机械毕业设计（论文）-HKD260混合动力自卸汽车离合器设计（全套图纸）

1 HKD260 混合动力自卸汽车设计（离合器设计）混合动力自卸汽车设计（离合器设计） 摘 要 本离合器的设计与整车中底盘、变速器、驱动桥的设计密切相关，在设计中尽量 做到与车辆其它部位的最佳匹配，力求整车结构更加合理。 在本方案中，离合器被布置在发动机的后面，用来切断和实现动力总成对传动系 的动力传递，确保汽车平稳起步：在换档时将动力总成与传动系分离， 减少变速器中 换挡齿轮的冲击；防止传动系各零件过载损坏；降低传动系的震动和噪声等。混合动 力轿车可采用传统的内燃机的传动系。 离合器是汽车传动系的重要组成部分，对于汽车的动力性、燃油经济性和舒适性 等性有很大影响。本设计主要介绍了混合动力轿车离合器的总体设计，包括离合器的 设计要求，离合器形式，如从动盘数、压紧弹簧和布置形式的选择、扭转减振器与操 纵机构的选择；选择离合器主要参数，对参数进行优化设计，使其尽量满足约束条件。 并详细介绍三大总成的结构方案和其设计要求，包括从动盘总成、离合器盖总成和分 离轴承总成。 关键词：混合动力，重型自卸，离合器形式，操纵机构，结构性能计算 2 HKD260 HYBRID DUMP TRUCK DESIGN (CLUTCH DESIGN) ABSTRACT In this design， the design of clutch is closely relevant to the designs of the car chassis, transmission and driving draft. The clutch is designed to be perfectly matching those parts which can make the car structure more reasonable. In my design, the clutch is installed in the rear of the engine and the motor (ISG) to continue or disengage the power from the engine. And this can start the car smoothly. When shifting the gears, the clutch petal has to be depressed for the disengagement the transmission from the engine which could minimize the shock on the gears of transmission. It can also prevent damages caused by the shock and bring down the vibration and shock of transmission system. PHEV could adopt the traditional transmission of internal combustion engine. The clutch is one of the most important sections in the transmission system and has great impact on the energy efficiency, fuel efficiency and comfort of a car. This is a design about clutch of the HEV car. It includes the requirements for clutch, choosing the form of a clutch, such as how to choose clutch disc, pressure spring, diaphragm spring and torsion damper. Then choose the parameters of clutch and optimize them to meet the limit condition requirements. The design concludes specification of the main three assemblies and the requirements for them (clutch disc assemblies, release bearing assemblies, cover assemblies). KEY WORDS: Hybrid, Heavy Dump Truck, the form of clutch, the disengagement mechanism, the calculation of structure and performance 3 目目 录录 第一章第一章 前言前言 . 1 第二章第二章 动力性计算动力性计算 . 3 2.1 最小传动比的选取 . 3 2.2 最大传动比的选取 3 2.3 车速的计算 . 4 2.4 驱动力与阻力的计算 . 5 2.4.1 空气阻力 6 2.4.2 滚动阻力 6 2.5 动力特性图 8 2.6 汽车的功率平衡 . 8 第三章第三章 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 . 10 3.1 离合器转矩容量 10 3.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系 10 3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择 11 3.3.1 离合器后备系数的确定 . 11 3.3.2 摩檫系数的确定 12 3.3.3 摩檫片外径 D 的确定 . 13 3.3.4 单位压力的确定 . 15 3.3.5 摩檫片的约束条件 . 16 第四章第四章 离合器的结构选型与设计计算离合器的结构选型与设计计算 . 18 4.1 从动盘总成 18 4.2 从动盘总成设计 18 4.2.1 从动盘钢片 . 19 4.2.2 从动盘毂 . 21 4.2.3 从动盘摩檫片 . 25 4.3 压盘和离合器盖 26 4.3.1 压盘设计 . 26 4.3.2 压盘传力结构设计 . 29 4 4.4 离合器盖设计 31 4.5 离合器的分离装置设计 32 4.5.1 分离杆结构型式的选择 . 32 4.6 膜片弹簧设计 32 4.6.1 膜片弹簧基本参数的选择 . 33 4.7 扭转减振器的设计 34 第五章第五章 操纵机构设计计算操纵机构设计计算 38 5.1 离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型 38 5.1.1 对离合器操纵机构的基本要求 . 38 5.1.2 常用离合器操纵机构的类型 . 38 5.2 离合器操纵机构主要参数的确定与计算 38 第六章第六章 传动轴的设计与计算传动轴的设计与计算 . 41 6.1 概 述 . 41 6.2 万向节结构方案分析 . 42 6.3 万向节的设计计算 . 42 6.3.1 万向节设计 42 6.3.2 传动轴的设计 44 6.3.3 中间支承结构 46 6.3.4 十字轴万向节传动实验 47 参考文献参考文献 . 48 致致 谢谢 49 5 第一章第一章 前前 言言 汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。1770 年法国人尼古拉斯古诺 （17251804）将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利 用机器为动力的车辆。1769 年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的额自 由行驶的板车，于是有人将普兰捷尔也认定为汽车的始祖之一。1860 年，法国人艾蒂 勒努瓦发明了一种内部燃烧的汽油发动机。 1885 年德国工程师卡尔奔驰 （18441929） 在曼海姆制成一部装有 0.85 马力汽油机的三轮车。 德国另一位工程师戈特利布戴姆勒 （18341900）也同时造出了一辆用 1.1 马力汽油机作动力的三轮车。他们俩被公认 为以内燃机为动力的现代汽车的发明者，1886 年 1 月 29 日也被公认为汽车的诞生日。 汽车从无到有并迅猛发展。从 20 世纪初至 20 世纪 50 年代，汽车产量大幅增加， 汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机；弧齿锥齿轮和准双面锥齿 轮传动、带同步器的齿轮变速器；化油器；差速器；摩擦片式离合器；等速万向节； 荻第安后桥半独立悬架；液压减振器；艾克曼式转向结构；石棉制动片；充气式橡胶 轮胎等。 20 世纪 50 年代至 70 年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适。流线型车身、 前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相 继出现。 20 世纪 70 年代至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。由此 各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子 控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。 现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面： (1) 安全可靠 应用汽车防抱死制动系统(ABS)、汽车驱动防滑系统(ASR)、电控稳 定程序(ESP)、电子巡航控制系统(CCS)、安全带、安全气囊(SRS)等。 (2) 环境保护 采用电控燃油喷射(EFI)、无分电器点火(DLI)、废气再循环控制系 统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压 力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等技术。 (3) 节约能源 1) 整车轻量化。美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前占汽车质量 70 的钢铁材料换成轻的其它材料，特别是塑料和铝。 6 2) 降低轮胎的滚动阻力。采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。 3) 降低空气阻力。汽车造型更加光顺圆滑。 4) 变速器多挡化。 5) 代用材料。采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。 (4) 操纵轻便、乘坐舒适 采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、 全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。 摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、 从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器 处于接合状态并能传动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的 装置。 离合器大都根据摩擦原理设计。摩擦离合器的工作表面形有盘形，锥形，鼓形三种。 后两种虽有较大的传递扭矩能力，但从动部分的转动惯量太大，换挡困难，结合不够 平顺，长度达，同心度不好时以卡住，因此已被淘汰。 离合器按从动盘的数目可分为单片，双片和多片三类。多片离合器多为湿式，在 汽车上应用较少。单片和双片离合器一般为干式，应用较为广泛。 经阅读收集材料，最后本人觉得选双片干式膜片弹簧离合器比较合适。 7 第二章第二章 动力性计算动力性计算 汽车动力性指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向力决定的，所能达 到的平均行驶速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效率之高低在很大程度上取 决于汽车的动力性。所以动力性是汽车各种性能中最基本最重要的性能。 2.1 最小传动比的选取 按照最高车速的要求，即最高车速不小于 45km/h。由公式 0 0.377/ g vrn i i= (/km h) (2-1) r车轮滚动半径（mm） 其中 V汽车车速 （/km h） n发动机转速（r/min） g i变速器各档速比 i0主减速器传动比 根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取 r=590mm；n=2200r/min；U=45km/h 求得 igi0=10.874 最高档为直接挡，即此时 g i=1 则: 0 i=10.874 2.2 最大传动比的选取 r车轮滚动半径为 590mm1. 根据最大爬坡度确定一档传动比 1maxmax0 (cossin)/ gtqT iGrT i=+ (2-2) 其中 G汽车总质量，G=50000N f滚动阻力系数，货车取 f=0.04 8 i0主减速器传动比为 10.874 tq T发动机最大转矩为 1160 Nm T传动总效率 T=0轴g 0=96%，主减速器；轴=98%，传动轴和万向节；g=97% 故T=0.85 由于要求最大爬坡度为 42% 即max=20.78 代入以上数据算得 ig1 =9.305 .根据最低稳定车速确定一挡传动比 1minmin 0 0.377/ g inr ui= (2-3) 其中 n发动机最低转速 6005（r/min） u发动机最低稳定车速 0.51（km/h） 求得 ig1=15.0723 综上，最大传动比为 ig1=9.305 其余格挡传动比按等比数列得到： （倒档综合参考后得出的数值） 1g i 2g i 3g i 4g i 5g i 6g i 7g i gx i倒倒 9.305 5.260 3.485 2.597 1.837 1.339 1 8.503 2.3 车速的计算 0 0.377/ g urn i i= (km/h) (2-4) 其中 r汽车行驶时的滚动半径（m） n发动机曲轴转速（r/min） g i 汽车变速器各挡传动比 i0汽车主减速器传动比 车速的计算结果： n U1 U2 U3 U4 U5 U6 U7 U 倒倒 1000 2.1983 3.8888 5.8695 7.8765 11.135 15.276 20.455 2.4056 1200 2.6380 4.6666 7.0434 9.4518 13.362 18.332 24.546 2.8868 9 1400 3.0776 5.4444 802173 11.027 15.589 21.387 28.637 3.3679 1600 3.5173 6.2221 9.3912 12.602 17.816 24.442 32.728 3.8490 1800 3.9570 6.9999 10.565 14.177 20.043 27.498 36.819 4.3302 2000 4.3966 7.7776 11.739 15.753 22.270 30.553 40.910 4.8113 2200 4.8363 8.5554 12.913 17.328 24.497 33.608 45.001 5.2924 各档速度 0 10 20 30 40 50 100012001300140015001600180020002200 n(r/min) U(km/h) u1 u2 u3 u4 u5 u6 u7 u倒 速度特性曲线 2.4 驱动力与阻力的计算 计算公式： T F r Tq r iT T * 总 N (2-5) 式中： g i 传动系各档传动比 见下表，T=0.831，各档驱动力计算结果： n Ft1 Ft2 Ft3 Ft4 Ft5 Ft6 Ft7 1000 104164.7 61307.03 37128 23949.85 17761.85 13980.3 11459.26 1200 147189.2 86629.51 52463.48 33842.18 25098.27 19754.77 16192.43 1400 158107.1 93055.33 56355.01 36352.46 26959.96 21220.09 17393.52 1600 153557.9 90377.86 54733.51 35306.49 26184.24 20609.53 16893.06 10 1800 142471.6 83852.92 50781.95 32757.49 24293.84 19121.6 15673.44 2000 130771.9 76966.96 46611.77 30067.47 22298.84 17551.34 14386.35 2200 119785.2 70500.64 42695.71 27541.37 20425.42 16076.78 13177.69 2.4.1 空气阻力 按公式： 15.21 * 2 uAC F D w = （N） (2-6) 式中： D C 空气阻力系数: 0.48； A 迎风面积： 5 2 m ，计算结果见下表： n Fw1 Fw2 Fw3 Fw4 Fw5 Fw6 Fw7 Fw 倒 1000 0.57503 1.66001 4.526143 10.87741 19.77675 31.92263 47.51364 0.689703 1200 0.828092 2.390414 6.517646 15.66348 28.47852 45.96858 68.41964 0.993172 1400 1.127102 3.25362 8.87124 21.31973 38.76243 62.56835 93.12673 1.351818 1600 1.47209 4.249626 11.58693 27.84618 50.62847 81.72192 121.6349 1.76564 1800 1.863115 5.378432 14.6647 35.24282 64.07666 103.4293 153.9442 2.234638 2000 2.30022 6.64004 18.10457 43.50966 79.10699 127.6905 190.0545 2.758812 2200 2.783235 8.034448 21.90653 52.64669 95.71946 154.5055 229.966 3.338162 2.4.2 滚动阻力 滚动阻力可按下式计算： f F = 总 G * f （N） (2-7) 式中： 总 G ：汽车总重 N； f ：滚动阻力系数 对于 HKD260 可取 0.04 ,Ff与Fw相加 即得行驶阻力见下表： n Fw2+Ff Fw3+Ff Fw4+Ff Fw5+Ff Fw6+Ff Fw7+Ff 11760.58 1000 11761.66 11764.53 11770.88 11779.78 11791.92 11807.51 11760.83 1200 11762.39 11766.52 11775.66 11788.48 11805.97 11828.42 11761.13 1400 11763.25 11768.87 11781.32 11798.76 11822.57 11853.13 11761.47 1600 11764.25 11771.59 11787.85 11810.63 11841.72 11881.63 11761.86 1800 11765.38 11774.66 11795.24 11824.08 11863.43 11913.94 11762.3 2000 11766.64 11778.1 11803.51 11839.11 11887.69 11950.05 11 11762.78 2200 11768.03 11781.91 11812.65 11855.72 11914.51 11989.97 为了清晰而形象的表明汽车行驶时的受力状况及平衡关系做出汽车动力平衡图： 驱动力和行驶阻力平衡 0 20000 40000 60000 80000 100000 120000 140000 160000 180000 01020304050 Ua/(km/h) F/N Ft1 Ft2 Ft3 Ft4 Ft5 Ft6 Ft7 Fw+Ff 从图中可以清楚的看出不同车速是驱动力与行驶阻力之间的关系，十分方便的求 解汽车动力性指标。 a Ffu曲线的形状，取决于滚动阻力系数 f 随 a u变化。由于重型 自卸车经常以较低的速度行驶，f 变化不大，故在 a Ffu图上为平行于横坐标的一条 直线；可利用公式15.21/ 2 wfuc a A D =计算出不同车速对应fw的值。在驱动力图上 先画出t- UaF曲线，再画w+Ff - UaF（）曲线。图中可以 （1）确定最高车速：汽车以最高档行驶时的最高车速，可以在图中知己找出。显 然 ft7曲与FwFf+曲线的交点便是maxUa。此时驱动力与行驶阻力相等，汽车处于 稳定的平衡状态。 （2）当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力。汽车可以利用剩余的驱动力 加速或爬坡。 12 2.5 动力特性图 因为汽车的道路阻力与加速度阻力与汽车重力成正比，空气阻力与汽车外形因素 有关，所以不简单的根据驱动力的大小，简单的判定汽车的动力性。引入动力因数 d d ff t uwt gc . += (2-8） 由上式可知，无论汽车的质量参数有什么不同，只要有相同的动力因数，就能克 服同样的道路阻力和坡度阻力，同时拥有同样的加速能力。汽车的动力特性图 动力特性图 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 01020304050 Ua/(km/h) D D1 D2 D3 D4 D5 D6 D7 f 动力特性平衡图 从图上可以确定汽车最高车速、爬坡能力、加速能力。 2.6 汽车的功率平衡 在汽车行驶的每一瞬间，发动机发出的功率始终等于机械传动损失功率与全部运 动阻力所消耗的功率之和。汽车行驶时，不仅驱动力和行驶阻力相互平衡，发动机功 率和汽车行驶阻力功率也总是平衡的， 汽车行驶阻力所消耗的功率由滚动阻力功率 f P 和空气阻力功率 w P ，坡度阻力功率 i P 及加速阻力功率 j P 。发动机功率 e P 和行驶阻力 消耗得功率之间的关系 13 )( 1 pppp jwt t e += 此式即功率平衡方程式 以纵坐标表示功率，横坐标表示车速，将发动机功率 e P ，汽车经常达到的阻力功 率()/ fwT pp+对 车 速 的 关 系 曲 线 作 在 图2 3上 ， 即 得 功 率 衡 图 平 。 功率平衡图 0 50 100 150 200 250 01020304050 Ua/(km/h) Pe/Kw 1 2 3 4 5 6 7 T 功率平衡图分析： (1) 在不同挡位下，各曲线的起点终点发动机功率 Pe是一致的，但各档位发动机 功率曲线所对应车速位置不同，低挡时车速低，所占速度变化区域窄；高挡时车速高， 所占变化区域宽。 (2)PfUa在低速范围内为一斜直线，在较快的速率下Ua则是车速Ua的三次函 数。二者叠加后，得到阻力功率曲线 upp a wf +)( 1 t 是一条斜率越来越大的曲线。 14 第三章第三章 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 汽车上所用的摩擦离合器，既要可靠传递发动机转矩，又要靠它的滑磨来使汽车 平稳起步，工作条件甚为恶劣。因此，要合理地选择离合器的设计参数和基本结构尺 寸。 3.1 离合器转矩容量 离合器转矩容量 Te，根据对压盘压力分布的两种假设，有两种计算公式： （1） 假设压盘压力均匀分布 FZ RR RR Te i 22 0 3 0 3 0 3 2 = (3-1) （2） 假设压盘压力从 Ri到 R0递减 () FZ RR Te i 2 0+ = (3-2) 式中：Ri、R0-摩擦盘的内、外半径，m； F-作用在压盘上的正压力，N； -摩擦材料的摩擦系数； Z-摩擦盘工作面数，单盘为 2，双盘为 4 两种不同的假设，产生了上述两种的计算公式，它们是把复杂的现象作一系列简 化后得出的，只能起到对离合器的转矩容量作估算的作用。要精确地计算出离合器转 矩容量 Te，是相当复杂的，因为实用工况中，、F、Re（摩擦盘上摩擦力等效作用半 径）都不是一简单的常数。 3.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系 为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量 Te和发动机最大 转矩 Temax写成如下关系式： 15 TeTemax 或写成 Temax ZReF 式中： 为离合器的后备系数， 1； Re为摩擦盘上摩擦力等效作用半径，不同的模型有不同的取值。 当引入单位压力 p(p=F/A)这一参数时，就可把面积因素引入。可把式改写成 Temax =ZRepA 式中 A-摩擦片单面面积，。 3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择 首先要确定离合器的结构型式（如单片、多片等） ，而后就要确定其基本结构尺寸 和参数，它们是：摩擦片外径 D；单位压力 p；后备系数 。 在选定这些尺寸和参数时，发动机最大转矩 Temax；整车总质量 ma；传动系总的速 比（变速器传动比主减速器速比）i；车轮滚动半径 rK等一些车辆参数对它们有重 大影响。 3.3.1 离合器后备系数的确定 后备系数 是离合器很重要的参数，它保证离合器能可靠传递发动机转矩的同 时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。 在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使用条 件、离合器结构型式的特点等，初步选定后备系数。汽车离合器的后备系数 推荐如 下（供参考） ： 小轿车：1.21.3； 载货车：1.72.25； 带拖挂的重型车或牵引车：=2.03.0。 国外对小轿车的离合器推荐其后备系数 值为 1.2，因为小轿车的离合器都采用 膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有 些增加） ，再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。反之，对于有 拖挂的载货汽车，由于它们起步时阻力大，相对于小轿车来说，其后备功率较小，就 要选取较大的后备系数。 16 在同类型汽车中，其后备系数也可不完全一样。例如采用压簧工作压力可以调正 的离合器时， 值就可以取小一些。否则，像一般螺旋弹簧离合器，摩擦片磨损后工 作压力要减小，就要适当加大后备系数。 由于本次是重型自卸车，=3 3.3.2 摩檫系数 的确定 摩擦系数的大小与选取的摩擦材料有直接的关系，常用摩擦材料的摩擦系数见 表 2-2。 3-2 常用摩表擦材料的摩擦系数、许用应力和许用温度 摩擦副摩擦副 摩擦系数摩擦系数 许用压强许用压强p/MPa 许用温度许用温度 / 摩擦材 料 对偶材 料 干式 湿式 干式 湿式 干式 湿 式 淬火钢 淬火钢 0.150.20 (0.120.16 ) 0.050.10 (0.040.08 ) 0.20.4 0.61.0 260 120 铸铁 铸铁、 钢 0.150.25 (0.120.16 ) 0.050.12 (0.040.08 ) 0.20.4 0.61.0 250 青铜 铸铁、 钢、 青铜 0.150.20 (0.120.16 ) 0.050.12 (0.050.10 ) 0.20.4 0.61.0 150 钢基粉 末冶金 铸铁、 钢 0.250.33 (0.200.30 ) 0.100.12 (0.050.10 ) 1.03.0 1.24.0 560 铁基粉 末冶金 铸铁、 钢 0.30.4 0.100.12 1.23.0 2.03.0 680 石棉基 摩擦材 料 铸铁、 钢 0.250.40 0.080.12 0.20.3 0.40.6 260 120 纸基摩铸铁、 钢 0.100.20 1.0 17 擦材料 (0.040.08 ) 石墨基 摩擦材 料 钢 0.120.15 (0.090.11 ) 3.06.0 半金属 基摩擦 材料 钢 0.260.37 0.120.20 1.68 350 120 夹布胶 木 铸铁、 钢 0.100.12 0.40.6 150 皮革 0.30.4 0.120.15 0.070.1 5 0.150.2 8 110 软木 0.30.5 0.150.25 0.050.1 0 0.100.1 5 110 摩擦片所用的材料一般有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材 料。其特性分别如下：石棉基摩擦材料具有摩擦系数高、密度小、制造容易、价格低 廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦系数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大， 目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对坏境有污染且对人 体有害，所以用玻璃纤维、金属纤维等替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料 具有传热性能好、热稳定性、耐热性能、耐磨性能、摩擦因数高且稳定、能承受的单 位压力高以及使用寿命较长等优点，但价格昂贵，密度较大，结合平顺性差，主要应 用于重型车上。 结合以上因素，选用铁基粉末冶金摩擦材料较为合适。 3.3.3 摩檫片外径 D 的确定 摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小， 也关系到离合器的结构重量和使用寿命。在确定尺寸 D 时，发动机最大转矩参数必须 是已知的。 在确定外径 D 时，根据公式 A T D emax 100= 18 式中： D摩擦片外径，mm max T发动机最大转矩，N m A 和车型及使用情况有关的系数，小轿车 A47；一般载货汽车 A 36（单片）或 A50（双片） ，取 A50. 所给题目中的最大转矩为 1450 N m，则摩擦片外径为 540mm. 无论用哪种方法初选 D 以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，就近套用标准 尺寸。表 2-3 为我国摩擦片尺寸的标准。 表 3-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径外径 D/ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径内径 d/ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度厚度 / 3 .2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 C=d /D 0.6 87 0.6 94 0.7 00 0.6 67 0.6 20 0.5 89 0.5 83 0.5 85 0.5 57 0.5 40 0.5 43 0.5 35 1- C 3 0.6 76 0.6 67 0.6 57 0.7 03 0.7 62 0.7 96 0.8 02 0.8 00 0.8 27 0.8 43 0.8 40 0.8 47 单面 面积 单面 面积 / 2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 103 7 在实际应用中结合生产厂家重型自卸车资料故选用外径 430mm，内径 230mm 的离 合器。 摩擦片内径 d 不作为一个独立的参数， 它和外径 D 有一定关系， 用比值 C来反映， 定义为 DdC/ = (3-3) 比值 C关系到从动盘钢片总成的结构设计和使用性能。具体来说，由于现在广泛 采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径 d，从而 C要变大；但过分加 19 大 C值会使摩擦面积变小，这也是不利的。按照目前的设计经验，推荐 C0.530.7 一般来说，发动机转速越高， C取值越大 对摩擦片的厚度 h，我国已规定了 3 种规格：3.2 ，3.5 和 4 三种。 由上表得外径为 430mm，内径选为 230mm。 mm rR rR Rc 1 . 340 3 2 22 33 = = (3-4) 3.3.4 单位压力的确定 确定单位压力 p 的时候，应从两个方面考虑。一是摩擦材料的耐压强度（可从表 3-2 中查到） ； 二是摩擦材料的耐磨性， 影响摩擦片磨损的直接物理量是 pv， 表面上看， 单独考虑 p 的大小对摩擦片耐磨性的影响是没有直接意义的，但是对同一转矩容量的 离合器来说，降低 p 值就意味着要增加摩擦片面积，这样就增大了摩擦材料的可磨损 体积，直接意义是提高了摩擦离合器的使用寿命。因此，在一定意义上来说，p 的大 小反映了离合器的使用寿命，p 值小，寿命长；p 值大，寿命短。这样，在确定摩擦片 上的单位压力 p 值时，在保证离合器的可靠使用性能的前提下，应尽可能选择小的 p 值，以利于提高离合器的寿命。 如果知道离合器的工作条件，选择 p 的原则是：当离合器使用频繁（如城市公共 汽车和矿用载重车）时，相对滑磨的时间就长，单位压力 p 取较小的值为好。因为只 有降低单位压力 p，增大摩擦面积，加大容许的磨耗的体积，才能延长使用时间。 对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，下列一些数据可以作为参考： 对于小轿车，D230 时，p 约为 0.25MPa；D230 时，p 可由下式选取： p=1.18/D，MPa。 对于载货车，D=230 时，p 约为 0.2MPa；D=380480 时，p 约为 0.14MPa。 对于城市公共汽车，一般单片离合器 p 约为 0.13MPa；大的双片离合器 p 约为 0.1MPa（考虑中间的散热困难） 。 由上表的摩檫片的选材和单位压力摩檫因素 f=0.3 静摩檫力Tc： () 33 0 1 12 cDfZpTc= (3-5) maxec TT= (3-6) 20 结合两式得： () a e MP cfZD T p36 . 0 1 12 33 max 0 = = (3-7) 3.3.5 摩檫片的约束条件 （1）摩檫片的外径 D 应满足： smsmDnv eD /7065/ 5 . 4910 60 3 max = 所以符合条件 （2）摩檫片的内外径应满足 0.53 0.70c 535 . 0 430 230 = D d c C=0.535 符合条件 （3）后备系数应满足 1.2 4.0 所以3=符合条件。 （4）摩檫片内径 d 必须大于减震器弹簧直径的 0 2R约50mm d502 0+ R 230=d 所以符合条件。 （5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力。 单位摩檫面积传递的转矩应小于其许用值 单位摩擦面积传递的转矩应满足的条件 离合器规格离合器规格 D/mm 210 210250 250325 325 0c T/ 2 10 0.28 0.30 0.35 0.40 () 4 . 034 . 0 4 0 22 0 = = c c c T dDZ T T (3-8) 所以符合条件。 （6）为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩檫片受损。 aa MPpMP5 . 110 . 0 0 21 a MPp36 . 0 0 =满足条件 （7）为了减少汽车起程中离合器每次接合的单位摩檫面积滑磨功应小于许用值 () w dDZ W w = 22 4 (3-9) mrr59. 0= 222 . 9 = g i 7869 . 9 0 =i min/2000rne= 对于重型自卸车 2 0.25wj mm= J ii rmn W g rae 5 . 46814 1800 2 0 2 2 2 2 = = 2 /25 . 0 23 . 0 mmjww= 所以符合条件。 22 第四章第四章 离合器的结构选型与设计计算离合器的结构选型与设计计算 离合器的结构类型很多，以下主要以单片干式摩擦离合器为主，详细介绍其主要 零件的结构选型及设计计算。 4.1 从动盘总成 从动盘有两种结构型式：不带扭转减振器的和带扭转减振器的。 不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻，转动惯量小，主要使用在早期和 多片离合器的载货汽车上。带扭转减振器的从动盘，可以避免汽车传动系的共振，缓 和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步 平稳，已被现代汽车广泛采用。 不论从动盘是否带有减振器，它们都有从动盘钢片、摩擦片和从动盘毂等 3 个基 本组成部分。两者不同之处在于，不带扭转减振器的从动盘中从动盘钢片直接铆在从 动盘毂上；而在带扭转减振器的从动盘中，其从动盘钢片和从动盘毂之间是通过减振 弹簧弹性地连接在一起。 无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足以下要求： （1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。 （2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴 向弹性。 （3）要有足够的抗爆裂强度。 （4）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减 振器。 根据上述分析，结合所设计离合器的使用情况，确定从动盘总成的结构。 4.2 从动盘总成设计 下面分别叙述从动盘钢片、从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计： 23 4.2.1 从动盘钢片 从动盘钢片应达到以下几个方面的要求： （1） 尽量小的转动惯量 设计从动盘钢片时，要尽量减轻其重量，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。从动盘钢片一般都比较薄，通常是用 1.32.0 厚 的钢板冲制而成。为了进一步减小从动盘钢片的转动惯量，有时将从动盘钢片外缘的 盘形部分磨薄至 0.651.0 ，使其质量分布更加靠近旋转中心。 （2） 具有轴向弹性结构 为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动盘钢片一般都做 成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器盘接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力 是逐渐增加的。 现代常用的具有轴向弹性的从动盘钢片，主要有以下 3 种结构类型。 1）整体式弹性从动盘钢片 整体式弹性从动盘钢片的结构如图 3-10 所示。为使具有轴向弹性，将钢片沿半径 方向开槽，将钢片外缘部分分割成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯 曲的波浪形，两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离合器接合时，从动盘钢片被压 紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使 接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和。 图 4-10 整体式弹性从动盘钢片 1-从动盘钢片，2-摩擦片，3-铆钉 根据从动盘钢片尺寸的大小可制成 612 个切槽。这种切槽还有利于减少从动盘 钢片的翘曲。为了进一步减小从动盘钢片的刚度，增加其弹性，减少应力集中，常常 将切槽的跟部切成 T 形。 2）分开式弹性从动盘钢片 24 它是将刚片沿半径尺寸方向分开，装配后才能达到刚片的使用尺寸，结构组成见 图 3-11。优点是具有更小的转动惯量，因为波形弹簧片较薄，且位于从动盘钢片的最 大半径上，从动盘钢片的尺寸较大，但它在旋转中心。图 3-6 中的从动盘刚片也是这 种结构。 图 4-11 分开式弹性从动盘钢片 （a）-分开式弹性从动盘总成 （b）-波形弹簧片 1-波形弹簧片，2、6-摩擦片，3-摩擦片铆钉，4-从动盘钢片，5-波形弹簧片铆钉 3）组合式弹性从动盘钢片 前面两种结构的从动盘钢片都属于双向轴向弹性，在传动负荷不太大的小型车上 广泛采用，它们工作的特点是，在离合器分离与结合的过程当中，两边的摩擦片都要 产生变形，引起从动盘毂沿变速器第一轴轴向移动，有可能造成从动盘在飞轮一侧分 离不彻底（从动盘毂花键滑动阻力较大时） ，影响变速器挂挡性能。因此在载货汽车上 常采用另一种所谓组合式的从动盘钢片（图 3-12） 。所谓组合式弹性从动盘钢片，就 是将从动盘钢片沿轴向分开，在从动盘钢片上附加一些波形弹簧片。设计和装配时一 定要注意使靠近飞轮的一侧无波形弹簧片，否则，这种结构失去它的意义。显然，这 种组合式从动盘钢片的转动惯量比前两种的大，但对于要求刚度较高、传动负荷比较 大的大型从动盘钢片来说，这个缺点是可以容忍的。图 3-4 的从动盘钢片结构也属于 此类。 25 图 4-12 组合式弹性从动盘钢片 1-从动盘钢片，2-摩擦片铆钉，3-波形弹簧片铆钉，4-摩擦片，5-波形弹簧片 在设计时，为了保证从动盘钢片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为 0.81.1 之间，至少不应小于 0.6 。从动盘钢片轴向弹性变化规律（即轴向加载 与其变形的关系）的大致趋势是抛物线形，即在开始变形时力较小，而后随着变形的 增加，力的增长很快，最后被压平。 采用具有轴向弹性的从动盘钢片结构将比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分 离行程才能保证离合器的彻底分离。因此某些特殊情况下（如双片离合器） ，从动盘钢 片采用刚性的更有利。 从动盘钢片的材料与所采用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动盘钢片（即 整体式）一般用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度。采用 波形弹簧片时（即分开式或组合式） ，从动盘钢片可用低碳钢板，波形弹簧片用弹簧钢 板。 无论何种从动盘钢片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦 面片压力不匀。 4.2.2 从动盘毂 从动盘毂结构形状如图 3-13，需要确定的主要参数有：扭转减振器弹簧装配窗孔 半径；花键相关尺寸等。扭转减振器弹簧装配窗孔半径尺寸受到摩擦片内径的限制， 在结构条件允许的情况下，该尺寸尽可能大一点。从动盘毂的花键孔与变速器第 1 轴 的花键轴配合，目前大都采用齿侧定心的矩形花键，花键副之间为动配合，目的是在 离合器分离和接合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。花键相关尺寸包含两个 方面： 26 （1）花键形状尺寸 花键形状尺寸可以采用两种结构形式： 1）采用 SAE（美国汽车工程师学会）标准，结构见图 3-14，有关尺寸见表 3-4。 图 4-13 从动盘毂结构 1-扭转减振器弹簧装配窗孔 图 4-14 从动盘毂花键结构 （a）-花键孔， （b）-花键轴 表 4-4 SAE 矩形花键尺寸系列 SAE 标记标记 D D1 L1 D2 D3 L2 B10“ 8 7 13 . 0 0 2 . 22 + 084 . 0 0 1 . 19 + 03 . 0 0 45 . 3 + 0 022 . 0 15.22 18.5 0 03 . 0 42 . 3 C10“ 1 13 . 0 0 8 . 25 + 1 . 0 0 6 . 20 + 03 . 0 0 93 . 3 + 025. 0 0 3 . 25 + 20.4 0 03 . 0 9 . 3 1 C10“ 8 1 13 . 0 0 9 . 28 + 084 . 0 0 4 . 23 + 02 . 0 0 45 . 4 + 0 05 . 0 3 . 28 23 0 03 . 0 41 . 4 1 C10“ 4 1 16 . 0 0 1 . 32 + 084 .