1履帶拖拉機無級變速器設計（行星機構(gòu)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(gòu)。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(gòu)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(gòu)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(gòu)以及控制部分離合器的設計。對于行星齒輪采用單排的結(jié)構(gòu)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2DESIGN OF CONTINUOSLY VARIABLE TRANSMISSION OF TRACKED TRACTOR（ PLANETARY GEARS DESIGN） ABSTRACTAt 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 3increase 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 gears4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 2每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積1 2摩擦片上的總壓力 NQ摩擦系數(shù) 1e花鍵軸的摩擦系數(shù)2摩擦片的對數(shù)i壓力損失系數(shù)K旋轉(zhuǎn)油缸的轉(zhuǎn)速 n旋轉(zhuǎn)軸的外徑 0r排油需要的壓力 Mpaqq 油缸的工作壓力 Mpa密封圈的摩擦阻力 N fQ壓力損失對活塞的阻力 N0離心力對活塞的阻力 N1回位彈簧力 Nt最小工作載荷是'1P彈簧的剛度'最小工作下的變形量1F最大工作下的變形量n最小切應力mi?最大切應力 ax5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. .111C§3.2.1 離合器 的尺寸計算.11§3.2.2 離合器 的彈簧計算.121§3.3 離合器 計算.152§3.3.1 離合器 的尺寸計算.15C§3.3.2 離合器 的彈簧計算.162§3.4 離合器 的計算.193§3.4.1 離合器 的尺寸計算.19§3.4.2 離合器 的彈簧計算.203C§3.5 離合器 的計算.234§3.5.1 離合器 的尺寸計算.23§3.5.2 離合器 的彈簧計算.244第四章 結(jié)論.28參考文獻.29致謝.316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(gòu)。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(gòu)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(gòu)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7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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(gòu)以及控制部分離合器的設計。對于行星齒輪采用單排的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)上從分利用了內(nèi)嚙合承載力大和內(nèi)嚙合齒8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(zhì)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9§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(zhì)量小，結(jié)構(gòu)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(zhì)量小，結(jié)構(gòu)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(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(zhì)量小，結(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質(zhì)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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。10（5）行星齒輪式變速箱中的每一個旋轉(zhuǎn)構(gòu)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(jié)構(gòu)，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(zhì)量大，偏置后旋轉(zhuǎn)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(gòu)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(zhuǎn)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(cè)墊片的間隙處噴出，兩側(cè)墊片側(cè)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?？傊?，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(zhuǎn)矩已經(jīng)到到 。據(jù)有關材mKN?450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(gòu)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(zhuǎn)速、大功率，行星齒輪傳動機構(gòu)在高速傳動中，其傳動的功率也越來越大。 （4）大規(guī)格、大轉(zhuǎn)矩，在中低速、重載傳動中，傳動大轉(zhuǎn)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(zhì)、結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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。11§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 ， =3.9AZBCZBAXi因為 ≦4，太陽輪負變位，行星齒輪和內(nèi)齒圈正變位。 ，角變BAXi C??位采用不等角變位。預計的適用的嚙合角在 左右。取 。0202§2.2.1 按接觸強度計算 A—C 的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩為 T=9550 =9550 =440Nmnp23016?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(zhuǎn)矩為 =168.72NmCSIAKT??齒數(shù)比為 U= =Z95.021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 ?minHminFl所以 =0.9 =0.9 1450=1305?HP?minHN2取齒寬系數(shù)為 =0.8，載荷系數(shù) K=1.8 。a?按齒面強度計算中心距A= （2—1）32)1(HPaAadKTUA???由參考文獻[20]得 =483 故 A=483（0.95+1）=58.1mm a模數(shù) m= =3.02 取模數(shù)為 3.5 2019.58??則 A—C 傳動的未變時的中心距 = （ = （19+20）AC2m)CAZ?25.3所以 =68.25 a按預取的嚙合角 ，可以得到 A—C 傳動的中心距變位系數(shù) =02 yAC12=0.2 計算 A—C 傳動的變位系數(shù)： )1)((21,???COSZA（2—2）?inviZXCA????ta2)(02569.413.037.tan''' ???CAACiv 96020?oo .2tan.5.)(?oCAZX由參考文獻[20] 可知在許用的區(qū)域內(nèi)。由傳動可得 ，6.0??AX.C計算 C—B 的傳動中心距變動系數(shù) 和嚙合角 。CBY'CB?C—B 的傳動未變時 25.68)195(2.3)(2?????CZma.0.687'?yBCB故''' 2437cos25coscos oCa????6.0?CX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 “'2437O“'2437O“'2437O13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）ubdFZtEH)1(10 ??????NmzdTFt 411 07.25.34420??重合度的計算公式： 得)tan(t)tan(t1 '2'1 ????? ????ZZ由參考文獻[20]得 由參考文獻 [20]得 53.1??? 95.0? 2.819mNE?由參考文獻[20] 查得 32.HZ HPH ?? ?????? 5.297.0)5(6.418195.00齒輪彎曲強度的計算齒根的彎曲應力 而???FHVAFK???0 ??HF?和 由以下兩個式子確定?FK?H（2—4） b?????)1(（2—5）?由參考文獻[20] 得 1?HF 53.07.5.01??mzdaA?由參考文獻[20] 得 23.b?2.)23.(????FK.1?HK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14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(gòu)和操縱機構(gòu)等四部分組成。主，從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于結(jié)合狀態(tài)并可以傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)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(jié)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又可以防止傳動系過載。(2) 結(jié)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)應簡單，緊湊，質(zhì)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(jié)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(jié)合的平穩(wěn)和分離徹底：保證離合器的結(jié)合平穩(wěn)，就應使離合器在結(jié)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(gòu)成彈性聯(lián)接，從而可以緩和結(jié)合離合器時的沖出，同時也起到了消除傳動系扭轉(zhuǎn)振15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(jié)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(jié)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(jié)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(jié)金屬襯面材料有兩種，一種是銅基，一種是鐵基。銅基燒結(jié)的金屬襯面用在濕式離合器；而鐵基燒結(jié)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(jié)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(jié)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(zhuǎn)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(jié)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，16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?！?.2 離合器 的計算1C§3.2.1 離合器 的尺寸計算1由其結(jié)構(gòu)定： 742?D21?P2501?DmNTt ???.63095計算轉(zhuǎn)矩 TtC.205.174?摩擦片的對數(shù)（3—1）PCD??)(821??摩擦片的材料選用銅基粉末冶金。由參考文獻[7]得 .0??4P取1.042.1).725(083???????m6m許用轉(zhuǎn)矩的傳遞 （3—2）TPCP KDT)(8121?????由參考文獻[7]查得 79.0K8.?V?代入計算得 365?CP壓緊力的計算（3—3）NmDTQP 43107.214.062?????摩擦的壓強 17(3—4)2835.)(421????DQP?摩擦離合器的摩滑功和發(fā)熱量的計算 （3—5）)1()(202122CCtmTJJA???一次終了時的平均溫度 (3—6)cAttmp100???一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—7）pmtcAt??1用油冷卻的濕式離合器循環(huán)油的溫升為 （3—8）pcmtqt?????60§3.2.2 離合器 的彈簧計算1C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 2 )(2dD???每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.01962F?8.01摩擦片上的總壓力 N =3.392 6?FqQ4摩擦系數(shù) 1.0e花鍵軸的摩擦系數(shù) 2摩擦片的對數(shù) 6i壓力損失系數(shù) (3—9)2121)]([ eieK?????18代入（3—9）式計算得 =6.26K摩擦副的數(shù)目 (3—10)RQeMBi??1旋轉(zhuǎn)油缸的轉(zhuǎn)速 （3—11）Ivn3940把 代入式（3—11）得轉(zhuǎn)速為 67.51 230?nhKmv72.活塞的外徑 R=8.15cm活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉(zhuǎn)軸的外徑 =4.95cm0r排油需要的壓力 Mpa 05.?q 08.185.720201 ????rnq油缸的工作壓力 Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 N =1.0Qf3.3?壓力損失對活塞的阻力 N =1.0620201)(?qrR?30離心力對活塞阻力 N =490)(185.7 2821 rRn???回位彈簧力 N （3—12）10ft?用 15 個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 N2615390??最小工作載荷是 P67.32'1?彈簧的直徑為 （3—13）PnCKd????.查參考文獻得 ，而查表得 （預計直徑大于 2。故bP??5.0?MPab83?。MaP14835.0???曲度系數(shù) （一般取 C 為 5—8，取為 5）31.6.??CK故取為 394.215.4826.1????d19彈簧的剛度 ?'PmNn89.367.2'1' ??最小工作下的變形量 F4.0.'1最大工作下的變形量 Pn8.69.32' ?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bF故 。壓時的變形量 ，根據(jù)彈簧的工作bnF65.0?mnb52.106.845.0?? bP區(qū)應在變形量的 20%—80%的規(guī)定，取 。bnF6. 1.2765.081.??n有效的圈數(shù) 7.915.278439034??DPFGdnn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 1?壓并高度根據(jù)參考文獻[7] 得 5.34).10()5.(????dnHb自由高度 ，參考文獻[7] 取為 52。mFHb6.75340??參數(shù)的計算: 節(jié)距 7.4103.20??ndt螺旋角 oDt .654.37arctarc????展開的長度 mnLo8.s12os1?脈動疲勞極限 70?NMPab9.430???最小切應力 dKDP.18.51833min??最大切應力 Pan 32.544.7.633ax ???疲勞安全系數(shù) .11809275.03maxin????S20彈簧的自振頻率 snDdf 167.415.3056.1056.3 22 ?????強迫的振動頻率 sfr 1.38max§3.3 離合器 計算2C§3.3.1 離合器 的尺寸計算2由其結(jié)構(gòu)定： 90?D325?PD3601?DmNTt .4316950??計算轉(zhuǎn)矩 TtC.605.1??摩擦片的對數(shù)（3—14）PCDT??)(821??摩擦片的材料選用銅基粉末冶金，由參考文獻[20]得 1.0??4P取 m=884.1045.32)96(82 ??????m許用轉(zhuǎn)矩的傳遞 （3—15）TPCP KmDT)(8121????查參考文獻[20] 得 67.01?K86.0?V?代入計算得 CCP?2壓緊力的計算 （3—16）31048.15.3260????mDTQP?摩擦的壓強 （3—17）P???4.57)2936(.)(4321??摩擦離合器摩滑功和發(fā)熱量的計算 21(3—18))1()(2021CCtmTJJA????一次終了時的平均溫度 （3—19）mcAttp100????一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—20）ptct??1用油冷卻的濕式離合器循環(huán)油的溫升為 （3—21）pcmtqAt?????60§3.3.2 離合器 的彈簧計算2C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 2 )(2dD???每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.0408 2F?8.01摩擦片上的總壓力 N =8.16 6?FqQ4摩擦系數(shù) 12.0e花鍵軸的摩擦系數(shù) 0.摩擦片的對數(shù) 8i壓力損失系數(shù) （3—22）2121)]([ eieK?????代入（3—22）式計算得 =7.1摩擦副的數(shù)目 22（3—23） KRQeMBi??1旋轉(zhuǎn)油缸的轉(zhuǎn)速 =675.1 （3—24） Ivn3940把 代入計算得轉(zhuǎn)速為 675.1 230?nhKmv72.?活塞的外徑 R=8.15cm活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉(zhuǎn)軸的外徑 =4.95cm0r排油需要的壓力 Mpa 5.?q8185.720201???nq油缸的工作壓力 Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 N =2.448 Qf3.310?壓力損失對活塞的阻力 N =2.5 220)(??qrR?310?離心力對活塞力 =3.12)(185.7821 rn??? 3回位彈簧力 N （3—25） 10ft?用 24 個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 N28.6480??假設最小工作載荷是在離心力的作用下， P2'1彈簧的直徑為（3—26）PnCKd????6.1查參考文獻[7]得 ，而查表得 （預計直徑大于 2。故bP??5.0?MPab83?。MaP1.4835.0???曲度系數(shù) （一般取 C 為 5—8，取為 5）31.650???CK23故取為 398.215.483236.1????d彈簧的剛度 'PmNn.170.6'' ??最小工作下的變形量 F3482'1?最大工作下的變形量 Pn.1.6' ?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bF故 。壓時的變形量 ，根據(jù)彈簧的工作bnF65.0?mn49.1765.03.?? bP區(qū)應在變形量的 20%—80%的規(guī)定，取 。bnF65.035.176.02835.??n有效的圈數(shù) 9.823.1784934??DPFGdnn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 。 121??n壓并高度根據(jù)參考文獻[7] 42)5.9().(??dHb自由高度 ，參考文獻[7]取為 52。mFb4.5.7420??參數(shù)的計算: 節(jié)距 691600??ndt螺旋角 oDt .24.3arctarc????展開的長度 mnLo691.s0os1?脈動疲勞極限 根據(jù)參考文獻[7]， 7NMPab9.2483.0.0????最小切應力 adKDP.1414.328331min????24最大切應力 MPadKDPn 42.8641.35.20833max ?????疲勞安全系數(shù) 35.17975.03axmin???S彈簧的自振頻率 sDdf 67.4.1056.16.3 225 ?????強迫的振動頻率 snfr 3.80max§3.4 離合器 的計算：3C§3.4.1 離合器 的尺寸計算：3由其結(jié)構(gòu)定： 1742?D21?P2501?DmNTt ????.59.10計算轉(zhuǎn)矩 TtC.832.1?摩擦片的對數(shù) （3—27） PCD??)(21??摩擦片的材料選用銅基粉末冶金，由參考文獻[20]得 1.0??4P取 04.3142.).1725(0833???????m6m許用轉(zhuǎn)矩的傳遞 （3—28）TPCP KDT)(8121?????由參考文獻[7]得 79.01K8.?V?CPCP TT ????? 1.2698.17904162.)4.25(.318壓緊力的計算 25（3—29）NmDTQPC4310.61.028?????摩擦的壓強 （3—30）p???)4.1725(3)(4221??一次終了時的平均溫度 （3—31）mcAttp100????一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—32）ptct??1§3.4.2 離合器 的彈簧計算3C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 2 )(2dD???每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.0196 2F?8.01摩擦片上的總壓力 N =3.392 6?FqQ4摩擦系數(shù) 12.0e花鍵軸的摩擦系數(shù) 0.摩擦片的對數(shù) 6i壓力損失系數(shù) （3—33）2121)]([ eieK?????代入（3—33）式計算得 =6.26摩擦副的數(shù)目 （3—34） KRQeMBi??126旋轉(zhuǎn)油缸的轉(zhuǎn)速 Ivn??3940把 代入計算得轉(zhuǎn)速為 675.1 230?nhKmv72.活塞的外徑 R=8.15cm活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉(zhuǎn)軸的外徑 =4.95cm0r排油需要的壓力 Mpa 05.?q8185.720201???nq油缸的工作壓力 Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 N =1.0 Qf3.310?壓力損失對活塞的阻力 N =1.06220)(??qrR?310?離心力對活塞阻力 N =490)(85.7 2821 rRn??回位彈簧力 N （3—35） 10ft?用 15 個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 N265390??最小工作載荷是 P67.32'1?彈簧的直徑為 （3—36）PnCKd????.查參考文獻[20] 得 ，而查表得 （預計直徑大于 2。故bP??5.0?MPab83?。MaP14835.0???曲度系數(shù) （一般取 C 為 5—8，取為 5）31.6.??CK故取為 394.215.4826.1????d彈簧的剛度 'PmNn89.67.'' ??最小工作下的變形量 F4.0.32'1?27最大工作下的變形量 mPFn84.69.32' ?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b故 。壓時的變形量 ，根據(jù)彈簧的工作bnF65.0?n52.106.845.0?bP區(qū)應在變形量的 20%—80%的規(guī)定，取 。bnF6.?1.2765.081.??n有效的圈數(shù) 7.915.278439034??DPFGdnn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 。 1??壓并高度根據(jù)參考文獻[7]得 5.34).10()5.(??dnHb自由高度 參考文獻[7]，取為 52。mFHb67.340??參數(shù)的計算: 節(jié)距 7.103.20?nt螺旋角 oDt 4.65.37arctarc?????展開的長度 mnLo8.s124os1脈動疲勞極限 根據(jù) 11—2—16， 70?NMPab9.2483.0.????最小切應力 adKDP.143.5183min????最大切應力 Pn 32.5.87.633ax ?疲勞安全系數(shù) 4.11409275.03maxin??????S彈簧的自振頻率 sDdf 67.5.56.16.3 225 ??強迫的振動頻率 snfr 13.80max??28§3.5 離合器 的計算4C§3.5.1 離合器 的尺寸計算4由其結(jié)構(gòu)定： 290?D30?P3801?D轉(zhuǎn)矩 mNTt .8613.1?計算轉(zhuǎn)矩 tC.5295??摩擦片的對數(shù)（3—37） PCDT??)(821??摩擦片的材料選用銅基粉末冶金，由參考文獻[20]得 1.0??40?P取 m=1089.31043)298(5.1??????m許用轉(zhuǎn)矩的傳遞 （3—38）TPCP KmDT)(8121????由參考文獻[20] 得 76.0?K83.0?V?CPCP TT ????? 5.32841.76413)29(14.358壓緊力的計算 （3—39） NmDTQPC 43109.61.05????摩擦的壓強 （3—40）)2938(.4)(421????摩擦離合器摩滑功和發(fā)熱量的計算（3—41）)1()(2021CCtmTJJA????一次終了時的平均溫度 29（3—42）mcAttp100????一次終了時多盤離合器接合時的溫升 （3—43）ptct??1用油冷卻的濕式離合器循環(huán)油的溫升為 （3—44）pcmtqAt?????60§3.5.2 離合器 的彈簧計算4C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 2 )(2dD???每個摩擦副扣除溝槽后的凈面積 =0.043282F?8.01摩擦片上的總壓力 N =8.66 6?FqQ4摩擦系數(shù) 12.0e花鍵軸的摩擦系數(shù) 0.摩擦片的對數(shù) 10i壓力損失系數(shù) （3—45） 2121)]([ eieK?????代入（3—45）式計算得 =7.6摩擦副的數(shù)目（3—46）KRQeMBi??1旋轉(zhuǎn)油缸的轉(zhuǎn)速 （3—47） Ivn394030把 代入計算得轉(zhuǎn)速為 675.1 230?nhKmv72.活塞的外徑 R=8.15cm活塞的內(nèi)徑 r=5.75cm 旋轉(zhuǎn)軸的外徑 =4.95cm0r排油需要的壓力 Mpa 5.?q8185.720201???nq油缸的工作壓力 Mpa q=2 密封圈的摩擦阻力 N =2.598 Qf3.310?壓力損失對活塞的阻力 N =2.71220)(??qrR?310?離心力活塞阻力 N =3.89)(85.7 2821 rn??? 3回位彈簧力 N （3—48） 10ft?用 24 個彈簧圓周布置，故,每個彈簧的力為 N28.64968??假設最小工作載荷是在離心力的作用下， P20'1彈簧的直徑為 （3—49） PnCKd????6.1查參考文獻[20] 得 ，而查表得 （預計直徑大于 2。故bP??5.0?MPab83?。MaP4835.0???曲度系數(shù) （一般取 C 為 5—8，取為 5）31.6.1??CK故取為 397.25.48236.1????d彈簧的剛度 'PmNn.180.36'1' ??最小工作下的變形量 F342'1?最大工作下的變形量 Pn.18.6' ?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bF