某微型货车离合器总成设计毕业设计说明书

四川理工学院毕业设计（论文） 某微型货车离合器总成设计 学 生： 熊朝梦 学 号： 0801103A181 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 班 级：车辆工程 2008.3 指导教师：郭翠霞 四川理工学院机械工程学院 二 O 一二 年六月 附表 2： 四 川 理 工 学 院 毕业设计（论文）任务书 设计（论文）题目： 某微型货车离合器总成设计 系： 机械学院 专业： 机械设计与制造 班级： 车辆 083班 学号： 0801103A181 学生： 熊朝梦 指导教师： 郭翠霞 接受任务时间 2012.2.27 教研室主任 （签名） 系主任 （签名） 一毕业设计（论文）的主要内容及基本要求 (1)基本设计参数 ： 额定装载质量（ Kg） 最大总质量（ kg） 最大车速(Km h-1) 比功率 (KW t-1) 比转矩(N m t-1) 1000 2000 130 25 44 （ 2） 主要内容及基本要求 1. 根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。 2. 确定汽车主要参数： 1）主要尺寸，可从参考资料中获取； 2）进行汽车轴荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小转弯直径 5）通过性几何参数 6）制动性参数 3. 选定发动机功率、转速、扭矩。 二、完成内容 : 1 离合器 总成总装配图 1 张（零号图） 2. 从动盘总成装配图（ 2 号图） 2零件图 2 张（ 2 号图） 3零件图 3 张（ 3 号图） 4设计计算说明书 1 份 三指定查阅的主要参考文献及说明 1臧杰 ,阎岩 .汽车构造 M.机械工业出版社 ,2005,8. 2王望予主编 .汽车设计 M.机械工业出版社 ,2004,8. 3徐石安，江发潮 .汽车离合器 M.清华大学出版社 ,2005,2. 4汽车工程手册设计篇 .人民交通出版社 ,2001,6. 5刘涛主编 .汽车设计 M.北京大学出版社 ,2008,1. 6林明芳等 . 汽车离合器膜片弹簧的优化设计 J.汽车工程 ,2003,2. 7余志生 汽车理论机械工业出版社 8成大先 机械设计手册（第三版） 四进度安排 设计（论文）各阶段名称 起 止 日 期 1 查阅资料，学习与设计产品有关的基本知识 2月 27日 3月 11日 2 完成主要设计计算，确定主要结构形式 3月 12日 4月 1日 3 进行图纸设计 4月 2日 5月 2日 4 完成设计计算说明书的编写 5月 3日 5月 16日 5 设计图纸与说明书的校对 5月 17日 5月 27日 I 摘 要 离合器是直接连接发动机和传动系统中的总成之一 .他主要包含主动部分 ,从动部分 ,压紧机构和操纵机构等四部分 .汽车离合器是汽车传动系中的重要部件 ,位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。 主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和 微型货车 上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。 过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。 并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计） 和膜片弹簧设计 等。 本文主要是对某 微型货车 离合器总成设计，确定了以推式膜片弹簧离合器作为设计目标。根据汽车总体设计及推式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用系统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构 和压紧装置四部分 。通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。 关键词： 离合器 ；传动系统； 膜片弹簧 ；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 录 摘 要 . I ABSTRACT . II 第 1 章 绪 论 . 1 1.1离合器发展史 . 1 1.2离合器的概述 . 1 1.3 汽车离合器的基本功用 和 工作原理 . 2 1.4 膜片弹簧离合器概述 . 3 第 2 章 汽车总成设计 . 5 2.1 汽车形式的选择 . 5 2.1.1 确定轴数 . 5 2.1.2 汽车的驱动形式 . 5 2.1.3 汽车的布置形式 . 5 2.2 汽车主要参数的选择 . 6 2.2.1 汽车主要尺寸的确定 . 6 2.2.2汽车质量参数的确定 . 8 2.2.3汽车性能参数的确定 . 11 2.2.4发动机最大功率和相应转速 . 16 2.2.5发动机最大转矩及相应转速 . 16 第 3章 离合的结构设计及计算 . 17 3.1 离合器设计 . 17 3.1.1 离合器的结构形式的选择 . 17 3.1.2 从动盘数的选择 . 17 3.1.3 压紧弹簧布置形式的选择 . 17 3.1.4 膜片弹簧支撑形式 . 18 3.1.5 压盘的驱动形式 . 19 3.1.6 从动盘数及干湿式的选取 . 20 3.2 离合器基本结构参数的确定 . 20 3.2.1 后备系数的选择 . 20 3.2.2 离合器基本性能关系式 . 21 3.2.3 摩擦片主要参数的选择 . 21 3.2.4 单位压力的计算 . 23 3.3 离合器的从动盘总成设计 . 23 3.3.1 从动盘的结构组成与选型 . 23 3.3.2 从动盘的设计 . 24 3.3.3 从动片的选择及设计 . 24 3.3.4 从动盘毂的设计 . 25 3.3.5 从动盘摩擦片的设 计 . 27 3.4 离合器盖总成设计 . 28 3.4.1 压盘的传力方式的选择 . 28 3.4.2压盘的几何尺寸的确定 . 28 3.4.3压盘和传动片的 材料选择 . 29 3.4.4 离合器盖设计 . 29 3.5离合器分离装置的设计 . 30 3.5.1 分离杆结构形式的设计 . 30 3.5.2 离合器分离轴承和分离套筒的设计 . 30 3.6离合器膜片弹簧的设计 . 31 3.6.1 膜片弹簧的结构特点 . 31 3.6.2 膜片弹簧的变形特性和加载方式 . 31 3.6.3 膜片弹簧的弹性变形特性 . 32 3.7 膜片弹簧的参数尺 寸确定 . 33 3.7.1 H/h比值的选取 . 33 3.7.2 R及 R/r确定 . 33 3.7.3 膜片弹簧起始圆锥底角 . 33 3.7.4 膜片弹簧小端半径及分离轴承的作用半径 . 34 3.7.5 分离指数目、切槽宽、窗孔槽宽、及半径 . 34 3.7.6 承环的作用半径和膜片与压盘接触半径 . 34 3.7.7 膜片弹簧材料 . 34 3.7.8 膜片弹簧的计算 . 34 3.7.9 膜片弹簧的强度计算 . 35 3.8 扭转减振器设计 . 36 3.8.1 扭转减振器的结构设计 . 37 3.8.2 扭转减振器主 要参数的选择 . 38 3.8.3 减振弹簧设计 . 39 3.9 离合器操纵机构 . 41 3.9.1离合器操作机构的基本要求 . 41 3.9.2常用离合器操作机构的类型 . 42 3.10 离合器的通风散热措施 . 42 3.11 离合器壳的设计 . 42 第 4章 结论 . 43 参考文献 . 44 致 谢 . 45 四川理工学院毕业设计 1 第一章 绪 论 1.1 离合器 发展史 近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发展水平的标志。 对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接听总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925年以后才出现的。 20世纪 20年代末，直到进入 30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器 1。 近来，人们对离合器的要 求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿 命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。随着计算机的发展，设计工作已从手工转向电脑，包括计算、性能演示、计算机绘图、制成后的故障统计等等。 1.2 离合器的概述 按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主 要取决于离合器基本参第一章 绪 论 2 数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点： （ 1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击； （ 2）离合器分离彻底； （ 3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击； （ 4）散热性能好； （ 5）高速回转时只有可靠强度； （ 6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力； （ 7）操纵轻便； （ 8）工作性能（最大摩擦力矩maxeT和后备系数 保持稳定） ； （ 9）使用寿命长。 1.3 汽车离合器的基本功用 和工作原理 1.离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为 300 500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽 车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。 虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机 和传动系的联系，以便于发动机起动。 汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。 四川理工学院毕业设计 3 离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动 系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。 2.摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮 2和压盘借摩擦作用传给从动盘 3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承 8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖 5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘 3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘 3压紧在飞轮上 2，这样发动机的扭矩又传入变速器。 1.4 膜片弹簧离合器概述 膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横 向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。 作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后 支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，第一章 绪 论 4 弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡 性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。 由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为 80-2000N.m、最大摩擦片外径达 420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿 车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达 28-32t 的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间 隙而增大踏板的自由行程。 四川理工学院毕业设计 5 第二章 汽车总成设计 2.1 汽车形式的选择 2.1.1 确定轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力。 我国公路标准规定，对于四级公路及桥梁，单轴最大允许轴载质量为 10t，双连轴最大允许轴载质量为 18t(每轴 9t)。根据公路对汽车轴载质量的限制、所设计汽车的总质量、轮胎的负荷能力以及使用条件等，可以确定汽车的轴数。因为双轴汽车结 构简单、制造成本低，故总质量小于 19t的公路运输车辆广泛采用这种方案。总质量在 19 26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车用四轴和四轴以上的形式。 因为轿车总质量较小，均采用两轴形式。不在公路上行驶的汽车，轴荷不受道路桥梁限制，如矿用自卸车等多数采用两轴形式。根据给定参数以及本次设计的车型属于微型货车，且汽车的整备质量较小，故可以选择两轴。 根据给定参数以及本次设计的车型属于微型货车，且汽车的整备质量较小，故可以选择两轴。 2.1.2 汽车的驱动形式 汽车驱动形式有 4 2、 4 4、 6 2、 6 4、 6 6、 8 4、 8 8 等，其中前一位数字表示汽车车轮总数，后一位数字表示驱动轮数。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的采用 4 2 驱动形式。总质量在 19 26t 的公路用车辆，采用 6 2或 6 4驱动形式。 而本次设计的车型属于轻型商用车，故根据给定参数可以选择 4 2的驱动形式。 2.1.3 汽车的布置形式 汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身 (或驾驶室 )的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，汽车的布置形式对使用性能也有重要影响。按驾驶室与发动机相对位置的不同，货车有长头式、短头式、平头式和偏置式。长头式的特点是发动机位于驾驶室前部，当发动机有少部分位于驾驶室内时称为短头式，发动机位于驾驶室内时称为平头式，驾驶室偏置在发动机旁的货车称为偏置式。 货车布置形式，按驾驶室与发动机相对位置的不同，货车有长头式、短头式、平头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机 前置、中置和后置三种布置形式。平头式货车的发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸第二章 汽车总成设计 6 起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。根据给定参数以及本次设计的车型可选择发动机前置后桥驱动货车 。 2.2 汽车主要参数的选择 2.2.1 汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车箱尺寸等。 （ 1） 外廓尺寸 GBl589 1989 汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长规定如下：货车、越野车、整体式客车不应超过 12m，单铰接式客车不超过 18m，半挂汽车列车不超过 16.5m，全挂汽车列车不超过 20m；不包括后视镜，汽车宽不超过 2.5m；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过 4m；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处 250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高 300mm。 不在公路上行驶的汽车，其外廓尺寸不受上述规定限制。 乘用车总长aL是轴距 L 、前悬 FL 和后悬 RL 之和。它与轴距有下述关系：aL=L /C 。式中 C 为比例系数，其值在 0.52-0.66 之间，发动机前置前轮驱动汽车的 C 值为0.62-0.66，发动机后置后轮驱动汽车的 C 值为 0.52-0.56。 乘用车宽度尺寸一方面由成员必需的室内宽度和车门厚度决定，另一方面应保证能布置下发动机、车架、悬架、转向系和车轮等。乘用车总宽aB与车辆总长aL之间有下述近似关系： mmLBaa 601 9 5)3/( 。后座乘三人的乘用车， aB不应小于 1410mm。 影响轿车总高 aH 的因素有轴间底部离地高度 mh ，板及下部零件高 ph ，室内高 Bh 和车顶造型高度 th 等。 轴间底部离地高 mh 应大于最小离地间隙 minh 。由座位高、乘员上身长和头部及头上部空间构成的室内高 Bh 一般在 1120 1380mm 之间。车顶造型高度大约在 20 40mm 范围内变 。 根据给定数据及计算，可以确定轿车的长宽高分别为 5000 1800 2200mm。 （ 2） 轴距 L 轴距 L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述各指标减小。此外 ，轴距还对轴荷分配有影响。 轴距过短会使车箱长度不足或后悬过长；汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹 角增大。原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车，轴距取得长。对机动性要求高四川理工学院毕业设计 7 的汽车轴距宜取短些。为满足市场需要，工厂在标准轴距货车基础上，生产出短轴距和长铀距的变型车。不同铀距变型车的轴距变化推荐在 0.4 0.6m 的范围内来确定为宜。汽车的轴距可参考表 2-1提供的数据选定。 表 2 1 各类汽车的轴距和轮距 车型 类别 轴距 L mm 轮距 B mm 轿车 微型级 普通级 中级 中、高级 高级 2000-2200 2100-2540 2500-2860 2850-3400 2900-3900 1 100-1380 1 150-1500 1300-1500 1400-1580 1560-1620 4 2货车 微型 轻型 中型 重型 1700-2900 2300 -3600 3600-5500 4500-5600 1 150-1350 1 300-1650 1700-2000 1840 2000 矿用自卸车 总质量 am t 60 3200 4200 3900 4800 2000 -4000 大客车 城市大客车 (单车 ) 长途大客车 (单车 ) 4500 -5000 5000- 6500 1740 -2050 本车为 4 2微型货车，轴距在 1700-2900，本车的轴距取为 2900mm。 （ 3）前轮距 1B 和后轮距 2B 增大轮距，随之而来的是室内宽并有利于增加侧倾刚度。但是此时汽车总宽和总质量增加，并影响最小转弯直径变化。 受汽车总宽不得超过 2.5 m 限制，轮距不宜过大。但在取定的前轮距 1B 范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距 B 2时应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。 各类汽车的轮距可参考表 2 1提供 的数据确定。可选择前轮轮距 1B 为 1200mm，后轮轮距为 1215mm。 第二章 汽车总成设计 8 （ 4） 前悬 FL 和后悬 RL 前、后悬长时，汽车接近角和离去角都小，影响汽车通过性能。对长头汽车，前悬不能缩短的原因是在这段尺寸内要布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度也影响前悬尺寸。长头货车前悬一般在 11OO 1300mm范围内。本车前悬尺寸取为 1100mm。 货车后悬长度取决于货箱、轴距和轴荷分配的要求。轻型、中型货车的后悬一般在1200 2200mm 之间，特长货箱汽车的后悬可达 2600mm，但不得超过轴距的 55。轿车后悬长度影响行李箱尺寸。客车后悬长度不得超过轴距的 65，绝对值不大于3500mm。对于三轴汽车，若二、三轴为双后轴，其轴距应按第一轴至双后轴中心线的距离计算；若一、二轴为双转向轴，其轴距按一、三轴的轴距计算。本车后悬尺寸取为1300mm。 （ 5）货车车头长度 货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身形式，即长头型还是平头型对车头长度有绝对的影响。此外，车头长度尺寸对汽车外观效果、驾驶室居住型、汽车面积利用率和发动机的接近性等有影响。 长头型货车车头长度尺寸一般在 2500-3000mm 之间，平头型货车一般在1400-1500mm之间。 (6)货车车箱尺寸 行驶速度能达到较高车速的货车，使用过宽的车箱会增加汽车迎风面积，导致空气阻力增加。车箱内长应在能满足运送上述货物额定吨位的条件下尽可能取短些，以利于减小整备质量。要求车箱尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。车箱边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有 影响，一般应在 450 650mm 范围内选取。车箱内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以利缩短边板高度和车箱长度。 2.2.2 汽车质量参数的确定 (1)整车整备质量 整车整备质量是指车上带有全部装备 (包括随车工具、备胎等 )，加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量对汽车的成本和使用经济性均有影响。目 前，尽可能减少整车整备质量的目的是通过减轻整车整备质或载客量；抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加；节约燃料。减少整车整备质四川理工学院毕业设计 9 量的措施主要有：采用强度足够的轻质材料，新设计的车型应使其结构更合理。减少整车整备质量，是从事汽车设计工作中必须遵守的一项重要原则。 整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作中，收集大量同类型汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算出各总成、部件的质量，再累计构成整车整备质量。 轿车和客车的整备质量也可按每人所占整车整备质量的统计平均值估计 (表 2-2)。 表 2 2 轿车和客车人均整备质量 商用货车的最大总质量 ma=mo+me+n165kg 式中， n为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。 (2)汽车的载客量和装载质量 (简称装载量 ) 汽车的载客量用座位数表示。微型和普通级轿车为 2 4座；中级以上轿车为 4 7座。城市大客车的载客量，由等于座位数的乘客和站立乘客两部分构成。站立乘客按每平方米 8 10人计算。长途大客车和专供游览观光用的大客车，其载客量等于座位数。 汽车的装载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载量。汽车在碎石路面上行驶时，装载质量约为好路面的 75 85。越野汽车的装载量是指越野行驶时或在土路上行驶时的额定装载量。 货车装载质量 em 的确定，首先应与行业产品规划的系列符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。原则上货流大 、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车；货源变化频繁、运距短的市内运输车采用中、小吨位的货车比较经济。 (3)质量系数 0m 质量系数 0m 是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即 0m = em 0m 。该系车型 人均整备质量值 (t人 1) 车型 人均整备质量值 (t人 1) 微型轿车 普通级轿车 中级轿车 0.15-0.16 0.17-0.24 0.21-0.29 中高级以上轿车 中型以下客车 大型客车 0.29 0.34 0.096 0.16 0.065 0.13 第二章 汽车总成设计 10 数反映了汽车的设计水平和工艺水平， 0m 值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。 在参考同类型汽车选定 0m 以后 (表 1 7)，可根据任务书中给定的 em 值计算出整车整备质量。 表 2 3 不同类型汽车的质量系数 汽车类型 0m 货车 轻型 中型 重型 O 80 1.10 1.20 1.35 1.30 1.70 矿用自卸车 最大装载质量 em t 45 1.10 1.50 1.30 1.70 柴油机的为 0.80 1.OO。 （ 3）轴荷分配 汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。汽车的发动机位置与驱动形式不同，对轴荷分配有显著影响。各类汽车的轴荷分配见表 2-3。 表 2-3 各类汽车的轴 分 荷配 车型 满载 空载 前轴 后轴 前轴 后轴 轿 车 发动机前置前轮驱动 发动机前置后轮驱动 发动机后置后轮驱动 47 -60 45 -50 40 -46 40 -53 50 -55 54 -60 56 -66 51 -56 38 -50 34 -44 44 -49 50 -62 货车 4X2后轮单胎 4X 2 后轮双胎，长、短头式 4X2后轮双胎，平头式 6X4后轮双胎 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四川理工学院毕业设计 11 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。从轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。 汽车的轴荷分配 是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。 本设计采用的是发动机前置前轮驱动。 2.2.3 汽车性能参数的确定 (1)动力性参数 最高车速 maxav 随着道路条件的改善，汽车特别是中、高级轿车的最高车速 有逐渐提高的趋势。轿车的最高车速 maxav 大于货车、客车的最高车速。级别高的轿车的最高车速 maxav 要大于级别低些轿车的最高车速。微型、轻型货车最高车速大于中型、重型货车的最高车速，重型货车最高车速较低。有关客车的车速见交通部行业标准 JT T325 1997。其它车型的最高车速范围见表 2 4 。 表 2 4 汽车动力性参数范围 汽车类别 最高车速 (km h ) 比功率 P (kw t ) 比转矩 T (N m t ) 轿 车 微型级 普通级 中级 中、高级 高级 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 货 车 微型 轻型 中型 重型 80 135 75 120 16 28 15 25 10 20 6 20 30 44 38 44 33 47 29 50 加速时间 t 汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大的加速强度加速到一定车速maxav11am11am1第二章 汽车总成设计 12 所用去的时间称为加速时间。对于最高车速秒 maxav 1OOkm h 的汽车，常用加速到100km h 所需的时间来评价，如中、高级轿车此值一般为 8 17s，普通级轿车为12 25s。对于 maxav 低于 100km h的汽车，可用 O-60km h的加速时间来评价。 上坡能力 用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数 maxi 来表示汽车上坡能力。因轿车、货车、越野汽车的使用条件不同，对它们的上坡能力要求也不一样。通常要求货车能克服 30坡度，越野汽车能克服 60坡度。 汽车比功率和比转矩 比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比。它可以综合反映汽车的动力性。轿车的比功率大于货车和客车，货车的比功率随总质量的增加而减小。为保证路上行驶车辆的动力性不低于一定的水平，防止某些性能差的车辆阻碍交通，应对车辆的最小比功率做出规定。我国 GB7258 1997机动车运行安全技术条件 规定：农用运输车与运输用拖拉机的比功率不小于 4.0kW t，其它机动车不小于 4.8kW t。 比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。它能反映汽车的牵引能力。 不同车型的比功率和比转矩范围见表 2 4。有关客车的比功率见交通部行业标准JT T325 1997。 （ 2）燃油经济型参数 汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量 (L 100km)来评价。该值越小燃油经济性越好。货车有时用单位质量的百公里消耗量来评价 (表 2-5)。 表 2-5 货车的单位质量百公里燃油消耗量 总质量 /t 汽油机 柴油机 总质量 ma/t 汽油机 柴油机 12 2.68-2.82 2.50-2.60 1.55-1.86 1.43-1.53 根据表 2-5 可知，本次设计车型为微型货车，百公里燃油消耗量在 3.00-4.00，取 3.5L/（ 100t.km） 。 (2)汽车最小转弯直径 四川理工学院毕业设计 13 转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径称 表 2-6 各类汽车的最小转弯直径 Dmin 为最小转弯直径 minD 。 minD 用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。 影响汽车 minD 的因数有两类，即与汽车本身有关的因数和法规及使用条件对 minD 的限定。前者包括转向轮最大转角、汽车轴距、轮距以及转向轮数等对汽车最小转弯直径均有影响，除此之外，有关的国家法规规定和汽车的使用到了条件对 minD 的确定也是重要的影响因 数。 转向轮最大转角越大，轴距越短，轮距越小和参与转向的车轮数越多时，汽车的最小转弯直径越小，表明汽车机动性越好。对机动性要求高的汽车， minD 应取小些。 GB7258 一 1997机动车运行安全技术条件中规定：机动车的最小转弯直径不得大于 24m。当转弯直径为 24m时，前转向轴和末轴的内轮差 (以两内轮轨迹中心计 )不得大于 3.5m 。各类汽车的最小转弯直径 minD 见表 2-6。 由于设计车型为微型货车，取 minD =8.0-12.0范围，取 minD =12.0mm （ 3）通过性几何参数 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙 minh ，接近角 1 ，离去角 2 ，纵向通过半径 1 等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表 2-7。 车型 级别 Dmin m 车型 级别 Dmin m 轿车 微型 普通级 中级 高级 7-9.5 8.5-11 9-12 11-14 货车 微型 轻型 中型 重型 8-12 10-19 12-20 13-21 货车 微型 中型 大型 10-13 14-20 17-22 矿用自卸车 装载质量 ma t 45 15-19 18-24 第二章 汽车总成设计 14 表 2-7 汽车通过性的几何参 数 由表 2-6可知最小离地间隙 minh =180-300mm，取 minh =280mm。接近角 1 =40-60，取 1=55。离去角 2 =25-40，取 2 =40。纵向通过半径 1 =2.3-6.0m，取 1 =5.0m。 （ 4）操纵稳定性参数 汽车操纵稳定性的评价参数较多，与总体设计有关并能作为设计指标的有： 转向特性参数 为了保证有良好的操纵稳定性，汽车应具有一定程度的不足转向。通常用汽车以 0.4g的向心加速度沿定圆转向时，前、后轮侧偏角之差 (1 2 )作为评价参数。此参数在 1 3为宜，取 4。 车身侧倾角 汽车以 0.4g的向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角控制在 3以内较好，最大不允许超过 7，取 2。 制动前俯角 为了不影响汽车的乘坐舒适性，要求汽车以 0.4g减速度制动时，车身的前俯角不大于 1.5。 （ 5）制动性参数 汽车制动性是指汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。目前常用制动距离 s、平均制动减速度 j和行车制动的踏板力及应急制动时的操纵力来评价制动效能。 有关 (GB7258 1997)机动车运行安全条件中规定的路试检验行车制动和应急制动性能要求见表 2-7 中。 车型 hmin mm 1 () Y 2 () 1 m 4X2 轿车 150-220 20-30 15-22 3.0-8.3 4X4 轿车 210 45-50 35-40 1.7-3.6 4x2 货车 180-300 40-60 25-45 2.3-6.0 4X4 货车、 6X6 货车 260-350 45-60 35-45 1.9-3.6 4X2 客车、 6X4 客车 220-370 10-40 6-20 4.0-9.0 四川理工学院毕业设计 15 表 2-8 路试检验行车制动和应急制动性能要求 行车制动 应急制动 车辆 类型 制动初车速(km h 1 ) 制动距离 /m FMDD (m s2 ) 试车道宽度 /m 踏板 力 /N 制动初车速(km h 1 ) 制动距离 /m FMDD (m s2 ) 操纵力/N ( ) 座位数 9的客车 满载 50 20 f5.9 2.5 500 50 38 2.9 手 400 空载 19 6.2 400 脚 500 其它总质量4.5t 满载 50 22 5.4 2.5 700 30 18 2.6 手 600 的汽车 空载 21 5.8 450 脚 700 其它汽车、汽车 满载 30 10 5.0 3.O 700 30 20 2.2 手 600 列车 空 载 9 5.4 450 脚 700 对 3.5t总质量 4.5t的汽车为 3.Om。 （ 6） 舒适性 汽车应为乘员提供舒适的乘坐环境和方便的操作条件，称之为舒适性。舒适性应包括平顺性、空气调节性能、车内噪声、乘坐环境及驾驶员的操作性能。 其中，汽车行驶平顺性常用垂直振动参数评价，包括频率和振动加速度等，此外悬架动挠度也用来作为评价参数之一。各类汽车的悬架静挠度、动挠度和偏频见表 2-9。 . 第二章 汽车总成设计 16 表 2-9 悬架的静挠度 fc、动挠度 fd和偏频 n 参数 车型 静挠度 fc/mm 动挠度 /mm 偏频 /Hz 乘用车 100-300 70-90 0.9-1.6 客车 70-150 50-80 1.3-1.8 货车 50-110 60-90 1.5-2.2 越野车 60-130 70-130 1.4-2.0 2.2.4 发动机最大功率和相应转速 根据所设计汽车应达到的最高车速maxa(km/h)，用下式估算发动机最大功率 3 m a xm a xm a x 7614036001 aDaraTeACgfmP (2-1) 式中，maxa为发动机最大功率 (kW)； T 为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的 4 2汽车可取为 90；am为汽车总质量 (kg)； g为重力加速度 10(m/s2)； rf 为滚动阻力系数，对轿车 rf 0.0165 1 0.01(1+0.01 110)，对货车取 0.02，矿用自卸车取 0.03，a用最高车速代入； DC 为空气阻力系数，轿车取 0.30 0.35，货车取 0.801.00本车取 0. 6；本次设计区 DC =0.3； A为汽车正面投影面积 ( 2m ),本次设计取 A=2；maxa为最高车速。 所以发动机最大功率maxeP=44.73kw。 最大功率转 速 Pn 的范围如下：汽油机的 Pn 在 4000 5000r min，因轿车最高pn值多在 4000r min以上，轻型货车的 Pn 值在 4000 5000r min之间，中型货车更低些。本车为微型货车 Pn 值为 4500r min。 2.2.5 动机最大转矩及相应转速 用下式计算确定maxeTPee nPT m a xm a x 9549 (2-2) 式中，maxT为最大转矩 (N m)； 为转矩适应性系数，一般在 1.1 1.3之间选取 ,本车取 1.2；maxeP为发动机最大功率 (kW)； Pn 为最大功率转速 (r min)。 所以发动机最大转矩maxT=113.90(N m) 四川理工学院毕业设计 17 第三章 离合 器 的结构设计及计算 3.1 离合器设计 3.1.1 离合器的结构形式的选择 汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置位置的不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据所用压紧弹簧的形式不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉式和推式两种形式，根据本设计车型选择推式膜片弹簧离合器。 3.1.2 从动盘数的选择 对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能 保证分离彻底、接合平顺。 双片离合器 (图 3-2)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；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。设计时在结构上必须采取相应的措施。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。 多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长 等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。 单片离合器：对乘用车和最大质量小于 6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置 尺寸容许条 件下，离合器通常只设有一片从动盘。 单片离合器的结构简单，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结合平顺。 根据设计车型为经济型轿车可选择单片离 合器。 3.1.3 压紧弹簧布置形式的选择 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点： （ 1） 由于膜片弹簧有理想的非线性特征 ,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致第三章 离合器的结构设计及计算 18 不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，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，压紧力降低很少，性能较稳 定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； （ 4） 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命； （ 5） 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生产，降低制造成本。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线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，根据设计车型我选用膜片弹簧式离合器 。 3.1.4 膜片弹簧支撑形式 推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种 。图 3-3为双支承环形式，其中图 3-3a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承与离合器盖定位铆合在一起，结构简单 :图3-3b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图 3-3c取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。 图 3-4为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环 (图3-4a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环 (图 3-4b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。 图 3-3 推式膜片弹簧双支承环形式 图 3-4 推式膜片弹簧单支承环形式 图 3-5为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将四川理工学院毕业设计 19 膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环 (图 3-5a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环 (图 3-5b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形 凸台弯合在一起 (图 3-5c)，结构最为简单。 图 3-5 推式膜片弹簧无支承环形式 图 3-6 拉式膜片弹簧支承形式 图 3-6为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图 3-6a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图 3-6a为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形 式常用于轿车和货车上。 根据设计车型以及膜片弹簧的设计，我选择了推式膜片弹簧无支承形式即图 3-5中的 a形式。 3.1.5 压盘的驱动形式 压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。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。 而 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种： （ 1） 凸台 窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简 单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。 （ 2） 径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相第三章 离合器的结构设计及计算 20 对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。 （ 3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的 结构特征都与径向传动驱动方式相同。 经比较，再根据设计车型我选择径向传动片驱动方式。 3.1.6 从动盘数及干湿式选取 根据已知条件知道载重 1吨轻型汽车可选取单片干式膜片弹簧摩擦离合器，因为这种结构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘结合平顺，广泛用于轿车及微、中型客车和货车上，在发动机转矩不大于 1000N.m的大型客车和重型货车上也有所推广。由于我设计的车型是经济型轿车，因此该离合器可以选取单片干式膜片弹簧离合器。 3.1.7 分离杠杆、分离轴承 分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。 3.1.8 离合器的散热通风 试验表明，摩擦片 的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过200180 C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在 180 C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 C1000 。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设计。 3.2 离合器基本结构参数的确定 3.2.1 后备系数的选择 离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递maxc及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。 四川理工学院毕业设计 21 表 3-1 后备系数表 车 型 轿车、轻型货车 中、重型货车 越野车、牵引车 后 备 系 数 1.30 1.75 1.60 2.25 2.0 3.5 本设计车型属于经济型轿车，根据表 3-1选择本次设计的后备系数 在 1.30 1.75之间选择。不需要太大的后备系数，取 =1.4。 3.2.2 离合器基本性能关系式 摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩maxc，离合器的静摩擦力矩c应大于发动机最大转矩maxc，而离合器传递的摩擦力矩c又决定于其摩擦面数 Z、摩擦系数 f、作用在摩擦面上的总压紧力p与摩擦片平均摩擦半径mR，即 mNRZ fPercc m a x（ 3-1） 式中： 离合器的后备系数。 f 摩擦系数，计算时一般取 0.25 0.30。 该车型发动机最大转矩maxc为 113.9N m，取摩擦系数 f 为 3.0可得离合器的静摩擦力矩c=1.5 98.52=159.46N m。 3.2.3 摩擦片主要参数的选择 摩擦片外径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，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定摩擦片外径 D（ mm） 时可以根据发动机最大转矩maxeT（ N.m）按如下经验公式选用 m a xeD TKD （ 3-2） 式中， DK 为直径系数，取值范围见表 3-2离合器尺寸选择参数表。 由选车型得 maxeT= 113.9N m， DK =17，则将各参数值代入式后计算得 D=168.74mm。 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，即下表 3-3 可 取：摩擦片相关标准尺寸： 外径 D=180mm 内径 d=125mm 厚度 h=3.5mm 第三章 离合器的结构设计及计算 22 表 3-2 离合器尺寸选择参数表 摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 Te max/Nm 单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值 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 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB1457 74） 外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 内径 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 单位面积 F/ 3cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 可 取：摩擦片相关标准尺寸： 外径 D=180mm 内径 d=125mm 厚度 h=3.5mm 内径与外径比值 C=0.694 1 3C =0.667 单面面积 F=132 2cm 四川理工学院毕业设计 23 3.2.4 单位压力的计算 单位压力0P对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，0P应取小些；后备系数较大时，可适当增大0P。 当摩擦片采用不同材料时，0P按下列范围选取： 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 摩擦材料 摩擦因数 f 石棉基材料 模压 0.15 0.25 编织 0.25 0.35 粉末冶金材料 铜基 0.35 0.50 铁基 0.35 0.50 金属陶瓷材料 0.70 1.50 根据所设计车型，可以选择石棉基材料的摩擦片（模压），故单位压力0P=0 10 0 35MPa，取0P=0.20MPa。 3.3 离合器的从动盘总成设计 3.3.1 从动盘的结构组成与选型 1， 13 摩擦片； 2， 14， 15 铆钉； 3 波形弹簧片； 4 平衡块 ； 5 从动片； 6， 9 减振摩擦； 7 限位销； 8 从动盘毂； 10 调整垫片； 11 减振弹簧； 12 减振盘 图 3-7 带扭转减振器的从动盘 第三章 离合器的结构设计及计算 24 从动盘有两种结构形式：不带扭转减震器的和带扭转减震器的。不带扭转减震器的从动盘结构简单，重量较轻，转动惯量较小，主要使用在早期和多片离合器的载货汽车上。带扭转减震器的从动盘，可以避免汽车传动系的共振，缓和冲击，减少噪音，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，在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘 ,用以避免汽车传动系统的共振 ,缓和冲击 ,减少噪 声 ,提高传动系统零件的寿命 ,改善汽车行使的舒适性 ,并使汽车平稳 起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由上图 3-7可以看出， 摩擦片 1， 13分别用铆钉 14， 15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片 5 用限位销 7 和减振 12 铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片 5 和减振盘 12 上圆周切线方向开有 6 个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂 8 法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧 11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都 制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片 6， 9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。 3.3.2 从动盘的设计 从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求： （ 1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，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均匀等从动盘应具有轴向弹性 。 （ 3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减 振器 。 （ 4）要有足够的抗爆裂强度 。 3.3.3 从动片的选择及设计 设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间 产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用 1.3 2.0厚的薄钢板冲压而成 ,为了进一步减小从动片的转动惯量 ,有时将从动片外缘的盘形部分磨至 0.65 1.0 ,使其质量更加靠近旋转中心。 四川理工学院毕业设计 25 1- 波形弹簧片 2、 6-摩擦片 3-摩擦片铆钉 4-从动片 5-波形弹簧片铆钉 图 3-8 分开式弹性从动片 为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成 具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。 具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。， 在本设计中，因为设计的是某经济型汽车的离合器，故采可以用分开式弹性从动片，其简化结构见下图 3-8，离合器从动片采用 2厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取 180，内径由从动盘毂的尺寸决 定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。 从钢动片材料一般采用高碳刚或弹簧刚板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度 ,相关尺寸见零件图。 3.3.4 从动盘毂的设计 从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，花第三章 离合器的结构设计及计算 26 键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。 本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键时，可以根据从动盘外径和发动 机的扭矩来选取。在本设计中，根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，由 GB/T1144 2001矩形花键尺寸、公差和检验即下表 3-4可得： 花键齿数 n=10 花键外径 D =26 花键内径 d =21 齿厚 b=3 有效齿长 L=20 从动盘毂 一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过 =20MP，本从动盘毂材料选用 40Cr。为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情况下工作的离合器，其长度更大，可达到花键外径的 1.4倍。 表 3-4矩形花键尺寸、公差和检验 从动盘外径D/mm 发动机转矩maxe/N m 花键 齿数 n 花键 外径 D/mm 花键 内径 d/mm 键齿宽 b/mm 有效 齿长 L/mm 挤压 应力 /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 四川理工学院毕业设计 27 花键的尺寸选定后应进行强度校核， 由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂 的轴向长度。 花键挤压应力校核公式如下式（ 3-1）： =nhlP（ MP） (3-3) 式中： P 花键的齿侧面压力， N。它有下式确定： P=ZdDTe)(4 maxD 、 d 分别为花键的外径，内径， m Z 从动盘毂的数目 maxeT 发动机最大转矩， N.m n 花键齿数 h 花键齿工作高度， m； h= 2)( dD l 花键有效长度， m 代入相关数据计算可得花键的齿侧面压力符合要求，所以该花键毂花键的尺寸符合要求，从 动盘毂具体尺寸见零件图纸。 3.3.5 从动盘摩擦片的设计 摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的 使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求： （ 1） 应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。 （ 2） 要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。 （ 3） 要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好 （ 4） 热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 （ 5） 磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 （ 6） 油水对摩擦性能的影响应最小 （ 7） 结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象 由以上的要求 ,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和 化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在 0.3左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系第三章 离合器的结构设计及计算 28 数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达 0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在本设计中根据设计的车型属于经济型轿车选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接 与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。 摩擦片的摩擦因数 f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。由于摩擦片的材料选用的是石棉合成物制成的摩擦材料（模压），所以其摩擦因数 f=0.20-0.25。由于是单片摩擦离合器，所以 Z=2。离合器的间隙可以取 3mm。 3.4 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离 杠杆装置及支承环等。 3.4.1 压盘的传力方式的选择 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 3.4.2 压盘的几何尺寸的确定 由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。 压盘外径 D=188 压盘内径 d=128 压盘的厚度确定主要依据以下两点： （ 1）压盘应有足够的质量 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要 求压盘有足够大的质量以吸收四川理工学院毕业设计 29 热量。 （ 2）压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于 15），但一般不小于 10。 在该设计中，初步确定该离合器的压盘 的厚度为 15。 3.4.3 压盘和传动片的材料选择 压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好 和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 HB170 227，其摩擦表面的光洁度不低与 1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为 3号灰铸铁 JS 1，工作表面光洁度取为 1.6。传动片材料选用 80号钢。 初步定传动片的设计参数如下：共设 3 组传动片（ i=3） ,每组 2 片（ n=2） ,传动片的几何尺寸为：宽 b=5 ，厚 h=1 ,传力片上孔间的距离 l=28 ,孔的直径 d=3.2，传力片切向布置，圆周半径（也即是孔中心所在圆周半径） R=101，传动片的材料 弹性模量 E=2 105 MP，根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核，该传动片强度符合要求 。 3.4.4 离合器盖设计 离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题： （ 1） 离合器的刚度 离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生 较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为 4 的低碳钢板（如 08 钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。 （ 2）