某微型貨車離合器總成設計畢業(yè)設計說明書

四川理工學院畢業(yè)設計（論文） 某微型貨車離合器總成設計 學 生： 熊朝夢 學 號： 0801103A181 專 業(yè) ： 機械設計制造及其自動化 班 級：車輛工程 2008.3 指導教師：郭翠霞 四川理工學院機械工程學院 二 O 一二 年六月 附表 2： 四 川 理 工 學 院 畢業(yè)設計（論文）任務書 設計（論文）題目： 某微型貨車離合器總成設計 系： 機械學院 專業(yè)： 機械設計與制造 班級： 車輛 083班 學號： 0801103A181 學生： 熊朝夢 指導教師： 郭翠霞 接受任務時間 2012.2.27 教研室主任 （簽名） 系主任 （簽名） 一畢業(yè)設計（論文）的主要內容及基本要求 (1)基本設計參數 ： 額定裝載質量（ Kg） 最大總質量（ kg） 最大車速(Km h-1) 比功率 (KW t-1) 比轉矩(N m t-1) 1000 2000 130 25 44 （ 2） 主要內容及基本要求 1. 根據已知數據，確定軸數、驅動形式、布置形式。注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范。 2. 確定汽車主要參數： 1）主要尺寸，可從參考資料中獲?。?2）進行汽車軸荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小轉彎直徑 5）通過性幾何參數 6）制動性參數 3. 選定發(fā)動機功率、轉速、扭矩。 二、完成內容 : 1 離合器 總成總裝配圖 1 張（零號圖） 2. 從動盤總成裝配圖（ 2 號圖） 2零件圖 2 張（ 2 號圖） 3零件圖 3 張（ 3 號圖） 4設計計算說明書 1 份 三指定查閱的主要參考文獻及說明 1臧杰 ,閻巖 .汽車構造 M.機械工業(yè)出版社 ,2005,8. 2王望予主編 .汽車設計 M.機械工業(yè)出版社 ,2004,8. 3徐石安，江發(fā)潮 .汽車離合器 M.清華大學出版社 ,2005,2. 4汽車工程手冊設計篇 .人民交通出版社 ,2001,6. 5劉濤主編 .汽車設計 M.北京大學出版社 ,2008,1. 6林明芳等 . 汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計 J.汽車工程 ,2003,2. 7余志生 汽車理論機械工業(yè)出版社 8成大先 機械設計手冊（第三版） 四進度安排 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 查閱資料，學習與設計產品有關的基本知識 2月 27日 3月 11日 2 完成主要設計計算，確定主要結構形式 3月 12日 4月 1日 3 進行圖紙設計 4月 2日 5月 2日 4 完成設計計算說明書的編寫 5月 3日 5月 16日 5 設計圖紙與說明書的校對 5月 17日 5月 27日 I 摘 要 離合器是直接連接發(fā)動機和傳動系統中的總成之一 .他主要包含主動部分 ,從動部分 ,壓緊機構和操縱機構等四部分 .汽車離合器是汽車傳動系中的重要部件 ,位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。 主要功用是是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩(wěn)起步，保證傳動系統換擋時工作平順以及限制傳動系統所承受的最大轉矩，防止傳動系統過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和 微型貨車 上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。 過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。 并進行了總成設計主要為：分離裝置的設計，以及從動盤設計（從動盤轂的設計） 和膜片彈簧設計 等。 本文主要是對某 微型貨車 離合器總成設計，確定了以推式膜片彈簧離合器作為設計目標。根據汽車總體設計及推式膜片彈簧離合器工作原理和使用要求，采用系統化設計方法，把離合器分為主動部分、從動部分、操縱機構 和壓緊裝置四部分 。通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。 關鍵詞： 離合器 ；傳動系統； 膜片彈簧 ；制造材料 II ABSTRACT The clutch is directly connected to the engine and transmission system in one of the assembly. He mainly includes part of the initiative, the driven part, a pressing mechanism and a control mechanism and other four parts. Automotive clutch is the important components in automobile transmission system, is located in the engine and gearbox between the flywheel shell, clutch assembly with screws fixed on the flywheel after the plane, clutch gearbox output shaft is the input shaft. Main function is to achieve is cut off and the engine to the power transmission, guaranteed that the automobile starts smoothly, ensure drive system when the shift work smoothly and limit the transmission system to withstand the maximum torque, prevent the transmission system overload. Diaphragm spring clutch is in recent years in the cars and minivans are widely adopted by a clutch, the torque capacity of large and relatively stable, convenient operation, good balance, can be mass production, and the research on it has become more and more important. For each part of design principle explanation and comparison of advantage and disadvantage, determine the relevant part of the basic structure and its parts and components manufacturing materials. And the design of the main assembly : the separation device design, set design and follower ( hub-driven design ) and a diaphragm spring design. This paper is mainly on a mini truck clutch assembly design, determined to push the clutch diaphragm spring as the design objective. According to automotive overall design and push type diaphragm spring clutch working principle and the using requirement, the system design method, the clutch is divided into active part, the driven part, a control mechanism and a pressing device part four. Through the various design principle explanation and comparison of advantage and disadvantage, determine the relevant part of the basic structure and its parts and components manufacturing materials. Keyword: Clutch； Transmission systems； Diaphragm spring； materials for machine building 目 錄 摘 要 . I ABSTRACT . II 第 1 章 緒 論 . 1 1.1離合器發(fā)展史 . 1 1.2離合器的概述 . 1 1.3 汽車離合器的基本功用 和 工作原理 . 2 1.4 膜片彈簧離合器概述 . 3 第 2 章 汽車總成設計 . 5 2.1 汽車形式的選擇 . 5 2.1.1 確定軸數 . 5 2.1.2 汽車的驅動形式 . 5 2.1.3 汽車的布置形式 . 5 2.2 汽車主要參數的選擇 . 6 2.2.1 汽車主要尺寸的確定 . 6 2.2.2汽車質量參數的確定 . 8 2.2.3汽車性能參數的確定 . 11 2.2.4發(fā)動機最大功率和相應轉速 . 16 2.2.5發(fā)動機最大轉矩及相應轉速 . 16 第 3章 離合的結構設計及計算 . 17 3.1 離合器設計 . 17 3.1.1 離合器的結構形式的選擇 . 17 3.1.2 從動盤數的選擇 . 17 3.1.3 壓緊彈簧布置形式的選擇 . 17 3.1.4 膜片彈簧支撐形式 . 18 3.1.5 壓盤的驅動形式 . 19 3.1.6 從動盤數及干濕式的選取 . 20 3.2 離合器基本結構參數的確定 . 20 3.2.1 后備系數的選擇 . 20 3.2.2 離合器基本性能關系式 . 21 3.2.3 摩擦片主要參數的選擇 . 21 3.2.4 單位壓力的計算 . 23 3.3 離合器的從動盤總成設計 . 23 3.3.1 從動盤的結構組成與選型 . 23 3.3.2 從動盤的設計 . 24 3.3.3 從動片的選擇及設計 . 24 3.3.4 從動盤轂的設計 . 25 3.3.5 從動盤摩擦片的設 計 . 27 3.4 離合器蓋總成設計 . 28 3.4.1 壓盤的傳力方式的選擇 . 28 3.4.2壓盤的幾何尺寸的確定 . 28 3.4.3壓盤和傳動片的 材料選擇 . 29 3.4.4 離合器蓋設計 . 29 3.5離合器分離裝置的設計 . 30 3.5.1 分離桿結構形式的設計 . 30 3.5.2 離合器分離軸承和分離套筒的設計 . 30 3.6離合器膜片彈簧的設計 . 31 3.6.1 膜片彈簧的結構特點 . 31 3.6.2 膜片彈簧的變形特性和加載方式 . 31 3.6.3 膜片彈簧的彈性變形特性 . 32 3.7 膜片彈簧的參數尺 寸確定 . 33 3.7.1 H/h比值的選取 . 33 3.7.2 R及 R/r確定 . 33 3.7.3 膜片彈簧起始圓錐底角 . 33 3.7.4 膜片彈簧小端半徑及分離軸承的作用半徑 . 34 3.7.5 分離指數目、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑 . 34 3.7.6 承環(huán)的作用半徑和膜片與壓盤接觸半徑 . 34 3.7.7 膜片彈簧材料 . 34 3.7.8 膜片彈簧的計算 . 34 3.7.9 膜片彈簧的強度計算 . 35 3.8 扭轉減振器設計 . 36 3.8.1 扭轉減振器的結構設計 . 37 3.8.2 扭轉減振器主 要參數的選擇 . 38 3.8.3 減振彈簧設計 . 39 3.9 離合器操縱機構 . 41 3.9.1離合器操作機構的基本要求 . 41 3.9.2常用離合器操作機構的類型 . 42 3.10 離合器的通風散熱措施 . 42 3.11 離合器殼的設計 . 42 第 4章 結論 . 43 參考文獻 . 44 致 謝 . 45 四川理工學院畢業(yè)設計 1 第一章 緒 論 1.1 離合器 發(fā)展史 近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯比其它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。 對于內燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功?，F今所用的盤片式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到 1925年以后才出現的。 20世紀 20年代末，直到進入 30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。多年的實踐經驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器 1。 近來，人們對離合器的要 求越來越高，傳統的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統的操縱形式的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 隨著汽車發(fā)動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽 命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著計算機的發(fā)展，設計工作已從手工轉向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪圖、制成后的故障統計等等。 1.2 離合器的概述 按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主 要取決于離合器基本參第一章 緒 論 2 數和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點： （ 1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （ 2）離合器分離徹底； （ 3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （ 4）散熱性能好； （ 5）高速回轉時只有可靠強度； （ 6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （ 7）操縱輕便； （ 8）工作性能（最大摩擦力矩maxeT和后備系數 保持穩(wěn)定） ； （ 9）使用壽命長。 1.3 汽車離合器的基本功用 和工作原理 1.離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為 300 500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽 車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實現發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機 和傳動系的聯系，以便于發(fā)動機起動。 汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯結的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 四川理工學院畢業(yè)設計 3 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動 系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。 2.摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪 2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤 3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承 8，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋 5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤 3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤 3壓緊在飛輪上 2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。 1.4 膜片彈簧離合器概述 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產生橫 向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后 支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，第一章 緒 論 4 彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡 性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經設計出了傳遞轉矩為 80-2000N.m、最大摩擦片外徑達 420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎 車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達 28-32t 的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間 隙而增大踏板的自由行程。 四川理工學院畢業(yè)設計 5 第二章 汽車總成設計 2.1 汽車形式的選擇 2.1.1 確定軸數 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響選取軸數的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力。 我國公路標準規(guī)定，對于四級公路及橋梁，單軸最大允許軸載質量為 10t，雙連軸最大允許軸載質量為 18t(每軸 9t)。根據公路對汽車軸載質量的限制、所設計汽車的總質量、輪胎的負荷能力以及使用條件等，可以確定汽車的軸數。因為雙軸汽車結 構簡單、制造成本低，故總質量小于 19t的公路運輸車輛廣泛采用這種方案?？傎|量在 19 26t的公路運輸車采用三軸形式，總質量更大的汽車用四軸和四軸以上的形式。 因為轎車總質量較小，均采用兩軸形式。不在公路上行駛的汽車，軸荷不受道路橋梁限制，如礦用自卸車等多數采用兩軸形式。根據給定參數以及本次設計的車型屬于微型貨車，且汽車的整備質量較小，故可以選擇兩軸。 根據給定參數以及本次設計的車型屬于微型貨車，且汽車的整備質量較小，故可以選擇兩軸。 2.1.2 汽車的驅動形式 汽車驅動形式有 4 2、 4 4、 6 2、 6 4、 6 6、 8 4、 8 8 等，其中前一位數字表示汽車車輪總數，后一位數字表示驅動輪數。乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的采用 4 2 驅動形式。總質量在 19 26t 的公路用車輛，采用 6 2或 6 4驅動形式。 而本次設計的車型屬于輕型商用車，故根據給定參數可以選擇 4 2的驅動形式。 2.1.3 汽車的布置形式 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅動橋和車身 (或駕駛室 )的相互關系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數以外，汽車的布置形式對使用性能也有重要影響。按駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，貨車有長頭式、短頭式、平頭式和偏置式。長頭式的特點是發(fā)動機位于駕駛室前部，當發(fā)動機有少部分位于駕駛室內時稱為短頭式，發(fā)動機位于駕駛室內時稱為平頭式，駕駛室偏置在發(fā)動機旁的貨車稱為偏置式。 貨車布置形式，按駕駛室與發(fā)動機相對位置的不同，貨車有長頭式、短頭式、平頭式和偏置式四種。貨車又可以根據發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機 前置、中置和后置三種布置形式。平頭式貨車的發(fā)動機可以布置在座椅下后部，此時中間座椅處沒有很高的凸第二章 汽車總成設計 6 起，可以布置三人座椅，故得到廣泛應用。根據給定參數以及本次設計的車型可選擇發(fā)動機前置后橋驅動貨車 。 2.2 汽車主要參數的選擇 2.2.1 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸有外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車箱尺寸等。 （ 1） 外廓尺寸 GBl589 1989 汽車外廓尺寸限界規(guī)定汽車外廓尺寸長規(guī)定如下：貨車、越野車、整體式客車不應超過 12m，單鉸接式客車不超過 18m，半掛汽車列車不超過 16.5m，全掛汽車列車不超過 20m；不包括后視鏡，汽車寬不超過 2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過 4m；后視鏡等單側外伸量不得超出最大寬度處 250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高 300mm。 不在公路上行駛的汽車，其外廓尺寸不受上述規(guī)定限制。 乘用車總長aL是軸距 L 、前懸 FL 和后懸 RL 之和。它與軸距有下述關系：aL=L /C 。式中 C 為比例系數，其值在 0.52-0.66 之間，發(fā)動機前置前輪驅動汽車的 C 值為0.62-0.66，發(fā)動機后置后輪驅動汽車的 C 值為 0.52-0.56。 乘用車寬度尺寸一方面由成員必需的室內寬度和車門厚度決定，另一方面應保證能布置下發(fā)動機、車架、懸架、轉向系和車輪等。乘用車總寬aB與車輛總長aL之間有下述近似關系： mmLBaa 601 9 5)3/( 。后座乘三人的乘用車， aB不應小于 1410mm。 影響轎車總高 aH 的因素有軸間底部離地高度 mh ，板及下部零件高 ph ，室內高 Bh 和車頂造型高度 th 等。 軸間底部離地高 mh 應大于最小離地間隙 minh 。由座位高、乘員上身長和頭部及頭上部空間構成的室內高 Bh 一般在 1120 1380mm 之間。車頂造型高度大約在 20 40mm 范圍內變 。 根據給定數據及計算，可以確定轎車的長寬高分別為 5000 1800 2200mm。 （ 2） 軸距 L 軸距 L對整備質量、汽車總長、最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑有影響。當軸距短時，上述各指標減小。此外 ，軸距還對軸荷分配有影響。 軸距過短會使車箱長度不足或后懸過長；汽車上坡、制動或加速時軸荷轉移過大，使汽車制動性和操縱穩(wěn)定性變壞；車身縱向角振動增大，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾 角增大。原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載質量或載客量多的貨車或客車，軸距取得長。對機動性要求高四川理工學院畢業(yè)設計 7 的汽車軸距宜取短些。為滿足市場需要，工廠在標準軸距貨車基礎上，生產出短軸距和長鈾距的變型車。不同鈾距變型車的軸距變化推薦在 0.4 0.6m 的范圍內來確定為宜。汽車的軸距可參考表 2-1提供的數據選定。 表 2 1 各類汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距 L mm 輪距 B mm 轎車 微型級 普通級 中級 中、高級 高級 2000-2200 2100-2540 2500-2860 2850-3400 2900-3900 1 100-1380 1 150-1500 1300-1500 1400-1580 1560-1620 4 2貨車 微型 輕型 中型 重型 1700-2900 2300 -3600 3600-5500 4500-5600 1 150-1350 1 300-1650 1700-2000 1840 2000 礦用自卸車 總質量 am t 60 3200 4200 3900 4800 2000 -4000 大客車 城市大客車 (單車 ) 長途大客車 (單車 ) 4500 -5000 5000- 6500 1740 -2050 本車為 4 2微型貨車，軸距在 1700-2900，本車的軸距取為 2900mm。 （ 3）前輪距 1B 和后輪距 2B 增大輪距，隨之而來的是室內寬并有利于增加側傾剛度。但是此時汽車總寬和總質量增加，并影響最小轉彎直徑變化。 受汽車總寬不得超過 2.5 m 限制，輪距不宜過大。但在取定的前輪距 1B 范圍內，應能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距 B 2時應考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有必要的間隙。 各類汽車的輪距可參考表 2 1提供 的數據確定?？蛇x擇前輪輪距 1B 為 1200mm，后輪輪距為 1215mm。 第二章 汽車總成設計 8 （ 4） 前懸 FL 和后懸 RL 前、后懸長時，汽車接近角和離去角都小，影響汽車通過性能。對長頭汽車，前懸不能縮短的原因是在這段尺寸內要布置保險杠、散熱器、風扇、發(fā)動機等部件。從撞車安全性考慮希望前懸長些，從視野角度考慮又要求前懸短些。前懸對平頭汽車上下車的方便性有影響，前鋼板彈簧長度也影響前懸尺寸。長頭貨車前懸一般在 11OO 1300mm范圍內。本車前懸尺寸取為 1100mm。 貨車后懸長度取決于貨箱、軸距和軸荷分配的要求。輕型、中型貨車的后懸一般在1200 2200mm 之間，特長貨箱汽車的后懸可達 2600mm，但不得超過軸距的 55。轎車后懸長度影響行李箱尺寸。客車后懸長度不得超過軸距的 65，絕對值不大于3500mm。對于三軸汽車，若二、三軸為雙后軸，其軸距應按第一軸至雙后軸中心線的距離計算；若一、二軸為雙轉向軸，其軸距按一、三軸的軸距計算。本車后懸尺寸取為1300mm。 （ 5）貨車車頭長度 貨車車頭長度系指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭長度有絕對的影響。此外，車頭長度尺寸對汽車外觀效果、駕駛室居住型、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。 長頭型貨車車頭長度尺寸一般在 2500-3000mm 之間，平頭型貨車一般在1400-1500mm之間。 (6)貨車車箱尺寸 行駛速度能達到較高車速的貨車，使用過寬的車箱會增加汽車迎風面積，導致空氣阻力增加。車箱內長應在能滿足運送上述貨物額定噸位的條件下盡可能取短些，以利于減小整備質量。要求車箱尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定噸數。車箱邊板高度對汽車質心高度和裝卸貨物的方便性有 影響，一般應在 450 650mm 范圍內選取。車箱內寬應在汽車外寬符合國家標準的前提下適當取寬些，以利縮短邊板高度和車箱長度。 2.2.2 汽車質量參數的確定 (1)整車整備質量 整車整備質量是指車上帶有全部裝備 (包括隨車工具、備胎等 )，加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質量。整車整備質量對汽車的成本和使用經濟性均有影響。目 前，盡可能減少整車整備質量的目的是通過減輕整車整備質或載客量；抵消因滿足安全標準、排氣凈化標準和噪聲標準所帶來的整備質量的增加；節(jié)約燃料。減少整車整備質四川理工學院畢業(yè)設計 9 量的措施主要有：采用強度足夠的輕質材料，新設計的車型應使其結構更合理。減少整車整備質量，是從事汽車設計工作中必須遵守的一項重要原則。 整車整備質量在設計階段需估算確定。在日常工作中，收集大量同類型汽車各總成、部件和整車的有關質量數據，結合新車設計的結構特點、工藝水平等初步估算出各總成、部件的質量，再累計構成整車整備質量。 轎車和客車的整備質量也可按每人所占整車整備質量的統計平均值估計 (表 2-2)。 表 2 2 轎車和客車人均整備質量 商用貨車的最大總質量 ma=mo+me+n165kg 式中， n為包括駕駛員及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。 (2)汽車的載客量和裝載質量 (簡稱裝載量 ) 汽車的載客量用座位數表示。微型和普通級轎車為 2 4座；中級以上轎車為 4 7座。城市大客車的載客量，由等于座位數的乘客和站立乘客兩部分構成。站立乘客按每平方米 8 10人計算。長途大客車和專供游覽觀光用的大客車，其載客量等于座位數。 汽車的裝載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定裝載量。汽車在碎石路面上行駛時，裝載質量約為好路面的 75 85。越野汽車的裝載量是指越野行駛時或在土路上行駛時的額定裝載量。 貨車裝載質量 em 的確定，首先應與行業(yè)產品規(guī)劃的系列符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。原則上貨流大 、運距長或礦用自卸車應采用大噸位貨車；貨源變化頻繁、運距短的市內運輸車采用中、小噸位的貨車比較經濟。 (3)質量系數 0m 質量系數 0m 是指汽車裝載質量與整車整備質量的比值，即 0m = em 0m 。該系車型 人均整備質量值 (t人 1) 車型 人均整備質量值 (t人 1) 微型轎車 普通級轎車 中級轎車 0.15-0.16 0.17-0.24 0.21-0.29 中高級以上轎車 中型以下客車 大型客車 0.29 0.34 0.096 0.16 0.065 0.13 第二章 汽車總成設計 10 數反映了汽車的設計水平和工藝水平， 0m 值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。 在參考同類型汽車選定 0m 以后 (表 1 7)，可根據任務書中給定的 em 值計算出整車整備質量。 表 2 3 不同類型汽車的質量系數 汽車類型 0m 貨車 輕型 中型 重型 O 80 1.10 1.20 1.35 1.30 1.70 礦用自卸車 最大裝載質量 em t 45 1.10 1.50 1.30 1.70 柴油機的為 0.80 1.OO。 （ 3）軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直載荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。汽車的發(fā)動機位置與驅動形式不同，對軸荷分配有顯著影響。各類汽車的軸荷分配見表 2-3。 表 2-3 各類汽車的軸 分 荷配 車型 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎 車 發(fā)動機前置前輪驅動 發(fā)動機前置后輪驅動 發(fā)動機后置后輪驅動 47 -60 45 -50 40 -46 40 -53 50 -55 54 -60 56 -66 51 -56 38 -50 34 -44 44 -49 50 -62 貨車 4X2后輪單胎 4X 2 后輪雙胎，長、短頭式 4X2后輪雙胎，平頭式 6X4后輪雙胎 32 -40 25 -27 30 -35 19 -25 60 -68 73 -75 65 -70 75 -81 50 -59 44 -49 48 -54 31 -3796 41 -50 51 -56 46 -52 63 -69 0m四川理工學院畢業(yè)設計 11 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的使用性能有影響。從輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的載荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的載荷，而從動軸載荷可以適當減少；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，轉向軸的載荷不應過小。 汽車的軸荷分配 是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直載荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。 本設計采用的是發(fā)動機前置前輪驅動。 2.2.3 汽車性能參數的確定 (1)動力性參數 最高車速 maxav 隨著道路條件的改善，汽車特別是中、高級轎車的最高車速 有逐漸提高的趨勢。轎車的最高車速 maxav 大于貨車、客車的最高車速。級別高的轎車的最高車速 maxav 要大于級別低些轎車的最高車速。微型、輕型貨車最高車速大于中型、重型貨車的最高車速，重型貨車最高車速較低。有關客車的車速見交通部行業(yè)標準 JT T325 1997。其它車型的最高車速范圍見表 2 4 。 表 2 4 汽車動力性參數范圍 汽車類別 最高車速 (km h ) 比功率 P (kw t ) 比轉矩 T (N m t ) 轎 車 微型級 普通級 中級 中、高級 高級 110 150 120 170 130 190 140 230 160 280 30 60 35 65 40 70 50 80 60 110 50 1 10 80 1 10 90 130 120 140 100 180 貨 車 微型 輕型 中型 重型 80 135 75 120 16 28 15 25 10 20 6 20 30 44 38 44 33 47 29 50 加速時間 t 汽車在平直的良好路面上，從原地起步開始以最大的加速強度加速到一定車速maxav11am11am1第二章 汽車總成設計 12 所用去的時間稱為加速時間。對于最高車速秒 maxav 1OOkm h 的汽車，常用加速到100km h 所需的時間來評價，如中、高級轎車此值一般為 8 17s，普通級轎車為12 25s。對于 maxav 低于 100km h的汽車，可用 O-60km h的加速時間來評價。 上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數 maxi 來表示汽車上坡能力。因轎車、貨車、越野汽車的使用條件不同，對它們的上坡能力要求也不一樣。通常要求貨車能克服 30坡度，越野汽車能克服 60坡度。 汽車比功率和比轉矩 比功率是汽車所裝發(fā)動機的標定最大功率與汽車最大總質量之比。它可以綜合反映汽車的動力性。轎車的比功率大于貨車和客車，貨車的比功率隨總質量的增加而減小。為保證路上行駛車輛的動力性不低于一定的水平，防止某些性能差的車輛阻礙交通，應對車輛的最小比功率做出規(guī)定。我國 GB7258 1997機動車運行安全技術條件 規(guī)定：農用運輸車與運輸用拖拉機的比功率不小于 4.0kW t，其它機動車不小于 4.8kW t。 比轉矩是汽車所裝發(fā)動機的最大轉矩與汽車總質量之比。它能反映汽車的牽引能力。 不同車型的比功率和比轉矩范圍見表 2 4。有關客車的比功率見交通部行業(yè)標準JT T325 1997。 （ 2）燃油經濟型參數 汽車的燃油經濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量 (L 100km)來評價。該值越小燃油經濟性越好。貨車有時用單位質量的百公里消耗量來評價 (表 2-5)。 表 2-5 貨車的單位質量百公里燃油消耗量 總質量 /t 汽油機 柴油機 總質量 ma/t 汽油機 柴油機 12 2.68-2.82 2.50-2.60 1.55-1.86 1.43-1.53 根據表 2-5 可知，本次設計車型為微型貨車，百公里燃油消耗量在 3.00-4.00，取 3.5L/（ 100t.km） 。 (2)汽車最小轉彎直徑 四川理工學院畢業(yè)設計 13 轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑稱 表 2-6 各類汽車的最小轉彎直徑 Dmin 為最小轉彎直徑 minD 。 minD 用來描述汽車轉向機動性，是汽車轉向能力和轉向安全性能的一項重要指標。 影響汽車 minD 的因數有兩類，即與汽車本身有關的因數和法規(guī)及使用條件對 minD 的限定。前者包括轉向輪最大轉角、汽車軸距、輪距以及轉向輪數等對汽車最小轉彎直徑均有影響，除此之外，有關的國家法規(guī)規(guī)定和汽車的使用到了條件對 minD 的確定也是重要的影響因 數。 轉向輪最大轉角越大，軸距越短，輪距越小和參與轉向的車輪數越多時，汽車的最小轉彎直徑越小，表明汽車機動性越好。對機動性要求高的汽車， minD 應取小些。 GB7258 一 1997機動車運行安全技術條件中規(guī)定：機動車的最小轉彎直徑不得大于 24m。當轉彎直徑為 24m時，前轉向軸和末軸的內輪差 (以兩內輪軌跡中心計 )不得大于 3.5m 。各類汽車的最小轉彎直徑 minD 見表 2-6。 由于設計車型為微型貨車，取 minD =8.0-12.0范圍，取 minD =12.0mm （ 3）通過性幾何參數 總體設計要確定的通過性幾何參數有：最小離地間隙 minh ，接近角 1 ，離去角 2 ，縱向通過半徑 1 等。各類汽車的通過性參數視車型和用途而異，其范圍見表 2-7。 車型 級別 Dmin m 車型 級別 Dmin m 轎車 微型 普通級 中級 高級 7-9.5 8.5-11 9-12 11-14 貨車 微型 輕型 中型 重型 8-12 10-19 12-20 13-21 貨車 微型 中型 大型 10-13 14-20 17-22 礦用自卸車 裝載質量 ma t 45 15-19 18-24 第二章 汽車總成設計 14 表 2-7 汽車通過性的幾何參 數 由表 2-6可知最小離地間隙 minh =180-300mm，取 minh =280mm。接近角 1 =40-60，取 1=55。離去角 2 =25-40，取 2 =40。縱向通過半徑 1 =2.3-6.0m，取 1 =5.0m。 （ 4）操縱穩(wěn)定性參數 汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數較多，與總體設計有關并能作為設計指標的有： 轉向特性參數 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉向。通常用汽車以 0.4g的向心加速度沿定圓轉向時，前、后輪側偏角之差 (1 2 )作為評價參數。此參數在 1 3為宜，取 4。 車身側傾角 汽車以 0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在 3以內較好，最大不允許超過 7，取 2。 制動前俯角 為了不影響汽車的乘坐舒適性，要求汽車以 0.4g減速度制動時，車身的前俯角不大于 1.5。 （ 5）制動性參數 汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內停車且保持方向穩(wěn)定，下長坡時能維持較低的安全車速并有在一定坡道上長期駐車的能力。目前常用制動距離 s、平均制動減速度 j和行車制動的踏板力及應急制動時的操縱力來評價制動效能。 有關 (GB7258 1997)機動車運行安全條件中規(guī)定的路試檢驗行車制動和應急制動性能要求見表 2-7 中。 車型 hmin mm 1 () Y 2 () 1 m 4X2 轎車 150-220 20-30 15-22 3.0-8.3 4X4 轎車 210 45-50 35-40 1.7-3.6 4x2 貨車 180-300 40-60 25-45 2.3-6.0 4X4 貨車、 6X6 貨車 260-350 45-60 35-45 1.9-3.6 4X2 客車、 6X4 客車 220-370 10-40 6-20 4.0-9.0 四川理工學院畢業(yè)設計 15 表 2-8 路試檢驗行車制動和應急制動性能要求 行車制動 應急制動 車輛 類型 制動初車速(km h 1 ) 制動距離 /m FMDD (m s2 ) 試車道寬度 /m 踏板 力 /N 制動初車速(km h 1 ) 制動距離 /m FMDD (m s2 ) 操縱力/N ( ) 座位數 9的客車 滿載 50 20 f5.9 2.5 500 50 38 2.9 手 400 空載 19 6.2 400 腳 500 其它總質量4.5t 滿載 50 22 5.4 2.5 700 30 18 2.6 手 600 的汽車 空載 21 5.8 450 腳 700 其它汽車、汽車 滿載 30 10 5.0 3.O 700 30 20 2.2 手 600 列車 空 載 9 5.4 450 腳 700 對 3.5t總質量 4.5t的汽車為 3.Om。 （ 6） 舒適性 汽車應為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操作條件，稱之為舒適性。舒適性應包括平順性、空氣調節(jié)性能、車內噪聲、乘坐環(huán)境及駕駛員的操作性能。 其中，汽車行駛平順性常用垂直振動參數評價，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數之一。各類汽車的懸架靜撓度、動撓度和偏頻見表 2-9。 . 第二章 汽車總成設計 16 表 2-9 懸架的靜撓度 fc、動撓度 fd和偏頻 n 參數 車型 靜撓度 fc/mm 動撓度 /mm 偏頻 /Hz 乘用車 100-300 70-90 0.9-1.6 客車 70-150 50-80 1.3-1.8 貨車 50-110 60-90 1.5-2.2 越野車 60-130 70-130 1.4-2.0 2.2.4 發(fā)動機最大功率和相應轉速 根據所設計汽車應達到的最高車速maxa(km/h)，用下式估算發(fā)動機最大功率 3 m a xm a xm a x 7614036001 aDaraTeACgfmP (2-1) 式中，maxa為發(fā)動機最大功率 (kW)； T 為傳動系效率，對驅動橋用單級主減速器的 4 2汽車可取為 90；am為汽車總質量 (kg)； g為重力加速度 10(m/s2)； rf 為滾動阻力系數，對轎車 rf 0.0165 1 0.01(1+0.01 110)，對貨車取 0.02，礦用自卸車取 0.03，a用最高車速代入； DC 為空氣阻力系數，轎車取 0.30 0.35，貨車取 0.801.00本車取 0. 6；本次設計區(qū) DC =0.3； A為汽車正面投影面積 ( 2m ),本次設計取 A=2；maxa為最高車速。 所以發(fā)動機最大功率maxeP=44.73kw。 最大功率轉 速 Pn 的范圍如下：汽油機的 Pn 在 4000 5000r min，因轎車最高pn值多在 4000r min以上，輕型貨車的 Pn 值在 4000 5000r min之間，中型貨車更低些。本車為微型貨車 Pn 值為 4500r min。 2.2.5 動機最大轉矩及相應轉速 用下式計算確定maxeTPee nPT m a xm a x 9549 (2-2) 式中，maxT為最大轉矩 (N m)； 為轉矩適應性系數，一般在 1.1 1.3之間選取 ,本車取 1.2；maxeP為發(fā)動機最大功率 (kW)； Pn 為最大功率轉速 (r min)。 所以發(fā)動機最大轉矩maxT=113.90(N m) 四川理工學院畢業(yè)設計 17 第三章 離合 器 的結構設計及計算 3.1 離合器設計 3.1.1 離合器的結構形式的選擇 汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動盤的數目可分為單片、雙片和多片三類；根據壓緊彈簧布置位置的不同，可分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據所用壓緊彈簧的形式不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據分離時所受作用力的方向不同，又可分為拉式和推式兩種形式，根據本設計車型選擇推式膜片彈簧離合器。 3.1.2 從動盤數的選擇 對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能 保證分離徹底、接合平順。 雙片離合器 (圖 3-2)與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結構上必須采取相應的措施。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長 等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。 單片離合器：對乘用車和最大質量小于 6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置 尺寸容許條 件下，離合器通常只設有一片從動盤。 單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。 根據設計車型為經濟型轎車可選擇單片離 合器。 3.1.3 壓緊彈簧布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： （ 1） 由于膜片彈簧有理想的非線性特征 ,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致第三章 離合器的結構設計及計算 18 不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （ 2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量?。?（ 3） 高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn) 定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （ 4） 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命； （ 5） 易于實現良好的通風散熱，使用壽命長； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生產，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，根據設計車型我選用膜片彈簧式離合器 。 3.1.4 膜片彈簧支撐形式 推式膜片彈簧支承結構按支承環(huán)數目不同分為三種 。圖 3-3為雙支承環(huán)形式，其中圖 3-3a用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單 :圖3-3b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結構較復雜；圖 3-3c取消了鉚釘，在離合器蓋內邊緣上伸出許多舌片，將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結構緊湊、簡化、耐久性良好，因此其應用日益廣泛。 圖 3-4為單支承環(huán)形式。在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán) (圖3-4a)使結構簡化，或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán) (圖 3-4b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。 圖 3-3 推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式 圖 3-4 推式膜片彈簧單支承環(huán)形式 圖 3-5為無支承環(huán)形式，利用斜頭鉚釘的頭部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺將四川理工學院畢業(yè)設計 19 膜片彈簧鉚合在一起而取消前、后支承環(huán) (圖 3-5a)；或在鉚釘前側以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺代替后支承環(huán) (圖 3-5b)，使結構更簡化；或取消鉚釘，離合器蓋內邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)形 凸臺彎合在一起 (圖 3-5c)，結構最為簡單。 圖 3-5 推式膜片彈簧無支承環(huán)形式 圖 3-6 拉式膜片彈簧支承形式 圖 3-6為拉式膜片彈簧支承結構形式，其中圖 3-6a為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺上；圖 3-6a為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。這兩種支承形 式常用于轎車和貨車上。 根據設計車型以及膜片彈簧的設計，我選擇了推式膜片彈簧無支承形式即圖 3-5中的 a形式。 3.1.5 壓盤的驅動形式 壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯接件之間都有間隙，在驅動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易 折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。 而 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種： （ 1） 凸臺 窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡 單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。 （ 2） 徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相第三章 離合器的結構設計及計算 20 對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。 （ 3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的 結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。 經比較，再根據設計車型我選擇徑向傳動片驅動方式。 3.1.6 從動盤數及干濕式選取 根據已知條件知道載重 1噸輕型汽車可選取單片干式膜片彈簧摩擦離合器，因為這種結構的離合器結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結合平順，廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于 1000N.m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。由于我設計的車型是經濟型轎車，因此該離合器可以選取單片干式膜片彈簧離合器。 3.1.7 分離杠桿、分離軸承 分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。 3.1.8 離合器的散熱通風 試驗表明，摩擦片 的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過200180 C 時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在 180 C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到 C1000 。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現通風散熱效果，故不需作另外設計。 3.2 離合器基本結構參數的確定 3.2.1 后備系數的選擇 離合器的后備系數，選擇時應考慮摩擦片磨損后仍能傳遞maxc及避免起步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。 四川理工學院畢業(yè)設計 21 表 3-1 后備系數表 車 型 轎車、輕型貨車 中、重型貨車 越野車、牽引車 后 備 系 數 1.30 1.75 1.60 2.25 2.0 3.5 本設計車型屬于經濟型轎車，根據表 3-1選擇本次設計的后備系數 在 1.30 1.75之間選擇。不需要太大的后備系數，取 =1.4。 3.2.2 離合器基本性能關系式 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩maxc，離合器的靜摩擦力矩c應大于發(fā)動機最大轉矩maxc，而離合器傳遞的摩擦力矩c又決定于其摩擦面數 Z、摩擦系數 f、作用在摩擦面上的總壓緊力p與摩擦片平均摩擦半徑mR，即 mNRZ fPercc m a x（ 3-1） 式中： 離合器的后備系數。 f 摩擦系數，計算時一般取 0.25 0.30。 該車型發(fā)動機最大轉矩maxc為 113.9N m，取摩擦系數 f 為 3.0可得離合器的靜摩擦力矩c=1.5 98.52=159.46N m。 3.2.3 摩擦片主要參數的選擇 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數，當按發(fā)動機最大轉矩來確定摩擦片外徑 D（ mm） 時可以根據發(fā)動機最大轉矩maxeT（ N.m）按如下經驗公式選用 m a xeD TKD （ 3-2） 式中， DK 為直徑系數，取值范圍見表 3-2離合器尺寸選擇參數表。 由選車型得 maxeT= 113.9N m， DK =17，則將各參數值代入式后計算得 D=168.74mm。 根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，即下表 3-3 可 ?。耗Σ疗嚓P標準尺寸： 外徑 D=180mm 內徑 d=125mm 厚度 h=3.5mm 第三章 離合器的結構設計及計算 22 表 3-2 離合器尺寸選擇參數表 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩 Te max/Nm 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 130 150 170 250 170 200 230 280 240 280 320 300 260 310 360 325 320 380 450 350 410 480 550 380 510 600 700 410 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100 表 3-3 離合器摩擦片尺寸系列和參數（即 GB1457 74） 外徑 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內徑 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度 h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 C =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 1 3C 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 單位面積 F/ 3cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 可 ?。耗Σ疗嚓P標準尺寸： 外徑 D=180mm 內徑 d=125mm 厚度 h=3.5mm 內徑與外徑比值 C=0.694 1 3C =0.667 單面面積 F=132 2cm 四川理工學院畢業(yè)設計 23 3.2.4 單位壓力的計算 單位壓力0P對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，0P應取小些；后備系數較大時，可適當增大0P。 當摩擦片采用不同材料時，0P按下列范圍選?。?摩擦材料的摩擦因數的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數 f 石棉基材料 模壓 0.15 0.25 編織 0.25 0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35 0.50 鐵基 0.35 0.50 金屬陶瓷材料 0.70 1.50 根據所設計車型，可以選擇石棉基材料的摩擦片（模壓），故單位壓力0P=0 10 0 35MPa，取0P=0.20MPa。 3.3 離合器的從動盤總成設計 3.3.1 從動盤的結構組成與選型 1， 13 摩擦片； 2， 14， 15 鉚釘； 3 波形彈簧片； 4 平衡塊 ； 5 從動片； 6， 9 減振摩擦； 7 限位銷； 8 從動盤轂； 10 調整墊片； 11 減振彈簧； 12 減振盤 圖 3-7 帶扭轉減振器的從動盤 第三章 離合器的結構設計及計算 24 從動盤有兩種結構形式：不帶扭轉減震器的和帶扭轉減震器的。不帶扭轉減震器的從動盤結構簡單，重量較輕，轉動慣量較小，主要使用在早期和多片離合器的載貨汽車上。帶扭轉減震器的從動盤，可以避免汽車傳動系的共振，緩和沖擊，減少噪音，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)，在現代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤 ,用以避免汽車傳動系統的共振 ,緩和沖擊 ,減少噪 聲 ,提高傳動系統零件的壽命 ,改善汽車行使的舒適性 ,并使汽車平穩(wěn) 起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，摩擦片等組成，由上圖 3-7可以看出， 摩擦片 1， 13分別用鉚釘 14， 15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片 5 用限位銷 7 和減振 12 鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片 5 和減振盤 12 上圓周切線方向開有 6 個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂 8 法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧 11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都 制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片 6， 9。當系統發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。 3.3.2 從動盤的設計 從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： （ 1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小 。 （ 2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性 。 （ 3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減 振器 。 （ 4）要有足夠的抗爆裂強度 。 3.3.3 從動片的選擇及設計 設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間 產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用 1.3 2.0厚的薄鋼板沖壓而成 ,為了進一步減小從動片的轉動慣量 ,有時將從動片外緣的盤形部分磨至 0.65 1.0 ,使其質量更加靠近旋轉中心。 四川理工學院畢業(yè)設計 25 1- 波形彈簧片 2、 6-摩擦片 3-摩擦片鉚釘 4-從動片 5-波形彈簧片鉚釘 圖 3-8 分開式彈性從動片 為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成 具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。， 在本設計中，因為設計的是某經濟型汽車的離合器，故采可以用分開式彈性從動片，其簡化結構見下圖 3-8，離合器從動片采用 2厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取 180，內徑由從動盤轂的尺寸決 定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。 從鋼動片材料一般采用高碳剛或彈簧剛板沖壓而成，經熱處理后達到所要求的硬度 ,相關尺寸見零件圖。 3.3.4 從動盤轂的設計 從動盤轂在變速器第一軸前端的花鍵上，目前一般都采用齒側定心的矩形花鍵，花第三章 離合器的結構設計及計算 26 鍵之間為動配合，以便在離合器分離和結合時從動盤轂能夠在軸上自由移動。 本離合器設計中的從動盤轂花鍵也用齒側定心的矩形花鍵。在設計從動盤轂花鍵時，可以根據從動盤外徑和發(fā)動 機的扭矩來選取。在本設計中，根據從動盤外徑和發(fā)動機扭矩來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關尺寸，由 GB/T1144 2001矩形花鍵尺寸、公差和檢驗即下表 3-4可得： 花鍵齒數 n=10 花鍵外徑 D =26 花鍵內徑 d =21 齒厚 b=3 有效齒長 L=20 從動盤轂 一般用中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，擠壓應力不應超過 =20MP，本從動盤轂材料選用 40Cr。為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產生偏斜，而影響離合器的徹底分離，從動盤轂的軸向尺寸不應過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在嚴重情況下工作的離合器，其長度更大，可達到花鍵外徑的 1.4倍。 表 3-4矩形花鍵尺寸、公差和檢驗 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機轉矩maxe/N m 花鍵 齒數 n 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內徑 d/mm 鍵齒寬 b/mm 有效 齒長 L/mm 擠壓 應力 /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 四川理工學院畢業(yè)設計 27 花鍵的尺寸選定后應進行強度校核， 由于花鍵的損壞形式主要是表面受力過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力校核，如果應力偏大可以適當增加花鍵轂 的軸向長度。 花鍵擠壓應力校核公式如下式（ 3-1）： =nhlP（ MP） (3-3) 式中： P 花鍵的齒側面壓力， N。它有下式確定： P=ZdDTe)(4 maxD 、 d 分別為花鍵的外徑，內徑， m Z 從動盤轂的數目 maxeT 發(fā)動機最大轉矩， N.m n 花鍵齒數 h 花鍵齒工作高度， m； h= 2)( dD l 花鍵有效長度， m 代入相關數據計算可得花鍵的齒側面壓力符合要求，所以該花鍵轂花鍵的尺寸符合要求，從 動盤轂具體尺寸見零件圖紙。 3.3.5 從動盤摩擦片的設計 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的 使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： （ 1） 應具有較穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。 （ 2） 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 （ 3） 要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 （ 4） 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 （ 5） 磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 （ 6） 油水對摩擦性能的影響應最小 （ 7） 結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象 由以上的要求 ,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和 化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數大約在 0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系第三章 離合器的結構設計及計算 28 數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數（可達 0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在本設計中根據設計的車型屬于經濟型轎車選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接 與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。 摩擦片的摩擦因數 f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。由于摩擦片的材料選用的是石棉合成物制成的摩擦材料（模壓），所以其摩擦因數 f=0.20-0.25。由于是單片摩擦離合器，所以 Z=2。離合器的間隙可以取 3mm。 3.4 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離 杠桿裝置及支承環(huán)等。 3.4.1 壓盤的傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 3.4.2 壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。 壓盤外徑 D=188 壓盤內徑 d=128 壓盤的厚度確定主要依據以下兩點： （ 1）壓盤應有足夠的質量 在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短（大約在 3 秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要 求壓盤有足夠大的質量以吸收四川理工學院畢業(yè)設計 29 熱量。 （ 2）壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于 15），但一般不小于 10。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤 的厚度為 15。 3.4.3 壓盤和傳動片的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好 和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為 HB170 227，其摩擦表面的光潔度不低與 1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為 3號灰鑄鐵 JS 1，工作表面光潔度取為 1.6。傳動片材料選用 80號鋼。 初步定傳動片的設計參數如下：共設 3 組傳動片（ i=3） ,每組 2 片（ n=2） ,傳動片的幾何尺寸為：寬 b=5 ，厚 h=1 ,傳力片上孔間的距離 l=28 ,孔的直徑 d=3.2，傳力片切向布置，圓周半徑（也即是孔中心所在圓周半徑） R=101，傳動片的材料 彈性模量 E=2 105 MP，根據上面所選定的尺寸進行傳動片的強度校核，該傳動片強度符合要求 。 3.4.4 離合器蓋設計 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題： （ 1） 離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生 較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為 4 的低碳鋼板（如 08 鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 （ 2） 離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 （ 3） 離合器的對中問題 離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有第三章 離合器的結構設計及計算 30 良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中。 3.5 離合器分離裝置的設計 離合器的分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。 3.5.1 分離桿結構形式的設計 本設計車型采用的是膜片彈簧的壓緊機構，在采用膜片彈簧作為彈簧的離合器中，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結構尺寸參數在后續(xù)設計中確定。 在設計分離桿時應注意以下幾個問題： （ 1） 分離桿要有足夠的剛度 （ 2） 分離桿的鉸 接處應避免運動上的干涉 （ 3） 分離桿內端的高度可以調整 3.5.2 離合器分離軸承和分離套筒的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統離合器中采用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。 自位分離軸承和分離套筒通過碟形彈簧裝配在一起成為一體，碟形彈簧小端卡緊 在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起。圖中間隙 A所允許的調節(jié)量為 1.4 2.4。這種軸承的內外圈可由 80Cr2軸承鋼沖制加工而成，外密封環(huán)用 0.5厚板材沖制 ,表面有硫化氟橡膠 ,其密封刃口朝向軸承內座圈來密封 .軸承中分布了 15個鋼球。 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上，兩者之間為間隙配合，可以在自由移動，而分離軸承內圈與分離套筒座相配合處徑向有 0.5 的間隙 .在離合器處于結合狀態(tài)時 ,分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有 3 4 間隙，以備在摩擦片 磨損的情況下，不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。這個間隙反映為踏板上的一段自由行程。 分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處。 分離套筒的有關結構見裝配圖。 在軸承的設計過程中，應對其使用壽命和承載能力進行校核計算。在本設計中由于四川理工學院畢業(yè)設計 31 充分考慮到分離軸承的工作條件比較理想，以及每次分離的時間也不太長，因而對該項校核工作不予考慮，也即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求。 本設計的是膜片彈簧離合器，為了保證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內端，根據 GB/T292-1994我選擇了選擇角接觸球軸承。 3.6 離合器膜片彈簧的設計 3.6.1 膜片彈簧的結構特點 圖 3-9 （ a）膜片彈簧 （ b）碟形彈簧 由前面可以知道，本設計主要是針對經濟型轎車所以設計的壓緊彈簧是膜片彈簧。 而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用推式結構。 膜片彈簧的結構形狀如上圖 3-9，它是由彈簧鋼板沖壓而成的。 從圖中可以看出，膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，像圖 3-9中 b的樣子，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形如圖 3-9b 所示?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱 分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角 R 4.5。 3.6.2 膜片彈簧的變形特性和加載方式 由于膜片彈簧采用推式結構，故其正裝。離合器在分離和接合時，膜片彈簧的加載情況不一樣，相應的有兩種加載方式和變形情況： （ 1）接合時 離合器接合時，膜片彈簧起壓緊彈簧之用，在壓盤 離合器蓋總成未與飛輪裝合以前，膜片彈簧近似處于自由狀態(tài)，如圖 3-10a所示，膜片彈簧對壓盤無第三章 離合器的結構設計及計算 32 壓緊作用。當壓盤 離合器蓋總成與飛輪裝合時，離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏。因此，離合器蓋通過支承環(huán) 4 對膜片彈簧施加載荷 P1 ，膜片彈簧幾乎變平見圖 3-10b。同時在壓盤處也作用有載荷 P1 。我們把 P1 稱作壓緊力。支承環(huán) 4 和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形 1 ，膜片彈簧分離軸承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形 2 。 （ 2）分離時 當分離軸承以 P2 力作用在膜片彈簧的小端時，支承環(huán) 4逐漸不起作用，而支承環(huán) 5 開始起作用。當 P2 力達到一定值時，膜片彈簧被壓翻。分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進一步產生附加變形f1和f2。 圖 3-10 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的作用力及變形情況 (a)自由狀態(tài)； （ b）壓緊狀態(tài)； (c)分離狀態(tài) 3.6.3 膜片彈簧的彈性變形特性 膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內錐高 H 及彈簧的鋼板厚 h 有關。不同的 H/h 值有不同的彈性特性 (見圖 3-11)。當(H/h) 2 時 ， P 為增函數，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當 (H/h)= 2 ，特性曲線上有一拐點，若 (H/h)=1.5 2 ，則特性曲線中段平 圖 3-11 不同時的無彈性特性曲線 直，即變形增加但載荷 P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當 2 H/h)2 2 ，則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取 1.5(H/h)2 2 ，則特性曲線具有更大 的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構 。 3.7 膜片彈簧的參數尺寸確定 圖 3-12 膜片彈簧示意簡圖 在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選最合適的尺寸。其結構示意圖見圖 3-12。 3.7.1 H/h 比值的選取 設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線 的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的 H/h值的范圍在 1.5 2.0之間。 取hH=1.925 3.7.2 R 及 R/r 確定 比值 R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在 1.82.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能， 而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般 R/r 取值為 1.20 1.35。對于 R,膜片彈簧大端外徑 R 應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當 H， h 及 R/r 等不變時，增加 R有利于膜片彈簧應力的下降。初步確定 R/r=180/144=1.25 3.7.3 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角 在 9 15之間， )( rRH 代入數值計算可得： =12