南京工业大学动力换挡变速器精讲课件

第六章动力换挡变速器第六章动力换挡变速器第五章动力换档变速箱主要内容2、行星式动力换档变速箱原理3、行星式动力换档变速箱结构设计1、定轴式动力换档变速箱4、换档离合器、制动器设计5、动力换档变速箱典型结构介绍第五章动力换档变速箱主要内容2、行星式动力换档变速箱原理1、特点：采用换挡离合器将变速箱中的某两个换档元件结合，或采用制动器将某一换档元件制动实现换档；换档动作是通过液压系统借助发动机的动力实现。2、优点：操纵轻便、换档快，易于实现自动化；动力换档变速箱不会挂不上档；可实现带负荷不停车换档，有效地提高了机器生产率。3、分类：定轴式和行星式两种类型。

动力换档变速箱1、特点：动力换档变速箱第一节定轴式动力换档变速箱

定轴式动力换档变速箱是将变速箱的换档齿轮用离合器与其轴连接起来，通过换档离合器的分离、接合实现换档的。一、变速箱结构图6-2W90-30型装载机变速箱第一节定轴式动力换档变速箱定轴式动力换档图6-2W90-30型装载机变速箱I档II档III档F档R档图6-2W90-30型装载机变速箱I档I1、在机器工作时，处于分离状态的离合器摩擦片之间有相对运动，由于都是湿式离合器，摩擦片之间的油膜会消耗一定的能量；2、由于离合器在变速箱中要占相当大的空间，定轴式动力换档变速箱的体积受离合器尺寸的影响较大；3、动力换档变速箱的换档过程通常要操纵多个离合器，所以换档控制系统比较复杂。定轴式动力换档变速箱缺点：1、在机器工作时，处于分离状态的离合器摩擦片之间有相对运动，二、传动简图设计按自由度分为两自由度三自由度四自由度二、传动简图设计按自由度分为两自由度三自由度四自由度三自由度三自由度四自由度四自由度

在档位数相同的条件下，自由度数越小，挂档接合离合器越少，空转离合器越多；自由度数越大，挂档接合离合器越多，空转离合器越少。少自由度的空转离合器增加，产生离合器空转损失大。由于离合器的空转损失要比齿轮的啮合损失大，且多自由度方案离合器总数也少，因此动力换档变速箱一般采用多自由度方案。变速箱有确定运动的条件是只有一个自由度，每操纵一个操作件，系统便减少一个自由度，二自由度变速箱有几个操作件就可实现几个档位。

多自由度可以减少离合器数目，简化变速箱结构。但多自由度挂档时参加传递动力的齿轮多，啮合效率。在档位数相同的条件下，自由度数越小，挂档接合离合器越变速箱传动比确定的条件下，换档离合器的位置不同，其闭合时的工作转矩不同，分离时的空转转速也不同。三、磨擦离合器的布置位置选择涉及到两个参数，一个是离合器所传递的磨擦扭矩，一个是空转离合器的片间相对转速。实验表明，离合器分离时两摩擦片之间的相对转速不宜过大，过大了不仅会造成能耗增大，而且还可能使摩擦片产生振动。推荐分离时离合器两摩擦片平均作用半径处的相对速度小于50m/s。变速箱传动比确定的条件下，换档离合器的位置不同，其闭合时的工1、二自由度变速箱中空转离合器片间的相对转速接合离合器X，空转离合器Ф摩擦片相对转速nфx接合离合器X，变速箱的传动比为若接合离合器Ф

，变速箱的传动比为1、二自由度变速箱中空转离合器片间的相对转速接合离合器X，对相对空转转速nфx的分析：(1)除与输入轴转速ni，接合离合器X时的传动比iχ

、接合离合器φ时的传动比iφ有关外，还与iiφ有关，也就是与离合器φ的位置有关；(2)变速箱最高档工作时ix最小，这时最低档的iφ最大；如果这时最低档的离合器φ靠近输入轴(iiφ较小)，则该离合器的相对转速最大，因此离合器应布置在低速轴上。(3)与iφ、iχ的符号有关，即与变速箱是变速机构还是换向机构有关。当X和φ同为前进或倒退档离合器时，iφ

、iχ同号,反之为异号。

接合离合器X，空转离合器Ф摩擦片相对转速nфx对相对空转转速nфx的分析：接合离合器X，空转离合器Ф摩擦片2、离合器的摩擦转矩

与相对转速nфx相乘，得离合器Ф接合时的工作转矩为

如果通过改变离合器的位置降低离合器

Ф闭合时所传递的转矩，但同时也增大了离合器Ф分离后的空转相对转速。从减小传递扭矩的要求出发，离合器应尽可能的布置在变速箱的高速轴上。2、离合器的摩擦转矩与相对转速nфx相乘，得离合器Ф接合

3、二自由度变速箱的变速范围D通常应满足以下条件：

由此可得，对于变速机构Dmax=5.5，换向机构Dmax=3.5。

当iΦ=imax，iX=imin时，iΦ/iX

值最大。定义变速箱的变速范围D3、二自由度变速箱的变速范围D通常应满足以下条件：由此第二节行星式动力换档变速箱原理特点：动力换档变速箱中有许多行星排，换档动作主要依靠制动器制动各行星排的齿圈实现的。第二节行星式动力换档变速箱原理特点：动力换档变速箱中有齿圈行星齿轮行星架太阳轮齿圈行星齿轮行星架太阳轮带式制动器盘式制动器

带式制动器盘式制动器行星式动力换档变速箱优点：①由于同时有几个齿轮传递动力，可以采用小模数齿轮；②零件受力平衡，轴承、轴、壳体等受力较少，可以设计得尺寸小，结构紧凑；③结构刚度大，齿轮接触良好，使用寿命长；④由于换档主要使用制动器，使用固定油缸和固定密封，避免了大量的旋转油缸和旋转密封，操纵系统可靠性提高；⑤由于制动器布置于变速箱的外周，尺寸大，容量大，而且控制方便；⑥许多常用的行星传动形式效率较高。行星式动力换档变速箱优点：一、行星传动的运动学、动力学分析

1.单行星轮行星排的运动分析行星架围绕太阳轮（齿圈）的轴线转动，同时太阳轮、齿圈和行星轮相对行星架在做啮合转动。如果把行星架作为参照物，即将其视为定轴，那么成为定轴轮系，支承在行星架上的太阳轮、齿圈和行星轮的啮合转动为相对运动；如果各齿轮间没有相对啮合转动，只随行星架一起转动，其为牵连运动。行星排的运动是复合运动。α—行星排的特性参数一、行星传动的运动学、动力学分析1.单行星轮行星排的运单行星轮行星排取“＋”号，双行星轮行星排取“－”号。

1、三元一次线性方程，一个行星排有两个自由度。

2、方程三个系数之和为零，nt=nq=nj为方程的解。

单行星轮行星排取“＋”号，传动方案行星架被动为减速行星架主动为增速行星架固定为逆转大减小减大增小增减速增速传动简图传动比2.5~5.51.22~1.670.18~0.40.6~0.82-1.5~-4.5-0.22~-0.67传动行星架被动为减速行星架主动为增速行星架固定为逆转大行星传动的闭锁:在行星传动中如果某一行星排的太阳轮、行星架、齿圈三个元件任意两个的转速相等，第三件的转速也必然与前两个相等。实际设计中，常利用这个方法(闭锁离合器)实现直接档。图6-9DZ161铲运机变速箱简图行星传动的闭锁:在行星传动中如果某一行星排的太阳轮、行星架上节课内容总结1、定轴式动力换挡变速箱的结构原理。第一节定轴式动力换档变速箱行星排运动学方程2、传动方案按自由度分为两自由度三自由度四自由度3、磨擦离合器的布置位置选择（1）离合器所传递的磨擦扭矩；（2）空转离合器片间相对转速第二节行星式动力换档变速箱原理上节课内容总结1、定轴式动力换挡变速箱的结构原理。第一节2.单排行星动力学分析由得又由得单行星排转矩关系式：单排双行星排转矩关系式：2.单排行星动力学分析由得又由得单行星排转矩关系式：单排啮合功率法：在行星传动中动力流分为两部分：一部分通过牵连运动传递，这一部分没有齿轮啮合摩擦功率损失；另一部分通过相对运动传递，这一部分通过齿轮啮合传递，有啮合功率损失。行星排功率损失：啮合功率Nx3.行星传动的效率计算对单行星传动：对双行星传动：啮合功率法：在行星传动中动力流分为两部分：一部分通过牵连运行星排的效率为对单行星传动：对双行星传动：行星排的效率为对单行星传动：对双行星传动：齿轮传动机构无转速损失，其功率损失体现在力矩损失上，因此可以通过力矩的关系求效率。力矩法求效率：如果不考虑功率损失，传动效率为100%，则输入功率等于输出功率，即：理论力传动比考虑功率损失，传动效率为实际输出功率与输入功率之比，即：实际输出力矩实际力传动比齿轮传动机构无转速损失，其功率损失体现在力矩损失上，二、行星变速箱的传动分析行星变速箱组成分析自由度分析档位数分析转速分析转矩分析分析行星式变速箱，首先应根据行星变速箱的实物结构图，画出其传动简图。分析内容二、行星变速箱的传动分析行星变速箱组成分析自由度分析档位数分行星式变速箱是由若干个行星排组合而成。根据传动简图，首先分析，该变速箱是单一行星机构，还是由若干行星机构串联而成。1、行星变速箱的组成相邻的两个行星排之间只有一个基本元件相连接，则可以把它分为两组行星传动机构研究。串联的标志：图6-9DZ161铲运机变速箱简图行星式变速箱是由若干个行星排组合而成。根据传动简图，首先分析图6-9DZ161铲运机变速箱简图2、自由度分析行星式变速箱中，结构上成一体的构件看作一个旋转构件。每个旋转构件只有一个自由度，每个行星排有一个转速方程（约束方程）。因此，每组行星机构的自由度为：Y=m–n式中：m—行星机构旋转构件数(不计行星轮)；

n—行星机构行星排数。Y=5–3图6-9DZ161铲运机变速箱简图2、自由度分析3、档位数分析自由度增多，档位数增多，换档操作件也增多。机构具有确定运动的条件是只有一个自由度，每操纵一个操作件（闭合一个制动器或接合一个离合器）系统便减少一个自由度。所以，二自由度变速箱有几个操作件就可以实现几个档位。图6-9DZ161铲运机变速箱简图自由度越多，在同样行星排时可实现的档位数也越多、结构也越紧凑。3、档位数分析自由度增多，档位数增多，换档操作件也增多。根据自由度计算公式：Y=m–n对两自由度变速箱的行星排数n为：n=m–Y=m–2在m个旋转构件中，除掉一个主动件和一个被动件，剩下的可以作为制动操纵件的构件数b也为：b=m–2因此，对于两自由度变速箱，制动操纵件数等于行星排数，每个行星排可以布置一个制动操纵件，因此，对一般两自由度行星变速箱来讲，有几个行星排就有几个非直接档。两自由度变速箱中，任意两个旋转构件通过离合器结合在一起，就能将整个行星机构闭锁成直接传动。当行星变速箱中有闭锁离合器时，可以得到直接档。图6-9DZ161铲运机变速箱简图根据自由度计算公式：Y=m–n对两自由度变速箱的4、行星变速箱转速分析

(1)列出n个转速方程(以单行星轮为例)目的：求各档传动比和各旋转构件（包括行星轮）在不同档位时的转速。设变速箱有n个行星排，共3n个基本元件。4、行星变速箱转速分析(1)列出n个转速方程(以单行(2)列出连接方程(3)列出操纵方程由于旋转构件数m=n+Y，则由3n个基本元件组成m个旋转构件的变速箱，可列出3n－m=3n－(n+Y)=2n－Y连接方程，即设基本元件X和Y连成一体，则有：nX=nY(2)列出连接方程(3)列出操纵方程例1：如图，已知行星变速箱α1、α2，输入转速ni=na。试求：该档位变速箱的传动比i和各旋转构件的转速。解：1、列各行星排转速方程2、列联接方程与控制方程例1：如图，已知行星变速箱α1、α2，输入转速ni=na。试3、联立求解行星轮相对于行星架的转速:3、联立求解行星轮相对于行星架的转速:5、各构件的转矩分析列各行星排转矩关系方程、转矩连接方程并求解根据所设计机器的具体情况，将输人转矩Mi、输出转矩Mo中的一个作为已知量，方程组即可求得所有转矩值。共有（3n+Y+1）个线性无关的方程。5、各构件的转矩分析列各行星排转矩关系方程、转矩连接方程并求例2：如图所示，已知行星变速箱α1、α2，输入转矩Mi=Ma。试求各旋转构件的转矩。求解得：解：列出各行星排力矩平衡方程及转矩联接方程例2：如图所示，已知行星变速箱α1、α2，输入转矩Mi=三、行星传动的功率流分析1、功率流的传递1)确定基本元件的旋转方向和转矩方向；2)把基本元件的旋转方向和所受外力方向标在相应受力点（太阳轮与行星轮啮合点，齿圈与行星轮啮合点，行星轮与行星架接触点）；3）根据构件受力点的运动方向和所受外力方向判断输入或输出功率。

功率流绘制步骤三、行星传动的功率流分析1、功率流的传递1)确定基本元件的

如果一个构件受力点的运动方向与该点的所受外力方向相同，则此构件在该处输入功率；如果受力点的运动方向与该点的所受外力方向相反，则此构件在该处输出功率;如果没有运动，则该处不传递功率。如果一个构件受力点的运动方向与该点的所受外力2、循环功率在输出构件上功率分成两路，一路输出，而另一路则又流回去。整个机构的功率流可看作是两个功率流的合成，一条是传递功率流，传递路线为从输人到输出；另一条功率流的传递路线形成了一个封闭的功率回路，这部分功率始终在机构内部循环，不反映到外面来，这部分功率称为循环功率。2、循环功率在输出构件上功率分成两路，一路应该指出：存在循环功率的方案，只要循环功率的数值与传递功率数值相比很小，方案和其他方案相比又有某些显著优点，例如结构布置方便，行星排特性参数合理，或者该档位不常用等，仍可采用。特点：

（1）只在内部循环往复，对外不表现。（2）与主功率同生同灭。（3）存在及大小仅取决于行星排结构。危害：使齿轮传动负荷增大，啮合损失增加，传动效率下降。使某些零件负荷增大，导致机构尺寸、重量加大，成本增加。引起的机械能损失转换成热能，导致系统温度上升。应该指出：存在循环功率的方案，只要循环功率的数值与传递功率数例3：如图所示，已知行星变速箱α1、α2、输入转矩Mi=Ma，ni=na。试求系统的循环功率。解：由分析可知，第一行星排行星架流入的功率为系统的循环功率。列转速和力矩方程得例3：如图所示，已知行星变速箱α1、α2、输入转矩Mi=M一、传动简图设计能以最少的行星排实现所需的档位数；各行星排的特性参数α值恰当，使结构紧凑；行星轮相对行星架的转速不得过高；各操纵件的相对空转转速不能过高；各档啮合传动效率高；结构简单。第三节行星动力变速箱结构设计1、设计的基本要求一、传动简图设计能以最少的行星排实现所需的档位数；第三节把一个两档位和一个三档位的二自由度变速箱串联，只需五个行星排和五个操作件（如有直接档，采用闭锁离合器，需四个行星排和五个操作件）。例如，设计具有六个档位的二自由度行星齿轮变速箱。不采用串联方案需要六个行星排和六个操作件（如有直接档，采用闭锁离合器，需五个行星排和六个操作件）。采用串联方案(1)以最少的行星排实现所需的档位数采用闭锁离合器取得直接档，用串联行星机构的方案来减少行星排数。把一个两档位和一个三档位的二自由度变速箱串

α是一个结构参数，其大小直接影响变速箱的结构紧凑性和外形尺寸。要使结构紧凑，应使Rq最小。当采用标准齿轮单行星行星排时，

Rt等于Rx，变速箱结构最紧凑，此时α＝3。α＝3（2）行星排特性参数α值的影响α是一个结构参数，其大小直接影响变速箱的结构(3)行星轮相对行星架的转速在各档位工作时，行星轮相对行星架的转速不得过高。在行星排中，一般采用若干个（常见的为3～4个）沿圆周均匀分布或和行星架旋转轴线对称分布的行星轮。在行星排传递功率时，理论上齿圈和太阳轮轴上都不受径向载荷，但行星轮轴上有径向载荷，因此除了在结构上保证行星轮轴承具有良好的润滑外，还应限制其最高转速，一般当行星排传递功率时，nx

<5000r/min)(3)行星轮相对行星架的转速在各档位工作时，行星轮相对行(4)各操纵件的相对空转转速在各档位工作时，各操纵件（离合器、制动器）的空转相对转速不能过高。nφ过高，在操纵件接合过程中，将产生过大的滑磨功和滑磨功率，增大了摩擦元件的热负荷，严重时甚至引起摩擦元件的烧损。此外，在空转时，

nφ过高会增加操纵件的空转功率损失。一般控制摩擦元件的平均半径处的圆周线速度不超过60m/s。一般要求各前进档位的效率：η＞0..925；各倒退档位的效率：η＞0.87；（5）传动效率高(4)各操纵件的相对空转转速在各档位工作时例如：使所有行星排的齿圈齿数相等，相邻行星排基本元件连成一个旋转构件时，尽量采用同名元件相连，尽可能用齿圈作为制动件，采用多排方案时尽量使用公用排等。(6)结构简单图6-9DZ161铲运机变速箱简图例如：使所有行星排的齿圈齿数相等，相邻行星行星变速箱的传动分析组成自由度档位数转速分析转矩分析上节课内容总结功率流分析一、传动简图设计1、基本要求第三节行星动力变速箱结构设计行星变速箱的传动分析组成自由度档位数转速分析转矩分析上节课内用一个行星排实现一个档位的传动比。结构简单，啮合消耗功率少，应该为优先考虑的方案。难以实现较大的传动比。2．传动方案设计(1)单排行星传动方案用单行星轮行星排传动可以实现的传动比和效率列于表6-2。

双行星轮行星排的行星轮多、结构复杂、效率低、工艺难度大，前进档采用较少。由于这种结构可用齿圈作为制动件实现倒档，在结构布置时比较方便，所以，在倒档中有采用。用一个行星排实现一个档位的传动比。2．传动方案设计(1)例4：用单排行星传动方案设计一个两档变速箱。使iF=3.5，iR=-2.9。解：iF采用图a方案，由iF

=1+αF，可得：

αF=3.5－1=2.5；

iR采用图b方案，由iR=－(αR－1)，可得：

αR=1－iR=3.9。例4：用单排行星传动方案设计一个两档变速箱。解：iF采用图a南京工业大学动力换挡变速器精讲课件用两个行星排实现一个档位的传动比。双排传动由基本排和辅助排组成。

基本排中的三个基本元件分别是输入件、输出件和与辅助排中某基本元件相连的中间件；辅助排中的三个基本元件分别是制动件、中间件和输入或输出件。(2)双排行星传动方案用两个行星排实现一个档位的传动比。(2)双排行星传动方案例5：设计一个三档行星传动变速箱，使i1=1，i2=0.514，i3=0.286。解：i1=1可以用闭锁离合器形成直接档实现；

i2=0.514用单行星排传动时不可能实现；

i3=0.286可以用单行星排传动实现。例5：设计一个三档行星传动变速箱，使i1=1，i2=0.5对于a图，由表6-2得可求得α3=2.5

对于b图，由表6-3得将

i2=0.514代入得:α2=2.1。将a、b两图综合起来，考虑空转速度、接合转矩、结构简单、控制方便等因素布置闭锁离合器实现i1=1。可得所要布置的变速箱简图c。对于a图，由表6-2得可求得α3=2.5对于b图，由表6将上两例设计的变速箱串联起来，就是D155A推土机变速箱的主要部分。

将上两例设计的变速箱串联起来，就是D155A二、行星传动的配齿条件配齿条件传动比条件同心条件

相邻条件装配条件二、行星传动的配齿条件配齿条件传动比条件同心条件相邻条件装1、同心条件为了保证太阳轮、行星架、齿圈的轴心线相重合，太阳轮与行星轮的中心距应该等于齿圈与行星轮的中心距。对于标准齿轮有1、同心条件为了保证太阳轮、行星架、齿圈的轴2、装配条件N—任意正整数；n—行星齿轮个数。2、装配条件N—任意正整数；n—行星齿轮个数。3、相邻条件为了保证不干涉并减少搅油损失，一般相邻两行星轮之间应有一定的齿顶间隙。对于单行星传动，即相邻两行星轮的中心距应大于它们的齿顶园半径之和。一般相邻两行星轮的齿顶间隙应大于5—8mm。3、相邻条件为了保证不干涉并减少搅油损失已知行星传动机构输入转速ni和输出转速n01、分析组成，计算系统的自由度；2、画出各档传动简图，计算各档传动比

。练习Y＝5－3＝2

已知行星传动机构输入转速ni和输出转速n0练Y＝5－3＝2Ф4制动解：1、列各行星排转速方程2、列联接方程与控制方程3、联立求解练习答案Ф4制动解：1、列各行星排转速方程2、列联接方程与控制方程3ThanksforyourattentionThanksforyourattention小结1：行星传动动力变速箱换档设计要点

对于无固定外力支点的行星传动变速箱，每一个行星排可以设一个制动器，每一个组成可以设一个离合器。每一个组成中只能同时有一个换档元件接合或制动，否则将发生运动干涉，造成严重后果。如果组成中的制动器制动时，离合器不能接合；同样，离合器接合时，制动器不能制动。小结1：行星传动动力变速箱换档设计要点对于无固定外力支点小结2：判断独立传动和传递功率行星排的方法

当行星排中任意一个基本元件被制动时，该排是传递功率的行星排；当排中某个基本元件被制动，另外两个基本元件分别与组成的输入轴、输出轴相连时，该排实现独立传动，并且只有该排是传递功率的行星排；当排中3个基本元件中的其一制动时，其二与组成的输人(或输出)轴相连，其三没有与组成的输出(或输入)轴相连，说明动力传不到输出(或输人)轴上，该排不能实现独立传动，需要借助于有输出(或输人)构件且与该排有两个基本元件彼此相连的行星排共同传递功率。

小结2：判断独立传动和传递功率行星排的方法当行星排中任意第六章动力换挡变速器第六章动力换挡变速器第五章动力换档变速箱主要内容2、行星式动力换档变速箱原理3、行星式动力换档变速箱结构设计1、定轴式动力换档变速箱4、换档离合器、制动器设计5、动力换档变速箱典型结构介绍第五章动力换档变速箱主要内容2、行星式动力换档变速箱原理1、特点：采用换挡离合器将变速箱中的某两个换档元件结合，或采用制动器将某一换档元件制动实现换档；换档动作是通过液压系统借助发动机的动力实现。2、优点：操纵轻便、换档快，易于实现自动化；动力换档变速箱不会挂不上档；可实现带负荷不停车换档，有效地提高了机器生产率。3、分类：定轴式和行星式两种类型。

动力换档变速箱1、特点：动力换档变速箱第一节定轴式动力换档变速箱

定轴式动力换档变速箱是将变速箱的换档齿轮用离合器与其轴连接起来，通过换档离合器的分离、接合实现换档的。一、变速箱结构图6-2W90-30型装载机变速箱第一节定轴式动力换档变速箱定轴式动力换档图6-2W90-30型装载机变速箱I档II档III档F档R档图6-2W90-30型装载机变速箱I档I1、在机器工作时，处于分离状态的离合器摩擦片之间有相对运动，由于都是湿式离合器，摩擦片之间的油膜会消耗一定的能量；2、由于离合器在变速箱中要占相当大的空间，定轴式动力换档变速箱的体积受离合器尺寸的影响较大；3、动力换档变速箱的换档过程通常要操纵多个离合器，所以换档控制系统比较复杂。定轴式动力换档变速箱缺点：1、在机器工作时，处于分离状态的离合器摩擦片之间有相对运动，二、传动简图设计按自由度分为两自由度三自由度四自由度二、传动简图设计按自由度分为两自由度三自由度四自由度三自由度三自由度四自由度四自由度

在档位数相同的条件下，自由度数越小，挂档接合离合器越少，空转离合器越多；自由度数越大，挂档接合离合器越多，空转离合器越少。少自由度的空转离合器增加，产生离合器空转损失大。由于离合器的空转损失要比齿轮的啮合损失大，且多自由度方案离合器总数也少，因此动力换档变速箱一般采用多自由度方案。变速箱有确定运动的条件是只有一个自由度，每操纵一个操作件，系统便减少一个自由度，二自由度变速箱有几个操作件就可实现几个档位。

多自由度可以减少离合器数目，简化变速箱结构。但多自由度挂档时参加传递动力的齿轮多，啮合效率。在档位数相同的条件下，自由度数越小，挂档接合离合器越变速箱传动比确定的条件下，换档离合器的位置不同，其闭合时的工作转矩不同，分离时的空转转速也不同。三、磨擦离合器的布置位置选择涉及到两个参数，一个是离合器所传递的磨擦扭矩，一个是空转离合器的片间相对转速。实验表明，离合器分离时两摩擦片之间的相对转速不宜过大，过大了不仅会造成能耗增大，而且还可能使摩擦片产生振动。推荐分离时离合器两摩擦片平均作用半径处的相对速度小于50m/s。变速箱传动比确定的条件下，换档离合器的位置不同，其闭合时的工1、二自由度变速箱中空转离合器片间的相对转速接合离合器X，空转离合器Ф摩擦片相对转速nфx接合离合器X，变速箱的传动比为若接合离合器Ф

，变速箱的传动比为1、二自由度变速箱中空转离合器片间的相对转速接合离合器X，对相对空转转速nфx的分析：(1)除与输入轴转速ni，接合离合器X时的传动比iχ

、接合离合器φ时的传动比iφ有关外，还与iiφ有关，也就是与离合器φ的位置有关；(2)变速箱最高档工作时ix最小，这时最低档的iφ最大；如果这时最低档的离合器φ靠近输入轴(iiφ较小)，则该离合器的相对转速最大，因此离合器应布置在低速轴上。(3)与iφ、iχ的符号有关，即与变速箱是变速机构还是换向机构有关。当X和φ同为前进或倒退档离合器时，iφ

、iχ同号,反之为异号。

接合离合器X，空转离合器Ф摩擦片相对转速nфx对相对空转转速nфx的分析：接合离合器X，空转离合器Ф摩擦片2、离合器的摩擦转矩

与相对转速nфx相乘，得离合器Ф接合时的工作转矩为

如果通过改变离合器的位置降低离合器

Ф闭合时所传递的转矩，但同时也增大了离合器Ф分离后的空转相对转速。从减小传递扭矩的要求出发，离合器应尽可能的布置在变速箱的高速轴上。2、离合器的摩擦转矩与相对转速nфx相乘，得离合器Ф接合

3、二自由度变速箱的变速范围D通常应满足以下条件：

由此可得，对于变速机构Dmax=5.5，换向机构Dmax=3.5。

当iΦ=imax，iX=imin时，iΦ/iX

值最大。定义变速箱的变速范围D3、二自由度变速箱的变速范围D通常应满足以下条件：由此第二节行星式动力换档变速箱原理特点：动力换档变速箱中有许多行星排，换档动作主要依靠制动器制动各行星排的齿圈实现的。第二节行星式动力换档变速箱原理特点：动力换档变速箱中有齿圈行星齿轮行星架太阳轮齿圈行星齿轮行星架太阳轮带式制动器盘式制动器

带式制动器盘式制动器行星式动力换档变速箱优点：①由于同时有几个齿轮传递动力，可以采用小模数齿轮；②零件受力平衡，轴承、轴、壳体等受力较少，可以设计得尺寸小，结构紧凑；③结构刚度大，齿轮接触良好，使用寿命长；④由于换档主要使用制动器，使用固定油缸和固定密封，避免了大量的旋转油缸和旋转密封，操纵系统可靠性提高；⑤由于制动器布置于变速箱的外周，尺寸大，容量大，而且控制方便；⑥许多常用的行星传动形式效率较高。行星式动力换档变速箱优点：一、行星传动的运动学、动力学分析

1.单行星轮行星排的运动分析行星架围绕太阳轮（齿圈）的轴线转动，同时太阳轮、齿圈和行星轮相对行星架在做啮合转动。如果把行星架作为参照物，即将其视为定轴，那么成为定轴轮系，支承在行星架上的太阳轮、齿圈和行星轮的啮合转动为相对运动；如果各齿轮间没有相对啮合转动，只随行星架一起转动，其为牵连运动。行星排的运动是复合运动。α—行星排的特性参数一、行星传动的运动学、动力学分析1.单行星轮行星排的运单行星轮行星排取“＋”号，双行星轮行星排取“－”号。

1、三元一次线性方程，一个行星排有两个自由度。

2、方程三个系数之和为零，nt=nq=nj为方程的解。

单行星轮行星排取“＋”号，传动方案行星架被动为减速行星架主动为增速行星架固定为逆转大减小减大增小增减速增速传动简图传动比2.5~5.51.22~1.670.18~0.40.6~0.82-1.5~-4.5-0.22~-0.67传动行星架被动为减速行星架主动为增速行星架固定为逆转大行星传动的闭锁:在行星传动中如果某一行星排的太阳轮、行星架、齿圈三个元件任意两个的转速相等，第三件的转速也必然与前两个相等。实际设计中，常利用这个方法(闭锁离合器)实现直接档。图6-9DZ161铲运机变速箱简图行星传动的闭锁:在行星传动中如果某一行星排的太阳轮、行星架上节课内容总结1、定轴式动力换挡变速箱的结构原理。第一节定轴式动力换档变速箱行星排运动学方程2、传动方案按自由度分为两自由度三自由度四自由度3、磨擦离合器的布置位置选择（1）离合器所传递的磨擦扭矩；（2）空转离合器片间相对转速第二节行星式动力换档变速箱原理上节课内容总结1、定轴式动力换挡变速箱的结构原理。第一节2.单排行星动力学分析由得又由得单行星排转矩关系式：单排双行星排转矩关系式：2.单排行星动力学分析由得又由得单行星排转矩关系式：单排啮合功率法：在行星传动中动力流分为两部分：一部分通过牵连运动传递，这一部分没有齿轮啮合摩擦功率损失；另一部分通过相对运动传递，这一部分通过齿轮啮合传递，有啮合功率损失。行星排功率损失：啮合功率Nx3.行星传动的效率计算对单行星传动：对双行星传动：啮合功率法：在行星传动中动力流分为两部分：一部分通过牵连运行星排的效率为对单行星传动：对双行星传动：行星排的效率为对单行星传动：对双行星传动：齿轮传动机构无转速损失，其功率损失体现在力矩损失上，因此可以通过力矩的关系求效率。力矩法求效率：如果不考虑功率损失，传动效率为100%，则输入功率等于输出功率，即：理论力传动比考虑功率损失，传动效率为实际输出功率与输入功率之比，即：实际输出力矩实际力传动比齿轮传动机构无转速损失，其功率损失体现在力矩损失上，二、行星变速箱的传动分析行星变速箱组成分析自由度分析档位数分析转速分析转矩分析分析行星式变速箱，首先应根据行星变速箱的实物结构图，画出其传动简图。分析内容二、行星变速箱的传动分析行星变速箱组成分析自由度分析档位数分行星式变速箱是由若干个行星排组合而成。根据传动简图，首先分析，该变速箱是单一行星机构，还是由若干行星机构串联而成。1、行星变速箱的组成相邻的两个行星排之间只有一个基本元件相连接，则可以把它分为两组行星传动机构研究。串联的标志：图6-9DZ161铲运机变速箱简图行星式变速箱是由若干个行星排组合而成。根据传动简图，首先分析图6-9DZ161铲运机变速箱简图2、自由度分析行星式变速箱中，结构上成一体的构件看作一个旋转构件。每个旋转构件只有一个自由度，每个行星排有一个转速方程（约束方程）。因此，每组行星机构的自由度为：Y=m–n式中：m—行星机构旋转构件数(不计行星轮)；

n—行星机构行星排数。Y=5–3图6-9DZ161铲运机变速箱简图2、自由度分析3、档位数分析自由度增多，档位数增多，换档操作件也增多。机构具有确定运动的条件是只有一个自由度，每操纵一个操作件（闭合一个制动器或接合一个离合器）系统便减少一个自由度。所以，二自由度变速箱有几个操作件就可以实现几个档位。图6-9DZ161铲运机变速箱简图自由度越多，在同样行星排时可实现的档位数也越多、结构也越紧凑。3、档位数分析自由度增多，档位数增多，换档操作件也增多。根据自由度计算公式：Y=m–n对两自由度变速箱的行星排数n为：n=m–Y=m–2在m个旋转构件中，除掉一个主动件和一个被动件，剩下的可以作为制动操纵件的构件数b也为：b=m–2因此，对于两自由度变速箱，制动操纵件数等于行星排数，每个行星排可以布置一个制动操纵件，因此，对一般两自由度行星变速箱来讲，有几个行星排就有几个非直接档。两自由度变速箱中，任意两个旋转构件通过离合器结合在一起，就能将整个行星机构闭锁成直接传动。当行星变速箱中有闭锁离合器时，可以得到直接档。图6-9DZ161铲运机变速箱简图根据自由度计算公式：Y=m–n对两自由度变速箱的4、行星变速箱转速分析

(1)列出n个转速方程(以单行星轮为例)目的：求各档传动比和各旋转构件（包括行星轮）在不同档位时的转速。设变速箱有n个行星排，共3n个基本元件。4、行星变速箱转速分析(1)列出n个转速方程(以单行(2)列出连接方程(3)列出操纵方程由于旋转构件数m=n+Y，则由3n个基本元件组成m个旋转构件的变速箱，可列出3n－m=3n－(n+Y)=2n－Y连接方程，即设基本元件X和Y连成一体，则有：nX=nY(2)列出连接方程(3)列出操纵方程例1：如图，已知行星变速箱α1、α2，输入转速ni=na。试求：该档位变速箱的传动比i和各旋转构件的转速。解：1、列各行星排转速方程2、列联接方程与控制方程例1：如图，已知行星变速箱α1、α2，输入转速ni=na。试3、联立求解行星轮相对于行星架的转速:3、联立求解行星轮相对于行星架的转速:5、各构件的转矩分析列各行星排转矩关系方程、转矩连接方程并求解根据所设计机器的具体情况，将输人转矩Mi、输出转矩Mo中的一个作为已知量，方程组即可求得所有转矩值。共有（3n+Y+1）个线性无关的方程。5、各构件的转矩分析列各行星排转矩关系方程、转矩连接方程并求例2：如图所示，已知行星变速箱α1、α2，输入转矩Mi=Ma。试求各旋转构件的转矩。求解得：解：列出各行星排力矩平衡方程及转矩联接方程例2：如图所示，已知行星变速箱α1、α2，输入转矩Mi=三、行星传动的功率流分析1、功率流的传递1)确定基本元件的旋转方向和转矩方向；2)把基本元件的旋转方向和所受外力方向标在相应受力点（太阳轮与行星轮啮合点，齿圈与行星轮啮合点，行星轮与行星架接触点）；3）根据构件受力点的运动方向和所受外力方向判断输入或输出功率。

功率流绘制步骤三、行星传动的功率流分析1、功率流的传递1)确定基本元件的

如果一个构件受力点的运动方向与该点的所受外力方向相同，则此构件在该处输入功率；如果受力点的运动方向与该点的所受外力方向相反，则此构件在该处输出功率;如果没有运动，则该处不传递功率。如果一个构件受力点的运动方向与该点的所受外力2、循环功率在输出构件上功率分成两路，一路输出，而另一路则又流回去。整个机构的功率流可看作是两个功率流的合成，一条是传递功率流，传递路线为从输人到输出；另一条功率流的传递路线形成了一个封闭的功率回路，这部分功率始终在机构内部循环，不反映到外面来，这部分功率称为循环功率。2、循环功率在输出构件上功率分成两路，一路应该指出：存在循环功率的方案，只要循环功率的数值与传递功率数值相比很小，方案和其他方案相比又有某些显著优点，例如结构布置方便，行星排特性参数合理，或者该档位不常用等，仍可采用。特点：

（1）只在内部循环往复，对外不表现。（2）与主功率同生同灭。（3）存在及大小仅取决于行星排结构。危害：使齿轮传动负荷增大，啮合损失增加，传动效率下降。使某些零件负荷增大，导致机构尺寸、重量加大，成本增加。引起的机械能损失转换成热能，导致系统温度上升。应该指出：存在循环功率的方案，只要循环功率的数值与传递功率数例3：如图所示，已知行星变速箱α1、α2、输入转矩Mi=Ma，ni=na。试求系统的循环功率。解：由分析可知，第一行星排行星架流入的功率为系统的循环功率。列转速和力矩方程得例3：如图所示，已知行星变速箱α1、α2、输入转矩Mi=M一、传动简图设计能以最少的行星排实现所需的档位数；各行星排的特性参数α值恰当，使结构紧凑；行星轮相对行星架的转速不得过高；各操纵件的相对空转转速不能过高；各档啮合传动效率高；结构简单。第三节行星动力变速箱结构设计1、设计的基本要求一、传动简图设计能以最少的行星排实现所需的档位数；第三节把一个两档位和一个三档位的二自由度变速箱串联，只需五个行星排和五个操作件（如有直接档，采用闭锁离合器，需四个行星排和五个操作件）。例如，设计具有六个档位的二自由度行星齿轮变速箱。不采用串联方案需要六个行星排和六个操作件（如有直接档，采用闭锁离合器，需五个行星排和六个操作件）。采用串联方案(1)以最少的行星排实现所需的档位数采用闭锁离合器取得直接档，用串联行星机构的方案来减少行星排数。把一个两档位和一个三档位的二自由度变速箱串

α是一个结构参数，其大小直接影响变速箱的结构紧凑性和外形尺寸。要使结构紧凑，应使Rq最小。当采用标准齿轮单行星行星排时，

Rt等于Rx，变速箱结构最紧凑，此时α＝3。α＝3（2）行星排特性参数α值的影响α是一个结构参数，其大小直接影响变速箱的结构(3)行星轮相对行星架的转速在各档位工作时，行星轮相对行星架的转速不得过高。在行星排中，一般采用若干个（常见的为3～4个）沿圆周均匀分布或和行星架旋转轴线对称分布的行星轮。在行星排传递功率时，理论上齿圈和太阳轮轴上都不受径向载荷，但行星轮轴上有径向载荷，因此除了在结构上保证行星轮轴承具有良好的润滑外，还应限制其最高转速，一般当行星排传递功率时，nx

<5000r/min)(3)行星轮相对行星架的转速在各档位工作时，行星轮相对行(4)各操纵件的相对空转转速在各档位工作时，各操纵件（离合器、制动器）的空转相对转速不能过高。nφ过高，在操纵件接合过程中，将产生过大的滑磨功和滑磨功率，增大了摩擦元件的热负荷，严重时甚至引起摩擦元件的烧损。此外，在空转时，

nφ过高会增加操纵件的空转功率损失。一般控制摩擦元件的平均半径处的圆周线速度不超过60m/s。一般要求各前进档位的效率：η＞0..925；各倒退档位的效率：η＞0.87；（5）传动效率高(4)各操纵件的相对空转转速在各档位工作时例如：使所有行星排的齿圈齿数相等，相邻行星排基本元件连成一个旋转构件时，尽量采用同名元件相连，尽可能用齿圈作为制动件，采用多排方案时尽量使用公用排等。(6)结构简单图6-9DZ161铲运机变速箱简图例如：使所有行星排的齿圈齿数相等，相邻行星行星变速箱的传动分析组成自由度档位数转速分析转矩分析上节课内容总结功率流分析一、传动简图设计1、基本要求第三节行星动力变速箱结构设计行星变速箱的传动分析组成自由度档位数转速分析转矩分析上节课内用一个行星排实现一个档位的传动比。结构简单，啮合消耗功率少，应该为优先考虑的方案。难以实现较大的传动比。2．传动方案设计(1)单排行星传动方案用单行星轮行星排传动可以实现的传动比和效率列于表6-2。

双行星轮行星排的行星轮多、结构复杂、效率低、工艺难度大，前进档采用较少。由于这种结构可用齿圈作为制动件实现倒档，在结构布置时比较方便，所以，在倒档中有采用。用