本科毕业设计说明书(4)

东北林业大学本科设计 ?d——摩擦衬面动摩擦系数，?d=0.09；

n——摩擦表面个数，n?2?Zf?2?5?10，其中Zf为摩擦片片数；

qo——摩擦片比压；摩擦片的许用比压[qo]=0.5MPa；

?——净面积和摩擦衬面面积之比，除去摩擦片表面的油槽部分，计算得?=0.21；

K——压紧力损失系数，取K=0.95。 （2）摩擦片尺寸及花键设计 花键选用30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外D2?151mm，内径D1?133mm，则内花键大径为Dei?133mm。依GB∕T3478.1―1995取模数m?4，则由Dei?m(Z?1.5)，得齿数Z?31.75,取Z=32，分度圆直径有公式可得：

D?mZ=128mm，内花键小径Dii?Dei?1.25m?128mm，齿厚S?0.5?m?6.28mm，摩

擦片厚h?4mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-16）进行校核。

2T?103 p? （3-16）

?Zhlmd式中: T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，一般?=0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?32；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?4mm（压力角为300时）； dm——平均直径，对渐开线花键为分度圆直径，取dm=128mm。 经计算得p?3.3 MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于不良时可以满足强度要求。

（3）和摩擦片内花键相连的行星架外花键的设计

其外花键小径是根据行星架轮廓尺寸确定的，Dei?133mm，依据GB∕T3478.1―1995取模数m?4，由Dei?m(Z?1.5)，得Z?34.75，取Z?34，分度圆直径D?mZ?34?4?136mm，大径Dee?140mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-17）进行校核。

2T?103 p? （3-17）

?Zhldm式中: T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，一般?=0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?34；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?4mm（压力角为300时）；

dm——平均直径，对渐开线花键为分度圆直径，取dm?136mm。

经计算得p?3.15MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于不良时可以满足强度要求。

（4）钢片尺寸及花键设计

钢片厚取4mm，其内径也为D1?135mm，外径D2?151 mm，钢片外花键同样选30°平齿根的圆柱直齿渐开线花键。外花键小径Die?151mm，依据GB∕T3478.1―1995取

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3 自动变速器摩擦结合元件设计 模数m?4，由Dei?m(Z?1.5)得，Z?39.25，取Z?39,分度圆直径D?mZ?156mm，齿厚S?0.5?m=6.28mm。

花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（3-3）进行校核。

2T?103 p? （3-18）

?Zhldm式中: T——传递转矩，T?156N·m；

?——齿间载荷不均匀系数，一般?=0.7~0.8，取?=0.8； Z——花键齿数，Z?39；

l——齿的工作长度，取l?4mm；

h——齿的工作高度，取h?m?4mm（压力角为300时）； dm——平均直径，对渐开线花键为分度圆直径，取dm?156。

经计算得p?2.575MPa，依据表3-3可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于不良时依然能够满足强度要求。

3.8 带式制动器B2设计

制动器B2是用来制动大太阳轮的，其制动鼓上的内花键和大太阳轮的外花键结合，通过制动带的的张紧和松开来制动制动鼓，从而制动大太阳轮。 （1）制动鼓半径和制动带包角的确定

依据变速器整体结构尺寸初定制动鼓半径Rm=76mm，制动带包角??345°。 （2）结构形式的选取

活塞的施力方式：活塞的作用力直接作用在制动带上；

制动带的包角：制动带的包角分为单圈和双圈两种，这里采用单圈。

拉紧方式：拉紧方式可分为单端拉紧和双端拉紧两种。由于单端拉紧所需操纵功小，故采用单端拉紧。

（3）摩擦衬面材料的选取

选用的材料为粉末冶金材料，其动摩擦系数取??0.08，取其许用比压为?p??3MPa。

（4）根据所需制动力矩，计算确定操纵端的作用力F1

带式制动器的受力和计算简图如图3-2所示。图中，F1为操纵端作用力，F2为固定端作用力，在制动带上取一个微分段，它对应的包角为dα。假设带为挠性，即忽略界面上弯矩和剪力的作用，则两端截面上只受拉力F和F?dF。 制动带微分段上的力平衡式为：

d?d?(F?dF)cos?Fcos??ddFN

22

d?d?(F?dF)sin?Fsin?dFN

22式中，dFN——制动带微分段摩擦表面上的正压力；

?d——摩擦系数。

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东北林业大学本科设计 图3-2 制动鼓受力分析图

微分段很小时，可以认为cosd?d?d??1，sin?，dFd??0，可写成 222

dF??ddFN

Fd??dFN

解上式，积分得 lnF??d??C

令??0时，F?F1 则积分常数C?lnF1

带入上式，得 lnF?lnF1??d? lnF?lnF1?lne?d?

?d? F?Fe 1从上式可以看出制动带拉力分布规律，制动带任意处的拉力与距操纵端的包角?成指数函数关系。当操纵端作用力与制动鼓旋转方向一致时，成为正转，在图中以点划线

?d?F?Fe表示的旋转方向，2，摩擦力对操纵力起助力作用；当操纵端作用力与制动鼓1??d?旋转方向相反时，称为反转，在图中以实线表示的旋转方向，F2?Fe，摩擦力对操1纵力起减力作用。 制动力矩的计算

取整个制动器为自由体，得力矩平衡式为

M?(F2?F1)R （3-11）

?d?当制动鼓正转时，将F2?Fe关系代入上式，得 1M?F1(e?d??1)R （3-12）

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3 自动变速器摩擦结合元件设计 当制动鼓反转时，则

e?d??1M?(F2?F1)R?F1?d?R （3-13）

e由此可见，当制动力矩相同时，制动鼓反转情况的操纵力F，应为正转情况的e?d?倍。因此为了减小操纵油缸作用力，制动带操纵端的位置应当设计成使作用力与鼓旋转方向相同（即正转情况）。

已知汽车的最大转矩Temax?130N·m，制动鼓半径Rm=76mm，制动带包角

M130，，则可以确定F1??d?Z?0.08?1.92??2.9KN??345°

(e?1)Rm(e?1)72.5

即制动器操纵机构所施加的力为2.9KN。 （5）制动带与制动鼓比压计算

带式制动器摩擦副间的比压q由下式计算：

dFN q? （3-14）

BRd?式中：B——制动器摩擦副宽度，由鼓的结构和布置可以确定B?46.5mm；

R——制动鼓半径，R?76mm。

??F1edF2.9?e0.08?1.92?q????1.6??p??3MPa，满足要求。

BRBR40?72.5由此式可见，比压的变化规律与拉力相同，且其最大比压在紧端。 带式制动器比压分布不均匀，造成磨损不均的缺点，紧端部分磨损快，这就使带式制动器寿命大大低于片式制动器。

3.9 单向离合器F设计

单向离合器F是用来制动行星架，防止其逆向转动的。其外圈和行星架做成一体，内圈空套在制动器B2活塞上，当行星架相对制动器B2活塞逆向 …… 此处隐藏：2691字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……