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2、3.1 离合器后备系数123.2 单位压力P0123.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b133.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t14第4章 离合器基本参数的约束条件154.1 摩擦片外径D154.2 摩擦片的内、外径比c154.3 后备系数154.4 摩擦片内径d154.5 单位摩擦面积传递的转矩Tc0154.6 单位压力p0164.7 离合器单位摩擦面积滑磨功16第5章 离合器主要零件的结构选型及设计计算185.1 从动盘总成设计185.1.1 从动盘总成的结构型式的选择185.1.2 从动片结构型式的选择195.1.3 从动盘毂的设计195.2 离合器盖总成设计205.2.1 离合器
3、盖设计205.2.2 压盘设计215.3 离合器分离装置设计215.3.1 分离轴承215.3.2 分离套筒215.4 膜片弹簧的设计225.4.1 膜片弹簧基本参数的选择225.4.2 膜片弹簧基本参数约束条件的检验245.4.3 膜片弹簧材料及制造工艺265.5 扭转减振器265.5.1 扭转减振器的功用265.5.2 扭转减振器组成275.5.3 减振器的结构设计275.5.4 离合器输出轴的设计32谢辞32参考资料第1章 绪 论1.1 离合器概述离合器位于发动机和变速器之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需
4、要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。 1.1.1 离合器的基本组成 一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动部件）四大部分组成。 1.1.2 离合器的功用及分类 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮
5、之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。汽车离合器有摩擦式离合器、液力耦合器、电磁离合器等几种。目前在汽车上广泛采用的是用弹簧压紧的摩擦离合器(简称为摩擦离合器)。摩擦式离合器又分为湿式和干式两种。干式摩擦式离合器，按其从动盘的数目，又分为单盘式、双盘式和多盘式等几种。湿式摩擦式离合器一般为多盘式的，浸在油中以便于散热。 1.1.3 离合器的设计的基本要求 为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： 1) 在任何行驶条件下，既能
6、可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3) 分离时要迅速、彻底。 4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 5) 应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 6) 应能避免和衰减传动系的扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。 7) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8) 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，
7、以保证有稳定的工作性能。 9) 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 10) 结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。1.1.4离合器设计的任务1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总成设计方案，为各零件设计提供整体参数和设计要求；2) 对各零件进行合理布置和运动校核；3) 对整体性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；4) 协调好整体总成与零件之间的匹配关系，配合零件完成布置设计，使整体的性能及可靠性达到设计要求。1.1.5设计原则及目标1) 离合器的选型应根据汽车型谱、市
8、场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。2) 选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行3) 应从已有的基础出发，对原有离合器和引进的样本进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新型离合器。4) 涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。5) 力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。图1-1离合器爆炸图第2章 离合器结构方案选取2.1 离合器车型的选定2.1.1 车型简介新赛欧是上海通用汽车有限公司针对现今中国家庭用车实际需求，在原赛欧基础上全新打造的产品。
9、泛亚汽车技术中心积聚其优秀的开发团队，历时近两年，对原赛欧的整体外观造型、内饰、动力总成系统等方面进行了全面升级更新，使新赛欧更符合中国大众化汽车消费者当前对普通家轿的需求，带给消费者全新的体验。作为年轻活力、值得信赖的国际品牌，雪佛兰志在成为各个细分市场年轻人和年轻家庭的首选。新赛欧的打造传承了雪佛兰品牌富有驾驶乐趣的操控性能、运动风格的造型设计和价值体验最大化的产品理念。在造型设计上，新赛欧体现了雪佛兰全球设计语言；1.2L和1.4L发动机赋予新赛欧高效动力，配合扎实运动的底盘为消费者带来灵活精准的操控感受。通过贯穿始终的全球产品开发流程、全球工程和质量标准以及严格的成本控制目标，雪佛兰新
10、赛欧在达到国际标准、国际品质的同时，也将以极具价格竞争力的国际品牌家轿形象树立国内小车的全新价值标杆。2.1.2车型基本参数如下表：表2-1起亚狮跑2.0L GL MT 两驱版基本参数参数类型参数数值车身参数长×宽×高(mm×mm×mm)4249×1690×1505轴距(mm)2465整备质量(kg)1040车门数座位数5变速箱参数变速器类型手动挡位数5发动机参数最大功率(kw/rpm)64/6000最大扭矩( Nm/rpm)115/4400最高转速(rpm)6500汽缸排列形式直列汽缸数4每缸气门数4燃油供给方式多点电喷汽缸容积(m
11、l)1206缸盖材质铝续表2-1参数类型参数数值发动机参数缸体材质铸铁进气方式自然吸气发动机放置位置前置驱动方式前轮驱动燃料类型93#以上无铅汽油油箱容积(L)42底盘参数前悬挂类型麦弗逊式独立悬架后悬挂类型扭力梁式半独立悬架助力类型机械液压助力前制动器类型盘式后制动器类型鼓式手刹类型机械驻车制动前轮胎规格175/65 R14后轮胎规格175/65 R14备胎规格非全尺寸性能参数最高车速(km/h)1652.2离合器结构设计2.2.1摩擦离合器的组成 1. 主动部分：包括飞轮、离合器盖、压盘等部件。这部分与发动机曲轴连在一起，离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠34个传动
12、片传递转矩的。从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。 2. 压紧机构：压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧（又称碟簧）组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和盘压间的从动盘压紧。 3. 操纵机构：操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等部件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、助力机
13、构等组成。 4. 其他部件：为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减振器（如图2-1）。为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。（如图2-2） 图2-1从动盘附装扭转减振器 图2-2带减振器的从动盘2.2.1 从动盘数的选择1. 单
14、片离合器对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘，如图2-3所示。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证接合平顺。2. 双片离合器双片离合器(图2-4)与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底，所以，设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，
15、结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。3. 多片离合器多片离合器多为湿式，具有接合更加平顺柔和，摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用于最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。本次设计为轿车膜片弹簧离合器的设计，设计原始数据为：发动机的最大转矩Te max=115 Nm，转矩较大，故选用单片摩擦离合器作为本次设计对象。 图2-3单片离合器 图2-4双片离合器2.2.2 压紧弹簧布置形式选择1. 周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点
16、是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。在某些重型汽车上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。 2. 中央弹簧离合器中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且
17、布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。 3. 斜置弹簧离合器斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。 4. 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线
18、性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。膜片弹簧离合器(图2-5)有以下优点：1) 膜片弹簧有理想的非线性特性,弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持其传递的转矩的大致不变。当离合器分离时，弹簧压力较圆柱螺旋弹簧，有所下降，从而降低踏板力；2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定
19、；而圆柱弹簧压紧力明则显下降；4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好摩擦片磨损均匀；5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好； 图2-5推式膜片弹簧离合器7) 有利于大批量生产，降低制造成本。综上所述，本次设计的轿车离合器应选择推式膜片弹簧离合器2.2.3 压盘的驱动方式选择压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式多种。前三种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带
20、传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。 使用弹性传动片的方式不仅消除了前三种的缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中，固选用弹性传动片式驱动压盘。2.3离合器设计方案的确定 2.3.1离合器结构图 鉴于以上结构方案的分析比较，再结合离合器的实用性、可靠性、工艺性及经济性分析，本次离合器设计，方案最终确立为干式单片摩
21、擦离合器。 2.3.2离合器工作原理和构造示意图 发动机工作时，飞轮和压盘通过它们与摩擦片之间的摩擦带动从动盘毂一起旋转，再由花键连接将扭矩传递给主、副传动轴。当驾车者踩下离合器踏板，操纵部分的分离叉将分离轴承推向前，推动分离杠杆克服压紧簧反力，拉动主离合器压盘向后移动，解除了主离合器压盘与摩擦片之间的压紧力，此时主离合器分离，发动机只能带动主动部分及副离合器旋转，无法将扭矩传递给主传动轴。当驾驶者继续踩离合器踏板时，分离拉杆螺栓将克服膜片弹簧及组合弹簧反力拉动副离合器压盘向后移动，解除了副离合器压盘与副摩擦片之间的压紧力，此时，副离合器也分离，发动不再有功率输
22、出。当驾车者松开离合器踏板，操纵部分通过回位弹簧将分离轴承拉回来，膜片弹簧先恢复原位，副离合器啮合；随后分布在主离合器压盘上的组合弹簧恢复原位，主离合器也啮合。 具体工作过程图如下： 图2-5 摩擦离合器构造示意图1-飞轮 2-从动盘 3-踏板 4-压紧弹簧 5-从动轴 6-从动盘轂1) 分离过程 l 踩下踏板分离叉顶压分离轴承前压向分离杠端分离杠杆内端向前外端向后运动拉动压盘克服压紧弹簧弹力向后移动解除飞轮、从动盘、压盘三者之间的压紧状中断动力传递2) 接合过程抬起踏板分离叉离开分离轴承分离
23、轴承在回位弹簧作用下回位在压紧弹簧作用下压盘前移带动分离杠杆内端向后外端向前运动此时飞轮、从动盘、压盘三者之间处于压紧状态接通动力传递第3章 离合器基本参数的确定3.1 摩擦片的外径D及其他尺寸的确定3.1.1摩擦片的外径D摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。设计上通常首先确定摩擦片的外径D。在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：D=KDTemax (3-1)式中：Temax发动机最大转矩（ Nm）；KD直径系数，取值见下表：表3-1直径系数KD的取值范围车 型直径系数 KD乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器
24、)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0本次设计所设计的是轿车（Temax/nT为115 Nm/4400 rpm，Pemax/nP为64kw/6000rpm）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，初选择KD=14.6。所以根据式(3-1)得D=14.6115156.6(mm)表3-2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d
25、/D0.6870.6440.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面面积A mm21061321602213024024665466787299081037取D=180mm3.1.2 摩擦片的内径d及摩擦片厚度b 根据表3-2取内径d=125mm；厚度b=3.5mm且c=d/D=0.7，在0.530.70之间，满足要求。3.2 离合器后备系数的确定在选择后备系数时，应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传
26、递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，保证操纵更轻便，后备系数不宜过大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，取大些；汽车总质量较大，也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，取小些。各类汽车离合器的取值范围见表3-3。在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定
27、后备系数。表3-3离合器后备系数的取值范围车 型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00由于所设计的是轿车的离合器，所以选取=1.20。3.3 单位压力p0的确定单位压力p0决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑和离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备功率较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，p0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘热载荷，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大p0。当摩
28、擦片采用不同材料时，p0取值范围见表3-4。表3-4摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦片材料单位压力p0/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.751.50 本次设计中选取的摩擦片材料为石棉基材料（模压)。离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc=fFZRc (3-2)式中，Tc 静摩擦力矩； f 摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.200.25；选取f=0.20 F 压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 摩擦片的平均半径； Z 摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=4假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F=p0A=p0D2-d24
29、 (3-3)式中，p0 摩擦片单位压力； A 一个摩擦面面积； D 摩擦片外径； d 摩擦片内径。摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：Rc=D3-d33D2-d2 (3-4)当d/D0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：Rc=D+d4 (3-5)因为D=180mm，d=125mm，c=d/D=0.70.6，则Rc=180+1254=76.25mm将式(3-3)与式(3-5)代入式(3-2)得：Tc=fZRc p0D2-d2 4 (3-6) 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc=Temax (3-7) 式中，Temax=115
30、Nm为发动机最大转矩；=1.20为离合器的后备系数。将式（3-7）代入式（3-6）得：p0=4TemaxfZRc D2-d2 3-8由式(3-8)得：p0=4×1.20×1150.20×4×0.07625 1802-12520.17 MPa所得p0在石棉基材料(模压)单位压力范围 (0.150.25)内，故选石棉基材料(模压)满足要求。第4章 离合器基本参数的校核4.1 摩擦片最大圆周速度vD摩擦片外径D(mm)的选取应使最大圆周速度vD不超过6570 m/s，即vD=60nemaxD×1036570 m/s (4-1)式中，vD为摩擦片最大圆
31、周速度(m/s)；nemax为发动机的最高转速(r/min)。本次设计中nemax=6500 r/min，所以根据式(4-1)得：vD=60×6500×180×10-361.23 m/s符合vD6570 m/s的约束条件。4.2 摩擦片的内外径比c摩擦片的内外径比c应在0.530.70内。外径D=180mm；内径d=125mm；c=d/D=0.7在0.530.70之间，符合约束条件。4.3 离合器后备系数为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.24.0，在前面参数选取中，我们选取=1.2，符合此约束条件。4.4 摩擦片内径d为了保证扭转减振器的安装，摩
32、擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d>2R0+50 。其中d=125mm，2R0<75mm 符合约束要求。4.5 单位摩擦面积传递的转矩Tc0为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即Tc0=4TcZD2-d2Tc0 (4-2)式中：Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(N·m/mm2)；Tc0 为许用值( Nm/mm2)。由式(4-2)得：Tc0max=4TemaxZD2-d2=4×1.20×115×2×1802-12520.52×10-2 Nm/mm24.6 摩擦片
33、单位压力p0为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0为0.101.50MPa。我们选取摩擦片的材料为石棉基(模压)材料，并且选取p0=0.17 MPa，符合此约束条件。4.7 单位摩擦面积滑磨功为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即=4WZD2-d2 4-3式中，为单位摩擦面积滑磨功( J/mm2)；为单位摩擦面积滑磨功的许用值( J/mm2)，对于乘用车：=0.40 J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：=0.33 J/mm2，
34、对于最大总质量大于6.0t商用车：=0.25 J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功 J ，可根据下式计算W=2ne21800marr2i02ig12 4-4式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig1为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速r/min，计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。查得：i0=4.3，汽车总质量公式如下：ma=m0+65n+n 4-5式中，m0为整车整备质量(kg)；n为包括驾驶员在内的载客数，n=5；为行李系数，发动机排量2.5L的乘用车的=10。由式(4-5)得：ma=
35、1040+65×5+10×5=1415kg车轮规格为175/65 R14，即轮胎宽度为B=175mm，轮胎高宽比为H/B=65%,R表示该轮胎为子午线轮胎，轮辋直径为14英寸，所以车轮的自由直径为d=2×175×0.65+14×25.4=583.1mm车轮滚动半径rr估算公式如下：rr=Fd2×10-3 4-6式中，F为计算常数，子午线轮胎取F=3.05；d为车轮自由直径(mm)。由式(4-6)得：rr=3.05×583.12×10-3=0.283m汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面
36、间的滚动阻力及爬坡阻力。故Temaxig1i0Trrmagfcosmax+sinmax=magmax则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为ig1magfcosmax+sinmaxrrTemaxi0T 4-7式中：ma为汽车总质量，ma=1415kg ；g为重力加速度，取g=9.8m/s2；f为道路附着系数，取f=0.015；rr为车轮滚动半径，rr=0.283mm；Temax为发动机最大转矩，Temax=115 Nm；i0为主减速比，i0=4.3；T为传动系机械效率，取T=0.9。max为最大爬坡角度，取max=16.7o。由式(4-7)得： ig1magfcosmax+sinmaxrrTem
37、axi0T=1415×9.8×0.015×cos16.7o+sin16.7o×0.×4.3×0.9 =2.661根据驱动车轮与路面的附着条件Temaxig1i0TrrG1可求得变速器一挡传动比为ig1G1Temaxi0T 4-8式中：G1为前轴轴荷，G1=mag×61%=1415×9.8×61%=8458.87N；为路面附着系数，取=0.8。由式(4-8)得： ig1G1rrTemaxi0T=8458.87×0.8×0.×4.3×0.9 =4.303所以一挡传动比i
38、g1的范围为02.661ig14.3030。在乘用车传动比范围内3.04.5之间。取ig1=4.0根据以上数据及式(4-4)得：W=2×15×0.28324.32×4.028393.04J将等到的滑磨功W带入(4-3)得：=4×8393.04×2×1802-12520.32 J/mm20.4 J/mm2=单位摩擦面积滑磨功符合此约束条件。第5章 离合器输出轴的设计5.1 离合器输出轴轴径d离合器输出轴轴径d可由下列经验公式求得：d=K3Temax 5-1式中K为经验系数，K=4.04.6。取K=4.5代入式(5-1)，得：d=4.53
39、11521.88mm取d=25mm。5.2 离合器输出轴的强度校核因为离合器输出轴在运转过程中，所受弯矩较小可忽略，即可认为其只受扭矩作用。轴的扭矩强度条件公式为：T=TWTT 5-2式中：T 输出轴的扭转切应力(MPa)；T 输出轴的许用扭转切应力MPa，查得T=55MPa； T 输出轴所传递的转矩(Nmm)；WT 输出轴的抗扭截面系数mm3；对于实心轴，抗扭截面系数公式为WT=d316 5-3将(5-3)代入(5-2)可得：T=16Td3T 5-4将离合器输出轴设计值d=25mm，即发动机最大转矩Temax=115 Nm代入(5-4)得：Tmax=16×115×103&
40、#215;26333.34MPaT=55MPa 符合强度要求。第6章 离合器主要零部件的设计6.1 从动盘的设计从动盘总成主要由从动片、摩擦片、从动盘毂、扭转减震器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应要满足以下三个方面的要求：1) 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击；2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀以减小磨损；3) 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。6.1.1从动片的结构形式、材料及基本尺寸在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合
41、平顺，保证汽车的平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构型式：1) 整体式弹性从动片，其特点是从动片是完整的钢片，并开有T形槽，摩擦片直接铆接在从动盘本体上。2) 分开式弹性从动片，其特点是从动片铆接波形弹簧片，摩擦片铆接在波形弹簧片上。3) 组合式弹性从动片，其特点是靠近压盘的一面铆有波形弹簧片，靠近 图6-1整体式弹性从动片 飞轮的一面没有。 图6-2分开式弹性从动片 图6-3组合式弹性从动片前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选分开式弹性从动片。从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动片
42、（即整体式）一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。采用波形片（即分开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢65Mn。从动片直径对照摩擦片尺寸确定。为减小从动盘转动惯量，从动片一般比较薄，通常为1.32.0mm厚钢板冲压而成，取值为1.5mm。从动片的外沿部分（即波形弹簧那片）厚度在0.651.0mm之间，取值为0.8mm。6.1.2 摩擦片与从动片连接方式离合器摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较强的抗离心力和切向力的能力；
43、但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。因此算用铆接方式。6.1.3从动盘毂主要参数的选择从动盘毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。花键的结构尺寸可根据摩擦片外径D和发动机转矩Temax由表6-1选取。花键毂一般采用锻钢(如45钢，40Cr等)，并经调质处理，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。表6-1从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Temax/Nm花键齿数n花键外径D'/mm花键内
44、径d'/mm花键齿厚t/mm花键有效齿长l/mm1604910231832018069102621320200108102923425225147103226430250196103528435280275103532440300304104032540325373104032545350471104032550从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底。一般取1.01. 4 倍的花键轴直径，取l=1.1d=35mm。再根据D=180mm， Temax=115Nm初选花键齿数n=10，花键外径D'=32mm，花键内径d'=26mm，齿厚t=4m
45、m，有效齿长l=30mm。查表得许用挤压应力bs=11.3Mpa。花键齿工作高度h=D'-d'/2=3mm。花键尺寸的强度校核：花键侧面压力公式为P=4TemaxD'+d' (6-1)挤压应力校核公式为bs=Pnlhbs 6-2挤压应力校核公式为bs=Pnlhbs 6-2将公式(6-1)代入(6-2)得：bs=4TemaxnlhD'+d'bs 6-3将参数代入(6-3)可得bs=4×115×10310×30×3×32+268.8MPabs =11.3MPa故花键的强度符合要求，即所选参数符合要求。
46、6.2 扭转减振器主要参数的选择6.2.1 扭转减振器概述扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：1) 降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率；2) 增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击产生的瞬态扭振；3) 控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变
47、速器的扭振与噪声。4) 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。图6-4给出了几种带扭转减振器的的从动盘结构简图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。图6-4 a-d为采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的单级扭转减振器其6个弹簧属同一规格并同时起作用，扭转减振器的弹性特性为线性的。因为其结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器(图6-4 e为三级的)，其有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声，广泛用在柴油机汽车中。图6-4 f为采用空心圆柱形橡胶弹性元
48、件的扭转减振器，也具有非线性弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但因其会使从动盘转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。图6-4带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片；7减振盘；8限位销本次设计采用图6-4 a所示最简单的单级减振器。减振器的扭转刚度k𝜑 和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Tµ是两个主要参数，决定了减振器的衰减传动系扭转振动的能力。其设计参数还包括极限转矩 Tj、预紧转矩Tn和极限转角j等。6.2.2 减振器极限转矩 Tj极限转矩(图6-5)为减振器在消除限位销与从动
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