液力傳動變速箱的設計與仿真畢業(yè)設計論文

本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯PAGEII摘要本課題是設計一個液力傳動變速箱，液力傳動變速箱是汽車中的驅(qū)動設備，廣泛的應用于叉車、牽引車、挖掘車等工業(yè)車輛中。隨著人們對液力傳動的性能及其優(yōu)越性認識的逐漸深入，液力傳動裝置的應用也越來越廣泛。根據(jù)本次設計的的要求，本論文是一個驅(qū)動60噸的液力傳動變速箱設計過程。液力傳動變速箱主要由變速箱、液力變矩器、油泵總成與主調(diào)壓閥和溢流閥組件、操縱閥組件、離合器和液壓控制等部分組成。由液力變矩器提供轉(zhuǎn)矩和具有前進二檔、后退二檔共四個檔位的動力換檔變速箱。液力變矩器使該液力傳動變速箱具有液力傳動輸出的自動適應性，能隨著外負載的變化而相應改變其輸出扭矩和轉(zhuǎn)速，而且要求能夠吸收和消除來自發(fā)動機和外負載對傳動系統(tǒng)的沖擊振動。所采用的換檔方式要求操縱簡單、方便，起動平穩(wěn)，較大地減輕操作者勞動強度。本課題通過液力傳動變速箱主要參數(shù)的設計，用三維設計軟件UG來實現(xiàn)液力傳動變速箱的零部件造型和整機造型。在液力傳動變速箱設計過程中，在投入生產(chǎn)之前利用計算機進行裝配仿真，及時糾正設計中的不足。關鍵詞液力傳動變速箱；液力變矩器；離合器；操縱閥AbstractThistopicistoadesignahydraulicTransmissionGearbox,hydraulictransmissiongearboxisinavehicleequipments,widelyusedinforklifttrucks,tractors,miningtrucksandotherindustrialvehicles.Aspeopledriveonthehydraulicperformanceandadvantagesofthegraduallydeepeningunderstanding,applicationofthehydraulictransmissionisalsomoreextensive.Accordingtotherequirementsofthisdesign,thisthesisisadriveof60tonsofhydraulicpowertransmissiondesignprocess.Mainlybythetransmissionhydraulictransmissiongearbox,torqueconverter,oilpumpassemblywiththemainpressureregulatingvalveandpressurereliefvalvecomponents,controlvalvecomponents,clutchandhydrauliccontrolcomponents.Providedbythehydraulictorqueconverterandaforwardsecondgear,secondgearbackatotaloffourstallsinthepowershifttransmission.Sothatthehydraulictorqueconvertertransmissionwithhydraulictransmissionoutputgearautomaticadaptationtochangesinexternalloadwithcorrespondingchangesinitsoutputtorqueandspeed,butalsorequirestheabilitytoabsorbandremovefromtheengineandtheouterloadonthetransmissionofshockandvibration.Theapproachrequirescontrolgearusedinsimple,easy,smoothstart,moretoreducethelaborintensityofoperators.Thesubjectofthemainparametersoftransmissionthroughthehydraulictransmissiondesign,whichusesthethree-dimensionaldesignsoftwaretoachievehydraulictransmissiongearboxUGpartsmodelingandmachinemodeling.Inthehydraulicdrivetransmissiondesignprocessintoproductionbeforetheassemblybycomputersimulation,andpromptlycorrectdesigndeficiencies.KeywordsHydraulicTransmissionGearboxTorqueConverterClucthControlValve本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯PAGEIV畢業(yè)論文（設計）原創(chuàng)性聲明本人所呈交的畢業(yè)論文（設計）是我在導師的指導下進行的研究工作及取得的研究成果。據(jù)我所知，除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文（設計）不包含其他個人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本論文（設計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中作了明確說明并表示謝意。作者簽名：日期：畢業(yè)論文（設計）授權使用說明本論文（設計）作者完全了解**學院有關保留、使用畢業(yè)論文（設計）的規(guī)定，學校有權保留論文（設計）并向相關部門送交論文（設計）的電子版和紙質(zhì)版。有權將論文（設計）用于非贏利目的的少量復制并允許論文（設計）進入學校圖書館被查閱。學校可以公布論文（設計）的全部或部分內(nèi)容。保密的論文（設計）在解密后適用本規(guī)定。

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目錄1緒論 11.1引言 11.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 11.3研究的目的和意義 11.4本課題的主要研究內(nèi)容 22總體方案的設計 32.1主要技術參數(shù)和工作原理 32.2結(jié)構介紹 33變速箱的設計 63.1變速箱傳動方案的設計 63.2前進擋設計 73.2.1前進擋擋數(shù)的確定 73.2.2前進擋齒輪的設計 73.3變速箱齒輪主要參數(shù)的計算和強度校核 73.3.1齒輪參數(shù)計算 73.3.2齒輪強度校核 103.4軸與軸承的設計與校核 173.5變速箱的總裝配圖 234液力變矩器的設計 244.1引言 244.2液力變矩器的結(jié)構與工作原理 244.3液力變矩器的設計計算 244.3.1液力變矩器的轉(zhuǎn)矩功率計算 244.3.2液力變矩器循環(huán)圓設計 254.3.3液力變矩器葉片設計 264.4液力變矩器的冷卻裝置設計 265液壓傳動部分設計 285.1液力傳動變速箱油路原理 285.2油泵總成設計 285.3主調(diào)壓閥、溢流閥部件 306離合器 316.1引言 316.2離合器的功能與要求 316.2.1摩擦離合器的基本組成和工作原理 326.2.2離合器的結(jié)構方案分析 336.3濕式多片式液力離合器的結(jié)構與工作原理 356.3.1結(jié)構介紹 356.3.2工作原理 356.4前進離合器的設計 376.4.1離合器的基本參數(shù)和主要尺寸的選擇 376.4.2從動盤的設計 406.4.2壓盤設計 416.4.3壓緊彈簧的設計計算 426.4.4扭轉(zhuǎn)減振器的設計 426.5倒檔離合器的設計 436.5.1倒檔離合器基本參數(shù)的選擇 436.5.2從動盤的設計 446.5.3壓盤設計 466.5.4壓緊彈簧的設計計算 466.5.5扭轉(zhuǎn)減振器的設計 477操縱閥組件 487.1離合器操縱閥的原理機構介紹 487.1.1操縱閥的機構原理 487.1.2操縱閥原理簡介 497.2操縱閥結(jié)構設計 498變速箱的三維動態(tài)仿真 528.1UG軟件介紹 528.2變速箱的三維建模及運動仿真 528.3變速箱三維模型的建立 52結(jié)論 55致謝 56參考文獻 57附錄 58本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯PAGE721緒論1.1引言在本次設計中，我主要設計的是液力傳動變速箱的設計與仿真。關于這方面，我查閱了很多資料，包括國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀、液力傳動部分的組成、離合器的工作原理等。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀20世紀80年代中期，液力傳動變速箱在國外得以迅速發(fā)展，普及率愈來愈高，除了大排量發(fā)動機繼續(xù)裝備液力傳動變速箱之外，發(fā)動機排量在ZL以下的轎車也大量裝備液力傳動變速箱，而且不少車型都把它作為標準配置推出。液力傳動變速箱在我國一直是處于十分落后狀態(tài)，除了70年代長春第一汽車制造廠曾為紅旗牌轎車配置了液力傳動變速箱之后，將近二十多年來，國產(chǎn)轎車從未出現(xiàn)過液力傳動變速箱總成。自從20世紀80年代以來，國外大量的現(xiàn)代轎車進人我國市場，特別在一些國際化大都市，裝備有液力傳動變速箱的進口轎車迅速增長。隨著我國改革開放的進一步深入，國家對汽車工業(yè)的投資規(guī)模日益擴大，國內(nèi)外汽車生產(chǎn)企業(yè)對高質(zhì)量、高水平、高效率的液力傳動變速箱的需求越來越迫切。液力傳動變速箱設計是機械工程及自動化專業(yè)學生的一次比較完整的某類機械的整體設計。通過設計，培養(yǎng)學生獨立的機械整機的分析能力，樹立正確的設計思想，掌機電一體化產(chǎn)品設計的基本方法和步驟，為自動化機械設計打下良好的基礎。通過畢業(yè)設計對所學基本理論和專業(yè)知識的一次綜合運用，使得設計、計算和繪圖能力都得到了全面的訓練?，F(xiàn)代車輛動力性能的提高和人們對車輛安全性和舒適性的要求使人們對車輛的減速制動性能提出了更高的要求。液力傳動變速箱高速制動力矩大，制動平穩(wěn)，噪聲小，壽命長，而結(jié)構體積較小，在現(xiàn)代車輛上得到了日益廣泛的應用。傳統(tǒng)的研究液力傳動變速器的方法是通過反復的試制和試驗，需要很長的時間?，F(xiàn)在使用UG仿真科技節(jié)省很多的時間。1.3研究的目的和意義（1）液力傳動變速箱設計是機械工程及自動化專業(yè)學生的一次比較完整的某類機械的整體設計。通過設計，培養(yǎng)學生獨立的機械整機的分析能力，樹立正確的設計思想，掌機電一體化產(chǎn)品設計的基本方法和步驟，為自動化機械設計打下良好的基礎。（2）通過設計，把有關課題（機械原理、機械設計、液力傳動、CAD技術、UG）中獲得的理論知識在實際中綜合地加以利用，使這些知識得到鞏固與發(fā)展，使理論知識與生活密切地結(jié)合起來。因此，液力傳動變速箱的設計是有關專業(yè)基礎和專業(yè)課后綜合性的專業(yè)設計。（3）通過設計，熟練的應用有關參考資料，計算圖表、手冊、圖冊和規(guī)范，熟悉有關國家標準，培養(yǎng)學生獨立工作與分工合作完成大型設計的能力和在機械整體設計方面所必備的基本技能。1.4本課題的主要研究內(nèi)容本次設計的液力傳動變速箱是由液力變矩器和具有前進二檔、后退二檔共四個檔位的動力換檔變速箱組成的液力傳動變速箱。設計的主要任務包括總體方案設計、結(jié)構與零部件設計、液壓控制部分設計、變速箱的三維建模與運動仿真。液力傳動變速箱采用單級二相三工作輪綜合式液力變矩器。液力變矩器使該液力傳動變速箱具有液力傳動輸出的自動適應性，能隨著外負載的變化而相應改變其輸出扭矩和轉(zhuǎn)速，而且要求能夠吸收和消除來自發(fā)動機和外負載對傳動系統(tǒng)的沖擊振動。所采用的換檔方式要求帶有緩沖閥，使操縱簡單、方便，起動平穩(wěn)，較大地減輕操作者勞動強度。除此之外，還要學會濕式多片式液力離合器的設計方法以及設計液壓控制整體的油路。這樣，每個部分協(xié)調(diào)工作，構成完整的液力傳動變速箱。并學會用UG建造部件的三維造型和運動仿真。在設計過程中學會查閱相關技術文獻、資料、手冊，并進行計算和繪圖及編寫文本。在解決工程問題時必須有全局觀點、生產(chǎn)觀點和經(jīng)濟觀點，并樹立正確的設計思路和嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L，熟悉機電液一體化技術工作的一般程序和方法。2總體方案的設計液力傳動變速箱是由液力變矩器和具有前進二檔、后退二檔共四個檔位的動力換檔變速箱組成的液力傳動變速箱?？傮w方案的設計的是：變速箱、液力變矩器、油泵總成、主調(diào)壓閥、溢流閥部件、操縱閥部件和離合器。液力傳動變速箱采用單級二相三工作輪綜合式液力變矩器。液力變矩器使該液力傳動變速箱具有液力傳動輸出的自動適應性，能隨著外負載的變化而相應改變其輸出扭矩和轉(zhuǎn)速，而且要求能夠吸收和消除來自發(fā)動機和外負載對傳動系統(tǒng)的沖擊振動。2.1主要技術參數(shù)和工作原理驅(qū)動60噸的液力傳動變速箱主要設計參數(shù)：1）外形尺寸： 730×560×600mm2）功率： 70Kw3）轉(zhuǎn)速： 2000r/min4）油壓：1.2~1.5Mpa5）力矩：70N.M6）凈質(zhì)量：≤400kg7）變速要求：四級本次設計的液力傳動變速箱主要利用液力變矩器配合變速箱中的齒輪實現(xiàn)換擋功能。液力變矩器由泵輪、渦輪和導輪等構件組成，泵輪和渦輪是一對工作組合，它們就好似相對放置的兩臺風扇，一臺風扇吹出的風力會帶動另一臺風扇的葉片旋轉(zhuǎn)，風力成了動能傳遞的媒介，如果用液體代替空氣成為傳遞動能的媒介，泵輪就會通過液體帶動渦輪旋轉(zhuǎn)，再在泵輪和渦輪之間加上導輪，通過反作用力使泵輪和渦輪之間實現(xiàn)轉(zhuǎn)速差就可以實現(xiàn)變速變矩了。由于液力變矩器自動變速變矩范圍不夠大，因此在渦輪后面再串聯(lián)幾排齒輪提高效率。液力傳動變速箱是通過濕式多片液力離合器限制或接通齒輪組中的某些齒輪得到不同的傳動比。所以換擋品質(zhì)的好壞與這些離合器和制動器有直接關系。根據(jù)汽車擋次的不同，出于成本考慮，經(jīng)濟型車的液力傳動變速箱的控制機構通常被設計得很簡單。2.2結(jié)構介紹液力傳動變速箱是由變速箱、液力變矩器、油泵總成、主調(diào)壓閥、溢流閥部件、操縱閥部件和離合器組成。下面逐步介紹各個部件：變速箱本次變速箱設計選用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪因其使用壽命長，傳動平穩(wěn)和噪聲小而得到廣泛使用。設計要求：變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以變速箱的低檔布置在靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構剛性與軸和殼體的結(jié)構有關系。通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。軸的設計：輸出軸上的功率P=70kw，轉(zhuǎn)速n=2000r/min，轉(zhuǎn)距T=70N.M。（2）液力變矩器本次設計的液力變矩器為單級二相三元性結(jié)構，選用沖焊型液力變矩器。它有三個工作輪：泵輪、渦輪、導輪。它直接輸入發(fā)動機動力傳遞扭矩和離合作用。通過泵輪將輸入的機械能轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ饕后w的動能、壓力能，再經(jīng)渦輪將液體的動能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能而輸出，在這一過程中，通過導輪增加了輸出力矩。它能根據(jù)外載荷的變化自動完成無級變矩、無級變速的平穩(wěn)傳動，有效衰減了傳動中的沖擊和震動。根據(jù)動力機凈標定轉(zhuǎn)速和功率：nb=ndb=2000r/min-1，Pdb=70kw。根據(jù)液力變矩器的零工況泵輪公稱扭矩Mbgo=70N.M.進一步確定變矩器的型號為YJH315型（3）油泵總成油泵通常安裝在變矩器的后方，由變矩器殼后端的軸套驅(qū)動。在發(fā)動機運轉(zhuǎn)時，不論汽車是否行駛，油泵都在運轉(zhuǎn)，為自動變速器中的變矩器、換擋執(zhí)行機構、換擋控制系統(tǒng)部分提供一定油壓的液壓油。本次設計中，泵必須安裝在變矩器的機殼上，并靠變矩器的輸出軸來驅(qū)動。如果把泵直接安裝在變矩器的輸出軸上，則就回使變矩器變的體積龐大，而且在工藝上也是有很大的困難。因此我們根據(jù)泵的的動力輸入方式，可以確定使用齒輪泵，這樣實現(xiàn)起來方便而且效率高本次設計采用的油泵型式是：月牙型的定量泵。（4）主調(diào)壓閥、溢流閥部件調(diào)節(jié)主回路油壓的調(diào)壓閥稱為主調(diào)壓閥。油泵產(chǎn)生的液壓調(diào)節(jié)后形成主油路壓力，作為整個液壓系統(tǒng)中各閥的基礎液壓。當油泵把油液輸送到液壓系統(tǒng)時，油泵的輸出油壓隨著發(fā)動機的轉(zhuǎn)速增加而升高，過高的油壓可能引起油泵停轉(zhuǎn)或部件損壞。為了防止這種現(xiàn)象發(fā)生，在液壓系統(tǒng)都設有調(diào)壓閥，以調(diào)節(jié)和保持主回路的油壓，起到限壓和溢流的作用。（5）操縱閥部件操縱閥的作用是通過控制離合器的限制或接通來實現(xiàn)換擋，微動閥的作用是調(diào)壓。液壓式操縱閥由總泵(主缸)、分泵(工作缸)、管路系統(tǒng)、回位彈簧等組成。具有摩擦阻力小，傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便，接合柔和(有助于降低猛接離合器時傳動系的動載荷)。系統(tǒng)剛度好有助于減小自由行程，也便于遠距離操縱及采用可翻傾式駕駛室等優(yōu)點。本次設計選用液壓式操縱閥。（6）離合器本次離合器設計的要求為摩擦面多，接合平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小、使用壽命長，故選用濕式多片液力離合器，共設計兩個離合器，即一個前進離合器和一個倒擋離合器。濕式多片液力離合器的結(jié)構包括：離合器蓋、回位彈簧，滾針軸承，摩擦片等部件。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構，操縱閥是控制離合器限制或接通的裝置。3變速箱的設計3.1變速箱傳動方案的設計總體方案的設計，首先需要知道各軸的分布情況，其次需要根據(jù)所給的參數(shù)計算出齒輪的齒數(shù)和各級傳動比。圖3-1為變速箱的總體方案圖。圖3-1總體方案圖根據(jù)主要參數(shù)計算，，所以可以求出各檔位之間的傳動比以及各個齒輪的齒數(shù)。見表3-1。說明：前進一擋：由輸入軸經(jīng)齒輪2和8結(jié)合，由輸出軸輸出；前進二擋：由輸入軸經(jīng)齒輪1和7結(jié)合，由輸出軸輸出；后退一擋：由輸入軸經(jīng)齒輪3和6，過中間軸，又由齒輪5和8，最后有輸出軸輸出；后退二擋：由輸入軸經(jīng)齒輪3和6，過中間軸，又由齒輪4和7，最后有輸出軸輸出；剎車擋：由剎車軸，經(jīng)齒輪9和10，最后控制輸出軸。表3-1擋位齒數(shù)表檔位參數(shù)前進一擋前進二擋后退一擋后退二擋剎車擋齒數(shù)=28=48=48=28=48=48=28=48=48=48=48=48=32=32傳動比（i）1.750.561.750.5613.2前進擋設計3.2.1前進擋擋數(shù)的確定檔數(shù)多少影響到檔與檔之間的傳動比比值。比值過大會造成換檔困難。一般認為比值不宜大于1.71.8。因此如最大傳動比與最小傳動比之比值愈大，檔位數(shù)也應愈多。對于轎車而言，由于其行駛車速高，比功率大，最高檔的后備功率也大，即最高檔的動力因素大，所以其最高檔與起動檔的動力因素間的變化范圍較小。重型貨車的比功率更小，使用條件也更復雜，所以一般采用六檔至十幾個檔的變速箱，以適應復雜的使用條件，從而使汽車具有足夠的動力性和良好的燃油經(jīng)濟性。但本設計為了滿足使用要求，擋數(shù)設計為：前進為二擋3.2.2前進擋齒輪的設計（1）合理選用模數(shù)：在現(xiàn)代變速箱設計中，各檔齒輪模數(shù)的選擇是不同的。但為了經(jīng)濟性和用途的要求，初選模數(shù)：m=4。（2）合理選用壓力角：對于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。當壓力角越大時，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強度和接觸強度。選用壓力角為20°。（3）合理選用螺旋角：為了保證齒輪傳動的平穩(wěn)性、低噪聲和少沖擊，所有齒輪都要選擇較大的螺旋角，一般都在30左右。（4）分析齒頂寬：對于正變位齒輪，隨著變位系數(shù)的增大，齒頂高也增大，而齒頂會逐漸變尖。所以必須對齒輪進行齒頂變尖的驗算。對于汽車變速箱齒輪，一般推薦其齒頂寬不小于(0.25~0.4)m。3.3變速箱齒輪主要參數(shù)的計算和強度校核3.3.1齒輪參數(shù)計算（1）計算輸入功率和各擋的轉(zhuǎn)速假設齒輪的傳動效率η=0.97。各軸的轉(zhuǎn)速為：前進一擋速度：n1=2000/1.75=1142r/min前進二擋速度：n2=2000/0.56=3571r/min后退一擋速度：n3=2000/1.75=1142r/min后退二擋速度：n4=2000/0.56=3571r/min剎車擋速度：n=11421=1142r/min各軸的輸入功率為：各軸的傳遞扭矩：式(3.1)（2）參數(shù)列表各軸的功率、轉(zhuǎn)速、所傳遞轉(zhuǎn)矩如表3-2表3-2各軸的數(shù)值軸參數(shù)電機軸I軸II軸III軸剎車軸功率P（kw）7067.965.8663.8961.97轉(zhuǎn)速n（r/min）20001142114235711142轉(zhuǎn)矩T（）334250567800567800176100518200（3）各齒輪的旋向確定為了使各軸的軸向力盡量的小，所以2軸上的軸向力的方向相反，所以Z1,Z2,Z3為右旋;Z4,Z5,Z6,Z10為左旋；Z7,Z8,Z9為右旋（4）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)①按設計任務書給定的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。②運輸機為一般工作狀態(tài)的機器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選擇8級精度。③工作機運轉(zhuǎn)過程中受力不大，故選45＃鋼，調(diào)質(zhì)處理，便于制造，且價格較便宜，經(jīng)一定的熱處理后，綜合性能均能滿足要求。齒數(shù)為48的齒輪的硬度為240HBS齒數(shù)為28的齒輪的硬度為280HBS齒數(shù)為32的齒輪的硬度為220HBS大小齒輪齒面的硬度差為280－220=60，是合理的。當運轉(zhuǎn)過程中較硬的小齒輪齒面對較軟的大齒輪齒面，會起較明顯的冷作硬化效應，提高了大齒輪齒面的疲勞極限，從而延長了齒輪的使用壽命。（5）初步選定模數(shù)和螺旋角由于使用斜齒輪傳動，所以選取模數(shù)mn=4mm,壓力角αn=20°，螺旋角一般取7°-15°。這里選取螺旋角β=13°。（6）主要參數(shù)的計算（詳見表3-4）法面模數(shù)：mn=4mm端面模數(shù)：式(3.2)tanαt=tanαn/cosβ=tan20°/cos13°=0.37式(3.3)齒高h=2.25mt=2.254.1=9.225mm式(3.4)分度圓齒距pn=πmn=3.144=12.56mm式(3.5)pt=πmt=3.144.1=12.874mm式(3.6)基圓齒距pbt=ptcosαt=12.874cos20.48°=12.06mm式(3.7)表3-3各齒輪主要參數(shù)的計算值表齒數(shù)計算過程計算結(jié)果Z1,Z3,Z4,Z6,Z8=48d1=mtz1=4.148db1=d1cosαt=196.8cos20.48°da1=d1+2mn=196.8+2X4df1=d1-2mn(ha*+c*)=196.8-24(1+0.25)d1=196.8mmdb1=184.36mmda1=284.8mmdf1=186.8mmZ2,Z5,Z7=28d2=mtz2=4.128db2=d2cosαt=114.8cos20.48°da2=d2+2mn=114.8+24df2=d2-2mn(ha*+c*)=114.8-241.25d2=114.8mmdb2=107.54mmda2=122.8mmdf2=104.8mmZ9,Z10=32d3=mtz9=4.132db3=d3cosαt=131.2cos20.48°da3=d3+2mn=131.2+24df3=d3-2mn(ha*+c*)=131.2-241.25d3=131.2mmdb3=122.9mmda3=139.2mmdf3=121.2mm3.3.2齒輪強度校核（1）確定使用系數(shù)KA用以考慮動力機和工作機的運轉(zhuǎn)特性、聯(lián)軸器的緩沖性能等外部因素引起的動載荷而引入的系數(shù)，可按表3-4選取表3-4確定使用系數(shù)KA動力機工作特性工作機工作特性均勻平穩(wěn)輕微沖擊中等沖擊嚴重沖擊均勻平穩(wěn)1.001.251.501.75輕微沖擊1.101.351.61.85中等沖擊1.251.501.752.0嚴重沖擊1.501.752.0≥2.25根據(jù)設計參數(shù)，再這個變速器傳動中選取KA=1.1（2）動載系數(shù)KV用以考慮齒輪副在嚙合過程中因嚙合誤差（基節(jié)誤差、齒形誤差、輪齒變形等）和運轉(zhuǎn)速度而引起的內(nèi)部附加動載荷。動載系數(shù)可以在常用的模數(shù)、齒數(shù)和速度范圍內(nèi)根據(jù)圖3-6進行初步設計。圖3-2動載系數(shù)KV由于齒數(shù)為48，根據(jù)圓周速度可以選取KV=1.7齒間載荷分配系數(shù)KFα：先求KHα，式(3.8)由表3-5選取齒寬系數(shù)ψd=1.0齒寬系數(shù)是齒寬b和小齒輪分度圓直徑的比。在一定的載荷作用下，增大齒寬可減小齒輪直徑和傳動中心距，從而降低圓周速度。但齒寬越大，載荷分布愈不均勻，因此必須合理選擇齒寬系數(shù)。表3-5齒寬系數(shù)ψd齒輪相對于軸承的位置齒面硬度軟齒面（大輪或大、小輪硬度≤350HB）硬齒面(大、小輪硬度＞350HB)對稱布置0.8-1.40.4-0.9非對稱布置0.6-1.20.3-0.6懸臂布置0.3-0.40.2-0.25（4）接觸疲勞強度σHlim可得σHlim1=710MpaσHlim2=580MpaσHlim3=400Mpa[σHl]=0.9σHlim1=0.9710=639Mpa[σH2]=0.9σHlim2=0.9580=522Mpa[σH3]=0.9σHlim3=0.9400=360Mp式(3.9)式(3.10)式(3.11)εγ=εα+εβ=1.56+3.53=5.09式(3.12)αt=arctan（tanαn/cosβ）=arc（tan20°/cos13°）=20.48°cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos13°cos20°/cos20.48°=0.98所以KHα=KFα=εα/cos2βb=1.66/0.982=1.73式(3.13)齒向載荷分布系數(shù)KHα是齒輪在傳動工作時，由于軸的的彎曲變形和扭曲變形、軸承的彈性位移以及傳動裝置的制造和安裝誤差等原因，將導致齒輪副相互傾斜及輪齒扭曲。齒向載荷系數(shù)KHα就是考慮使輪齒沿接觸線產(chǎn)生載荷分布不均勻現(xiàn)象的影響。提高軸、軸承和機座的剛度，選取合理的齒輪布置位置（懸臂布置時應盡可能減小懸臂長度），選擇顆粒的齒寬，提高制造和安裝精度等，均有利于改善載荷分布不均勻性。影響在和集中的因素很多，齒向載荷分布系數(shù)的計算方法也十分冗雜，接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)KHα可由簡化計算公式計算。KHα=A+B(b/d1)2+C10-3b式(3.14)式中A、B、C——可由表3-6查得由于這個變速器是應用在汽車上的，所以需要進行裝配時檢驗調(diào)整或?qū)ρ信芎希@里選取A=1.05，B=0.16，C=0.23所以KHα=A+B(b/d1)2+C10-3b=1.05+0.1612+0.2310-3196.8=1.26K=KAKVKHαKFβ=31.26=4.08式(3.15)表3-6A、B、C的選擇調(diào)質(zhì)齒輪精度等級裝配時不作檢驗調(diào)整裝配時檢驗調(diào)整或?qū)ρ信芎螦BCABC51.030.160.1261.090.160.301.040.160.1571.050.160.2311.090.160.31（5）彈性系數(shù)ZE材料彈性模量E和泊松比μ對接觸應力的影響用彈性系數(shù)ZE修正，不同的材料組合的齒輪副，其彈性系數(shù)可由表3-7查得。泊松比μ除尼龍取為0.5外，其余材料均取為0.3。表3-7彈性系數(shù)表小齒輪材料大齒輪材料（E/MPa）鋼(206103)鑄鋼（202103）球墨鑄鐵(173103)灰鑄鐵(118～126103)鋼189.8188.9181.4162.0～165.4鑄鋼—188.0180.5161.4球墨鑄鐵——173.9156.6灰鑄鐵———143.7～146.7選取。螺旋角系數(shù)Zβ式(3.16)（7）接觸壽命系數(shù)ZN選取ZN48=1.25ZN28=1.18ZN32=0.96取安全系數(shù)S=1.05（8）節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH節(jié)點區(qū)域系數(shù)用以考慮節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力的影響。這里選取ZH=2.433。圖3-3節(jié)點區(qū)域系數(shù)表（9）重合度系數(shù)Zε用以考慮重合度對單位齒寬載荷的影響。因為εβ＞1，所以取εβ=1式(3.17)（10）螺旋角系數(shù)Zβ式(3.18)（11）接觸壽命系數(shù)ZN選取ZN48=1.25ZN28=1.18ZN32=0.96取安全系數(shù)S=1.05（12）齒根彎曲強度驗算齒形系數(shù)YFa1：由于l和s均與模數(shù)成正比，故YFa1只取決于輪齒的形狀（隨齒數(shù)z和變位系數(shù)x而異），而與模數(shù)大小無關?？梢杂蓤D3-5查得。圖3-4齒形系數(shù)表先計算當量齒數(shù)：ZV1=Z1/cos3β=48/cos313°=51式(3.19)ZV2=Z2/cos3β=28/cos313°=30.27ZV3=Z3/cos3β=32/cos313°=34.59由當量齒數(shù)可以確定齒形系數(shù)：YFa1=2.38YFa2=2.52YFa3=2.48應力修正系數(shù)YSa：用以綜合考慮齒根過渡曲線處的應力集中和除彎曲應力外的其余應力對齒根應力的影響系數(shù)。可由圖3-6查得圖3-5應力修正系數(shù)表選取YSa1=1.63YSa2=1.65YSa3=1.7重合度系數(shù)Yε：式(3.20)螺旋角系數(shù)Yβ：螺旋角過小斜齒輪的優(yōu)點不明顯，過大則軸向力增大。一般取β=8°—25°。對于人字齒輪，因軸向力可以相互抵消，可取β=20°—35°。Yβmin=1-0.25εβ=1-0.251=0.75式(3.21)當εβ≥1時，按εβ=1計算。若Yβ＜0.75，則取Yβ=0.75；當β＞30°時，按β=30°計算，式(3.22)齒間載荷分配系數(shù)KFα：齒面?zhèn)鲃拥亩嗣嬷睾隙纫话愣即笥?。工作時，單對齒嚙合和雙對齒嚙合交替進行，前者作用力由一對齒承擔，后者作用力則由兩隊齒分擔。由于制造誤差和輪齒變形等原因，載荷在各嚙合齒對之間的分配是不均勻的。齒間載荷分配系數(shù)就是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分配不均勻系數(shù)，它取決于論吃的嚙合剛度、基圓齒距誤差、修緣量、跑合量等多種因素。表3-9是簡化的計算方法的接觸強度計算和彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。表3-9各齒間分配系數(shù)表KAFt/b精度等級（Ⅱ組）≥100N/mm56789經(jīng)表面硬化的斜齒輪1.0—未經(jīng)表面硬化的斜齒輪1.01.0所以KFα=1.73所以可以校核齒輪的強度：同理可以求得其余兩種齒數(shù)的強度：3.4軸與軸承的設計與校核Ⅰ軸的設計：考慮到所承載的轉(zhuǎn)矩不大，對材料也沒有特殊的要求，因此選用調(diào)質(zhì)鋼45。硬度236HBS。查機械手冊，可得σB=650MPa，σS=360MPa，選取材料系數(shù)C=115。所以初步確定Ⅰ軸的直徑：式(3.23)考慮到軸上會開有鍵槽，軸徑應該適當?shù)脑黾?%，所以d1≥44.88X（1+0.03）=46.22mm圓整取50mm（1）結(jié)構設計I軸結(jié)構為倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均為R1，齒輪處過渡圓角為R2。（2）軸的受力分析(a)水平支反力(b)水平彎矩圖(c)垂直支反力(a)水平支反力(b)水平彎矩圖(c)垂直支反力(d)垂直彎矩圖(e)合成彎矩圖(f)當量轉(zhuǎn)矩圖(g)當量彎矩圖圖3-6軸受力分析圖齒輪上作用的力：Ft1=587KNFa=Fttanβ=587tan13°=135.5KN計算水平支反力：垂直支反力：繪制水平彎矩圖如圖3-7(b)，最高點彎矩為繪制垂直彎矩圖如圖3-7(d)，從左往右折點彎矩分別為：。繪制合成彎矩圖如圖3-7(e)，從左往右折點彎矩分別為：當量轉(zhuǎn)矩據(jù)此，繪制轉(zhuǎn)矩及當量轉(zhuǎn)矩如圖3-7(f)所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩圖如圖3-7(g)所示，自左向右折點依次對應以下數(shù)據(jù)：確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II，危險截面III：由此得出結(jié)論，用當量彎矩法校核所得結(jié)果符合強度要求。Ⅱ軸的設計：選用調(diào)質(zhì)鋼硬度236HBS（1）初步確定直徑選取材料系數(shù)C=115考慮到軸上有鍵槽，所以需要增加3%的軸徑。因此圓整為40mm齒輪上作用力：計算水平支反力：計算垂直支反力：Ⅲ軸的設計：選用調(diào)質(zhì)鋼45硬度236HBS選取材料系數(shù)C=115（1）初步確定軸徑考慮到軸上有鍵槽，所以需要增加3%的軸徑。因此圓整為45mm。（2）強度校核齒輪作用力計算水平支反力：計算垂直支反力：剎車軸的設計：選用調(diào)質(zhì)鋼45硬度236HBS選取材料系數(shù)C=115初步確定軸徑：初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承。Ⅰ軸兩側(cè)的軸承設計：根據(jù)單列角接觸球軸承GB/T292，軸徑50mm，所以選用軸承7210C，7210C的基本尺寸為：d=50mmD=90mmB=20基本額定載荷：Cr=42.8KNC0r=32.0極限轉(zhuǎn)速：6300r/min(脂)8500r/min（油）。根據(jù)公式：式(3.24)根據(jù)表3-10單列軸承選取e=0.56；Fa/Fr=135.5/219.3=0.62>e；所以選取X=0.44Y=1.00。表3-10中，e是一個判斷系數(shù)，它是適用于各種X和Y系數(shù)值的Fa/Fr極限值。實驗證明，軸承Fa/Fr≤e或Fa/Fr>e時其X和Y值是不同的。FS1=eR1=0.56387.8=217.2KNFS2=eR2=0.56504=282.24KNFS2+Fa=282.24+135.5=417.74KN>FS1可知軸承1壓緊，軸承2放松。由于機械工作時常具有震動和沖擊。為此，軸承的當量動載荷計算式子為：。沖擊載荷系數(shù)可由表3-11選取。此處選取fd=1.5。所以式(3.25)因為P1<P2所以只需要校核軸承2就可以了。表3-10X和Y的選擇軸承類型Fa/C0re單列軸承Fa/Fr≤eFa/Fr>eXYXY角接觸球軸承（α=15°）0.0150.38100.441.470.0290.4100.441.400.0580.43100.441.300.0870.46100.47100.40100.441.120.290.55100.441.020.440.56100.441.000.580.56100.441.00表3-11fd值表載荷性質(zhì)機器舉例fd平穩(wěn)運轉(zhuǎn)或輕微沖擊電機、水泵1.0-1.2中等沖擊車輛、機床1.2-1.8強大沖擊破碎機、軋鋼機1.8-3.0計算軸承的使用壽命：滾動軸承的壽命隨著載荷增大而降低。軸承的壽命通常以106r為單位。下面的計算式子中ε為壽命指數(shù)，球軸承ε=3，滾子軸承為ε=10/3。式(3.26)同上面的計算過程一樣，可以求得軸Ⅱ、軸Ⅲ和軸剎的軸承型號和壽命。軸Ⅱ：型號7208C基本尺寸：d=40；D=80；B=18；基本動載荷：Cr=36.8KNC0r=25.08KN極限轉(zhuǎn)速：7500r/min（脂）10000r/min（油）。L10h=26917h軸Ⅲ、軸剎：型號7209C基本尺寸：d=45D=85B=19基本動載荷：Cr=38.5KNC0r=28.5KN極限轉(zhuǎn)速：6700r/min（脂）9000r/min（油）。L10h=31860h鍵的設計與校核：鍵是標準件，分為兩大類：1）平鍵和半圓鍵，構成松聯(lián)接；2）斜鍵，構成緊聯(lián)接。平鍵的側(cè)面是工作面。工作時，靠鍵與鍵槽的互壓傳遞轉(zhuǎn)矩。按用途，平鍵分為普通平鍵、導向鍵和滑鍵三種。3.5變速箱的總裝配圖本次設計的總裝配圖，總共有四根軸組成。其中最下面的為剎車軸。其余的都是用作齒輪來傳遞動力的。軸上裝有摩擦片，利用離合器上的摩擦片來把主動片上的動力傳到從動片上，然后經(jīng)從動片就傳給軸運動，從而來帶動齒輪的轉(zhuǎn)動。下圖3-17為變速箱的總裝配圖的平面展開圖。圖3-7變速箱的總裝配圖4液力變矩器的設計4.1引言液力變矩器是液力傳動變速箱最具特點的部件，本次設計的液力變矩器為單級二相三元性結(jié)構，有三個工作輪：泵輪、渦輪、導輪。它直接輸入發(fā)動機動力傳遞扭矩和離合作用。通過泵輪將輸入的機械能轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ饕后w的動能、壓力能，再經(jīng)渦輪將液體的動能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能而輸出，在這一過程中，通過導輪增加了輸出力矩。它能根據(jù)外載荷的變化自動完成無級變矩、無級變速的平穩(wěn)傳動，有效衰減了傳動中的沖擊和震動。4.2液力變矩器的結(jié)構與工作原理變矩器的結(jié)構包括泵輪、渦輪、導輪和罩輪，泵輪與變矩器殼體連成一體，其內(nèi)部徑向裝有許多扭曲的葉片，葉片內(nèi)緣則裝有讓變速器油液平滑流過的導環(huán)。變矩器殼體與曲軸后端的驅(qū)動盤相連接。同泵輪一樣，渦輪也裝有許多葉片。但渦輪葉片的扭曲方向與泵輪葉片的扭曲的方向相反。渦輪中心有花鍵孔與變速器輸入軸相連。泵輪葉片與渦輪葉片相對安置，中間有3～4mm的間隙。導輪位于泵輪與渦輪之間，通過單向離合器安裝在與油泵連接在一起的導輪軸上，油泵安裝在變速器殼體上。液力傳遞過程如下圖：圖4-1液力傳動圖1——泵輪2——渦輪3——導輪渦輪扭矩=泵輪液流沖擊渦輪的扭矩+導輪反作用扭矩4.3液力變矩器的設計計算4.3.1液力變矩器的轉(zhuǎn)矩功率計算液力變矩器主要依靠其泵輪來吸收從發(fā)動機或輸入軸傳遞而來的功率或轉(zhuǎn)矩。泵輪轉(zhuǎn)矩：TB=ρgλBnB2D5式(4.1)式中λB——泵輪功率系數(shù)轉(zhuǎn)矩系數(shù)取決于變矩器的型式和幾何形狀以及TB，nB和D所用的單位。對于一組幾何相似的液力變矩器在等傾角（運動學相似）工況下時，它是常數(shù)，而當轉(zhuǎn)速比i改變時，則發(fā)生變化，即λB是轉(zhuǎn)速比的函數(shù)。上述轉(zhuǎn)矩及功率的計算方程，同樣適用于渦輪，其型式為TT=ρgλTnT2D5式(4.2)利用λB及λT值，可以計算出表示液力變矩器的其他數(shù)值。（1）變矩比K=-TT/TB=-λT/λB（2）效率η=Ki=-λT/λBi求得這些數(shù)值以后，可以根據(jù)上式求出轉(zhuǎn)矩系數(shù)K及轉(zhuǎn)矩TB值及TT值。實際應用中求輸入輸出特性來得到。4.3.2液力變矩器循環(huán)圓設計（1）循環(huán)圓形狀的選擇采用圓形循環(huán)圓。（2）工作輪在循環(huán)圓中的排列位置徑流式工作輪從軸面圖看，液流沿著葉片半徑方向流動。我們按照設計要求和生產(chǎn)方便采用這種。（3）循環(huán)圓尺寸的確定（a）先確定變矩器有效直徑根據(jù)動力機凈標定轉(zhuǎn)速和功率nb=ndb=2200r/min=70kw查液力變矩器系列型譜圖,可初步選用有效直徑為D=315mm,公稱力矩為的液力變矩器（b）確定循環(huán)圓內(nèi)徑通過直徑比m=D/D，D循環(huán)圓內(nèi)徑，D為有效直徑。對一般失效變矩比，m=1/3；而對失效變矩比K要求高的變矩器，m的取值范圍為0.4～0.45。取m=0.4，D=mD=0.4315=126。（c）循環(huán)圓形狀系數(shù)a循環(huán)圓形狀系數(shù)a=L/L，L為循環(huán)圓內(nèi)環(huán)的徑向長度，L為循環(huán)圓外環(huán)的徑向長度。a的取值范圍為0.43~0.55。取a=0.5，計算得L=D-D=315-126=189，L=aL=94.5。（d）循環(huán)圓寬度B′=bD式(4.3)式中B′——循環(huán)圓的軸向?qū)挾?。一般取值范圍為b=0.2~0.4，取b=0.3，故B′=0.3315=94.5。4.3.3液力變矩器葉片設計葉片設計擬采用環(huán)量分配法。直徑為315mm的變矩器，對于載重汽車，因功率儲備小，動力變化范圍大，載荷變化劇烈，故應選取能容較大，具有小正透性（1.0<p<1.3),高效范圍寬(d0.75>2).零速工況和高效區(qū)變矩系數(shù)大(k0=2.5~3.5)以內(nèi)空載損失小的液力變矩器.直徑為315mm的變矩器，采用k=3.0。4.4液力變矩器的冷卻裝置設計液力變矩器在工作時，由于能量的損失，會產(chǎn)生很多的熱量，這種熱量和液力變矩器傳遞的功率有關。為了確定冷卻所需的循環(huán)流量，用以選擇冷卻器及補油泵的容量，就必須知道變矩器與傳動系的發(fā)熱量。可得如下結(jié)論：液力變矩器的功率損失為發(fā)動機額定功率的20%~25%；傳動系的功率損失約為發(fā)動機額定功率的5%~8%；兩方面的功率損失之和Ps約為：Ps=（1-ηε）PeN=0.3PeN=0.370kw=21kw式(4.4)式中ηε——液力機械傳動的平均效率，取ηε=0.7；PeN——發(fā)動機的額定功率根據(jù)上面的結(jié)論，我們可以設計出如圖4-3的冷卻系統(tǒng)圖。圖4-2液力變矩器壓力補償及冷卻系統(tǒng)簡圖1——導輪2——渦輪3——泵輪4——背壓閥5——壓力表6——油溫表7——精濾油器8——冷卻器9——油泵10——安全閥11——粗濾油器12——油箱液力變矩器壓力補償和冷卻系統(tǒng)的工作原理：油泵9工作，通過里面的液壓油來帶動泵輪的工作，從而通過導輪傳遞到渦輪上去，這樣就可以把液力變矩器運動起來。由液力變矩器出來，通過背壓閥，再經(jīng)過精濾油器，過濾掉油中的雜物，從而來進入冷卻器來冷卻有野，隨后就進入到油箱。液力變矩器的壓力補償是通過背壓閥來進行。5液壓傳動部分設計5.1液力傳動變速箱油路原理原理圖如下所示：圖5-1液力傳動變速箱總體油路圖以上圖是從油箱出來的油的部分油路。油液的選用根據(jù)變矩器的要求，再根據(jù)溫度的要求及工況的要求，選擇6號壓力油。油液從油箱出來經(jīng)過精濾油器過濾雜質(zhì)，到齒輪泵。經(jīng)過泵的加壓一部分到了主調(diào)壓閥，在那里經(jīng)過壓力調(diào)節(jié)，送入變矩器。另一部分進入直動式減壓閥減壓后到達離合器。從而帶動操縱閥工作到達液壓缸，實現(xiàn)換檔。離合器處于掛檔狀態(tài)，當處于中間位置時，2個檔都沒掛上。這樣以來，就解決了2個換檔工作時會互相干擾的問題。而我們在離合器缸中，活塞的兩邊都加上彈簧，以使它能準確、迅速的回中間位置。為了簡化設計，并達到迅速、準確的換檔，我們把液壓缸安裝在2根軸上。這樣我們可以通過簡單的液壓缸里的桿的左右運動，實現(xiàn)換檔。5.2油泵總成設計油泵安裝在變矩器的后方，由變矩器殼后端的軸套驅(qū)動。選取齒輪泵的幾何排量為QB由幾何排量公式有：QB=2m2ZB＝/４｛［（Z+２）m］２-［（Z-２）m］2｝B式(5.1）式中m——齒輪模數(shù)；Z——齒輪齒數(shù)；B——齒輪齒寬。選用內(nèi)嚙合齒輪：外齒輪：Z＝10m＝2.5B＝0.1m內(nèi)齒輪：Z＝７m＝2.5B＝0.1mＫ=1.01QB=2m2ZB＝/４｛［（Z+２）m］２-［（Z-２）m］２｝B＝40根據(jù)變矩器的液壓要求，取齒輪泵額定壓力為2.5Mpa,最大壓力為４Mpa，最低為２Mpa容積效率為85％。通過過度齒輪與變矩器輸出嚙合來帶動齒輪泵，由于變矩器的輸出是不斷變化的，因此泵的的輸出也是變化的。過度齒輪是用來把泵和變矩器的輸出軸隔離開來，以方便泵的安裝，減小變矩器的尺寸。內(nèi)嚙合齒輪泵的輸入軸是和過度齒輪同軸的。殼體的設計：為了給過度齒輪和泵的結(jié)合設計，很好的保護和防止油液的污染，必須給其裝上外殼。起齒輪邊界總高度170毫米，為了給油液的運行留下足夠的空間和過度齒輪的運轉(zhuǎn)嚙合，給它兩邊都留下20毫米的空間。根據(jù)對工作狀況的分析，和對油液壓力的校核，選擇2毫米的鍛鋼作為機殼。泵的厚度選為20毫米。泵和齒輪被密封在殼體里，可以最大限度的保護泵的工作，并且由于殼體呈扁圓形狀，可以很好的節(jié)省空間，為變矩器設計的小型化有很大的幫助，該殼體裝在變矩器的殼體。5.3主調(diào)壓閥、溢流閥部件主調(diào)壓閥是將油泵產(chǎn)生的液壓調(diào)節(jié)后形成主油路壓力，作為整個液壓系統(tǒng)中各閥的基礎液壓，可通過主油路壓力檢測口測量出主油路壓力。由于主調(diào)壓閥是為變矩器調(diào)壓的，而變矩器的進口壓力為0.45MPA-0.7MPA之間的。因此必須在以上的主調(diào)壓閥的基礎上進行適當?shù)母倪M，就可符合設計要求。根據(jù)主調(diào)閥壓力的調(diào)節(jié)的關系，取彈簧的勁度系數(shù)為：K=1.1107N/M節(jié)流孔油壓為0.2MPaS=[（0.0440.044）-（0.02-0.02）]=153610-60.2106（0.03）2+1.1105X=1.53610-3PX=40㎜即該彈簧預留壓緊長度為40㎜如下圖設計的主調(diào)壓閥：圖5-2主調(diào)壓閥6離合器6.1引言按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器種類繁多，根據(jù)工作性質(zhì)可分為：（1）操縱式離合器；（2）自動式離合器。隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速和功率的不斷提高人們對離合器的要求越來越高，提高離合器的可靠性和使用壽命已成為離合器的發(fā)展趨勢。圖6-1離合器工作示意圖本次設計的離合器選用濕式多片液力離合器。濕式多片液力離合器一般為多盤式的，浸在油中以便于散熱。6.2離合器的功能與要求離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞：(1)汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；(2)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；(3)限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；(4)有效地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能，對離合器設計提出如下基本要求：(1)能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。(2)接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加；(3)分離迅速、徹底；(4)從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小；(5)有良好的吸熱能力和通風散熱效果，保證離合器的使用壽命。(6)避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。(7)操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞；(8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能??；(9)應有足夠的強度和良好的動平衡；(10)結(jié)構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。6.2.1摩擦離合器的基本組成和工作原理圖6-2摩擦離合器的組成1——曲軸2——從動軸(變速器一軸)3——從動盤4——飛輪5——壓盤6——離合器蓋7——分離杠桿8——回位彈簧9——分離軸承和分離套筒10——回位彈簧11——分離叉12——離合器踏板13——分離拉桿14——拉桿調(diào)節(jié)叉15——回位彈簧16——壓緊彈簧17——從動盤摩擦片18——軸承基本組成包括：主動部分：飛輪、離合器蓋、壓盤從動部分：從動盤、從動軸壓緊機構：壓緊彈簧操縱機構：離合器踏板、分離拉桿、分離叉、分離套筒、分離軸承、離杠桿等主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。離合器的主動部分和從動部分借接觸面間的摩擦作用，或是用液體作為傳動介質(zhì)(液力偶合器)來傳遞轉(zhuǎn)矩，使兩者之間可以暫時分離和接合，在傳動過程中又允許兩部分相互轉(zhuǎn)動。發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩，通過飛輪及壓盤與從動盤接觸面的摩擦作用，傳給從動盤。當駕駛員踩下離合器踏板時，通過機件的傳遞，使膜片彈簧大端帶動壓盤后移，此時從動部分與主動部分分離。（1）接合狀態(tài)飛輪、壓盤、從動盤三者在壓緊彈簧的作用下壓緊在一起，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪、壓盤通過摩擦力矩傳至從動盤，再經(jīng)從動軸（變速器的第一軸）向變速器傳遞動力。（2）分離過程踩下離合器踏板，分離拉桿右移，分離叉推動分離套筒左移，通過分離軸承使分離杠桿內(nèi)端左移、外端右移，使壓盤克服彈簧右移，離合器主、從動部分分離，中斷動力傳動。（3）接合過程緩慢抬起踏板，壓盤在壓緊彈簧的作用下逐漸壓緊從動盤，傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增加，從動盤開始轉(zhuǎn)動，但仍小于飛輪轉(zhuǎn)速，壓力不斷增加，二者轉(zhuǎn)速逐漸接近，直至相等，打滑消失，離合器完全接合。6.2.2離合器的結(jié)構方案分析（1）從動盤數(shù)的選擇單片離合器結(jié)構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順。雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大；一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。多片離合器多為濕式，接合更加平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小，摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長，主要用于重型牽引車和自卸車上?，F(xiàn)在汽車上的變速箱的離合器多為濕式多片離合器，因為片式摩擦元件有以下一些優(yōu)點：①傳遞的轉(zhuǎn)矩大，可通過增加片數(shù)來提高摩擦扭矩；②布置方便；③摩擦元件的受力情況與旋轉(zhuǎn)方向無關；④壓力分布均勻，磨損均勻；⑤不用專門調(diào)整摩擦片間隙的裝置。濕式離合器以下特點：(a)濕式離合器用油冷卻摩擦片，有較快的散熱速率；(b)濕式離合器接合時，缸內(nèi)離心油壓影響壓緊力和儲備系數(shù)。分離時離心油壓仍然作用于活塞上；(c)濕式離合器對摩擦材料和潤滑油有專門的要求；綜上所述故選用濕式多片離合器。（2）離合器結(jié)壓盤的選擇

離合器有摩擦式，電磁式，液力式。摩擦式應用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤形，錐形和鼓形其從動部分轉(zhuǎn)動慣量太大，引起變速器換檔困難，且結(jié)合不夠柔和，易卡住。故選擇盤形摩擦式離合器。（3）壓緊彈簧和布置形式的選擇1)周置彈簧離合器的壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，采用若干個螺旋彈簧作壓緊彈簧，并沿摩擦盤圓周分布，同時有若干個分離杠桿也是圓周分布。其特點是結(jié)構簡單、制造容易。2)中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結(jié)構軸向尺寸較大。此結(jié)構多用于重型汽車上。3)斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。它的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變4)膜片彈簧離合器是以膜片彈簧作為壓緊彈簧的。它的優(yōu)點為：①膜片彈簧具有較理想的非線性特性；②膜片彈簧軸向尺寸小徑向尺寸大結(jié)構簡單，零件數(shù)目少，質(zhì)量小，可靠性高；③高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定，平衡性好；；④膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，故能在從動盤摩擦片磨損后，仍能可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，而不致產(chǎn)生滑磨：⑤易于實現(xiàn)良好的通風散熱，維修保養(yǎng)方便，使用壽命長；⑥有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。近年來，膜片彈簧離合器不僅在轎車上大量采用，而且在輕、中、重型貨車上也被廣泛采用。故選用膜片彈簧離合器。（4）壓盤驅(qū)動形式選擇壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊—窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，在零件