毕业设计（论文）履带拖拉机无级变速器设计（换档离合器设计）【全套图纸】.doc

履带拖拉机无级变速器设计（换档离合器设计）摘 要本文介绍了设计的内容和设计指导思想，本次设计的内容是设计履带拖拉机无级变速器换档离合器设计，重点介绍和分析研究了离合器，并在设计中根据不同的工况进行的设计，特别介绍了一种新型的无级变速装置液压机械无级传动，也是一种双功率流无级传动系统，具有无级调速、高效率的特性，是大功率车辆较理想的传动方式。液压机械无级变速器是一种液压功率流与机械功率流并联的新型传动装置，通过机械传动实现传动高效率，通过液压传动的可控调速与机械传动相结合实现无级变速。该装置的采用能大幅度地提高车辆的动力性、经济性和操作自动化水平。湿式多片离合器是动力换档拖拉机传动装置中主要部件之一。湿式多片换档离合器是动力换档拖拉机传动装置中主要部件之一。对该离合器结构设计特点做了系统地论述，对摩擦片、回位弹簧、快速排油阀等关键部件进行了设计，对冷却润滑的实现及密封装置的选择，并对离合器的扭矩容量、热容量及其寿命进行了分析计算。关键词：拖拉机，液压机械传动，负载换挡，湿式多片离合器DESIGN 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 录第一章 前 言.1第二章 液压无级变速器传动方案的设计.3§2.1 设计任务及已知条件 .3§2.2 液压无级变速传动方案的选择.3§2.3 传动参数的确定 .4 §2.3.1 中心距和各对齿轮传动比的确定.4 §2.3.2 离合器的状态.5 §2.3.3 液压泵及液压马达的选择.6§2.4 无级调速特性.7第三章 液压无级变速器换档机构离合器的设计 .9§3.1离合器概论 .9 §3.1.1 离合器的功用与分类 .9 §3.1.2 影响离合器选择的因素 .10§3.2 离合器的设计要求和选型 .11 §3.2.1 离合器的设计要求 .11 §3.2.2 离合器的选型 .11 §3.2.3 湿式摩擦式离合器润滑油的选择 .12 §3.2.4 湿式摩擦式离合器的润滑方式.12§3.3 湿式多片离合器主要参数的选择 .13§3.4 湿式多片换档离合器的设计计算 .15 §3.4.1 摩擦片的设计计算.15 §3.4.2 回位弹簧的设计计算 . . . . . .21 §3.4.3 快速排油阀的设计计算 .30第四章 结 论 .36参考文献 .37致 谢.39第一章 前 言液压式无级变速器是由液压传动和机械传动有机的结合而成，兼有液压传动与无级调速的特点。液压机械无级传动作为一种新型的传动技术自20世纪70年代以来取得了较大的进展，已开始成功地运用于车辆上，液压机械无级传动具有可控的无级调速特性、以小功率的液压元件传递大功率的率比特性、高效率特性，是车辆无级传动的理想方法。车辆传动系的功用是将发动机的功率传至驱动轮，并按车辆行驶的要求改变车速与牵引力。无级传动被认为是最理想的车辆传动形式，目前世界主要机械无级变速器的生产国家有日本、美国、意大利和俄国等。产品有摩擦式、链式、带式及脉动式等30多种结构形式。中国是在20世纪60年代前后起步，目前能够初步满足社会生产的要求。液压机械无级传动是一种多流传动系统，他将功率分为液压和机械两路传递，分流机构分流后液压马达在正向和反向最大速度之间来回无级变速，其每一个行程与行星齿轮有一个工况配合最后两路汇成由若干无级调速段相衔接并逐段升高的全程无级变化输出速度。液压元件只负担最大功率的一部分，其他功率都是由机械路传递。这相当于将液压无级变速功率扩大，传动总效率相对于液压传动也明显提高了。目前国际上大功率履带拖拉机以及部分工程车辆的传动系广泛采用液力变矩器与动力换档变速器组合的形式，即我们常标的动力机械传动。还有部分先进机械采用了全液压传动技术，其操纵已由手动电液控制或微电脑控制技术方面发展，并取得非常好的效果，大大提高了整机行驶平顺和作业性能，虽然他们都具有无级变速的功能，操纵轻便，整机动力性好，可靠性高，但由于传动系的传动效率较低，直接影响了整机生产率和经济性。为此，开发设计既具有良好的动力性，又有较高传动效率的传动系统一直是国内外广大工程技术人员长期潜心研究攻关的重点项目。近几年来，日本小松公司成功地研制出了世界上最先进的液压机械传动变速箱，并率先将其应用于推土机、装载机等工程车辆，在车辆传动技术领域取得重大的突破。同期，许多国外著名公司也成功地将液压机械传动应到履带拖拉机差速转向系中。在我国，该项技术正式开始应用于大功率履带式拖拉机，随着我国机械制造技术的高速发展，相信液压机械出动技术必将得到广泛的应用，使国产履带式拖拉机、推土机的技术性能达到国际化先进水平。在我国拖拉机产品中，换档多采用手动式的滑动齿轮和啮合齿轮来实现的，换档前先分离主离合器切断发动机的动力，这样不仅增加了操纵人员的劳动强度，而且换档时间长，换档平顺性差，降低了拖拉机的动力性和燃油经济性。借助于几组摩擦元件（湿式摩擦片离合器和制动器）实行动力换档，拖拉机在从一个档位换到另一个档位时，无须切断发动机到变速箱的动力，直接进行换档，从而大大提高了拖拉机的动力性能。摩擦元件是拖拉机动力换档装置中主要部件之一，其性能的好坏，直接影响着拖拉机动力换档品质。第二章 液压无级变速器传动方案的设计§2.1 设计任务及已知条件设计任务：设计履带拖拉机无极变速器，其作业速度范围为：前进挡320kkm/h，倒车挡26km/h。变速方式：液压机械双功率流传动。发动机额定功率：Ne =106 kw发动机额定转速：对履带拖拉机无极变速器的换档元件，即换档离合器进行设计。§2.2液压无极变速器传递方案的选择§2.2.1几种液压机械无级传动形式液压机械无级变速器有多行星排式和单行星排。多行星排式结构如图（21）所示。单行星排式是由单个行星排和一个机械自动变速器组成。其传动方案如图（22）所示。图21 多行星排液压机械无级传动方案以上两种无级变速传动形式的方案，其基本原理是行星轮三自由度中的两个输入中的一个发生变化，那么输出的那个就发生变化。从两图中可以看出多行星排形式的比较结构比较复杂。单行星排形式的结构比较简单，而且也能满足设计任务书中的要求。所以本设计采用单行星排形式的液压机械无级传递方案。下面我们将进行参数的选择。图22 单个行星排液压机械无级传动原理图§2.3 传动参数的确定§2.3.1中心矩和各对齿轮传动比的确定为了尽可能地应用原来的生产线和原来的部件总成，并且根据拖拉机变速器中心距设计经验公式： （2-1）输入轴和输出轴的中心距继续采用原来的中心距（A=157.5mm）。为了使得本变速器的轴向距离尽可能的减少，我们把低速段（挡）离合器与高速段（挡）离合器布置在同一径向位置，所以去其他两中心距为=185 mm,= 210 mm （A 表示多挡自动变速部分的输入轴与输出轴的中心距； 表示多挡自动变速部分的输入轴与中间轴的中心距；表示多挡自动变速部分的中间轴与输出轴的中心距）。根据拖拉机变速器齿轮模数设计的经验公式： （2-2）式中：T为变速器的输入转矩代入数据得出齿轮的最大模数m，为了设计方便以及尽量降低变速器的轴向尺寸，所以将所有齿轮的模数选为m=5。 根据机械设计手册常用行星轮系的各齿轮的齿数关系以及行星轮的个数，选取k为2.9。根据所查阅的有关材料，把选在0.35左右，根据液压泵以及参数把、的齿数取得如下：，。则，可以满足前面所选。在保证中心距的同时还要不发生运动干涉，得到其他传动齿轮的齿数以及传动比，如表2-1表2-1 第4对到第8对齿轮的齿数和传动比45678主动齿数3042262239从动齿数544237545传动比=1.8=1=1.423=2.2174=1.1§2.3.2 离合器的状态根据设计要求，前进分为四段，倒车分为两段。（见表2-2）假设、分别为变速器的出入轴、输出轴、太阳轮、齿圈、行星架、多挡变速器输出轴的转速。 k为行星排特性参数: （2-3）式中： 为齿圈的齿数，为太阳轮的齿数。由行星齿轮各构件的运动关系： （2-4）可以推导出各段的速度特性。1）HM段 （2-5）2）HM段 （2-6） 3) 其他各段的计算 由图2-1及表2-1可以看出，HM段与HM段传动形式相同，计算其速度时将（2-1）中的用代换就可以了。同理（2-2）中的用代换，即表2-2 离合器结合状态表段（挡）位前进HM+M+HM+HM+M+HM+倒车HM+M+HM+§2.3.3 液压泵及液压马达的选择1、液压马达的选择1) 发动机的参数 KW, 转/min，2) 行星机构各个构建的扭矩比 =1:2.9:3.9由此可知，当行星架输出是太阳轮上的扭矩较大。由结构可知当变速器为纯机械传动时，太阳轮上的扭矩最大。其最大值为： 此时马达所需要的转矩为：254.21根据 取，则根据现有的产品选用90系列型号为042的柱塞马达。此种马达的参数如下：表2-3 90系列型号为042的定量马达参数参数排量额定压力最高压力最低转数额定转数最高转数定量马达4242480420046002、液压泵的选择由于上面所计算液压泵排量时，是把液压泵的额定排量和液压马达的额定排量当着一样来计算的，所以现在选择的液压泵与液压马达对应。即选择90系列型号为042的柱塞泵。此种马达的参数如下：表2-4 90系列型号为042的定量泵参数参数排量额定压力最高压力最低转数额定转数最高转数定量泵42424850042004600§2.4 无级调速特性由（2-5）、(2-6)反映了液压机械无级变速器的无级调速特性。把各齿轮副的传动比和行星特性参数代入，就可以得到液压机械无级变速器各段（挡）速比随变量泵和定量马达排量比变化特性曲线。计算的输出转速与如下表：表2-5 输出转速与e排量比-0.3528360.3528360.0027550.352836-0.692794输出转速437.44897.8971205.11616.33268并且画出他们的关系图（2-4）。图2-4 输出转速与e的关系由图可知，当变量泵和定量马达排量比在-1倒+1范围内变化时，变速器的速度是连续无级变化。图中水平线表示速比不随变化的两个纯机械挡。第三章 液压无级变速器换档机构离合器的设计§3.1 离合器概论 对于以内燃机为动力的拖拉机，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，拖拉机采用的多为摩擦式离合器。离合器用来传递或切断发动机传给传动系的动力并限制传动系过载。湿式离合器用黏度较低的油液冷却摩擦表面，故散热好、磨损小，能适应恶劣的工作条件，用于大功率拖拉机上。湿式离合器的摩擦系数小，故采用双边或多片，且需要的较大的压紧力，往往用液压操纵。液压压紧式离合器制造精度要求高，主要作用在动力换档的变速箱中，也有用作离合器。湿式离合器工作性能稳定，长期使用后压紧力和摩擦系数变化不大，多用于作业负荷大的农业拖拉机上，操纵频繁的工业拖拉机上和动力换档变速箱中。§3.1.1 离合器的功用与分类 离合器是一种可以通过各种操纵方式，实现主、从动部分在同轴线上传递运动和动力时具有接合或分离功能的装置。离合器有各种不同的用途，根据原动机和工作机之间或机械中各部件之间的工作要求，离合器可以实现相对起动或停止，以及改变传动件的工作状态，达到改变传动比，实现传动件之间相互同步或超越运动。此外，离合器还可以作为起动或过载时控制传递转矩大小的安全保护装置等。按离合器机和元件传动的工作原理，可以分为嵌合式离合器和摩擦式离合器；按实现离、合动作的过程可分为操纵式和自控式；按离合器的操纵方式，则可分为机械式、气压式、液压式和电磁式等。§3.1.2 影响离合器选择的因素一、原动机的起动特性 对于用三相笼式异步电动机驱动的传动系统，由于其最大转矩与额定转矩间的比值较大，离合器在接合加载过程中，转速不会有明显下降。因此，可以允许有较大的超载范围，故可选用较大容量的离合器，以便在加载结合时有可能迅速驱动，不至于出现长时间的打滑现象，造成摩擦发热，使摩擦加剧。对于内燃机等原动机，在接合加载过程中，原动机转速会有显著下降，为了避免原动机转速过分下降，应采用工作容量储备较小的离合器。二、离合器的受载特性 对于工作载荷稳定，而起动时从动部分的惯性也很小的传动系统，可选用较小容量和较小尺寸的离合器。而对于在受冲击载荷的离合器或从动部分具有很大惯性以及需要在高转差率下工作的离合器，如无有效的缓冲和减振装置时，应选用容量较大的离合器，以避免离合器严重打滑或接合时间过长。当轴系有可能出现扭振时，为防止离合器或其他传动元件损坏，保证离合器正常运转，除了考虑离合器的容量外，更重要的是进行扭振计算，通过改变工作转速，远离轴系的临界转速，避开共振区，或者在接合元件间增设减震装置，改变轴系刚度，消除共振。三、接合元件的性质 嵌合式接合元件传递转矩能力大，外形尺寸小，可以保证接合后主从动件之间的转速完全同步，而且没有发热和温升，但因接合元件为金属制成，刚性大，在有转速差下接合的瞬时，主从动件上将产生相当大的冲机，引起陡振和噪声，特别是在有载荷情况下高速结合，有可能损坏嵌合元件。因此，有种接合元件的使用限于静止或相对转速差较小，在空载或轻载情况下接合的传动系统。摩擦式接合元件，由于在接合过程，可以容许中从动接合元件间存在一定的滑差，因此，虽然滑动会引起能能量的损耗和发热，但却可使主从动接合件能在较大转速差下进行接合，而且接合是具有柔性无冲击。四、操纵方式 依靠人力的各种机械操纵离合器操纵力（<400N），反应慢，接合效率低，主要用于中、小功率的机械设备上。气压操纵具有比较大的操纵力（0.40.8MPa），离、合迅速，操纵效率较高，而且排气无污染，适宜用于各种容量的离合器和远距离操纵的离合器，特别是各种大型离合器的操纵。液压操纵能产生很大的操纵力（0.73.5MPa），而且有良好的润滑和散热条件，适宜用于有润滑装置和不泄露的机械设备，操纵体积小而传递转矩大的离合器。电磁操纵比较方便，接合迅速，时间短，可以并入控制电路系统实行自动控制，且易实现远距离控制，特别适合于各种操纵频率高的中、小型以及微型离合器。五、环境条件 开式结构可用于宽敞无污染的环境，而封闭式的结构则能适应有粉尘和存在污染的场合。对于有防爆要求的环境，不宜采用普通的电磁式离合器，要求保持环境严格清洁的场合，不宜选用液压操纵离合器。此外，不希望有噪声的环境，最好选用有消声器，则应考虑环境温度和有害的介质对它的影响。§3.2 离合器的设计要求和选型§3.2.1 离合器的设计要求1 、能可靠的传递发动机的最大转矩，且传递的转矩有一定储备，离合器结合后不产生滑磨；2 、分离彻底、迅速；3 、结合平顺柔和，以减少机械起步过程中的冲击载荷；4 、从动部分转动惯量要小，以减轻换档时换档齿轮的冲击并便于换档；5 、散热良好，使用寿命要长；6 、操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度。§3.2.2 离合器的选型设计离合器的时候，主要根据工程机械的作业特点、功率大小、负荷状况以及操纵方式等要求与条件，选择合适的离合器结构形式。根据前面的分析，设计的要求，需要选择湿式多片摩擦式离合器。多片离合器传递的转矩大，也可以降低离合器的压紧力，但在结构上必须保证分离时的彻底性和良好性；另外，湿式离合器因有油液的润滑和冷却作用，有效地控制了摩擦表面的温度并能显著减少摩擦表面的磨损，因此它对提高离合器的可靠性和使用寿命有显著的效果，使用寿命可达到干式离合器的5-6倍。所以湿式离合器能适应恶劣的工作条件（频繁接合、重载荷下起步等）§3.2.3湿式摩擦式离合器润滑油的选择对于在湿式下工作的摩擦元件，不但要保证润滑充分，而且对润滑剂的性能也有一定的要求，对润滑油的要求有以下几点：1、摩擦性能好，与摩擦表面的粘附力大油膜强度高，既防止两摩擦面直接接触，又具有高的摩擦系数：2、适当的粘度和粘温指数，使其在低速时，不知因粘度过大，油膜厚度增加，延长离合器的接合时间；高速时，不会因粘度过大而增加空转转矩和发热，也不会因粘度太低不容易形成油膜而发生干摩擦，降低使用寿命；3、耐热性好，抗氧化性高，不产生泡沫，不容易老化变质，使用寿命长；4、化学性能稳定，不与摩擦元件发生腐蚀作用摩擦式离合器采用的润滑油，当工作温度在4070摄氏度之间时，可用变压器油，当工作温度在70100摄氏度之间时，可用汽轮机油。对于更高的工作温度则宜用合成润滑油。§3.2.4 湿式摩擦式离合器的润滑方式1、频繁时，则不易得到充分的润滑。2、浸油润滑 将离合器仅在油中，进入深度，一般为外径的10%，由于搅动油产生阻力使离合器的空转转矩增加，接合时间延长，一般用于线速度小于2m/s的离合器。3、滴油或喷油润滑 将润滑油直接滴入或加压喷入离合器，但当离合器线速度大于5m/s时，润滑油就难以进入离合器，故一般用于线速度小于5m/s的场合。4、轴心润滑 润滑油通过离合器轴的中心孔，依靠油压或离合力流到摩擦元件的摩擦面上，这种润滑方式比较合理，摩擦元件的使用寿命长，但是结构比较复杂。§3.3 湿式多片离合器主要参数的选择片式摩擦离合器的主要参数有摩擦转矩、储备系数、摩擦副数量和摩擦衬片的内外径等。前两个参数主要表征离合器的工作能力，可称之为性能参数，后两个参数则说明离合器的一些结构特点，可称之为结构参数。这两类参数之间具有内在联系和相互影响。1、离合器传递的转矩对于摩擦式离合器： （3-1）式中： 计算转矩 储备系数 离合器传递的转矩2、比压q：为了使离合器有足够的使用寿命，压紧力Q应有足够的摩擦面积来承受，即单位面积上的压力比压不能过大： （3-2）式中：F为摩擦片工作表面积的当量面积，即摩擦面扣除沟槽后的净面积，由式（3-2）可知，压紧力Q增大，转矩容量 随Q成正比增大，若q值过大，将引起摩擦片工作表面迅速磨损和发热，从而导致摩擦片损坏。反之，q值减小，离合器尺寸将加大，若q过小时，则摩擦偶片之间可能被油膜隔开，形成液体摩擦，使摩擦系数降低。比压q 一般取23.5MPa（按净面积计算不超过4MPa）3、储备系数储备系数在扭转容量计算中是一个关键的参数。选择时要结合换档离合器本身的热损伤强度和拖拉机换档性能之间的关系，既要使离合器工作在安全的范围内，还要使拖拉机换档迅速、平稳。过小，会增加换挡的磨损时间，滑磨功大，导致摩擦片温度升高，摩擦系数下降。摩擦片烧毁，翘曲变形；过大，滑磨时间短，会引起拖拉机在换挡过程中传动系出现较大的冲击，同时也不利阻止过载，影响作业过程中车辆和人身的安全，而且还会使离合器的尺寸和重量增加。对于拖拉机离合器，建议值在1.52.5之间选取，当换档离合器做主离合器使用时，值应取较大值。表3-1摩擦离合器工作储备系数机 械 类 型 值拖拉机1.53.54、压紧力损失系数在多片摩擦离合器中，考虑到压紧力在逐片顺次传递的过程中要克服花键连接处的滑动摩擦阻力而渐次减小所造成的损失，称为压紧力损失系数，其近似计算公式： (3-3)式中： 离合器的导向花键与摩擦片（或摩擦盘）内面间的摩擦系数5、摩擦片内、外径比c在设计摩擦片时，应选择适当的内、外径比c。c值取得过小，摩擦片内部的结构布置往往有困难；另外c值小内、外径差值大，内、外径圆周速度之差大，滑磨时，温升不一致，摩擦片易产生翘曲变形，摩擦片的磨损也不均匀；同时c值小，在外径不变的情况下，等效半径减小，同样的压紧力所传递的转矩也将减小。但是c值也不能取得过大，因为在压紧力不变的条件下，c值大将使摩擦片受压面积减小，比压增加且可能超过其需用范围，这也是不希望看到的。拖拉机换挡离合器的c值一般取0.60.85。§3.4 湿式多片换档离合器的设计计算§3.4.1 摩擦片的设计计算摩擦片是换档离合器中的核心零件，对整个离合器的性能起着决定性的作用。因此选择性能良好的摩擦材料和进行合理的结构设计是离合器设计的重要环节。一 、摩擦材料的选择拖拉机换档离合器装在密封着的变速箱内，工作时散热条件差，因此要求摩擦材料具有良好的导热性、耐磨、耐热、耐烧蚀性。拖拉机在实际作业中换档频繁，要求离合器在接合时应平稳、柔和，而在分离时要迅速、彻底，因此在设计离合器时要求摩擦片具有足够的摩擦系数和稳定性，以保证在给定的条件下可靠的工作。由于粉末冶金摩擦材料主要成分为金属，导热性好、强度高，且承受负荷能力比非金属材料大，故在工程机械、拖拉机动力换档离合器中广泛运用。所以此次设计选择的摩擦副材料为铜基粉末冶金和钢45。二、 摩擦偶件数量在保证传递转矩的条件下，应尽量减少摩擦偶件数，摩擦偶件少，磨损小，接合时压紧力和功率损失少，且各片的间隙分布均匀，不仅要能充分冷却，而且还不易产生滞排的现象。片数越多，分离时片与片之间越易被润滑油粘住，克服粘液的扭矩越大，越易产生滞排现象。但实际的离合器，由于外廓尺寸受到结构限制，为了满足传递转矩的要求，不得不设计成多片式的结构。对于拖拉机换档离合器，其摩擦片一般取36片。三、 摩擦片表面沟槽为了提高摩擦片的工作性能，在摩擦片表面上常开有沟槽，其主要作用有两个：（1）润滑油流过离合器摩擦表面时，能更好地冷却和润滑摩擦片表面，同时油流过还可将摩擦表面上磨损下来的磨削带走，起到清洁摩擦片的作用。（2）主、从片接合时，这些沟槽有助于摩擦表面上又汇集到沟槽中流走，当两片相对滑摩时，还可以起到刮油和破坏油膜的作用，从而建立半液体和临界摩擦，提高摩擦系数。摩擦表面的沟槽形式通常有径向槽、旋转槽、弧形菱状槽、方形槽、复合槽（旋转槽加径向槽）。对于同一形状的沟槽，其深度、宽度和密度对摩擦性能都有影响。因此在计算比压和摩擦力矩时，必须扣除沟槽的面积。四、摩擦片的主要尺寸计算表3-2 摩擦副材料性能摩 擦 副摩擦因数许用压强许用温度/摩擦材料对偶材料湿 式湿 式湿 式铜基粉末冶金45钢0.050.1120400<1201、低速离合器摩擦片的计算：储备系数：计算转矩：根据结构选择摩擦片工作面的外径：根据摩擦片的内径与外径的比值c在0.60.85之间，摩擦片工作面内径：摩擦盘的工作面的平均直径： 由表3-2，选取摩擦因数：选择摩擦副材料为铜基粉末冶金和钢45，则由表3-2，查得许用压强：。计算摩擦片工作面的平均圆周速度：式中： 摩擦片工作面的平均直径 cmn 轴的转速 rad/s查表6-3-22，用差值法求得速度修正系数：因为湿式离合器有足够的润滑油润滑，所以查表6-3-22取接合次数修正系数：摩擦片的对数： （3-4） 式中： 计算转矩； 摩擦片工作面平均直径， cm； 摩擦片工作面外径，cm； 摩擦片工作面内径，cm； 摩擦片的许用压强，MPa； 摩擦片的摩擦因数。初选取摩擦片对数：，所以z=m+1=14+1=15根据z查表6-3-22，选取摩擦片修正系数：所以许用计算转矩： （3-5） 式中： 摩擦片数修正系数； 速度修正系数； 接合次数修正系数； 摩擦片对数。 因为，所以许用计算转矩满足要求，摩擦片对数m=14满足要求。摩擦片的压紧力：摩擦片压强：因为摩擦片的压强 ，所以摩擦片满足压强的要求。2、高速离合器摩擦片的计算储备系数：计算转矩：根据结构选择摩擦片工作面的外径：根据摩擦片的工作面的内径与外径的比值c在0.60.85之间，所以摩擦片的工作面内径：摩擦盘的工作面的平均直径： 查表3-2，选取摩擦因数：选择摩擦副材料为铜基粉末冶金和钢45，则由表3-2，查得许用压强：计算摩擦片的平均圆周速度：式中： 摩擦片工作面的平均直径，cm； n 轴的转速，rad/s查表6-3-22，用差值法求得速度修正系数：因为湿式离合器有足够的润滑油润滑，所以查表6-3-22取接合次数修正系数：摩擦片的对数由式（3-4）得： 式中： 计算转矩； 摩擦片工作面平均直径，cm； 摩擦片工作面外径，cm； 摩擦片工作面内径，cm； 摩擦片的许用压强 ，MPa； 摩擦片的摩擦因数。初选取摩擦副对数： ，所以z=m+1=8+1=9则查表6-3-22,查得摩擦片修正系数：所以许用计算转矩由式（3-5）得： 式中： 摩擦片数修正系数； 速度修正系数； 接合次数修正系数； 摩擦片对数 ；因为，所以许用计算转矩满足要求，摩擦片对数m=8满足要求。摩擦片的压紧力：摩擦片压强：因为摩擦片的压强 ，所以摩擦片满足压强的要求。3、倒档离合器摩擦片的计算储备系数：摩擦片的计算转矩：根据结构选择摩擦片工作面的外径：因为摩擦片工作面的内径与外径的比值c在0.6-0.85之间，所以摩擦片工作面的内径：摩擦片工作面平均直径： 查表3-2，选取摩擦因数：选择摩擦副的材料为铜基粉末冶金和钢45，则由表3-2查得摩擦片的许用压强：计算摩擦片的平均圆周速度：式中： 摩擦片工作面的平均直径，cm；n 轴的转速，rad/s。查表6-3-22，用差值法求得速度修正系数：因为湿式离合器有足够的润滑油润滑，所以查表6-3-22取接合次数修正系数：摩擦片的对数由式（3-4）得： 式中： 计算转矩； 摩擦片工作面平均直径，cm； 摩擦片工作面外径，cm； 摩擦片工作面内径，cm； 摩擦片的许用压强，MPa； 摩擦片的摩擦因数。初选摩擦片对数为：，所以z=m+1=12+1=13，则查表6-3-21,可以得到摩擦片修正系数：所以许用计算转矩由式（3-5）可得： 式中： 摩擦片数修正系数； 速度修正系数； 接合次数修正系数； 摩擦片对数。因为许用计算转矩，所以摩擦片片数可以满足要求，即m=12摩擦片的压紧力：摩擦片压强：因为摩擦片的压强 ，所以摩擦片满足压强的要求。§3.4.2 回位弹簧的设计计算从结构形式上看，回位弹簧有螺旋弹簧和碟形弹簧两种，当离合器内鼓径向尺寸较小，螺旋弹簧与离合器摩擦片不能沿轴线方向重叠布置时，为了不增加离合器轴向尺寸，可能采用尺寸最短的碟形弹簧。在换档离合器中，回位弹簧对离合器的整体性能有很大的影响，当弹簧力过大时，虽然可以缩短离合器的分离时间，但同时会增大压力油作用到离合器活塞上的压力，在活塞面积一定的情况下，需要提高压力油的比压；当弹簧力过小时，离合器分离不彻底。回位弹簧与往复运动密封装置的摩擦阻力、压紧力损失对活塞的阻力及油缸中油液离心力对活塞的阻力有关： (3-6) 式中：； N； ； 1、低速挡换档离合器回位弹簧的设计计算储备系数： 计算转矩：摩擦片的外径： 摩擦片内径： 每个摩擦副的面积：每个摩擦片扣除沟槽后的净面积： 摩擦片上的总压紧力：油缸的转速（取最大转速）：活塞的内径： 活塞的外径： 旋转轴的外径：排油需要的压力：油缸的工作压力：密封圈摩擦阻力：压力损失对活塞的阻力： （3-7） 离心力对活塞的阻力： （3-8） 由（3-6）得到，弹簧的回位弹簧力：选择9个回位弹簧，假设每个弹簧所受的力是一样的，则：每个弹簧的最大载荷：每个弹簧的最小载荷：根据结构，取实际的工作行程： 回位弹簧的材料直径： （3-9）式中：； 或由表3-3表3-3 圆柱弹簧计算用系数CK41.40451.311取材料直径：表11-2-9（弹簧中径系列尺寸）中查得中径： 所以弹簧的外径： 弹簧的内径：查表11-2-19查得参数：表3-4 圆柱螺旋压缩弹簧计算表材料直径弹簧中径许用压强工作极限载荷单圈变形量单圈刚度d=2.5mmD=16mm830MPaPj=257.73N根据结构，取实际行程h=3mm，得到：所以弹簧的有效圈数： 查表11-2-10，取弹簧的有效圈数：n=7，弹簧两端磨平，则