125-履帶拖拉機無級變速器設計（換檔離合器設計）【含CAD圖紙、說明書】

畢 業(yè) 設 計（ 論 文 ）任 務 書（指導教師填表）填表時間：年 3 月 16 日學生姓名 課題類型 工程設計設計（論文）題目 履帶拖拉機無級變速器設計（換檔離合器設計）主要研究內容設計履帶拖拉機無級變速器，作業(yè)速度范圍為：前進擋320km/h，倒車擋26km/h。變速方式：液壓機械雙功率流傳動發(fā)動機額定功率：N e106kW，發(fā)動機額定轉速：n e=2300r/min。對履帶拖拉機無級變速器的換擋元件，即換擋離合器進行設計。主要技術指標(或研究目標)根據(jù)無級變速器的總體設計方案，對其中的主要部件之一換擋離合器進行設計、計算；繪制換擋離合器部裝圖；繪制總量不低于AO號的圖紙3張，其中計算機圖紙2張；不低于12000字的論文說明書，10000外文字符資料翻譯。進行步驟：課題調研，查閱文獻資料，明確任務；方案設計；總圖設計；撰寫論文：畢業(yè)論文答辯。進度計劃調查研究，熟悉設計內容，收集文獻資料，時間占2025（約2.03周）；設計任務分析與實施方案的確定，寫出開題報告；時間占35（約1周）；實施設計、計算、繪圖，論文起草時間占4550（約6周）；整理論文，時間占58（約1.5周）；畢業(yè)論文答辯，時間占 35（約 1.5 周）。主要參考文獻拖拉機底盤結構設計圖冊；機械設計手冊；拖拉機設計；拖拉機理論；拖拉機設計手冊。東方紅 1302R1302RA 拖拉機設計、使用說明書工程機械底盤設計,車輛傳動系統(tǒng)分析。研究所（教研室）主任簽字： 年 3 月 16 日多段分流傳動傳動比連續(xù)變化的條件苑士華，胡紀濱，楊文正（北京理工大學 車輛傳動國家重點實驗室，北京 100081）摘 要：通過對多段分流傳動構成框圖的分析，建立傳動比變化方程；以傳動比連續(xù)變化為條件，推導了系統(tǒng)各部分傳動比之間的一般變化規(guī)律，確定多段分流傳動比連續(xù)變化的條件；并兩個例子進行驗證。關 鍵 詞：分流傳動；無級傳動；多段分流傳動；多段分流傳動（MRST）的典型實例是多段分流傳輸（MRHMT）。他們是構成汽車和履帶式拖拉機一致地元件的動力傳動系或轉向系，他們通常由四個基本部分構成,i.e分流機構、機械傳動、液壓傳動，匯合機構。在這種傳輸方式中，分離機構和匯合機構的自由度總和是三。這就是說，唯一的機械有一個自由度，其他的有兩個。有一個自由度的機構和有兩個的機構都可以在最后自由的進出。當有一個自由的機構位于輸入端的末端時，MRHMT被稱為扭矩速度分離匯合。當一個自由度的機構位于輸出端的末端時，MRHMT被稱為速度分離扭矩匯合。所以，多段分流傳動關鍵的一點是選擇工作的變化范圍和規(guī)定的變化比。本文利用數(shù)學分析的方法，使多段分流傳動的連續(xù)變化比的論證。1、 等 式分流傳動的基本組成部分可以由圖1顯示，G開始于機構的一個自由度；M作為一個單項元件，H可以作為另一條傳輸元件；D可以作為兩條元件的合成，A作為后面的傳動構件。圖1 分流傳動的基本組成部分他們之間的關系比可以有以下公式表示：(1)(hmat ii式中 是分流傳動的傳動比， 為后面的傳動比； 為M的傳動比； 為H的傳動ti mihi比； 是微分參數(shù)，他的值為0或1，1式（1）是計算分流傳動比的基本公式，常微分方程可以了解 改變是ti與式（1）的參數(shù)的區(qū)別，以 及,hmai（2）由于連續(xù)的傳動比、強大的功率以及較高的效率。假定改變 ，和ami,i、e，他們保持恒定在各范圍和變化唯一的接近范圍變化，而且 也在h這范圍連續(xù)的變化。所以公式（2）能化簡為：maxin,h（3）dtitihajk角標 k=1,2,3,n, j=1,2,v和l=1,2,w。這里v和w分別為常數(shù)而n是此刻 或工作范圍的數(shù)目。多量程的意思是 超過一種價值并且mi 或,ami制造了倍數(shù)群。2、 傳動比連續(xù)變化的情況多段分流傳動希望當 在 的范圍內變化，則傳動比連續(xù)的變化himaxin,h并且參數(shù)單一變化。他可以用下式表示：（4）（5）式子（4）是傳動比在多段分流傳動的工作范圍內連續(xù)的變化，而式子（5）傳動比單調的變化。從式子（3）可知，傳動比 和不同的參數(shù)值 之間的關系是：ai這里的 是比從 到kqkai lj1n,.2l,.32,)1()( ；njika從式子（4）、（6），決定傳動比 的功能可以得到：mi（7）式子（7）是多段分流傳動構成連續(xù)變化的情況。3、 兩個例子第一個例子，我們已知 ，根據(jù)公式（7），機械構maxin,1hhajkiq件的傳動比由式（8）決定 （8）max11)(2hmjmj ijiai 多段分流傳動的傳動比 是：ti（9）傳動比變化曲線由圖（2）表示，他給出了 的傳動比連續(xù)性和線性變化。ti圖（2） 多段分流傳動傳動比變化曲線第二個例子是取 相同的常數(shù)，并且 。這樣的話多段分流傳動kqmaxinhh個元件的間的關系由下面表示：（10）多段分流傳動比：（11）傳動比變化曲線在圖（3）顯示的范圍中變化，它是一非線性曲線，但是在各段中他是線性直線。圖（3） 多段分流傳動比非線性曲線4、 結 論貫穿上邊理論分析，可以得到以下的結論，第一，當獨自路線元件改為和后面連續(xù)的在意范圍變化時，傳動比和微分參數(shù)之間的關系，那分置式傳動裝置會做成多段的，可以由式子（6）表示。當多段分流傳動的傳動比可以在那部分級的表格方面的變化時，傳動比和參數(shù)之間的關系可以由式子（7）表示，用式子(7)描述個元件的關系。I履帶拖拉機無級變速器設計（換檔離合器設計）摘 要本文介紹了設計的內容和設計指導思想，本次設計的內容是設計履帶拖拉機無級變速器換檔離合器設計，重點介紹和分析研究了離合器，并在設計中根據(jù)不同的工況進行的設計，特別介紹了一種新型的無級變速裝置液壓機械無級傳動，也是一種雙功率流無級傳動系統(tǒng)，具有無級調速、高效率的特性，是大功率車輛較理想的傳動方式。液壓機械無級變速器是一種液壓功率流與機械功率流并聯(lián)的新型傳動裝置，通過機械傳動實現(xiàn)傳動高效率，通過液壓傳動的可控調速與機械傳動相結合實現(xiàn)無級變速。該裝置的采用能大幅度地提高車輛的動力性、經(jīng)濟性和操作自動化水平。濕式多片離合器是動力換檔拖拉機傳動裝置中主要部件之一。濕式多片換檔離合器是動力換檔拖拉機傳動裝置中主要部件之一。對該離合器結構設計特點做了系統(tǒng)地論述，對摩擦片、回位彈簧、快速排油閥等關鍵部件進行了設計，對冷卻潤滑的實現(xiàn)及密封裝置的選擇，并對離合器的扭矩容量、熱容量及其壽命進行了分析計算。關鍵詞：拖拉機，液壓機械傳動，負載換擋，濕式多片離合器2DESIGN OF CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION OF TRACKED TRACTOR (DESIGN OF WET SHIFT CLUTCH)ABSRACTThe design content and the design guiding ideology are introduced in this paper. This design content is the design wet shift clutch of tracked tractor stepless transmission gearbox. The hydro-mechanical continuously variable transmission (HMCVT) is a new type transmission device, which consists of a mechanical transmission (MT) combined in parallel with a hydrostatic transmission (HST) featuring a pair of hydraulic units. The HMCVT has a continuously variable shifting ratio by the combination of HST and MT and achieves high efficiency by MT. This device can greatly improve power and fuel economy characteristics and operation automation level of vehicle. The wet multi-disk shifting clutch is one of main parts of power-shift tractor gearing. This paper discusses systematically the structural design features of this clutch, including the design of key parts such as friction plate, return spring and quick draining oil valve, the implementation of cooling and lubrication and the selection of sealing devices. The analysis and calculation of torque capacity, heat capacity and service life of this clutch are also carried out.Key words: tractor, hydo-mechanical stepless transmission, load shift, wet multiple disc shift clutch目 錄第一章 前 言.1第二章 液壓無級變速器傳動方案的設計.332.1 設計任務及已知條件 .32.2 液壓無級變速傳動方案的選擇32.3 傳動參數(shù)的確定 .42.3.1 中心距和各對齒輪傳動比的確定42.3.2 離合器的狀態(tài)52.3.3 液壓泵及液壓馬達的選擇62.4 無級調速特性7第三章 液壓無級變速器換檔機構離合器的設計 93.1 離合器概論 93.1.1 離合器的功用與分類 .93.1.2 影響離合器選擇的因素 103.2 離合器的設計要求和選型 113.2.1 離合器的設計要求 113.2.2 離合器的選型 113.2.3 濕式摩擦式離合器潤滑油的選擇 123.2.4 濕式摩擦式離合器的潤滑方式.123.3 濕式多片離合器主要參數(shù)的選擇 133.4 濕式多片換檔離合器的設計計算 153.4.1 摩擦片的設計計算.153.4.2 回位彈簧的設計計算 . . . . 213.4.3 快速排油閥的設計計算 30第四章 結 論 .36參考文獻 37致 謝.39第一章 前 言4液壓式無級變速器是由液壓傳動和機械傳動有機的結合而成，兼有液壓傳動與無級調速的特點。液壓機械無級傳動作為一種新型的傳動技術自 20 世紀 70 年代以來取得了較大的進展，已開始成功地運用于車輛上，液壓機械無級傳動具有可控的無級調速特性、以小功率的液壓元件傳遞大功率的率比特性、高效率特性，是車輛無級傳動的理想方法。車輛傳動系的功用是將發(fā)動機的功率傳至驅動輪，并按車輛行駛的要求改變車速與牽引力。無級傳動被認為是最理想的車輛傳動形式，目前世界主要機械無級變速器的生產(chǎn)國家有日本、美國、意大利和俄國等。產(chǎn)品有摩擦式、鏈式、帶式及脈動式等 30 多種結構形式。中國是在 20 世紀 60 年代前后起步，目前能夠初步滿足社會生產(chǎn)的要求。液壓機械無級傳動是一種多流傳動系統(tǒng)，他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有一個工況配合最后兩路匯成由若干無級調速段相銜接并逐段升高的全程無級變化輸出速度。液壓元件只負擔最大功率的一部分，其他功率都是由機械路傳遞。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明顯提高了。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器組合的形式，即我們常標的動力機械傳動。還有部分先進機械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)一直是國內外廣大工程技術人員長期潛心研究攻關的重點項目。近幾年來，日本小松公司成功地研制出了世界上最先進的液壓機械傳動變速箱，并率先將其應用于推土機、裝載機等工程車輛，在車輛傳動技術領域取得重大的突破。同期，許多國外著名公司也成功地將液壓機械傳動應到履帶拖拉機差速轉向系中。在我國，該項技術正式開始應用于大功率履帶式拖拉機，隨著我國機械制造技術的高速發(fā)展，相信液壓機械出動技術必將得到廣泛的應用，使國產(chǎn)履帶式拖拉機、推土機的技術性能達到國際化先進水平。在我國拖拉機產(chǎn)品中，換檔多采用手動式的滑動齒輪和嚙合齒輪來實現(xiàn)的，換檔前先分離主離合器切斷發(fā)動機的動力，這樣不僅增加了操縱人員的勞動強度，5而且換檔時間長，換檔平順性差，降低了拖拉機的動力性和燃油經(jīng)濟性。借助于幾組摩擦元件（濕式摩擦片離合器和制動器）實行動力換檔，拖拉機在從一個檔位換到另一個檔位時，無須切斷發(fā)動機到變速箱的動力，直接進行換檔，從而大大提高了拖拉機的動力性能。摩擦元件是拖拉機動力換檔裝置中主要部件之一，其性能的好壞，直接影響著拖拉機動力換檔品質。6第二章 液壓無級變速器傳動方案的設計2.1 設計任務及已知條件設計任務：設計履帶拖拉機無極變速器，其作業(yè)速度范圍為：前進擋 320kkm/h，倒車擋 26km/h。變速方式：液壓機械雙功率流傳動。發(fā)動機額定功率：Ne =106 kw發(fā)動機額定轉速： min/230rne對履帶拖拉機無極變速器的換檔元件，即換檔離合器進行設計。2.2 液壓無極變速器傳遞方案的選擇2.2.1 幾種液壓機械無級傳動形式液壓機械無級變速器有多行星排式和單行星排。多行星排式結構如圖（21）所示。單行星排式是由單個行星排和一個機械自動變速器組成。其傳動方案如圖（22）所示。圖 21 多行星排液壓機械無級傳動方案以上兩種無級變速傳動形式的方案，其基本原理是行星輪三自由度中的兩個7輸入中的一個發(fā)生變化，那么輸出的那個就發(fā)生變化。從兩圖中可以看出多行星排形式的比較結構比較復雜。單行星排形式的結構比較簡單，而且也能滿足設計任務書中的要求。所以本設計采用單行星排形式的液壓機械無級傳遞方案。下面我們將進行參數(shù)的選擇。圖 22 單個行星排液壓機械無級傳動原理圖2.3 傳動參數(shù)的確定2.3.1 中心矩和各對齒輪傳動比的確定為了盡可能地應用原來的生產(chǎn)線和原來的部件總成，并且根據(jù)拖拉機變速器中心距設計經(jīng)驗公式：（2-1）3jaTKA輸入軸和輸出軸的中心距繼續(xù)采用原來的中心距（A=157.5mm） 。為了使得本變速器的軸向距離盡可能的減少，我們把低速段（擋）離合器與高速段（擋）離合器布置在同一徑向位置，所以去其他兩中心距為 =185 mm, = 210 mm 1A2（A 表示多擋自動變速部分的輸入軸與輸出軸的中心距； 表示多擋自動變速部分的輸入軸與中間軸的中心距； 表示多擋自動變速部分的中間軸與輸出軸的2A中心距） 。8根據(jù)拖拉機變速器齒輪模數(shù)設計的經(jīng)驗公式：（2-2）36.04Tmt式中：T 為變速器的輸入轉矩代入數(shù)據(jù)得出齒輪的最大模數(shù) m，為了設計方便以及盡量降低變速器的軸向尺寸，所以將所有齒輪的模數(shù)選為 m=5。 根據(jù)機械設計手冊常用行星輪系的各齒輪的齒數(shù)關系以及行星輪的個數(shù)，選取 k 為 2.9。根據(jù)所查閱的有關材料，把 選在 0.35 左右，根據(jù)液壓泵以及參321i數(shù)把 、 、 的齒數(shù)取得如下：1i23i， ， ， ， ， 。則 ，Z8Z445Z6321i586.0可以滿足前面所選。在保證中心距的同時還要不發(fā)生運動干涉，得到其他傳動齒輪的齒數(shù)以及傳動比，如表 2-1表 2-1 第 4 對到第 8 對齒輪的齒數(shù)和傳動比4 5 6 7 8主動齒數(shù) 30 42 26 22 39從動齒數(shù) 54 42 37 5 45傳動比 =1.84i=15i=1.4236i=2.21747i=1.18i2.3.2 離合器的狀態(tài)根據(jù)設計要求，前進分為四段，倒車分為兩段。 （見表 2-2）假設 、 、 、 、 、 分別為變速器的出入軸、輸出軸、太陽輪、0nbsrncd齒圈、行星架、多擋變速器輸出軸的轉速。 k 為行星排特性參數(shù): （2-3）srZ式中： 為齒圈的齒數(shù)， 為太陽輪的齒數(shù)。r sZ由行星齒輪各構件的運動關系：（2-4）crnkn)1(5可以推導出各段的速度特性。1）HM 段9（2-5）65403216546541 ikniekinincdb 2）HM 段（2-6）6540216546541 iknieinincdb 3) 其他各段的計算由圖 2-1 及表 2-1 可以看出，HM 段與 HM 段傳動形式相同，計算其速度時將31（2-1）中的 用 代換就可以了。同理（2-2）中的 用 代換，即543i6 543i6表 2-2 離合器結合狀態(tài)表段（擋）位 1C23C45C67CHM 1+ + + M + + + HM 2 + + + HM 3+ + + M 2+ + + 前進HM 4 + + + HM 1+ + +M + + +倒車HM 2 + + +2.3.3 液壓泵及液壓馬達的選擇1、液壓馬達的選擇1) 發(fā)動機的參數(shù)KW, 轉/min，06eP230enmNTee .416952) 行星機構各個構建的扭矩比=1:2.9:3.9)1(:Kcrs 由此可知，當行星架輸出是太陽輪上的扭矩較大。由結構可知當變速器為純機械傳動時，太陽輪上的扭矩最大。其最大值為：1079.15.240maxKTrS mN此時馬達所需要的轉矩為：254.2132maxaxiTS根據(jù) egMPV取 ，則40lg94.根據(jù)現(xiàn)有的產(chǎn)品選用 90 系列型號為 042 的柱塞馬達。此種馬達的參數(shù)如下：表 2-3 90 系列型號為 042 的定量馬達參數(shù)參數(shù)排量 1rml額定壓力 aMP最高壓力 a最低轉數(shù) minr1額定轉數(shù) 1最高轉數(shù) inr1定量馬達 42 42 48 0 4200 46002、液壓泵的選擇由于上面所計算液壓泵排量時，是把液壓泵的額定排量和液壓馬達的額定排量當著一樣來計算的，所以現(xiàn)在選擇的液壓泵與液壓馬達對應。即選擇 90 系列型號為 042 的柱塞泵。此種馬達的參數(shù)如下：表 2-4 90 系列型號為 042 的定量泵參數(shù)參數(shù)排量 1rml額定壓力 aMP最高壓力 a最低轉數(shù) minr1額定轉數(shù) i1最高轉數(shù) inr1定量泵 42 42 48 500 4200 46002.4 無級調速特性由（2-5 ） 、(2-6)反映了液壓機械無級變速器的無級調速特性。把各齒輪副的傳動比和行星特性參數(shù)代入，就可以得到液壓機械無級變速器各段（擋）速比隨變量泵和定量馬達排量比 變化特性曲線。計算的輸出轉速與 如下表：e e表 2-5 輸出轉速與 e11排量比 e-0.352836 0.352836 0.002755 0.352836 -0.692794輸出轉速 437.44 897.897 1205.1 1616.3 3268并且畫出他們的關系圖（2-4） 。圖 2-4 輸出轉速與 e 的關系由圖可知，當變量泵和定量馬達排量比 在-1 倒+1 范圍內變化時，變速器的速度是連續(xù)無級變化。圖中水平線表示速比不隨 變化的兩個純機械擋。e12第三章 液壓無級變速器換檔機構離合器的設計3.1 離合器概論對于以內燃機為動力的拖拉機，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。目前，拖拉機采用的多為摩擦式離合器。離合器用來傳遞或切斷發(fā)動機傳給傳動系的動力并限制傳動系過載。濕式離合器用黏度較低的油液冷卻摩擦表面，故散熱好、磨損小，能適應惡劣的工作條件，用于大功率拖拉機上。濕式離合器的摩擦系數(shù)小，故采用雙邊或多片，且需要的較大的壓緊力，往往用液壓操縱。液壓壓緊式離合器制造精度要求高，主要作用在動力換檔的變速箱中，也有用作離合器。濕式離合器工作性能穩(wěn)定，長期使用后壓緊力和摩擦系數(shù)變化不大，多用于作業(yè)負荷大的農(nóng)業(yè)拖拉機上，操縱頻繁的工業(yè)拖拉機上和動力換檔變速箱中。3.1.1 離合器的功用與分類離合器是一種可以通過各種操縱方式，實現(xiàn)主、從動部分在同軸線上傳遞運動和動力時具有接合或分離功能的裝置。離合器有各種不同的用途，根據(jù)原動機和工作機之間或機械中各部件之間的工作要求，離合器可以實現(xiàn)相對起動或停止，以及改變傳動件的工作狀態(tài)，達到改變傳動比，實現(xiàn)傳動件之間相互同步或超越運動。此外，離合器還可以作為起動或過載時控制傳遞轉矩大小的安全保護裝置等。按離合器機和元件傳動的工作原理，可以分為嵌合式離合器和摩擦式離合器；按實現(xiàn)離、合動作的過程可分為操縱式和自控式；按離合器的操縱方式，則可分為機械式、氣壓式、液壓式和電磁式等。133.1.2 影響離合器選擇的因素一、原動機的起動特性 對于用三相籠式異步電動機驅動的傳動系統(tǒng)，由于其最大轉矩與額定轉矩間的比值較大，離合器在接合加載過程中，轉速不會有明顯下降。因此，可以允許有較大的超載范圍，故可選用較大容量的離合器，以便在加載結合時有可能迅速驅動，不至于出現(xiàn)長時間的打滑現(xiàn)象，造成摩擦發(fā)熱，使摩擦加劇。對于內燃機等原動機，在接合加載過程中，原動機轉速會有顯著下降，為了避免原動機轉速過分下降，應采用工作容量儲備較小的離合器。二、離合器的受載特性 對于工作載荷穩(wěn)定，而起動時從動部分的慣性也很小的傳動系統(tǒng)，可選用較小容量和較小尺寸的離合器。而對于在受沖擊載荷的離合器或從動部分具有很大慣性以及需要在高轉差率下工作的離合器，如無有效的緩沖和減振裝置時，應選用容量較大的離合器，以避免離合器嚴重打滑或接合時間過長。當軸系有可能出現(xiàn)扭振時，為防止離合器或其他傳動元件損壞，保證離合器正常運轉，除了考慮離合器的容量外，更重要的是進行扭振計算，通過改變工作轉速，遠離軸系的臨界轉速，避開共振區(qū)，或者在接合元件間增設減震裝置，改變軸系剛度，消除共振。三、接合元件的性質 嵌合式接合元件傳遞轉矩能力大，外形尺寸小，可以保證接合后主從動件之間的轉速完全同步，而且沒有發(fā)熱和溫升，但因接合元件為金屬制成，剛性大，在有轉速差下接合的瞬時，主從動件上將產(chǎn)生相當大的沖機，引起陡振和噪聲，特別是在有載荷情況下高速結合，有可能損壞嵌合元件。因此，有種接合元件的使用限于靜止或相對轉速差較小，在空載或輕載情況下接合的傳動系統(tǒng)。摩擦式接合元件，由于在接合過程，可以容許中從動接合元件間存在一定的滑差，因此，雖然滑動會引起能能量的損耗和發(fā)熱，但卻可使主從動接合件能在較大轉速差下進行接合，而且接合是具有柔性無沖擊。14四、操縱方式 依靠人力的各種機械操縱離合器操縱力（400N ） ，反應慢，接合效率低，主要用于中、小功率的機械設備上。氣壓操縱具有比較大的操縱力（0.40.8MPa） ，離、合迅速，操縱效率較高，而且排氣無污染，適宜用于各種容量的離合器和遠距離操縱的離合器，特別是各種大型離合器的操縱。液壓操縱能產(chǎn)生很大的操縱力（0.73.5MPa ） ，而且有良好的潤滑和散熱條件，適宜用于有潤滑裝置和不泄露的機械設備，操縱體積小而傳遞轉矩大的離合器。電磁操縱比較方便，接合迅速，時間短，可以并入控制電路系統(tǒng)實行自動控制，且易實現(xiàn)遠距離控制，特別適合于各種操縱頻率高的中、小型以及微型離合器。五、環(huán)境條件 開式結構可用于寬敞無污染的環(huán)境，而封閉式的結構則能適應有粉塵和存在污染的場合。對于有防爆要求的環(huán)境，不宜采用普通的電磁式離合器，要求保持環(huán)境嚴格清潔的場合，不宜選用液壓操縱離合器。此外，不希望有噪聲的環(huán)境，最好選用有消聲器，則應考慮環(huán)境溫度和有害的介質對它的影響。3.2 離合器的設計要求和選型3.2.1 離合器的設計要求1 、能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩，且傳遞的轉矩有一定儲備，離合器結合后不產(chǎn)生滑磨；2 、分離徹底、迅速；3 、結合平順柔和，以減少機械起步過程中的沖擊載荷；4 、從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時換檔齒輪的沖擊并便于換檔；5 、散熱良好，使用壽命要長；6 、操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度。3.2.2 離合器的選型設計離合器的時候，主要根據(jù)工程機械的作業(yè)特點、功率大小、負荷狀況以及操縱方式等要求與條件，選擇合適的離合器結構形式。根據(jù)前面的分析，設計的要求，需要選擇濕式多片摩擦式離合器。多片離合器傳遞的轉矩大，也可以降低離合器的壓緊力，但在結構上必須保證分離時的徹15底性和良好性；另外，濕式離合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能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，使用壽命可達到干式離合器的 5-6 倍。所以濕式離合器能適應惡劣的工作條件（頻繁接合、重載荷下起步等）3.2.3 濕式摩擦式離合器潤滑油的選擇對于在濕式下工作的摩擦元件，不但要保證潤滑充分，而且對潤滑劑的性能也有一定的要求，對潤滑油的要求有以下幾點：1、摩擦性能好，與摩擦表面的粘附力大油膜強度高，既防止兩摩擦面直接接觸，又具有高的摩擦系數(shù)：2、適當?shù)恼扯群驼硿刂笖?shù)，使其在低速時，不知因粘度過大，油膜厚度增加，延長離合器的接合時間；高速時，不會因粘度過大而增加空轉轉矩和發(fā)熱，也不會因粘度太低不容易形成油膜而發(fā)生干摩擦，降低使用壽命；3、耐熱性好，抗氧化性高，不產(chǎn)生泡沫，不容易老化變質，使用壽命長；4、化學性能穩(wěn)定，不與摩擦元件發(fā)生腐蝕作用摩擦式離合器采用的潤滑油，當工作溫度在 4070 攝氏度之間時，可用變壓器油，當工作溫度在 70100 攝氏度之間時，可用汽輪機油。對于更高的工作溫度則宜用合成潤滑油。3.2.4 濕式摩擦式離合器的潤滑方式1、頻繁時，則不易得到充分的潤滑。2、浸油潤滑 將離合器僅在油中，進入深度，一般為外徑的 10%，由于攪動油產(chǎn)生阻力使離合器的空轉轉矩增加，接合時間延長，一般用于線速度小于 2m/s的離合器。3、滴油或噴油潤滑 將潤滑油直接滴入或加壓噴入離合器，但當離合器線速度大于 5m/s 時，潤滑油就難以進入離合器，故一般用于線速度小于 5m/s 的場合。4、軸心潤滑 潤滑油通過離合器軸的中心孔，依靠油壓或離合力流到摩擦元件的摩擦面上，這種潤滑方式比較合理，摩擦元件的使用壽命長，但是結構比較復雜。3.3 濕式多片離合器主要參數(shù)的選擇16片式摩擦離合器的主要參數(shù)有摩擦轉矩、儲備系數(shù)、摩擦副數(shù)量和摩擦襯片的內外徑等。前兩個參數(shù)主要表征離合器的工作能力，可稱之為性能參數(shù)，后兩個參數(shù)則說明離合器的一些結構特點，可稱之為結構參數(shù)。這兩類參數(shù)之間具有內在聯(lián)系和相互影響。1、離合器傳遞的轉矩對于摩擦式離合器：（3-1）Ttc式中： 計算轉矩T 儲備系數(shù) 離合器傳遞的轉矩t2、比壓 q：為了使離合器有足夠的使用壽命，壓緊力 Q 應有足夠的摩擦面積來承受，即單位面積上的壓力比壓不能過大：（3-2）FQq式中： F 為摩擦片工作表面積的當量面積，即摩擦面扣除溝槽后的凈面積，2m由式（3-2）可知，壓緊力 Q 增大，轉矩容量 隨 Q 成正比增大，若 q 值cM過大，將引起摩擦片工作表面迅速磨損和發(fā)熱，從而導致摩擦片損壞。反之，q值減小，離合器尺寸將加大，若 q 過小時，則摩擦偶片之間可能被油膜隔開，形成液體摩擦，使摩擦系數(shù)降低。比壓 q 一般取 23.5MPa（按凈面積計算不超過4MPa）3、儲備系數(shù) 儲備系數(shù)在扭轉容量計算中是一個關鍵的參數(shù)。選擇 時要結合換檔離合器本身的熱損傷強度和拖拉機換檔性能之間的關系，既要使離合器工作在安全的范圍內，還要使拖拉機換檔迅速、平穩(wěn)。 過小，會增加換擋的磨損時間，滑磨功大，導致摩擦片溫度升高，摩擦系數(shù)下降。摩擦片燒毀，翹曲變形； 過大，滑磨時間短，會引起拖拉機在換擋過程中傳動系出現(xiàn)較大的沖擊，同時也不利阻止過載，影響作業(yè)過程中車輛和人身的安全，而且還會使離合器的尺寸和重量增加。對于拖拉機離合器，建議 值在 1.52.5 之間選取，當換檔離合器做主離合器使用時， 值應取較大值。17表 3-1 摩擦離合器工作儲備系數(shù) 1機 械 類 型 值拖拉機 1.53.54、壓緊力損失系數(shù)在多片摩擦離合器中，考慮到壓緊力在逐片順次傳遞的過程中要克服花鍵連接處的滑動摩擦阻力而漸次減小所造成的損失，稱為壓緊力損失系數(shù)，其近似計算公式：(3-3)212iK式中： 離合器的導向花鍵與摩擦片（或摩擦盤）內面間的摩擦系數(shù)5、摩擦片內、外徑比 c在設計摩擦片時，應選擇適當?shù)膬?、外徑?c。c 值取得過小，摩擦片內部的結構布置往往有困難；另外 c 值小內、外徑差值大，內、外徑圓周速度之差大，滑磨時，溫升不一致，摩擦片易產(chǎn)生翹曲變形，摩擦片的磨損也不均勻；同時 c值小，在外徑不變的情況下，等效半徑 減小，同樣的壓緊力所傳遞的轉矩也將dR減小。但是 c 值也不能取得過大，因為在壓緊力不變的條件下，c 值大將使摩擦片受壓面積減小，比壓增加且可能超過其需用范圍，這也是不希望看到的。拖拉機換擋離合器的 c 值一般取 0.60.85。183.4 濕式多片換檔離合器的設計計算3.4.1 摩擦片的設計計算摩擦片是換檔離合器中的核心零件，對整個離合器的性能起著決定性的作用。因此選擇性能良好的摩擦材料和進行合理的結構設計是離合器設計的重要環(huán)節(jié)。一 、摩擦材料的選擇拖拉機換檔離合器裝在密封著的變速箱內，工作時散熱條件差，因此要求摩擦材料具有良好的導熱性、耐磨、耐熱、耐燒蝕性。拖拉機在實際作業(yè)中換檔頻繁，要求離合器在接合時應平穩(wěn)、柔和，而在分離時要迅速、徹底，因此在設計離合器時要求摩擦片具有足夠的摩擦系數(shù)和穩(wěn)定性，以保證在給定的條件下可靠的工作。由于粉末冶金摩擦材料主要成分為金屬，導熱性好、強度高，且承受負荷能力比非金屬材料大，故在工程機械、拖拉機動力換檔離合器中廣泛運用。所以此次設計選擇的摩擦副材料為銅基粉末冶金和鋼 45。二、 摩擦偶件數(shù)量在保證傳遞轉矩的條件下，應盡量減少摩擦偶件數(shù)，摩擦偶件少，磨損小，接合時壓緊力和功率損失少，且各片的間隙分布均勻，不僅要能充分冷卻，而且還不易產(chǎn)生滯排的現(xiàn)象。片數(shù)越多，分離時片與片之間越易被潤滑油粘住，克服粘液的扭矩越大，越易產(chǎn)生滯排現(xiàn)象。但實際的離合器，由于外廓尺寸受到結構限制，為了滿足傳遞轉矩的要求，不得不設計成多片式的結構。對于拖拉機換檔離合器，其摩擦片一般取 36 片。三、 摩擦片表面溝槽為了提高摩擦片的工作性能，在摩擦片表面上常開有溝槽，其主要作用有兩個：（1）潤滑油流過離合器摩擦表面時，能更好地冷卻和潤滑摩擦片表面，同時油流過還可將摩擦表面上磨損下來的磨削帶走，起到清潔摩擦片的作用。 （2）主、從片接合時，這些溝槽有助于摩擦表面上又匯集到溝槽中流走，當兩片相對滑摩時，還可以起到刮油和破壞油膜的作用，從而建立半液體和臨界摩擦，提高摩擦系數(shù)。摩擦表面的溝槽形式通常有徑向槽、旋轉槽、弧形菱狀槽、方形槽、復合槽（旋轉槽加徑向槽） 。對于同一形狀的溝槽，其深度、寬度和密度對摩擦性能都有影響。因此在計算比壓和摩擦力矩時，必須扣除溝槽的面積。19四、摩擦片的主要尺寸計算表 3-2 摩擦副材料性能 1摩 擦 副 摩擦因數(shù) di許用壓強 2cmN/pP許用溫度/ C0摩擦材料 對偶材料 濕 式 濕 式 濕 式銅基粉末冶金 45 鋼 0.050.1 120400 1201、低速離合器摩擦片的計算：儲備系數(shù)： 計算轉矩： mNiTtTc 18025.1根據(jù)結構選擇摩擦片工作面的外徑： cmD6.81根據(jù)摩擦片的內徑與外徑的比值 c 在 0.60.85 之間，摩擦片工作面內徑：502摩擦盤的工作面的平均直徑：mcDP 168.)156.8(2)(1由表 3-2，選取摩擦因數(shù)： .0選擇摩擦副材料為銅基粉末冶金和鋼 45，則由表 3-2，查得許用壓強：。apMP3計算摩擦片工作面的平均圓周速度： smnDvP18.0628.14.360式中： 摩擦片工作面的平均直徑 cmn 軸的轉速 rad/s查表 6-3-22 ，用差值法求得速度修正系數(shù)：1 35.1vK因為濕式離合器有足夠的潤滑油潤滑，所以查表 6-3-22 取接合次數(shù)修正系數(shù)： Kt摩擦片的對數(shù)：20（3-4）PCDTzm)(81215.731.06)5.(4.32式中： 計算轉矩；CT 摩擦片工作面平均直徑， cm；PD 摩擦片工作面外徑，cm；1 摩擦片工作面內徑，cm； 2 摩擦片的許用壓強，MPa；P 摩擦片的摩擦因數(shù)。初選取摩擦片對數(shù)： ，所以 z=m+1= =14+1=1514m21Z根據(jù) z 查表 6-3-22 ，選取摩擦片修正系數(shù)： 85.0K所以許用計算轉矩：（3-5）TVPpcpDT121)(8CTmN 4.250 183.05.048.6)5.8(32式中： 摩擦片數(shù)修正系數(shù)；1K 速度修正系數(shù)；V 接合次數(shù)修正系數(shù)；T 摩擦片對數(shù)。 m因為 ，所以許用計算轉矩滿足要求，摩擦片對數(shù) m=14 滿足要求。cpC摩擦片的壓緊力： NDTQP 1.530641.08622摩擦片壓強： PaM62.10)56.18(4.3.)(4221因為摩擦片的壓強 ，所以摩擦片滿足壓強的要求。P212、高速離合器摩擦片的計算儲備系數(shù)： 計算轉矩： mNiTtTc 25.9341.05.16根據(jù)結構選擇摩擦片工作面的外徑： cmD4.81根據(jù)摩擦片的工作面的內徑與外徑的比值 c 在 0.60.85 之間，所以摩擦片的工作面內徑： c6.142摩擦盤的工作面的平均直徑：mcDP 165.)6.148(2)(1 查表 3-2，選取摩擦因數(shù)： .0選擇摩擦副材料為銅基粉末冶金和鋼 45，則由表 3-2，查得許用壓強：apMP7.3計算摩擦片的平均圓周速度： smnDvP4.106025.14.360式中： 摩擦片工作面的平均直徑，cm；n 軸的轉速，rad/s查表 6-3-22 ，用差值法求得速度修正系數(shù)：1 63.0vK因為濕式離合器有足夠的潤滑油潤滑，所以查表 6-3-22 取接合次數(shù)修正系1數(shù)： Kt摩擦片的對數(shù)由式（3-4）得： PCDTzm)(81211.37.056).4.(.3932式中： 計算轉矩；CT 摩擦片工作面平均直徑，cm；PD22 摩擦片工作面外徑，cm；1D 摩擦片工作面內徑，cm； 2 摩擦片的許用壓強 ，MPa；P 摩擦片的摩擦因數(shù)。初選取摩擦副對數(shù)： ，所以 z=m+1= =8+1=98m21Z則查表 6-3-22 ,查得摩擦片修正系數(shù)：1 94.0K所以許用計算轉矩由式（3-5）得： TVPpcpDT121)(8CTmN 64.1027 163.0947.3085.6).4.8(352式中： 摩擦片數(shù)修正系數(shù)；K 速度修正系數(shù)；V 接合次數(shù)修正系數(shù)；T 摩擦片對數(shù) ；m因為 ，所以許用計算轉矩滿足要求，摩擦片對數(shù) m=8 滿足要求。cpC摩擦片的壓緊力： NDTQP14238.0516932摩擦片壓強： PaM45.10)6.14.8(.3)(42221因為摩擦片的壓強 ，所以摩擦片滿足壓強的要求。P3、倒檔離合器摩擦片的計算儲備系數(shù)： 摩擦片的計算轉矩： mNiTtTc 4.163.205.18根據(jù)結構選擇摩擦片工作面的外徑： cmD6.9123因為摩擦片工作面的內徑與外徑的比值 c 在 0.6-0.85 之間，所以摩擦片工作面的內徑： mD46.1.62摩擦片工作面平均直徑：mcP 3.180.).9(2)(1 查表 3-2，選取摩擦因數(shù)： .0選擇摩擦副的材料為銅基粉末冶金和鋼 45，則由表 3-2 查得摩擦片的許用壓強： apM3計算摩擦片的平均圓周速度： smnDvP15.0693.184.60式中： 摩擦片工作面的平均直徑，cm；n 軸的轉速，rad/s。查表 6-3-22 ，用差值法求得速度修正系數(shù)：1 35.1vK因為濕式離合器有足夠的潤滑油潤滑，所以查表 6-3-22 取接合次數(shù)修正系數(shù)： Kt摩擦片的對數(shù)由式（3-4）得： PCDTzm)(81218.631.0)469(4.3322 式中： 計算轉矩；CT 摩擦片工作面平均直徑，cm；PD 摩擦片工作面外徑，cm；1 摩擦片工作面內徑，cm； 2 摩擦片的許用壓強，MPa；P 摩擦片的摩擦因數(shù)。初選摩擦片對數(shù)為： ，所以 z=m+1= =12+1=13，則查表 6-3-2112m21Z,可以得到摩擦片修正系數(shù)：1 8.0K所以許用計算轉矩由式（3-5）可得：24TVPpcp KmDT121)(8CTN 7.24 18.0351.023.8)469(3522式中： 摩擦片數(shù)修正系數(shù)；1K 速度修正系數(shù)；V 接合次數(shù)修正系數(shù)；T 摩擦片對數(shù)。m因為許用計算轉矩 ，所以摩擦片片數(shù)可以滿足要求，即 m=12cpT摩擦片的壓緊力： NDQPC 78.1062.031875642摩擦片壓強： PaM21.0)46.1.9(4.3)(42221因為摩擦片的壓強 ，所以摩擦片滿足壓強的要求。P3.4.2 回位彈簧的設計計算從結構形式上看，回位彈簧有螺旋彈簧和碟形彈簧兩種，當離合器內鼓徑向尺寸較小，螺旋彈簧與離合器摩擦片不能沿軸線方向重疊布置時，為了不增加離合器軸向尺寸，可能采用尺寸最短的碟形彈簧。在換檔離合器中，回位彈簧對離合器的整體性能有很大的影響，當彈簧力過大時，雖然可以縮短離合器的分離時間，但同時會增大壓力油作用到離合器活塞上的壓力，在活塞面積一定的情況下，需要提高壓力油的比壓；當彈簧力過小時，離合器分離不徹底?；匚粡椈膳c往復運動密封裝置的摩擦阻力、壓緊力損失對活塞的阻力及油缸中油液離心力對活塞的阻力有關：(3-6) 10Qft式中： ；N回 位 彈 簧 力 ，tQN；密 封 摩 擦 阻 力 ，f；0 ，壓 力 損 失 對 活 塞 的 阻 力25NQ1 ，離 心 油 壓 對 活 塞 的 阻 力1、低速擋換檔離合器回位彈簧的設計計算儲備系數(shù)： 5.計算轉矩： mNTc180摩擦片的外徑：D6.摩擦片內徑：d15.0每個摩擦副的面積： 2222 095.)1.86.(43)(4 mDF每個摩擦片扣除溝槽后的凈面積：21 07.95.80.摩擦片上的總壓緊力： NFQ1306.2172.61 油缸的轉速（取最大轉速）： min/n活塞的內徑： cmR3.活塞的外徑： r4旋轉軸的外徑： 5.20排油需要的壓力： MPaq油缸的工作壓力： 1密封圈摩擦阻力： 16.39207.3. Qf壓力損失對活塞的阻力：（3-7）2020)(qrRN5.81.43.71. 2離心力對活塞的阻力：（3-8）)()(085. 202282 rRrnQN2.435.43.7.167 由（3-6 ）得到，彈簧的回位彈簧力：26NQft 9.142.35.816.39210 選擇 9 個回位彈簧，假設每個彈簧所受的力是一樣的，則：每個彈簧的最大載荷： NPtn9.156.49每個彈簧的最小載荷： Q2.489.31根據(jù)結構，取實際的工作行程： mh3回位彈簧的材料直徑：（3-9）86.1760.59.1.6.1pnCKPd式中： ；D或由表 3-3CK615.04表 3-3 圓柱彈簧計算用系數(shù) 1C K4 1.4045 1.311取材料直徑： md.2表 11-2-9 （彈簧中徑系列尺寸）中查得中徑： 1 mD16所以彈簧的外徑： dD5.8.2161彈簧的內徑： 32查表 11-2-19 查得參數(shù)：1表 3-4 圓柱螺旋壓縮彈簧計算表材料直徑 彈簧中徑 許用壓強 工作極限載荷 單圈變形量 單圈剛度d=2.5mm D=16mm 830MPa Pj=257.73N mfj73.212.94mNPd27根據(jù)結構，取實際行程 h=3mm，得到： NhPn 2.36.489.156 所以彈簧的有效圈數(shù)： .d查表 11-2-10 ，取彈簧的有效圈數(shù)：n=7 ，彈簧兩端磨平，則彈簧的總圈數(shù)：19272n彈簧的節(jié)距： mdftj 2.573.2彈簧的自由高度： mntH15.40.110 查表 11-2-12 彈簧自由高度，將彈簧的自由高度元整：1 H彈簧的最小載荷時的高度： mP7.382.640101 彈簧的最大載荷時的高度： Hnn 7.352.691400彈簧的極限載荷時的高度： mPjj 89.32.6400高徑比： ，所以不用進行彈簧穩(wěn)定性試驗。.51DHb2、高速擋離合器回位彈簧的設計計算儲備系數(shù)： 5.1計算轉矩： mNTc246.93摩擦片的外徑：D18.0摩擦片的內徑：d46.28每個摩擦副的面積： 2222 014.)6.18.0(43)(4 mdDF每個摩擦片扣除溝槽后的凈面積：21 38.0摩擦片上的總壓緊力： NFQ4.1008.72172. 661 油缸的轉速（取最大轉速）： min/3n活塞的內徑： cR.活塞的外徑： r875旋轉軸的外徑： .20排油需要的壓力： MPaq油缸的工作壓力： 1密封圈摩擦阻力： NQf 3.429.03.0. 壓力損失對活塞的阻力，由（3-7）得： NqrR 7.510.)875.1(.1)( 2222020 離心力對活塞的阻力，由（3-8）得：)()(85.7 202282 rRrn )75.28.31785.317036 .149N由式（3-6 ）得到彈簧的回位彈簧力： NQft 8.247.197.53.42910 選擇 12 個回位彈簧，設每個彈簧所受的彈簧力相同，即每個彈簧的最大載荷： NPtn 5.20618.472每個彈簧的最小載荷： Q4.218.921根據(jù)結構取彈簧的實際的工作行程： mh329回位彈簧的材料直徑由（3-9）得： mCKPdpn 1.27603.5.2.16.1式中： ；D或由表 3-3 查得CK615.04在表中取材料直徑： md.2由表 11-2-9 （彈簧中徑系列尺寸）中查得中徑： 1 mD14所以彈簧的外徑： D5.16.41彈簧的內徑： d22查表 11-2-19 查得參數(shù)：1表 3-5 圓柱螺旋壓縮彈簧計算表 1材料直徑 彈簧中徑許用壓強工作極限載荷 單圈變形量 單圈剛度d=2.5mm D=14mm830MPaPj=285.73Nmfj03.214mNPd因為彈簧的實際行程 h=3m， 得到：hPn 4.273.15.2061 彈簧的有效圈數(shù)：1.542706Pnd查表 11-2-10 ，取彈簧的有效圈數(shù)：n=8 ，兩端磨平，彈簧的總圈數(shù)：182n彈簧的節(jié)距： mdftj 5.4203.彈簧的自由高度： ntH7.39.1.85.10 查彈簧自由高度表 11-2-12 表，將彈簧的自由高度元整為： mH40彈簧的最小載荷時的高度：30mPH45.3.27140101 彈簧的最大載荷時的高度： nn 45.3.276400彈簧的極限載荷時的高度： mPHjj 5.94.27800彈簧的高徑比：6.8140Db彈簧的高徑比較大，軸向載荷達到一定值會產(chǎn)生側向彎曲而失去穩(wěn)定性。為保證不至失去穩(wěn)定性，在彈簧中加導桿，可以使彈簧達到穩(wěn)定。3、倒擋離合器回位彈簧的設計計算儲備系數(shù)： 5.1計算轉矩： mNTc7.64摩擦片的工作面外徑：D19.0摩擦片的工作面內徑：d6464每個摩擦副的面積： 2222 089.)164.09.(413)(4 mDF每個摩擦片扣除溝槽后的凈面積：21 7.08.8.0摩擦片上的總壓緊力： NFQ.190.2172. 661 油缸的轉速（取最大轉速）： min/5n活塞的內徑： cR9.