原因，是因为混合无极变速传动时的部分功率由定速比传动装置传递的，纯无极变速传动时功率仅由金属带传递，而金属带的传递效率明显低于定速比齿轮传递，当传动系统处于同步点处，随着传递路线的改变，一定会造成传动效率的阶梯性增加，从而导致输出动力的突然变化。但是这些问题可以通过无极变速传动方式和调速控制策略两方面综合加以解决。在回流式无极自动变速传动系统中，它的组要组成部分是金属带，金属带是摩擦传动，它的传动能力受金属带与带轮间润滑油粘度性能的影响非常大，然而润滑油粘度又受金属带与带轮间温度的影响，其温度的变化主要是由传动效率的变化所导致的.如果整个传动系统的效率过低，损失的能量将转化为热能引起润滑粘度的快速下降，从而导致金属带传递能力的下降，其结果将导致金属带打滑、金属带与带轮间磨损增加，金属带使用寿命下降。因此，必须确保整个传动具有一定的传动效率4。另外，当汽车在倒车工况下时，太阳轮的转速非常大,所以,整个系统的效率很低6，不适合汽车的实际应用，因此，需要增加一个制动器，利用已有的行星排来实现倒车11。1.3.4 回流式无极自动变速传动的发展及国内外现状在国内，一些教授通过采用一种类似副变速箱的结构实现传动系统的多段化设计，以拓宽速比变化范围和提高系统的传动效率。国外则以开展i2或i32型无极自动变速传动形式居多，其中，最具代表性的是德国慕尼黑工业大学教授领导研究的，通过离合器的不同组合，两次使用金属带以达到拓宽速比变化范围的效果。并利用i2型无极自动变速传动速比变化范围宽广的优点，将其应用于混合动力汽车的开发中，以提高小功率电机启动时扭矩不足的缺陷8。除此之外，开展i2型无极自动变速传动研究的还有美国维吉尼亚大学Victor.H.mucino、德国ZF公司的Adamis.P、意大利的Mangialardi.L等等，虽然他们研究的结构形式各不相同，但都有效的拓宽了传动系统的速比变化范围。但是上诉研究系统中都存在着一点缺陷，传动系统性相对于纯无极传动系统机构复杂，制造成本增加。孙冬野教授在回流式无级自动变速传动系统调速特性和传动效率分析的基础上，以提高效率为出发点，通过对原有系统低速档、 倒档工况下的效率分析，并对原有结构进行了优化。对传动系统的最大速比、 最小速比和倒档速比进行了计算分析，提出了回流式无级自动变速传动系统的结构参数设计方法。以长安羚羊 SC7101轿车为设计原型，在保持原车性能的基础上给出了对原型车的回流式无级自动变速的改造实例。提出了基于传动系统效率大于 80% ,速比变化范围大于7的回流式无级自动变速传动系统的设计方法.此方法可确保传动系统高效传递动力，并始终保证发动机处于最佳状态下工作，可用于对普通轿车和超轻度混合动力轿车进行无级变速的改造。这对回流式无极自动变速系统传动系统的发展，做出来非常大的贡献。1.4 论文的主要研究工作内容（1）以长安SC7101轿车为设计对象，建立回流式无级自动变速传动系统总体参数的设计方法，包括倒档速比、最小/最大速比范围、主减速比、定速比传动速比、行星排结构参数等，并完成传动系统结构草案的布置。（2）回流式无级自动变速传动系统运动关系、受力分析，为轴承、离合器等关键部件的选型奠定基础。（3）完成回流式无级自动变速传动系统关键部件结构尺寸的设计和强度计算。包括定速比齿轮传动机构设计、行星排结构参数选择和设计计算、轴的设计、离合器设计、轴承选型及寿命校核。2. 回流式无极变速传动的参数设计无级式变速器（Continuously Variable Transmission,CVT）可以保障发动机在不同油门开度下，一直沿着最佳燃油经济控制线运行，被称为最理想的汽车传动系统。金属带无级变速传动虽然有许多优点，但其速比变化范围不够宽，转矩传递能力比较低，使其应用范围受到了一定的限制。在车辆传动系统的设计方面，金属带行星齿轮无级变速传动不仅继承了纯金属带传动的优点，同时也进一步增强了纯金属带传动传递转矩的能力，拓宽了速比变化范围和提高了其动力性。2.1 回流式无极变速传动系统的工作原理回流式无极自动变速传动系统由四个关键的部分组成：定速比齿轮传动装置、金属带无极变速传动装置、四个离合器和行星排结构组成。2.1.1 回流式无极变速器的工作原理回流式无极自动变速传动系统通过离合器的结合和分离的不同组合，金属带无极变速装置速比的不同选定，来形成多种不同的回流式无极自动变速传动系统传递功率的形式2。回流式无极自动变速传动系统共分为四个运行工况：起步工况、回流传动工况、纯无级传动工况、倒挡工况。(1)起步工况 传动系统的所有离合器都处于分离状态，这时候的传动系统为空挡状态。可以控制离合器L1使车辆起步。 (2)回流传动工况 使接合离合器L1和离合器L2 ，单向离合器L4的方向布置使它在这种情况下能与离合器L2一起传递正向扭矩，让车辆处在较低的车速下行驶。这时候的功率流相对金属带正常工作状态来说，是反方向传递，金属带传递的功率只用于调节整个传动系统的速比。(3)纯无级传动工况 让切断离合器 L1 ，离合器L3接合，整个传动系统让汽车进入高速行驶状态 ,金属带内部的功率流为正方向传递，此时金属带传递的功率用于汽车的驱动。(4)倒挡工况 在回流传动工况下，增大金属带的传动速比i达到某一值时,可使整个系统的速比为零。如果继续增加金属带的传动速比，整个传动系统的速比 it 将小于零 。就可以连续变化进入倒挡工况。2.2 长安羚羊SC7101轿车原始数据下面我们将以长安羚羊SC7101轿车的数据为参考，对回流式无极自动变速传动系统进行设计计算。下表是长安羚羊SC7101轿车传动系统的结构参数：表2-1 SC7101轿车传动 系统结构参数参数数值参数数值变速器最大传动比igmax3.416变速器最小传动比igmin0.757主减速器速比i04.389绝对值最大倒档速比idmax3.272羚羊SC7101轿车变速器的一档齿轮副（不包括主减速齿轮）的传动效率为95%，回流式无极自动变速传动系统的低档效率是80%4。金属带无极变速装置的速比变化范围是i=0.4982.5022.3 传动系统参数设计金属带是一种摩擦传动，它的传动能力受金属带与带轮间润滑油粘度性能的影响非常大 ,而润滑油粘度又受金属带与带轮间温度的影响，而其温度的变化主要是由传动效率的变化所导致的，如果整个传动系统的效率过低 ,损失的能量将转化为热能引起润滑粘度的快速下降，从而导致金属带传递能力的下降 ,其结果将导致金属带打滑、 金属带与带轮间磨损增加 ,金属带使用寿命下降。因此 ,必须确保整个传动具有一定的传动效率。以普通轿车为原型,对传动系统进行改造。由于手动机械自动变速器,其一挡齿轮副 (不包括主减速器 )的传动效率g、应在 95%以上，而回流式无级自动变速传动系统效率g在低速挡时为 80%。因此，在计算传动系统参数时必须考虑效率的因素。2.3.1传动系统最大速比的计算由于自动变速器的重量要大于手动机械变速器的重量，因此要保证回流式无级自动变速传动系统起步和爬坡性能不低于原型车的设计指标,最大速比为1:itmin=igmax、i0、gg=17.8 （1）itmin为整个传动系统最大速比， igmax为变速器最大传动比 (加右上标表示其为原型车的参量 ) ; i 0为主减速器的传动比。2.3.2传动系统最小速比的计算在选取传动系统最小速比的过程中，要保障系统具有较高的传动效率 (80% )，以避免变速系统温升过高使润滑油的品质遭到破坏。为了使不同油门开度下发动机始终在最佳燃油经济线上运行，回流式无级自动变速系统速比变化范围须达到 67，因此取：igmaxigmin7 (2-1)i0=itmaxigmax (2-2)可以得到igmax 3 . 5、i0 5.086式中 igmin = imin igmax为变速器最小传动比; i max为金属带最大传动比; i min为金属带最小传动比。2.3.3 传动系统倒档速比的计算对于回流驱动工况，由公式 (2-3)可以看得出，随着a的增大，经由金属带传递的功率将会降低，所以对回流工况下金属带带轮夹紧力的要求将会降低；因为金属带是一个低效率工件，随着a的增大,在回流工况下整个传动系统的传动效率也会增大。当行星排的结构参数4/3a4可以使行星轮的结构紧凑且便于安装。g=1+ai-if1+ai-if (2-3)为了使传动系统中金属带变化的连续性，在设计倒档工况时，行星排结构参数a的选择必须保证系统在最大倒挡传动速比 (绝对值)与系统驱动工况最大传动速比时金属带本身的速比相等。即保证:1i=1+aif-aigmax (2-4)为了保证回流式无级自动变速传动系统的倒车动力性能不低于原型车的设计指标，同时考虑到金属带传动与齿轮啮合传动效率的差异性，则有如下的关系：idmaxi0idmaxi0gg (2-5)i dmax为倒挡最大传动比， 倒档时候制动器闭合，行星架转速 nj = 0 ,即：nqnt=-1a (2-6)相当于：idmaxi0=aii0idmaxi0gg (2-7)11+aif-aigmaxai0idmaxi0gg (2-8)其结果是：a1i0ifidmaxi0gg+if-igmaxig=2.3 (2-9)|idmax| 3.41282.4 回流式无极自动变速传动系统的结构参数设计2.4.1带值计算结果我们将已知条件带入公式（2-1）（2-9）计算可得下面的传动参数：表2-2 计算参数参数数值传动系统的最大速比（itmax）= 17.8变速器的最大速比（igmax） 3 . 5变速器的最小速比（igmin）= 0. 498主减速器速比必须满足（i0） 5.086绝对值最大倒档速比必须满足（|idmax|） 3.4128行星排结构参数（a） 2.32.4.2 定速比齿轮参数的确定我们知道金属带主动轮和从动轮之间的距离是140mm，其结构上面我们可以非常容易的看出来，定速比齿轮之间的中心距之和一定要等于金属带主、从动轮间的距离。假设从输入端到输出端，三个齿轮依次为Z1、Z2、Z3，如下图所示： 金属带 齿轮传动定速比传动结构示意图选择渐开线斜齿轮，模数mn=2.25-2.15，压力角n=20，螺旋角=20螺旋角V1=20-30，齿宽系数Kc=6.0-8.5。定速比齿轮需要满足的要求是：140=（Z1+Z2）mn2cos+（Z2+Z3）mn2cos=mn2cosZ1+2Z2+Z3 (2-10) if=z3z1 (2-11) imaxifimin (2-12)由调速特性易知，定速齿轮的传动比if 应尽量靠近imax,来最大限度的利用金属带的速比变化范围3。考虑到要尽量减小结构尺寸，则得到尺寸最小的一组齿轮参数如下表所示：表2-3 齿轮参数参数数值-参数数值齿轮Z1的齿数17螺旋角19.9184齿轮Z2的齿数29模数mn2.25齿轮Z3的齿数42传动比if2.47.4压力角n202.4.3 行星齿轮参数的确定对于行星齿轮的选择，我们需要考虑其结构尺寸并尽量选择的结构简单，由此，初选结构最简单的NGW渐开线行星齿轮1618，并结合前面计算出来得到结果，保证行星齿轮结构参数a最小，齿轮为渐开线直齿轮。表2-4 行星排参数参数数值参数数值太阳轮齿数29行星轮个数nw3行星轮齿数22压力角n20齿圈齿数73结构参数a2.5172对选出的行星排验算配齿条件1:传动比条件：a=zqzt=2.5172.3 符合条件1） 同心条件：满足zq-zt=2zj2） 装配条件：满足Z2+Z1=nwN3) 邻接条件：式中：Rex行星轮的齿顶圆半径； Atx行星轮和太阳轮的中心距 M直齿圆柱齿轮的模数要求：RexAtxsin180nw已知：Rex=12（zj+2）m Atx=12（zj+zt）m把数据带入得到：Rex=12m1的低转矩工况下，金属块的推力将阻碍转矩的传递，其他情况下都是起到推动的作用；当i=1时，传递的转矩较低时，金属块的推力将不存在；在i1，大扭矩工况下计算。这时候，金属块和金属环都将起到推动的作用。以带轮中心为圆点，主动轮从动轮的入口为旋转方向的起点，出口为终点。下表DR表示主动轮，下表DN表示从动轮。1） 金属环的张力分析下图为主、从动轮上金属环的受力分析，取包角上任意的微小弧度d。图3-2 主、从动轮金属环的受力分析根据主、从动轮的受力分析图，得到两个方向上的力平衡方程： X方向： dFH-1dFn1=0 （3-1） Y方向： -FHd-12dFHd+FC1d+dFn1=0 (3-2)可以得到： dFHd=1FH-1FC1+1dFH (3-3)忽略离心力，得到张力的表达式为： FH=C1e1 （3-4） 且 dFn1d=FH (3-5)假设1侧的环张力为F1根据边界条件我们可以得到主动轮从动轮的金属环张力的表达式为： 主动轮上：FH=F1e1DR(DR-DR) (0DRDR) (3-6) 从动轮上：FH=F1e1DNDN (0DNDN) (3-7)其中：FH金属环张力 Fc1单位弧度金属环的离心力 Fn1金属环和金属块的正压力 1金属环和金属块肩部的摩擦系数 C1积分常量 DR DN 主动、从动轮的包角2）金属块的受力分析在两个带轮上包角范围内取任意微小单元d，受力分析图如下：图3-3 主、从动轮金属块的受力分析图由主、从动轮的受力分析图，可以得到两个方向上的力平衡方程： X:dFK+1dFn1-22dFn2=0 （3-8） Y：FKd+12dFKd+2dFn2sin+FC2d-dFn1=0 （3-9）联立式（3-6）（3-7）（3-8）（3-9）得到： dFKd+、FK=（、-1）FH (3-10)式中：、=2sin dFn2=Fn2Rd解得，得到金属块推力的表达式为： FK=C2e-u、+F1e1 （3-11）根据边界条件，得到主动轮、从动轮上块的推力的表达式：主动轮上：FK=0 0 F1e1DR(DR+-DR)-F1e-、(DR-)e1DRDR DR (3-12)从动轮：FK=F1e1DNDN-F1e-、DN(DN+-DN)e1DNDN 0DNDN (3-13)其中：FK金属块推力 Fc2单位弧度金属块离心力 Fn2金属块和带轮间的正压力 主动轮内的非工作弧 2金属块和带轮间的摩擦系数 C2积分常量3）极限转矩的计算主动轮上有非工作弧，当传递的转矩增大时，呈小的趋势，当=0时，主动轮从动轮的转矩将达到最大。金属带传动与一般的带传动传递力的方式不一样，因此扭矩传递的方式也不一样。在带传动中，扭矩与带轮入口和出口的有效拉力有关，即： T=(Fin-Fout)R (3-14)而金属带在大转矩和大速比的工况下时，它的有效拉力由金属环的张力和金属块的推力共同作用的，因此其表达式为：T=RFH(=)-FH(=0)+FK(=0)-FK(=) (3-15)可以得到金属带从动轮上的极限转矩为：TDN=F1RDNe1DNDN-e-DN、eDNDN (3-16) 由金属带的传动原理得到： TRN=Tin=1iTDN （3-17） 其中：Tin -金属带主动轮的输入转矩 RDR、RDN金属带在主、从动轮的工作半径4）主、从动轮轴向力的计算已知输入端连接的是JL472Q1型发动机，其最大转矩为：824.1（Nm），即为输入的最大转矩，取T=86.1（Nm）。参照日本重工ECVT样机的测绘图，得到金属带无极变速传动装置的结构尺寸参数如下表所示：表3-1金属带参数参数数值参数数值l588.1mmA140mm10.7i0.498-2.50220.711图3-4 轴向力和带轮正压力的关系示意图 由图3-4可知轴向力是带轮正压力在轴上的分力：FZ=Fn2cos （3-18）联立式（3-2）（3-9）可得：-FHd-12dFHd+FC1d+FKd+12dFKd+2dFn2sin+Fc2d=0 (3-19)忽略离心力解得： Fn2=FH-FK2Rsin (3-20)联立式（3-18）（3-20）得到轴向力的表达式：FZ=FH-FK2Rsincosd （3-21）对上式在从动轮包角内积分，得到从动轮上的轴向力为：FZDN=F1cos2DN、sine1DNDN(1-e-DNDN) (3-22)联立式（3-16）（3-22）消去F1，得到从动轮上的轴向力与输入转矩的关系的表达式为： FZDN=iTincos2RDNDN、sine1DNDN(1-e-DNDNe1DN-e-DNDNe1DNDN=26559(N) (3-23)在主动轮角包内积分，得到主动轮上的轴向力为：FZDR=F1cos2DR、sine1DRDR(1-e-DR、DR) (3-24)联立式（3-16）（3-17）（3-23）消去F1，得到主动轮轴向力与输入转矩关系的表达式：FZDR=iTincos2DR、sine1DRDR（1-e-DR、DR）RDNe1DNDN-e-DN、DNe1DNDN=19119(N) (3-25)3.2 CVT主、从动轴上的轴向力分析上面我们主要计算了金属带主动轮、从动轮上的最大轴向力，非常大。下面我们将分析作用在主从动轮上的轴向力是否对主、从动轮有影响。图3-5 主动轴剖面图如图3-5所示，金属带主动轮上的轴向力是作用在可动盘、固定盘上，且大小相等，方向相反。由于可动盘受轴向力和油缸压力是共同作用的，所以在主动轴上沿轴向移动，则作用在可动盘上的轴向力传递给液压油并作用到液压缸固定在轴上的一侧。由力的平衡知道，这三个力是作用在一条线上的，而且平行于主动轴。由以上分析可以知道：FZDR=FZDR、=FZDR （3-26）作用在主动轴上的力有FZDR、FZDR，且大小相等方向相反。主动轴上的轴向力是：FZ1=FZDR、=FZDR=0 （3-27）同理我们可得从动轴上的轴向力为： FZ2=0 （3-28）由此可以知到，作用在金属带主动轮从动轮上的轴向力虽然很大，但是这个力在轴的内部消耗掉了，并没有传递到其他零部件上面。4. 回流式无极变速传动系统的关键零部件设计在前文中已经给出了传动系统的结构参数和金属带无极变速装置的最大轴向力及其对传动系统其它结构的影响，在此基础上，这一章将给出传动系统的结构并完成关键部件的设计。1.发动机 2.联轴器 3.轴 4.轴 5.金属带无极变速装置 6.轴 7.轴 8.轴 9.轴 10.轴 11.轴 L1、L2、L3湿式离合器 B制动器 L4单向离合器 Z齿轮图4-1 结构简图4.1 离合器、制动器的设计由于受到结构尺寸的限制，使得离合器、制动器不能从标准中选取，所以，只能根据结构要求的设计。首先算出各离合器、制动器受到的最大理论转矩，然后根据理论转矩和具体要求来设计。4.1.1 理论转矩的计算。1）低速工况下计算各部分最大转矩 低速工况下传动系统中各部分所受到的转矩如下图所示：图4-2 低速工况下的转矩示意图根据转矩平衡关系得到：Mi+M-M1=0 (4-1)Mt：Mq：Mj=1：a：（1+a） （4-2） M1if=Mj (4-3)Mt=M4=Mi、 （4-4）因为金属带功率流传递方向的变化有： i=1i、 （4-5）在低速档的时候：金属带速比范围为：i=1.3953-2.4704，当i=1.3953时有最大值。将i=1.3953、a=2.5172、if=2.4704、Mi=86.1带入下面公式则得到：太阳轮 Mt=Mi1+aif-1i=124.603 (Nm) (4-6)行星架 Mj=(1+a)Mi1+aif-1i=438.2538 (Nm) (4-7) 输出 Mq=aMi1+aif-1i=313.6508 (Nm) （4-8） M1=Mjif= 177.402 (Nm) （4-9）2）倒档工况下各部分最大转矩的计算图4-3倒档工况下的转矩图由传动系统中转矩间的关系，在倒档工况下，金属带的速比变化范围为：i=0.498-1.3953。将已知带入，得到当i=1.3957时各部分转矩有最大值。Mi=M=86.1 (Nm) （4-10）Mt=M4=120.135 (Nm) （4-11）Mj=1+aMt=422.54 (Nm) （4-12）MB=Mjif=1+aiMiif=167.86 (Nm) （4-13） Mq=aMt=302.40 (Nm) （4-14）3）高速工况下各部分最大转矩的计算图4-4 高速工况下系统的转矩图在高速档时，金属带的速比范围为：i=0.498-2.4704，带入下面公式得到系统各部分的最大转矩如下：M4=Mi=216.731 (Nm) （4-15）M=Mi=86.1 (Nm) （4-16）4）各部分的最大转矩根据前文的计算分析，得到离合器的最大理论转矩和制动器的最大理论制动转矩，如下表所示：表4-1 各部分最大转矩L1L2L3L4B最大理论转矩（Nm）T177.402438.2538217.642438.2538171.044.1.2 湿式离合器的设计摩擦材料为石墨基摩擦材料，与合金钢对偶工作。摩擦系数=0.15，许用压强p=5MP，摩擦片的结构为平面型，键槽式。钢片和摩擦片的厚度均为3mm，片间间隙为0.6mm，无衬面13。下面我们将对离合器L1进行计算：1）离合器的计算转矩 Tc=KTKmKv=460.78（Nm） （4-17）式中：T离合器的最大理论转矩 K工作情况系数 Km离合器接合频率系数 Kv滑动速度系数根据离合器工作时的情况，取K=1.2、Km=0.84，根据摩擦面平均圆周速度查表得Kv=0.552）圆盘摩擦片的系数 摩擦片内直径 D1=1.5d=64 （mm） （4-18） 摩擦片外直径 D2=1（0.60.7）D1=91.43 mm （4-19） 摩擦面数 z=3Tc2pR22-R12KZ=4.6737 （4-20）式中：KZ摩擦面对数修正系数 d轴的直径3）活塞式液压摩擦离合器的轴向压力Q=4D22-D12PKV=0.92 (4-21)式中：KV速度修正系数4）液压缸的外半径R4=Q+2Qfpg-p+R32=41.7 (mm) (4-22)式中：Qf-密封装置产生的摩擦阻力；取0型密封圈14,则Qf=0.03Q. pg油液工作压强 p排油所需压力 R3液压缸内径5）油腔工作压强 pg=Q+2QfR42-R32+P=2.5 Mp (4-23)6)离合器的摩擦转矩的计算T=23zpR23-R13=591.55 (Nm) (4-24)P摩擦面上面的压强，pp7)储备系数=TTc=1.2838 (4-25) 根据L1的计算过程，同理我们可以得到L2、L3的参数。我们将离合器L1、L2、L3的参数整理如下表所示：表4-2 离合器参数L1L2L3理