無級變速器講解

1、無級變速器摘 要汽車金屬帶式無級變速器簡稱CVT(Continuously Variable Transmission),CVT是當代最先進的汽車變速器之一。由于它可以使發(fā)動機在能耗最低最節(jié)能的環(huán)境下工作，與自動變速器(AT)相比節(jié)能環(huán)保效果好得多，成為取代AT的非常理想的傳動形式。傳動系是車輛中比較重要、復雜的系統(tǒng)之一。以前，人們把發(fā)動機和變速器分開來研究，變速器是以適應發(fā)動機和整車參數(shù)要求來設計的。CVT的出現(xiàn)使人們必須把發(fā)動機和CVT作為一個完整的動力總成來看待，用控制器把二者有機地聯(lián)系起來(按發(fā)動機最佳的工作區(qū)域，調節(jié)CVT的變速比，甚至可以進一步調節(jié)供油量)，實現(xiàn)最優(yōu)工作狀態(tài)。關鍵詞

2、 無級變速器；金屬帶式無極變速器；無級變速器設計AbstractCar metal belt type stepless Transmission referred to as CVT (Continuously Variable Transmission), CVT is one of the most advanced auto Transmission today. Because it can make the engine work under minimum energy consumption of the energy conservation of environment,

3、energy conservation and environmental protection compared with automatic transmission (AT) effect is much better, replace the AT the ideal form of transmission. Drive train is one of more important and complex system in vehicles. Ago, people separate the engine and transmission to study, the transmi

4、ssion is to adapt to the engine and vehicle parameters requirements to design. CVT appearance make people must take the engine and CVT to view, as a complete powertrain with controller to connect the two (according to engine optimal working area, adjust the speed ratio of CVT, and even can adjust th

5、e volume of oil supply further)Key words ：CVT ；Metal Belt Continuously Variable Transmission；1第1章 緒論汽車裝上無級變速器最大的好處就是能夠實現(xiàn)發(fā)動機扭矩與轉速沿著最經濟油耗的曲線線變化，而且在在變速過程中和手動擋變速器相比沒有沖擊現(xiàn)象，變速過程中力矩傳動具有連續(xù)性，從而改善了汽車的動力性能，汽車行駛過程中變速時車內人員不會感到有頓挫感，非常適合一些女性或者老人等一些不喜歡或不適應有頓挫感的人乘坐。現(xiàn)代無級變速器都是采用摩擦式，目前對這種無級變速器的研究處于發(fā)展中，因此此項目有很好的研究價值。現(xiàn)代新

6、材料的產生對無級變速器提高傳動力矩和傳動公率有著直接的推動作用，選擇其新材料和新的潤滑劑，合理的分配減速器結構，以進一步提高摩擦拖動率，改善其傳動性能，對于促進無級變速器在機械行業(yè)的發(fā)展尤其是在汽車行業(yè)中的廣泛應用具有非常重要的推廣意義1.1機械無級變速傳動概述1.1.1無級變速簡介無級變速是指系統(tǒng)的輸出轉速可在兩個極限轉速范圍內連續(xù)變化的傳動。而無級變速器是使機器的輸出轉速連續(xù)可調,能實現(xiàn)無級變速傳動,它和定傳動比的傳動以及有級變速器傳動相比,具有能夠根據(jù)工作的需要的條件下在某個變速范圍內連續(xù)變換速度,以適應輸出轉矩轉速適合外界負荷變化的需要等,對應力應變過程中有良好的適應性,同時省去了多個

7、齒輪副簡化了傳動方案減少的變速器的質量提高了傳動效率,能夠做到節(jié)約能源間接地降低了對環(huán)境的污染。無級變速器主要適應的場合： (1) 探求最佳工作速度。(2) 適應工藝參數(shù)多變或輸出轉速連續(xù)變化的要求,運轉中需經常連續(xù)地改變速度,但是不應在某一固定速度下長期運轉。(3) 幾臺機器或一臺機器的幾個部分協(xié)調運轉。(4) 緩速啟動以合理利用動力,減少了震動提高了發(fā)動機齒輪的壽命。(5) 適合于功率轉矩不大的場合1.1.2各類無級變速器比較目前,無級變速器主要分為三大類：一是以液壓控制裝置調速的液壓式無級變速器；二是以電磁控制調速裝置的電磁式無級變速器；三是以機械調速裝置調速的機械式無級變速器。其中,液

8、壓調速裝置雖然調速范圍大,傳動效率較高,但其制造精度要求高,價格較貴,滑動率較大,運轉時容易發(fā)生泄漏，需要液壓泵不間斷的加壓，電控調速的雖然具有結構簡單,成本低,操作維護方便的特點,但其效率低,發(fā)熱嚴重,不適合長期負荷運轉故而上述兩種變速器雖傳動裝置的傳動效率高但是其變速裝置需要需要持續(xù)的能量故總體效率比較低。與上述兩種相比,機械無級變速器具有以下幾大優(yōu)點調速范圍大,調速方式多,能實現(xiàn)恒扭矩工作,傳動效率高,適應性強,且結構簡單,價格低廉,傳動比穩(wěn)定,工作可靠且維修方便。金屬帶式無級變速器就是一種摩擦式變速器，其傳動原理與帶傳動相似，變速原理是改變帶輪的傳動半徑，其摩擦面積大、承載能力強、變速

9、范圍大、效率高、體積小、噪聲低、節(jié)能環(huán)保等特點,尤其是它克服了以往各類無級變速器傳遞功率較小的缺點,可用于需要中大功率范圍內的機械傳動中,特別是近幾年來它在轎車變速器和某些機械的使用中的成功使用所顯示出的各種優(yōu)越性能普遍為人們看好,因而受到了國內外業(yè)界的極大重視.第2章 金屬帶式CVT的基本結構和工作原理2.1金屬帶式CVT的基本結構金屬帶式CVT，一般由行星齒輪機構、無級變速機構、差速器機構和控制系統(tǒng)組成。1. 行星齒輪機構：CVT的行星齒輪機構用以實現(xiàn)前進檔和倒檔之間的切換操作，采用雙行星齒輪機構，行星架上固定有內、外行星齒輪，其中，外行星齒輪和齒圈嚙合，內行星齒輪和太陽輪嚙合。前進檔時，

10、行星架和太陽輪鎖死，太陽輪主動旋轉，行星架隨太陽輪同速旋轉，即整體同步旋轉；倒檔時，齒圈固定在機箱上不動，太陽輪主動旋轉，通過雙行星齒輪后，此時行星架與太陽輪反向旋轉。2. 無級變速機構：無級變速機構由金屬傳動帶、主動輪組、從動輪組組成。其中，主動輪組和從動輪組都由可動錐盤和固定錐盤組成。3. 差速器機構：普通差速器由行星齒輪、行星輪架、半軸齒輪等零件組成。發(fā)動機的動力經傳動軸進入差速器，直接驅動行星輪架，再由行星輪帶動左、右兩條半軸，分別驅動左、右車輪。4. 控制系統(tǒng)：控制系統(tǒng)是用來實現(xiàn)CVT傳動比無級自動變化的，多采用機液控制系統(tǒng)或電液控制系統(tǒng)。因為題目要求只需設計金屬帶式CVT的機械部分

11、，故在本文中只對前三部分進行設計。圖2-1 金屬帶組件圖2-2 金屬帶式無級變速器的核心部件 2.2 金屬帶式無極變速器基本組成 金屬帶式無極變速器主要由主動帶輪、從動帶輪、金屬帶、加壓裝置和調速裝置組成,其核心部件是金屬帶和主動帶輪、從動帶輪組成的傳動機構(見圖1-4)。 主動帶輪從動帶輪分別由一軸向固定的錐盤和可軸向移動的錐盤組成。置于固定和和移動兩錐盤構成的V形槽內的金屬帶，是一個組合元件，它由數(shù)百片厚約2mm的V形摩擦片和嵌在摩擦片鞍座面內的兩組金屬鋼帶環(huán)組成。每組鋼帶環(huán)組由若干層厚度為0.18mm的鋼帶環(huán)套合而成，帶環(huán)寬度和層數(shù)可根據(jù)傳遞轉矩的不同而增減。鋼帶環(huán)的作用一是引導摩擦片的

12、運動方向，而是承擔金屬帶的張力。摩擦片的作用是傳遞力和轉矩。在金屬帶式無極變速器的工作過程中，主動帶輪和從動帶輪的中心距是固定的，根據(jù)傳動比要求，主、從動軸上的移動錐盤做軸向移動，進而影響從動帶輪的可移動椎盤做軸向移動從而改變帶輪的工作半徑。而帶輪的工作半徑可以連續(xù)變化，所以可實現(xiàn)無級變速。 圖2-3是汽車用金屬帶式無極變速器的基本組成，包括油泵、離合器、輸出軸正反轉切換機構、輸入軸即主動錐盤、金屬帶、從動軸和從動錐盤、主減速器、差速器和驅動橋等。其工作程序為：汽車正常行駛時，離合器結合傳入動力，主動帶輪通過控制金屬帶驅動從動帶輪，再將動力經主減速器、差速器等機構分配給車輪；操縱正反轉切換機構

13、，依照前述的轉矩傳遞路線，可實現(xiàn)前進和倒退行駛；當離合器切斷時發(fā)動機空轉,實現(xiàn)空擋在主動動帶輪和從動動帶輪上分別有液壓缸,根據(jù)道路行駛阻力和發(fā)動機最優(yōu)燃油消耗率特性調節(jié)液壓缸的壓力,從而改變主、從動帶輪的工作半徑,達到要求速度輸出。圖2-3汽車用金屬帶式無極變速器基本組成1-發(fā)動機飛輪 2-倒檔離合器 3-前進離合器 4-主動液壓控制缸 5主動移動錐盤 6-主動軸及主動固定錐盤 7-液壓缸 8-從動移動錐盤 9-從動壓控制缸(調速裝置) 10-金屬帶 11-差速器 12-主減速齒輪 13-中間件速齒輪 14-從動軸及從動固定錐盤2.3 金屬帶式無極變速器的幾何關系和基本參數(shù) 摩擦片的擺棱在兩個

14、錐盤的包角上是連續(xù)接觸的。因為摩擦片的厚度很薄，在帶輪的包角部分擺棱的連線接近于于圓弧。根據(jù)金屬帶傳動的運動狀態(tài)，可將整個金屬帶劃分為四個區(qū)段，即主動輪包角ab，主動輪出口至從動輪入口的直線部分bc，從動輪包角cd，從動輪出口至主動輪入口的直線部分da。摩擦片擺棱的線速度在主動輪包角ab和主動輪至從動輪的直線部分bc是連續(xù)的，忽略摩擦片在主動帶輪上的滑動，摩擦片擺棱的線速度可表示為=圖2-4 帶輪、金屬帶和摩擦片的位置關系圖2-5 金屬帶式無極變速器幾何關系則金屬帶傳動的理論傳動比 i= (2-1)式中 、主、從動帶輪角速度(rad/s)、主、從動帶輪的節(jié)圓半徑(mm) 。當從動帶輪工作在最大

15、節(jié)圓半徑,主動帶輪工作在最小節(jié)圓半徑時(見圖2-5),傳動比最大,為 = （2-2）當主動帶輪工作在最大節(jié)圓半徑,從動輪工作在最小節(jié)圓半徑時(見圖2-5)，傳動比最小為 = （2-3）圖2-5 無級變速器變速原理變速器的最大傳動比和最小傳動比之比定義為變速器的變速比也成為變速器的變速范圍，即= （2-4）變速比Rb的大小取決于主動輪和從動帶輪的最大工作半徑和最小工作半徑。當變速器的增速與減速對稱分布時，主、從動輪工作半徑相同，變速比Rb為 = （2-5） 在帶輪軸頸和中心距一定的情況下，增速與減速對稱分布，可獲得最大變速比。金屬帶傳動的傳動比為i時，主、從動輪節(jié)圓半徑可由式（2-6）確定。L=

16、(+h) +(+h)+2Acossin= (2-6)i=式中 和是主、從動帶輪節(jié)圓半徑（單位mm）； h是摩擦片擺棱至鞍面的距離（單位mm）； 和是主動輪和從動帶輪包角； L是金屬帶工作長度，取金屬帶鋼環(huán)內環(huán)周長（單位mm）； A是金屬帶傳動中心距即主動輪和從動輪之間的距離（mm）。2.4 金屬帶式無極變速器傳動參數(shù)設計2.4.1 輸入軸參數(shù)設計1) 車輛參數(shù)：發(fā)動機功率 118kw 最高車速 216kmh整備質量 1610kg 最大功率轉速45006200rmin最大扭矩 250Nm 最大扭矩轉速 15004500 rmin總質量 =1610+654+104=1910kg2) CVT參數(shù):帶

17、輪傳動比:0.40732.4548 帶輪傳遞效率:92中間齒輪副傳動比:1.35 傳遞效率:97主減傳動比:4.05 傳遞效率:96行星齒輪換擋機構前進時傳動比:1 傳遞效率:95所以，驅動力矩=2502.45481.354.050.920.970.960.95=2730.9Nm所以驅動力=2730.90.327=8351.3N進而汽車行駛阻力=sin16.7+cos16.7f=191010sin16.7+1910cos16.70.015=5762N上式中阻力系數(shù)f=0.015，所以 故參數(shù)可取。3) 輸入軸設計(1)根據(jù)機械設計選材：35SiMn合金鋼(2)取C=100初算最小軸徑dd =2

18、9.71mm （2-7） 2.4.2 金屬帶輪參數(shù)設計(1) 金屬帶輪最小工作半徑的確定前面帶輪軸已作設計，由于是階梯軸，取d=40mm則帶輪最小工作半徑為=d2+=24mm=45mm，取e1=4mm所以，最小的節(jié)圓半徑= =+=d2+8=28mm （2-8）=34mm取=3mm(2)中心距的確定傳動比： =2.4548 =0.4073由于= =所以節(jié)圓最大半徑 =68.74mm=68.73mm外徑 =+=76.73mm式中=810mm中心距 A=2+（12）=155.46mm （2-9）（3）金屬帶環(huán)長的確定L=2Acos+（+h）（-2）+h）（+2） sin= （2-10）得到L=463

19、.03mm（4） 帶輪錐面夾角的確定金屬帶式無極變速器帶輪錐面夾角目前業(yè)界公認的范圍是1012，本設計選取11。第3章 金屬帶式無極變速器傳動和承載能力校核3.1 摩擦傳動原理和摩擦因數(shù)3.1.1 摩擦傳動原理摩擦傳動的承載能力就是摩擦副所能傳遞的計算摩擦載荷。計算摩擦載荷是考慮摩擦力。即F= （3-1）式中 F計算摩擦載荷（N）； 名義摩擦力（N）； N法向摩擦力（N）； f接觸面間的摩擦因數(shù) K可靠性系數(shù)，動力傳動取K=1.21.5。摩擦傳動的承載能力取決于摩擦因數(shù)和摩擦面副的接觸強度。3.2 金屬帶傳動的力分析3.2.1 金屬帶上的作用力即各力的關系為了方便分析作如下假設:1）將金屬帶的

20、疊層金屬環(huán)看作一條鋼帶環(huán)，不考慮金屬環(huán)組內部各環(huán)間的摩擦和滑動。2）金屬帶在帶輪運轉形成的圓形軌道上運行，金屬帶在帶輪上包角的圓心與帶輪中心重合。3）計算時不考慮帶輪的彈性形變。4）按金屬帶的線速度計算鋼帶環(huán)和摩擦片的離心力。在金屬帶運行過程中，置于帶輪V形槽內的金屬帶和摩擦片所受的作用力如圖3-3（i1）和圖3-4（i1）所示。鞍面法向力、（A表主動輪，B表從動輪，以下同）：當帶輪在軸向推力作用下軸向壓緊時，摩擦片有沿徑向外移的趨勢，是鋼帶環(huán)張緊，在摩擦片鞍面和鋼帶環(huán)接觸面上產生正壓力。鋼帶環(huán)張力和：鋼帶環(huán)張緊時其橫截面上產生的拉應力。鞍面摩擦力、（下標r表示鋼帶環(huán)，下標b表示摩擦片）：鋼帶

21、環(huán)與摩擦片鞍面之間產生摩擦力。在小工作半徑的帶輪上，剛換所受摩擦力的方向與帶輪線速度的方向相同，在大工作半徑的帶輪上，帶環(huán)所受摩擦力方向與帶輪線速度方向向反。摩擦片之間的推壓應力、：在金屬帶的傳動中，摩擦片之間相互擠壓，相鄰摩擦片間產生的壓應力。帶輪法向力、摩擦片的兩側面與帶輪的斜錐面接觸，帶輪受到軸向彈簧推力或液壓推力推力夾緊后，在摩擦片側面和帶輪錐面間產生的正壓力。切向摩擦力（下標p表示帶輪，下標b表示摩擦片，以下同）：帶輪的錐面與摩擦片的兩側面之間的切向摩擦力，正是實現(xiàn)了轉矩的傳遞。徑向摩擦力 帶輪的錐面與摩擦片的兩側面之間的徑向摩擦力。帶環(huán)的離心力和:鋼帶環(huán)繞上帶輪后做圓周運動的產生的

22、向外的離心力。摩擦片離心力、：摩擦片繞上帶輪后最圓周運動產生的離心力。處于主動輪出口至從動輪入口的直線段（bc段）上的摩擦片之間的推壓力為常數(shù)；處于主動輪入口至從動輪出口的直線段（ad段）上的摩擦片之間無作用力。由于結構的對稱性，可以針對半邊金屬帶上的作用力，建立各作用力之間的關系。主動輪上第k個摩擦片和其鞍面上的鋼帶環(huán)的個作用力的關系為1）鋼帶環(huán)的切向力平衡方程表達式（k）-（k+1）-（k）cos=0 （3-1）2）鋼帶環(huán)的徑向平衡表達式 （k）+-（k+1）+（k）sin=0 （3-2）3）半摩擦片的切向力平衡表達式(k)- （k）-0.5（k）-（k1）cos=0 （3-3）圖3-3

23、帶輪V形槽中金屬帶的作用力（i1）圖3-4 帶輪V形槽中金屬帶的作用力（i1）4）半摩擦片的徑向力平衡表達式(k)-0.5）-(k)sin+（k）cos-0.5（k）+（k+1）sin=0 （3-4）5）半摩擦片的軸向力表達式（k）-(k)cos-（k）sin=0 (3-5)上式中，i1時，=1；i1時，=-1。在確定了帶環(huán)張緊力和后，可求出其他各作用力。3.3 帶環(huán)的強度計算3.3.1 帶環(huán)的靜強度計算圖3-4表示了傳遞相同轉矩時，帶環(huán)彎曲應力、拉應力和最大應力與傳動比的關系，可見在傳遞轉矩不變的情況下，都在傳動比最大時取得最大值。所以計算時用的傳動比i=工作條件下作鋼環(huán)的靜強度計算。鋼帶環(huán)

24、的靜強度的校核式為1.05（+） （3-6）=由鋼帶環(huán)材料的強度極限=2171N/，估算材料的屈服極限=0.90=1954 N/，根據(jù)機械設計手冊取安全系數(shù)為1.95，帶環(huán)靜強度的許用應力=1000N/。3.2.2帶環(huán)的疲勞強度計算設金屬帶式變速范圍內的傳動比使用率相同，則帶環(huán)疲勞強度的計算應力為傳動比i=和i=1時的平均值，由于計算時需考慮多層帶環(huán)的載荷不均勻系數(shù)1.05，所以對鋼帶環(huán)的疲勞強度校核式為0.51.05（+=根據(jù)實驗測得單層鋼帶環(huán)的疲勞極限=971N/，取安全系數(shù)為1.4，得到帶環(huán)疲勞強度的許用應力=。第4章 金屬帶式無級變速器的匹配設計4.1 汽車傳動系的結構組成與任務 轎車

25、的布置形式主要有發(fā)動機前置前驅、前置后驅、后置后驅三種。目前多數(shù)轎車采用前置前驅，是將變速器、主減速器和差速器安置在同一殼體內，并和橫置發(fā)動機聯(lián)接安裝在發(fā)動機前艙，通過半軸、萬向節(jié)軸驅動前輪，這種布置方式結構簡單，傳遞效率高且有利于提高空間利用率。 傳動系的任務是在發(fā)動機和驅動輪之間按汽車運行工況的要求傳遞運動和動力，并根據(jù)汽車行駛狀況不斷改變運動速度和轉矩的大小，滿足使用要求。同時還需具有可靠地倒檔行駛能力，良好的加速性能和最佳的燃油經濟性。4.2 無級變速器運動參數(shù)設計 無極變速器的功能是將發(fā)動機的運動和動力傳遞給驅動輪，其變速過程是無極的。無極變速器的主要參數(shù)指的是變速比、中間齒輪減速比

26、和主減速比。它們對整車的動力性和經濟性都有重要影響。4.2.1 變速比無級變速器的變速比反映了變速器傳動比變化范圍，是指最大傳動比與最小傳動比的比值。在中心距不變的情況下，兩帶輪對稱分布時，變速比最大。CVT的主要作用之一就是汽車在某一時速運行時能使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。變速比越大，就可在越大的速度范圍內實現(xiàn)節(jié)油；但同時這又需要更大的中心距，加大了變速器的尺寸，目前國內外較普遍的變速比范圍是=68。4.2.2 發(fā)動機最小燃油消耗特性發(fā)動機的最佳轉速是指在不同節(jié)氣門開度情況下，隨載荷的變化，燃油消耗率最低時的轉速，這是設計無級變速器的重要參考指標。這個數(shù)據(jù)要在實際使用情況下測得。表4-1中列出了

27、某發(fā)動機的使用特性實驗數(shù)據(jù)。表4-1 某型發(fā)動機的使用特性測試數(shù)據(jù)節(jié)氣門開度（）最低燃油消耗率轉速/（r/min）最低燃油消耗率/g/（kWh轉矩/（Nm）功率/k10100036246.94.9120150030478.912.430200029787.818.440225029194.622.350250028510026.2602750289101.9 29.34702750290103.3 29.75802750289103.9 29.29903000303106.2 33.36100 3250 303.2 107.836.694.2.3 汽車的、齒輪減速比及無級變速器傳動比目前手動變

28、速器和自動變速器的變速都以減速為主，手動變速器的速比范圍為=0.74。無極變速器的變速部分，為提高變速比，將其升速和降速部分設計成：=式中 無級變速器傳動比； 無級變速器最小傳動比； 無級變速器最大傳動比； 無級變速器變速比。無級變速器的齒輪減速部分的減速比，包括中間齒輪減速比和主減速比為=無級變速器的總傳動比為 =最小傳動比為 =最大傳動比為 =總傳動比為 =設計無級變速器的運動和動力參數(shù)，一方面滿足發(fā)動機經濟轉速的范圍，另一方面要滿足最高車速要求。由于無級變速傳動屬于摩擦傳動，最大滑差率為=14?？紤]到這一點車速計算應采用下式:=（1-）式中 車速（km/h）； 發(fā)動機曲軸轉速（r/min

29、）； 車輪滾動直徑（mm）；金屬帶與錐盤的滑差率； 無級變速器總傳動比。當滿足汽車最高車速時，則有在無級變速器的設計中，無級變速器從動軸的極限轉速是一個“瓶頸”，通常把它限制在90009500r/min。這時齒輪減速比為=結論：1）變速比的大小決定無級變速器的變速范圍，它將決定控制穩(wěn)定車速的范圍，也是經濟車速的范圍。2）變速傳動的從動軸的軸承的極限轉速和要求的最高車速決定了齒輪傳動的總減速比的大??；總減速比的大小也決定了經濟車速范圍。3）發(fā)動機的最小燃油消耗特性必須采用使用外特性曲線和使用部分曲線，為CVT控制方便起見，最好采用節(jié)氣門開度為變量。4）由于滑差率是與載荷有關的變量，因而得出的結果

30、是較保守的。第5章 雙行星輪行星換向機構設計5.1換向機構組成及工作原理換向機構的輸入軸即為行星架輸入軸，過花鍵與飛輪相聯(lián)接，行星架上裝有三對行星輪，內行星輪同時與太陽輪與外行星輪相嚙合，外行星輪再跟內齒圈嚙合。如圖5-1所示。內齒圈的外側與到當離合器的摩擦片通過花鍵聯(lián)接在一起。行星架外側與前進離合器的摩擦片也通過花鍵相聯(lián)接。在前進、倒檔離合器的摩擦片間裝有摩擦片壓盤，并分別由前進、倒檔離合器液壓缸控制結合與分離。在汽車倒檔時，倒檔離合器液壓控制缸工作，將內齒圈與殼體固聯(lián)在一起，經過雙行星輪行星機構的作用，使輸出軸的方向得以改變；當汽車前進時，前進擋離合器的結合使行星架與太陽輪固聯(lián)在一起，相當

31、于動力直接傳遞到太陽輪傳到輸入軸。5.2 前進、倒檔離合器汽車無級變速器的前進、倒檔離合器是一種濕式多片離合器。離合器考液壓缸活塞壓力進行轉矩傳遞。當泄壓時活塞靠回位彈簧復位。多片式離合器的有效傳遞轉矩可通過增減摩擦片數(shù)量或摩擦片面積得以調整，多片式離合器傳遞轉矩的大小可由以下公式計算：M=pz（-）/3（-）式中 M離合器所傳遞的轉矩（Nm）。 z離合器摩擦片片數(shù)。 離合器摩擦片的內徑。 離合器摩擦片的外徑。p作用在離合器摩擦片上的壓力。離合器內外徑有如下關系：=(0.60.8)離合器摩擦片的類型選的是紙基摩擦片，原因是其摩擦因數(shù)高（=0.15），且對壓力、溫度和圓周速度的穩(wěn)定性好。由上述公

32、式可選取相關參數(shù)如下：D1=164mm=205mmz=4p=13.5N5.3 雙行星輪換擋機構參數(shù)設計圖5-1 雙行星輪行星機構首先引入一個概念，內齒圈與太陽輪的齒數(shù)比稱為行星齒輪組的特性參數(shù)a。初選a由于模數(shù)相同，故可由分度圓直徑之比估算其值：a=118/48=2.458雙行星輪行星機構理論內力矩關系式=式中 太陽輪轉矩； 內齒圈轉矩； 行星架轉矩。 =250Nm=250/（2.458-1）=171470Nmm5.3.1齒輪參數(shù)的設計1）選擇太陽輪材料、熱處理方式及精度等級考慮到傳遞功率較大，采用40Cr，調質，表面淬火加工，選用8級精度。2）初步計算齒輪傳動主要尺寸 因采用硬齒面，抗點蝕能

33、力較強，故按齒根彎曲強度設計。（1）式中參數(shù)為：傳遞轉矩=171470Nmm；（2）初選=33，=19；（3）由機械設計表8.6，取齒寬系數(shù)=0.5；（4）初選螺旋角=15；=1.88-3.2（+）cos=1.624；由機械設計圖8-21查得重合度系數(shù)=0.74；（5）由=0.318tan得 =1.406；由機械設計圖8-26查得螺旋角系數(shù)=0.87；（6）初選=1.3；（7）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) =/=34.16 =/=19.67由機械設計圖8-19查得齒形系數(shù)=2.48，=2.79；由機械設計圖8-20查得應力修正系數(shù)=1.65，=1.54；（8）許用應力由=算得由機械設計圖8

34、-28（h）得到彎曲疲勞極限應力=360MPa；由機械設計表8.7取安全系數(shù)=1.25；由機械設計圖8-30查得=1.0；故許用彎曲應力=1.0360/1.25=288MPa；（9）初算法面模數(shù)=1.94=2.481.65/288=0.0142=2.791.54/288=0.0149所以取=0.01493）計算傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)k由機械設計表8.3查得使用系數(shù)=1.75V=22.76m/s（其中 =（a-1）=6561r/min）由機械設計圖8-7查得動載系數(shù)=1.25，由圖8-11查得齒向載荷分布系數(shù)=1.32，由表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)=1.2則k=1.98=2.23,圓整為2

35、.0。（3）計算傳動尺寸中心距a=（+）/2cos=53.84mm，圓整為50mm。修整螺旋角=15.9416=68.64mm68mm同理，32 =0.568=32mm，取=30mm（4）校核齒面接觸強度=主要參數(shù)總結=16=2 =33 =19 =72=68mm =32mm =145mm =32mm =30mm =32mm=72mm =36mm =141mm=63mm =27mm =150mm本章小結由于行星齒輪換擋機構的結構比較緊湊，因此自動變速器和無級變速器絕大多數(shù)都用行星齒輪換擋機構。在較小的尺寸空間內要有一定的承受載荷能力的要求，需要增加行星輪數(shù)目；此外這種結構方案可以簡化前進和倒檔切換的機構。不過注意的是，這樣就增加了拆裝的難度，在安裝精度上有了更為嚴格的要求成本有所增加。 結論通過本次畢業(yè)設計，使我對前面所學專業(yè)知識進行了較為全面的了解，讓我深刻地認識到，大學所學的一些基礎專業(yè)知識和解問題的決方法才是自己今后人生中最為寶貴的財富。由于能力有限，對整個無極變速器的設計的確超出了個人能力范圍。本次畢業(yè)設計我主要針對的是