【正文】 參考文獻[1] 黃宗益. 現(xiàn)代轎車自動限速器原理和設計[M].上海:同濟大學出版社,2006.[2] 馮晉祥,[M].北京:機械工業(yè)出版社,2004.[3]《汽車工程手冊》編輯委員會. 汽車工程手冊[M].北京:人民交通出版社,2000.[4] [M].北京:機械工業(yè)出版社,2004.[5]《機械設計手冊》編輯委員會. 機械設計手冊第二版[M].北京:機械工業(yè)出版社,2004.[6] [M].北京:高等教育出版社,2008.[7] 劉惟信. 汽車設計[M]. 北京:清華大學出版社,2001.[8] 何銘新,錢可強. 機械制圖[M]. 北京:高等教育出版社,2005.[9] 徐石安,[M].北京:清華大學出版社,2005.[10] [J].汽車產(chǎn)業(yè)與配件經(jīng)濟報道,2008,6(7):4853.[11] 段志嘩. 煤礦井下膠輪車輛用制動器的設計[J].煤礦機械,2005,4:2427.[12] (CST)中線性濕式離合器的設計[J]. 煤礦機械,2005,10:56. [13] 李賢彬,、現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J]. .(3):2023.[14] (CST)中線性濕式離合器的設計[J]. 煤礦機械,2005,10:56.[15] 楊亞聯(lián),[J]..(3):5759.[16] 夏建滿,[J]..(4):78—80.[17] [M].北京:機械工業(yè)出版社,2007. 致謝通過將近半年的努力學習和工作，我終于完成了此次畢業(yè)設計，這離不開呂文超導師的悉心指導，也不開車輛工程教研室和實驗室各位老師的耐心教導和指正，還有同學們的相互探討和學習，在這里致以我最忠誠的感謝！通過本次畢業(yè)設計，將我本科四年所學到的東西得到了融匯貫通，也在給我本科的學習生涯畫上了一個圓滿的句號。在摩擦結合部分能夠用較少的制動器和離合器來實現(xiàn)傳動控制，本設計只用了3個離合器和2個制動器就能實現(xiàn)4檔控制。 調整齒數(shù)后，實際傳動比與原要求的傳動比有所差別，其變化率為：，應在一定范圍內，以免實際傳動比離給定傳動比過遠。在負變位齒輪中必須保證小齒輪不發(fā)生根切，即需用長行星輪來求最大變位系數(shù)。對于后行星排其安裝條件為： （為整數(shù)） （43）分別代入各齒輪齒數(shù)到式（43）中，只有=74，=34，=29滿足兩個行星排的安裝條件。則必須調整大太陽輪和齒圈的齒數(shù)，取或36。對于單行星排來說，只要太陽輪和齒圈的齒數(shù)和是行星輪的整數(shù)倍，各行星輪就能均與地裝入。 （3）安裝條件 保證各行星輪能均布地安裝于兩中心輪之間。本設計中取行星輪數(shù)。同時，為了使嚙合時的徑向力相互抵消，通常將行星輪均勻地分布在傳動的同一圓周上。 （2）同心條件對于單排行星排，為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合，太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與行星輪的中心距相等。由式（21）得后行星排的特性參數(shù)為，則小太陽輪齒數(shù)，圓整后取=29。對于斜齒輪傳動而言，螺旋角越大，輪齒越傾斜，傳動平穩(wěn)性越好，但此時軸向分力也越大，通常取，本機構齒輪取。與直齒圓柱齒輪相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點。則齒圈齒數(shù)，圓整后取=73。初選齒圈分度圓直徑。 齒圈分度圓直徑相當于定軸變速器的中心距，它決定了變速器的橫斷面尺寸。 4行星齒輪傳動機構設計行星變速器齒輪傳動基本參數(shù)是模數(shù)m和齒圈的分度圓直徑D。楔塊和滾子保持正常接合位置，壓緊彈簧疲勞破壞。因此在接觸點上產(chǎn)生很大接觸應力，同時對內外圈產(chǎn)生很大的環(huán)向應力。缺點：楔塊要特殊加工制造，初期成本較高；楔塊滾道加工要求高，徑向偏心率公差要求高。本設計采用楔塊式自由輪機構，其由內圈、外圈、保持架等組成。 帶向離合器F是用來制動行星架，防止其逆向轉動的。m； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（33）進行校核。平齒根漸開線花鍵。經(jīng)計算得，依據(jù)表34可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于不良時可以滿足強度要求。 （317）式中，傳遞轉矩，N （3）和摩擦片內花鍵相連的行星架外花鍵的設計其外花鍵小徑是根據(jù)行星架輪廓尺寸確定的，mm，依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，由，得，取，分度圓直徑mm，大徑mm。m； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取mm?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（316）進行校核。依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，則由，得齒數(shù)。 （2）摩擦片尺寸及花鍵設計 花鍵選用30176。m； ——額定轉矩，N （1）轉矩容量的計算轉矩容量計算公式： （315）式中，——計算轉矩，NB2的主要零部件有制動器鼓、制動器壓盤、摩擦元件、活塞等。片式制動器B2用來制動行星架，B2通過鋼片的外花鍵和自動變速器殼體相連接，通過摩擦片的內花鍵與行星架相連接，制動器通過對摩擦元件的制動實現(xiàn)對行星架的制動。由此式可見，比壓的變化規(guī)律與拉力相同，且其最大比壓在緊端。 （5）制動帶與鼓比壓計算 帶式制動器摩擦副間的比壓由下式計算： （314）式中,——制動器摩擦副寬度，由鼓的結構和布置可以確定mm； R——制動鼓半徑，mm。m，制動鼓半徑=，制動帶包角176。因此為了減小操縱油缸作用力，制動帶操縱端的位置應當設計成使作用力與鼓旋轉方向相同（即正轉情況）。當操縱端作用力與制動鼓旋轉方向一致時，成為正轉，在圖中以點劃線表示的旋轉方向，摩擦力對操縱力起助力作用；當操縱端作用力與制動鼓旋轉方向相反時，稱為反轉，在圖中以實線表示的旋轉方向，摩擦力對操縱力起減力作用。制動帶微分段上的力平衡式為 式中，——制動帶微分段摩擦表面上的正壓力；——摩擦系數(shù)。圖中，為操縱端作用力，為固定端作用力，在制動帶上取一個微分段，它對應的包角為。 （3）摩擦襯面材料的選取選用的材料為粉末冶金材料，其動摩擦系數(shù)取，取其許用比壓為MPa。拉緊方式：拉緊方式可分為單端拉緊和雙端拉緊兩種。 （1）制動鼓半徑和制動帶包角的確定依據(jù)變速器整體結構尺寸初定制動鼓半徑=，制動帶包角176。 經(jīng)計算得MPa，依據(jù)表34可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于良好時依然能夠滿足強度要求。 （310）式中，傳遞轉矩，N外花鍵小徑mm，依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，由得，分度圓直徑=130mm，齒厚=。 （4）鋼片尺寸及花鍵設計 鋼片厚取3..5mm，其內徑也為mm，外徑，鋼片外花鍵同樣選30176。m； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取?；ㄦI連接的強度校核計算；由于是靜連接，故用公式（39）進行校核。經(jīng)計算得，依據(jù)表36可知，摩擦片內花鍵在使用和制造情況處于中等時就可以滿足強度要求。 （38）式中，傳遞轉矩，N （2）C3花鍵接盤與C3摩擦片結合處外花鍵設計由C3摩擦片的模數(shù)和齒數(shù)，可得花鍵接盤的大徑mm，小徑mm。m； 齒間載荷不均勻系數(shù)，取=； 花鍵齒數(shù)，； 齒的工作長度，取mm； 齒的工作高度，取mm； 平均直徑，取?；ㄦI連接的強度校核計算：由于是動連接，故用公式（37）進行校核。依據(jù)GB∕―1995取模數(shù)，則由，得齒數(shù)，取。 （1）摩擦片尺寸及花鍵設計花鍵選用30176。C3的主要零部件與C1的大致相同，均采用螺旋彈簧作為回位彈簧。離合器分離時，膜片彈簧大端的變形量為： （35） 壓盤行程 ：