QY20汽車起重機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,qy20,汽車起重機(jī),傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì),cad,圖紙,說明書,仿單 本科畢業(yè)設(shè)計(jì) UNDERGRADUATE DESIGN 設(shè)計(jì)題目： QY20汽車起重機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 姓 名： 專 業(yè)： 年 級(jí) 、 學(xué) 號(hào)： 指 導(dǎo) 教 師： 設(shè)計(jì)（論文）原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文），是在導(dǎo)師的指導(dǎo)下，獨(dú)立進(jìn)行研究所取得的成果，所有數(shù)據(jù)、圖片資料真實(shí)可靠。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本設(shè)計(jì)（論文）的研究成果不包含他人享有著作權(quán)的內(nèi)容。對(duì)本設(shè)計(jì)（論文）所涉及的研究工作做出貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體，均已在設(shè)計(jì)（論文）中以明確的方式標(biāo)明。本設(shè)計(jì)（論文）的知識(shí)產(chǎn)權(quán)歸屬培養(yǎng)單位。 本人簽名： 年 月 日 設(shè)計(jì)（論文）版權(quán)使用授權(quán)書 本設(shè)計(jì)“ QY20汽車起重機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) ”是本人在校期間所完成學(xué)業(yè)的組成部分，是在江蘇師范大學(xué)科文學(xué)院教師的指導(dǎo)下完成的，因此，本人特授權(quán)江蘇師范大學(xué)科文學(xué)院可將本畢業(yè)論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)書籍、數(shù)據(jù)庫保存，可采用復(fù)制、印刷、網(wǎng)頁制作等方式將論文文本和經(jīng)過編輯、批注等處理的論文文本提供給讀者查閱、參考，可向有關(guān)學(xué)術(shù)部門和國家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)呈送復(fù)印件和電子文檔。本畢業(yè)論文無論做何種處理，必須尊重本人的著作權(quán)，署明本人姓名。 作者簽名：? 指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日 年 月 日  QY20汽車起重機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘 要 汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)是整個(gè)汽車的核心。汽車變速器及離合器裝置是汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中最重要的部件，主要作用體現(xiàn)在汽車行駛的過程當(dāng)中。驅(qū)動(dòng)橋支承著重載汽車的滿載負(fù)重和地面給車輪的反作用力、一個(gè)框架和一個(gè)用于垂直懸掛體以及橫向和縱向的力和力矩，還受沖擊載荷的作用。因此，一個(gè)良好的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)對(duì)于起重機(jī)性能來說是有絕對(duì)的提高。 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中變速器及離合器，驅(qū)動(dòng)橋及差速器裝置中關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算是設(shè)計(jì)的重難點(diǎn)，主要包括的方面有以下幾個(gè)方面：分析方面、方案確定方面、計(jì)算和校核等。其中結(jié)構(gòu)的分析是對(duì)零部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算，從機(jī)械式變速器的中心矩的計(jì)算、各檔的齒輪需求參數(shù)的計(jì)算、傳動(dòng)比的計(jì)算還有以及輸入輸出軸的設(shè)計(jì)來實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)分析，實(shí)現(xiàn)零部件的設(shè)計(jì)。在校核計(jì)算方面，是通過前面的齒輪裝置的設(shè)計(jì)和軸裝置的設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)等來進(jìn)行零部件的校核的。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)；起重機(jī)；變速器；離合器；驅(qū)動(dòng)橋；差速器；  Design of transmission system for QY20 automobile starter Abstract The driving system of truck crane is the core of the whole vehicle. Automotive transmission and clutch device are the most important parts in the transmission system of automobiles, and their main functions are reflected in the process of driving. The driving axle supports the full load of the heavy-duty vehicle and the reaction force of the ground to the wheel, a frame and a force and moment for the vertical suspension body, as well as the lateral and longitudinal forces and moments, and is also subjected to impact loads. Therefore, a good driving system for crane performance is an absolute improvement. The design and calculation of key components of transmission and clutch, drive axle and differential device in drive system are the key and difficult points in design. They mainly include the following aspects: analysis, scheme determination, calculation and verification. The structural analysis is the design and calculation of components, from the calculation of the central moment of mechanical transmission, the calculation of gear demand parameters of each gear, the calculation of transmission ratio and the design of input and output shafts to achieve structural analysis, to achieve the design of components. In the checking calculation, parts are checked through the design of the front gear device and the design mechanism of the shaft device. Key words: drive system; crane; transmission; clutch; drive axle; differential;  目 錄 摘 要 4 Abstract 5 第1章 緒 論 6 1.1 引言 6 1.2 汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展歷程 6 1.3 研究的目的、依據(jù)和意義 6 1.4 研究的方法及技術(shù)路線 7 1.4.1研究方法 7 1.4.2研究技術(shù)路線 7 第2章 變速器的主要結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 2.1 檔位數(shù) 8 2.2 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 8 2.3 中心距A的確定 8 2.4 外形尺寸 9 2.5 齒輪參數(shù) 9 2.5.1 模數(shù) 9 2.5.2 壓力角 10 2.5.3 螺旋角β 10 2.5.4 齒寬b 10 第3章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 11 3.1 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 11 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 11 3.1.2 齒輪材料的選擇原則 21 3.1.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 21 3.2 輪齒的校核 22 3.2.1 輪齒的損壞原因及形式 22 3.2.2 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 22 第4章 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 25 4.1 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25 4.1.1 軸的工藝要求 25 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 26 4.1.3 初選軸的直徑 26 4.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 26 4.2 軸承的選擇及校核 30 4.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 30 4.2.2 輸出軸軸承校核 32 第5章 離合器的總體設(shè)計(jì) 33 5.1離合器設(shè)計(jì)要求 33 5.2 離合器工作原理 34 5.3 離合器結(jié)構(gòu)選擇 34 5.3.1 摩擦片的選擇 34 5.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 34 5.3.2 壓盤的驅(qū)動(dòng)方式 35 5.3.3 分離杠桿與軸承 35 5.3.4 離合器的散熱 35 5.3.5 從動(dòng)盤總成 35 5.4 離合器主要零件的設(shè)計(jì) 36 5.4.1 從動(dòng)盤 36 5.4.2 摩擦片 36 5.4.3 膜片彈簧 36 5.4.4 壓盤 36 第6章 離合器的主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算 36 6.1 摩擦片主要參數(shù)的選擇 36 6.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 38 6.3 減振彈簧的設(shè)計(jì) 39 6.4 分離軸承的壽命計(jì)算 39 第7章 主減速器設(shè)計(jì) 40 7.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 40 7.1.1 主減速器的齒輪類型 40 7.1.2 主減速器的減速型式 40 7.1.3 主、從動(dòng)齒輪的支承型式 40 7.2 確定主減速器的主要參數(shù) 41 7.2.1 主減速比的確定 41 7.2.2 主減速器齒輪的分析 41 7.2.3 主減速器齒輪參數(shù)計(jì)算 43 7.2.4 主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 47 7.2.5 齒輪加工工藝選擇 50 7.2.6 主減速器錐齒輪的軸承校核 51 第8章 差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 56 8.1 差速器的工作原理 56 8.2 差速器的結(jié)構(gòu)確定 57 8.3 差速器的結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 58 8.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 58 8.3.2 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算 60 8.3.3 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 62 第9章 傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 63 9.1 傳動(dòng)軸萬向節(jié)聯(lián)軸器的功用和組成 63 9.2 萬向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算 64 總 結(jié) 66 致 謝 66 參考文獻(xiàn) 67 第1章 緒 論 1.1 引言 隨著社會(huì)的發(fā)展，科技的進(jìn)步，步入21世紀(jì)的人們對(duì)于精神生活與物質(zhì)生活的需求越來越高，隨之而來的汽車車型也在飛速發(fā)展，動(dòng)力匹配方式在不斷的提高。然而如何合理地選擇這些部件及有關(guān)參數(shù)，使匹配達(dá)到最優(yōu)，在滿足人們需求的情況加提升動(dòng)力性及越野性能是所有汽車行業(yè)在考慮的問題。在相同變速器條件下，更好地滿足實(shí)用性要求和最大地增加動(dòng)力性，也一直是研究者們追求的目標(biāo)，也是本論文研究的主要目的。 近年來，汽車的迅猛發(fā)展帶動(dòng)著重型汽車的發(fā)展，汽車的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的需求量也呈現(xiàn)出上升趨勢，從而形成一個(gè)完整的生產(chǎn)鏈。就重載汽車而言，其所需要傳遞的轉(zhuǎn)矩比一般商用車大很多，從而達(dá)到運(yùn)輸更多的貨物的要求，故選取的發(fā)動(dòng)機(jī)功率較大，意味著其傳動(dòng)系統(tǒng)必須能承受和傳遞該轉(zhuǎn)矩。因此，在選擇好發(fā)動(dòng)機(jī)后，采用性能良好的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)成了重型載貨汽車安裝的必要過程。 1.2 汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展歷程 汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)從汽車的一出現(xiàn)便開始了一點(diǎn)點(diǎn)的進(jìn)步與發(fā)展，從最初的鏈條傳動(dòng)，到帶傳動(dòng)，到現(xiàn)在的齒輪傳動(dòng)都經(jīng)過了大量的試驗(yàn)與實(shí)際的論證，可以說每一個(gè)類型的發(fā)展都在表明這時(shí)代的進(jìn)步。 而傳動(dòng)系統(tǒng)在之前的定義中主要包括變速器，驅(qū)動(dòng)橋，輪胎，傳動(dòng)軸等，動(dòng)力傳動(dòng)系尾端的驅(qū)動(dòng)橋，讓發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩經(jīng)由主減速器、差速器、半軸等傳遞到驅(qū)動(dòng)車輪，實(shí)現(xiàn)減速增扭；由圓錐齒輪使該轉(zhuǎn)矩的傳遞方向得以改變；由差速器實(shí)現(xiàn)兩邊車輪的差速作用，使內(nèi)、外側(cè)車輪以不等的速度轉(zhuǎn)動(dòng)；由橋殼殼體與車輪共同完成承載及遞傳力矩的效果。 1.3 研究的目的、依據(jù)和意義 汽車行業(yè)的發(fā)展，主要是向著多元化和工業(yè)化的方向發(fā)展，其中驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和生產(chǎn)在汽車中具有非常重要的位置。目前汽車對(duì)車速和燃油量的要求方面很高，所以驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的使用對(duì)性能將會(huì)有十分重要的影響。設(shè)計(jì)中所采用的基本參數(shù)如下： 1.4 研究的方法及技術(shù)路線 1.4.1研究方法 （1）通過查閱相關(guān)資料，掌握汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù)。 （2）充分考慮已有汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)缺點(diǎn)來確定汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)方案，對(duì)現(xiàn)有裝置的不足進(jìn)行分析。 （3）對(duì)設(shè)計(jì)的汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行修改和優(yōu)化，最終設(shè)計(jì)出能滿足要求的汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)。 1.4.2研究技術(shù)路線 （1）根據(jù)題目和原始數(shù)據(jù)查看相關(guān)資料，了解當(dāng)今國內(nèi)外汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展前景，撰寫文獻(xiàn)綜述和開題報(bào)告。 （2）根據(jù)產(chǎn)品功能和技術(shù)要求提出多種設(shè)計(jì)方案，對(duì)各種方案進(jìn)行綜合評(píng)價(jià)，從中選擇較好的方案，再對(duì)所選擇的方案做進(jìn)一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設(shè)計(jì)方案。 （3）具體設(shè)計(jì)汽車起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)裝置、工作裝置等。 （4）對(duì)所設(shè)計(jì)的機(jī)械結(jié)構(gòu)中的重要零件進(jìn)行校核計(jì)算，如齒輪、軸、軸承等，保證設(shè)計(jì)的合理性和可行性。； （5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量； （6）整理各項(xiàng)設(shè)計(jì)資料，撰寫論文。 不少，也將會(huì)使操縱機(jī)構(gòu)變得十分復(fù)雜，這對(duì)于駕駛員來說增加了不小的負(fù) 第2章 變速器的主要結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1 檔位數(shù) 如果要提高汽車的動(dòng)力性同時(shí)降低燃油的經(jīng)濟(jì)性的話，那么增加換擋數(shù)是一個(gè)十分直接有效的方法，它可以是傳動(dòng)比擴(kuò)大范圍，一般的變速器有3~20個(gè)檔位數(shù)。可是增加換擋數(shù)的話對(duì)于變速器的結(jié)構(gòu)要求就會(huì)變得十分的復(fù)雜，需要的常嚙合齒輪裝置也會(huì)變的非常多，而且外形尺寸也將會(huì)增加不少，也將會(huì)使操縱機(jī)構(gòu)變得十分復(fù)雜，這對(duì)于駕駛員來說增加了不小的負(fù)擔(dān)，所以也并不是換擋數(shù)越多就一定會(huì)越好，考慮到多種因素在設(shè)計(jì)中的汽車變速器擬采用六個(gè)檔位的變速器。 2.2 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 結(jié)合參考車型的基本參數(shù)，各檔傳動(dòng)比結(jié)果如下： 傳動(dòng)比 符號(hào) 數(shù)值 一檔 7.04 二檔 4.10 三檔 2.48 四檔 1.56 五檔 1.00 六檔 0.74 倒檔 R 6.26 2.3 中心距A的確定 考慮到中心距對(duì)于變速器的重要性，所以在中心間距A的確定上十分謹(jǐn)慎，因?yàn)檫@對(duì)變速器的輪廓尺寸和質(zhì)量大小都有十分重要的影響，而且還會(huì)影響與輪齒的接觸強(qiáng)度。所以為了能夠滿足設(shè)計(jì)的要求， 初選中心距 ： =195.02mm （2-1） 圓整取值為195 mm 式中： A----變速器中心距 KA----中心距系數(shù),取9.5 Temax----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩,1280N?m i1----變速器一檔傳動(dòng)比，取7.04 ηT----變速器傳動(dòng)效率，取0.96 一般轎車變速器的中心距在65-80mm范圍內(nèi)變化，而起重機(jī)的變速器中心距在80-200mm范圍內(nèi)變化。 由上面算得的數(shù)據(jù)可知，所初選的中心距符合要求。 2.4 外形尺寸 根據(jù)之前變速器的換擋數(shù)和齒輪結(jié)構(gòu)，以及中心間距等因素，綜合考慮在不影響結(jié)構(gòu)外觀等多種狀況的條件下，變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑及倒檔中間（過度）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 （2.2-2.7）A 五檔 （2.7-3.0）A 六檔 （3.2-3.5）A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器時(shí)，中心距系數(shù)K應(yīng)取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。 由于是六檔機(jī)械式變速器，所以其軸向尺寸為：（3.2-3.5）A，一般取3.48A ，即680mm。 2.5 齒輪參數(shù) 2.5.1 模數(shù) 如果想要選擇比較的小的模數(shù)來滿足使用設(shè)計(jì)的要求，那么需要在先確定中心距的前提下才可以，這樣考慮設(shè)計(jì)的齒輪才能保證系統(tǒng)的平穩(wěn)運(yùn)行，降低運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的噪聲。若想要設(shè)計(jì)的變速各方面都達(dá)到最優(yōu)，需要從工藝設(shè)計(jì)方面和齒輪強(qiáng)度兩個(gè)方面入手，首先就是擋齒輪的模數(shù)在選擇使用時(shí)要相同；強(qiáng)度要保持一致。本次設(shè)計(jì)擬采用漸開線形式的齒輪。這樣有利于換擋等操作，其具體可通過表3-1和3-2所示知道： 表3-1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 類型 單位 模數(shù) 單位 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī) 1.0≤V≤1.6 L 2.25～2.75 mm 1.6＜V≤2.5 L 2.75～3.00 mm 起重機(jī)的長度 6.0＜L≤14 m 3.50～4.50 mm L＞14.0 m 4.50~6.00 mm 表3-2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 系列 齒輪模數(shù)/mm 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —— 由于是起重機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，故變速器用齒輪模數(shù)可取 4mm。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。由于是大型起重機(jī)，故取3 mm。 2.5.2 壓力角 標(biāo)準(zhǔn)壓力角可通過在機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中相關(guān)規(guī)定查找，所以汽車手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)中擬采用的壓力角度是20°，而變速器中的結(jié)合同步器的齒壓力角度是30°[16]。 2.5.3 螺旋角β 綜合考慮齒輪的重合度、以及運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的噪聲，還有要考慮齒輪輕度的增強(qiáng)，所以在設(shè)計(jì)時(shí)要把這些全部囊括在內(nèi)，因?yàn)辇X輪的螺旋角對(duì)于輪齒的應(yīng)用強(qiáng)度影響巨大。所以為了減輕軸承的負(fù)荷和提高系統(tǒng)設(shè)計(jì)的使用壽命，本次設(shè)計(jì)擬采用的螺旋角度是20° 2.5.4 齒寬b 考慮到齒輪壽命收到齒寬b的影響，所以在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量縮小輪齒的寬度，但也要考慮其強(qiáng)度，所以設(shè)計(jì)的齒輪的寬度可以根據(jù)以上齒輪的模數(shù)來進(jìn)行設(shè)定，具體計(jì)算見下表： 類型名稱 計(jì)算依據(jù) 為齒寬系數(shù)取值 直齒 4.5～8.0 斜齒 6.0～8.5 所以綜合考慮擬采用接合齒的寬度是2mm。 第3章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 3.1 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪采用的是斜齒輪傳動(dòng)，取其模數(shù)4，壓力的角度，螺旋角度β=20°，則這可計(jì)算知道一檔的傳動(dòng)比值。 （3.1） 根據(jù)斜齒齒數(shù)和，可以計(jì)算出齒數(shù)、， （3.2） 因此可以知道的值是11， 的值是81。 考慮到安全性和穩(wěn)定性需要對(duì)中心距和螺旋角度β修正處理，具體可根據(jù)公式計(jì)算： （3.3） (3.4) 可以通過計(jì)算知道修正的螺旋角度。 未變位中心距可以通過小表知道： 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果 單位 分度圓直徑 46.873 mm 345.158 mm 未變位中心距 196.016 mm 但是實(shí)際使用時(shí)中心距發(fā)生了改變，所以為了還能夠滿足要求，中心距對(duì)一擋的齒輪副需要進(jìn)行變位處理，首先具體計(jì)算端面嚙合角和嚙合角 ： tan=tan/cos （3.5） cos= （3.6） 帶入數(shù)值計(jì)算可知 ，。 有以上計(jì)算出的數(shù)值可以求的變位系數(shù)和和當(dāng)量齒數(shù)與： （3.7） 此外取值 ，可以進(jìn)一步計(jì)算出一擋齒輪副的齒頂高和、齒根高和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)： 式中： 、、 式中： 在設(shè)計(jì)時(shí)采用斜齒輪作為二擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計(jì)算出二擋的傳動(dòng)比數(shù)值和齒數(shù)之和： 同時(shí)取 ， ，這樣可以計(jì)算出修正的螺旋角度β的值： 通過函數(shù)轉(zhuǎn)化求出其值 根據(jù)上面的數(shù)據(jù)還可以計(jì)算出二擋的齒輪變位系數(shù)相關(guān)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、當(dāng)量齒數(shù)和與變位系數(shù)之和： =72.003mm tan=tan/cos 此外取值 =-0.02，可以進(jìn)一步計(jì)算出二擋的齒輪的參數(shù)分度圓直徑和、齒頂高和、齒根高和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)： 式中： ，， 式中： =85.722mm 在設(shè)計(jì)時(shí)采用斜齒輪作為三擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計(jì)算出三擋的傳動(dòng)比數(shù)值和齒數(shù)之和： =2.48 = 同時(shí)取，，這樣可以計(jì)算出三擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)： tan=tan/cos 此外取值，可知： 式中： ，， 式中： 在設(shè)計(jì)時(shí)采用斜齒輪作為四擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計(jì)算出四擋的傳動(dòng)比數(shù)值和齒數(shù)之和： 同時(shí)取 ，則可以計(jì)算出修正的螺旋角度β的數(shù)值： 由三角函數(shù)計(jì)算可以知道修正的數(shù)值 這樣可以計(jì)算出四擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 在設(shè)計(jì)時(shí)采用斜齒輪作為五擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計(jì)算出四擋的傳動(dòng)比數(shù)值和齒數(shù)之和： =1 = 同時(shí)取 ，這樣可以計(jì)算出五擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 在設(shè)計(jì)時(shí)采用斜齒輪作為六擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計(jì)算出四擋的傳動(dòng)比數(shù)值和齒數(shù)之和： =0.74 = 同時(shí)取 ，這樣可以計(jì)算出五擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當(dāng)量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h(yuǎn)： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 根據(jù)理論計(jì)算可以知道倒擋齒輪的模數(shù)，壓力角度時(shí)，取和的值等于23后，可計(jì)算出輸入軸和倒擋軸的距離： 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比igr取6.26。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪Z12略小，取15。而通常情況下，倒檔軸齒輪取Z15 21~23，此處取23。 可計(jì)算出Z13=38。 因本設(shè)計(jì)倒檔齒輪業(yè)也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距: 而倒檔軸與第二軸的中心距計(jì)算如下： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部 d≈0.45A≈0.45×130=58.5mm 且da13=d+2ha。 （3-8） 式中： ha----齒頂高 ha=(fo+ξ)m ξ----變位系數(shù)。選非變位齒輪，則取ξ=0 fo----齒頂高系數(shù)，取值為1.00 3.1.2 齒輪材料的選擇原則 1、工作條件的要求 設(shè)計(jì)時(shí)主要考慮的方面有齒輪強(qiáng)度的要求、傳動(dòng)裝置耐磨性的要求、材料選擇要求、結(jié)構(gòu)尺寸外形的要求，特別時(shí)對(duì)于工作性能中穩(wěn)定度、安全性，這幾個(gè)方面要求全部滿足，這樣才能保證設(shè)計(jì)出的變速器使用壽命長、安全有穩(wěn)定。 2、合理選擇材料配對(duì) 在設(shè)計(jì)變速器的所有部件中，對(duì)于材料的使用要嚴(yán)格的把控，因?yàn)橐稽c(diǎn)出現(xiàn)質(zhì)量問題將會(huì)造成十分大的安全隱患和經(jīng)濟(jì)上的損失，所以說合理選擇材料的配對(duì)對(duì)于汽車變速器的設(shè)計(jì)至關(guān)重要，特別是在嚙合齒輪的選擇材料要求抗膠合性能要強(qiáng)，同時(shí)兩齒輪在選用時(shí)往往用不同型號(hào)的材料設(shè)計(jì)[19]。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 在設(shè)計(jì)變速箱的齒輪時(shí)擬采用時(shí)低碳鋼，其具體的工藝路線如下： 3.1.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 由于設(shè)計(jì)使用的發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩是，而且齒輪傳動(dòng)的有效效率，離合器傳動(dòng)的有效效率，軸承傳動(dòng)的有效效率。因此可通過下表知道各個(gè)擋的最大扭矩： 名稱 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 單位 輸入軸 = 1216 N·m 輸出軸一擋 8132.608 N·m 輸出軸二擋 4736.32 N·m 輸出軸三擋 2864.896 N·m 輸出軸四擋 1802.112 N·m 輸出軸五擋 1155.2 N·m 輸出軸六擋 854.848 N·m 倒擋 1908.59 N·m 3.2 輪齒的校核 3.2.1 輪齒的損壞原因及形式 汽車經(jīng)過長時(shí)間的工作，導(dǎo)致輪齒失效的原因主要有因?yàn)椴牧匣蛘呤芰^大引起的折斷、工作時(shí)間長了齒面的磨損、塑性變形等因素[20]。 具體的解決方案需要考慮到以上導(dǎo)致齒輪失效的因素，對(duì)于每個(gè)元件要進(jìn)行將加工，多余材料要選用合乎規(guī)格標(biāo)注的材質(zhì)，不然潛在的安全隱患什么可怕，不僅會(huì)帶來財(cái)產(chǎn)的損失，還有可能對(duì)駕駛員帶來生命的危險(xiǎn)，所以馬虎不得。 3.2.2 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 1、齒輪彎曲的計(jì)算首先要從倒檔直齒輪的彎曲應(yīng)力計(jì)算： 式中符號(hào)代表的含義件表 名稱 符號(hào) 單位 備注 彎曲應(yīng)力 MPa - 理論載荷 N.mm - 應(yīng)力集中系數(shù) - 摩擦力系數(shù) - 主動(dòng)齒輪取，從動(dòng)齒輪取 齒寬 mm - 模數(shù) -- 齒寬系數(shù) - 倒檔取7.5 齒形系數(shù) - - 公式計(jì)算的齒形系數(shù)圖見圖4-1所示。 由計(jì)算和設(shè)計(jì)手冊(cè)能夠知道，如果載荷達(dá)到理論計(jì)算值時(shí)，倒擋軸位置的齒輪彎曲應(yīng)力應(yīng)該在400MPa～850之間[20]。 設(shè)倒擋位置的齒輪的彎曲應(yīng)力分別為 ，，： ，，，，，，，, 2.斜齒輪的彎曲應(yīng)力的計(jì)算 式中各個(gè)符號(hào)含義與取值見下表 名稱 符號(hào) 單位 備注 理論載荷 N·mm - 法向模數(shù) mm - 齒數(shù) - - 斜齒輪螺旋角 度° - 應(yīng)力集中系數(shù) - 齒形系數(shù) - 可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4-1查得； 齒寬系數(shù) - 取7.5 重合度影響系數(shù) =2.0 由計(jì)算和設(shè)計(jì)手冊(cè)能夠知道，只有許用應(yīng)力在180MPa～350MPa范圍內(nèi)才可以滿足常嚙合齒輪的需求。 （1）一擋齒輪彎曲應(yīng)力 、的計(jì)算 ，，，，，， （2）二擋齒輪的彎曲應(yīng)力 、的計(jì)算 ，，，，，， （3）三擋齒輪的彎曲應(yīng)力 、的計(jì)算 ，，，，， （4）四擋齒輪的彎曲應(yīng)力 、的計(jì)算 ，，，，， （5）五擋齒輪的彎曲應(yīng)力 、的計(jì)算 ，，，，， （6）六擋齒輪的彎曲應(yīng)力 、的計(jì)算 ，，，，， 第4章 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 4.1 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1.1 軸的工藝要求 現(xiàn)在設(shè)計(jì)變速器的材料主要是采用碳鋼和合金作為軸的材料。這兩種材料對(duì)比發(fā)現(xiàn)碳鋼的生產(chǎn)成本要比合金鋼的生產(chǎn)制造成本低很多，并且碳鋼在抗疲勞強(qiáng)度上也表現(xiàn)的十分優(yōu)秀，在熱處理方式上也比較簡單，所以本設(shè)計(jì)擬采用軸的材質(zhì)的作為軸工藝的材料，同時(shí)為了避免倒擋軸的磨損失效，在加工時(shí)需要在軸的表面進(jìn)行精加工處理操作。此外為了保護(hù)滑動(dòng)齒輪能夠工作在十分優(yōu)越的性能，因此在輸入軸和輸出軸均采用滲碳、氰化等方式進(jìn)行熱處理。 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 軸的結(jié)構(gòu)主要從以下幾個(gè)方面考慮：一是從工藝方面進(jìn)行考慮，需要加工方便；二是從使用的方面進(jìn)行考慮，需要滿足強(qiáng)度的使用和承受載荷的能力。根據(jù)對(duì)比分析設(shè)計(jì)采用齒輪軸作為軸的生產(chǎn)設(shè)計(jì)的方式。 4.1.3 初選軸的直徑 在變速器中由于傳動(dòng)軸主要的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，因此輸入軸的軸頸 =43.431~49.945mm （4.1） K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0~4.6 4.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 （4.2） （4.3） （4.4） 以上公式中的符號(hào)含義見下表： 名稱 符號(hào) 單位 備注 齒輪承受的徑向力 N 齒輪承受的圓周力 N 彈性模量 MPa =2.1×105MPa 慣性矩 mm4 對(duì)于實(shí)心軸， 軸的直徑 mm 齒輪上的作用力距支座的距離 、 mm 兩支座間的距離 mm 根據(jù)式（4.2）和式（4.3）可以計(jì)算出軸的全撓度 。 （4.5） 根據(jù)垂直面上的mm使用范圍和在水平面內(nèi)的mm使用范圍，再結(jié)合齒輪平面轉(zhuǎn)角的使用范圍可以計(jì)算出一檔的基本參數(shù)圓周力和、徑向力和、軸向力和。 ， , ,， 知道數(shù)值， ，可以計(jì)算出 = 輸出軸的剛度計(jì)算： = 因?yàn)橐粨醯臅r(shí)撓度影響整個(gè)系統(tǒng)的安全，所以需要對(duì)輸入軸強(qiáng)度的校核計(jì)算。 1)豎直平面分析 得 = 2)水平平面分析 得 = 由第三強(qiáng)度定理計(jì)算得： 如圖4-2所示即為輸入軸的強(qiáng)度分析數(shù)據(jù)。 圖4-2輸入軸強(qiáng)度分析圖 因?yàn)橐粨醯臅r(shí)撓度影響整個(gè)系統(tǒng)的安全，所以需要對(duì)輸出軸強(qiáng)度校核。 1)豎直平面分析 得 圖5-3輸出軸強(qiáng)度分析 = 2)水平平面分析 得 由第三強(qiáng)度定理計(jì)算得： 如圖4-3所示即為輸出軸的強(qiáng)度分析數(shù)據(jù)。 圖4-3輸出軸強(qiáng)度分析圖 4.2 軸承的選擇及校核 4.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可以知道一些據(jù)汽車變速器得要求，結(jié)合軸承工作得條件需求，還有軸頸直徑初選，基本確定輸入軸的軸承得型號(hào)為NUP204，查找資料可以知道其原型號(hào)為92204，此外通過查表可以知道代號(hào)NUP204軸承得參數(shù)： ， ，。 由以上數(shù)據(jù)能夠知道軸承的計(jì)算預(yù)壽命長度為： 因?yàn)檩S承得使用壽命對(duì)于汽車的使用壽命影響巨大，所以為了保險(xiǎn)起見需要對(duì)其進(jìn)行校核計(jì)算： Ⅰ）、水平平面分析 += 得， Ⅱ）、內(nèi)部力分析，由查手冊(cè)知 Ⅲ）、軸向力分析 因此軸的左側(cè)易放松，右側(cè)易被壓緊。 Ⅳ）、當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算 故在軸承的左側(cè)，在軸承的右側(cè) 可計(jì)算出左側(cè)的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷值 軸承壽命的校核 ，式中壽命系數(shù)用表示，球狀的軸承=3；滾子軸承=10/3。 ， 可計(jì)算出左側(cè)的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷值 ， 由左側(cè)和右側(cè)的使用壽命核算分析，分析可知一擋輸入軸合格。 4.2.2 輸出軸軸承校核 由以上分析知輸出軸的型號(hào)，通過查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》知道輸出軸的代號(hào)為GB283-87，圓柱型的滾子軸承 ， ，。 由以上數(shù)據(jù)能夠知道軸承的計(jì)算預(yù)壽命長度為 軸承壽命的校核 Ⅰ）、水平平面分析 += 得2，。 Ⅱ）、內(nèi)部分析，取 Ⅲ）、軸向力分析 故軸承的右側(cè)將會(huì)被放松，軸承的左側(cè)將會(huì)被壓緊 Ⅳ）、當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算 故軸承的左側(cè),軸承的右側(cè). 可計(jì)算出左側(cè)的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷值 軸承壽命的校核 ，式中壽命系數(shù)用表示，球狀的軸承=3；滾子軸承=10/3； 左側(cè)： , 可計(jì)算出右側(cè)的徑向當(dāng)量動(dòng)載荷值 右側(cè)： ， 由左側(cè)和右側(cè)的使用壽命核算分析，分析可知輸出軸合格。 第5章 離合器的總體設(shè)計(jì) 5.1離合器設(shè)計(jì)要求 根據(jù)以上離合器的主要功能，結(jié)合離合器的使用狀態(tài)，在離合器設(shè)計(jì)過程中主要有如下幾點(diǎn)要求： （1）離合器的設(shè)計(jì)過程中要保證發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大扭矩（）小于離合器的摩擦力矩（）； （2）離合器傳遞扭矩時(shí)要保證扭矩可以緩慢增加，保證車輛可以平穩(wěn)起步； （3）分離軸承的設(shè)計(jì)應(yīng)保證接觸迅速，分離徹底； （4）設(shè)計(jì)中要考慮減震的設(shè)置，降低整車的噪音及NVH性能； （5）由于離合器一直在分離結(jié)合，因此在設(shè)計(jì)中要考慮到分離結(jié)合時(shí)的散熱性能，便于散熱； （6）操縱機(jī)構(gòu)要簡單可靠，同時(shí)便于駕駛員的駕駛； （7）摩擦片的設(shè)計(jì)要保證其耐久性與吸熱性。 5.2 離合器工作原理 如圖所示，本設(shè)計(jì)的離合器為膜片彈簧離合器，主要由一般從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)、主動(dòng)部分、操縱機(jī)構(gòu)等組成。 離合器在駕駛員松開踏板時(shí)，離合器處于接合狀態(tài)，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的扭矩通過發(fā)動(dòng)機(jī)的飛輪2借助離合器中壓盤的力的作用，從而傳給從動(dòng)盤3，從動(dòng)盤通過花鍵與變速器相連，從而將力傳遞給變速器。 當(dāng)駕駛員踩下踏板時(shí)，離合器處于分離狀態(tài)，拉索通過分離軸承8，將力傳遞給壓盤，而外端與壓盤連接，在此狀態(tài)下從動(dòng)盤3兩面的壓力消失，從而摩擦力消失，離合器處于分離狀態(tài)。當(dāng)松開踏板，受回位彈簧的影響，又恢復(fù)至原狀態(tài)，處于結(jié)合狀態(tài)，由將力傳遞至變速器。 1-軸承 2-飛輪 3-從動(dòng)盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸 離合器總成 5.3 離合器結(jié)構(gòu)選擇 5.3.1 摩擦片的選擇 本設(shè)計(jì)中由于車輛發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器之間輸出的扭矩大，同時(shí)為了使設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)簡單，便于后期維修，提高工作效率，降低設(shè)計(jì)成本。本設(shè)計(jì)中的離合器摩擦片結(jié)構(gòu)為單片摩擦片，在兩邊分別分布一片。這樣既能滿足使用要求，又能降低設(shè)計(jì)成本。因此設(shè)計(jì)摩擦片數(shù)為2。 5.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 根據(jù)離合器壓緊結(jié)構(gòu)的分類，一般情況下可分為周布彈簧式、中央彈簧式、膜片彈簧式等幾種。本設(shè)計(jì)中基于膜片彈簧的優(yōu)點(diǎn)，初步選用壓緊形式為膜片彈簧結(jié)構(gòu)。膜片彈簧的主要優(yōu)點(diǎn)如下[9]： （1）膜片彈簧可以將壓緊彈簧功能與分離杠桿功能結(jié)合到了一起，是離合器的結(jié)構(gòu)簡單，整體尺寸減小； （2）由于膜片彈簧的受力面積大，因此其性能較穩(wěn)定； （3）由于膜片彈簧為環(huán)形結(jié)構(gòu)，因此受力均勻； （5）通風(fēng)散熱要比其他結(jié)構(gòu)要好； （6）減少零部件的使用，可以降低制造成本。 同時(shí)由于近幾年來由于材料性能的不斷提高，我國對(duì)于剛才的生產(chǎn)工藝和加工方法也在飛速發(fā)展，膜片彈簧的制造技術(shù)已經(jīng)成熟。因此，本設(shè)計(jì)的離合器選用膜片彈簧式離合器。 5.3.2 壓盤的驅(qū)動(dòng)方式 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[9]： 通過結(jié)構(gòu)的不同驅(qū)動(dòng)方式也不盡相同，主要有凸臺(tái)—窗孔、徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)、徑向傳動(dòng)片驅(qū)動(dòng)等幾種。結(jié)合各種驅(qū)動(dòng)方式的特點(diǎn)，同時(shí)結(jié)合整車性能，本設(shè)計(jì)選用的為徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)的方式。 徑向傳動(dòng)片驅(qū)動(dòng)方式主要是通過特制而成的傳動(dòng)片，在工作中可以將壓盤與離合器蓋結(jié)合在一起，主要在力的傳遞過程中可以保證力的傳遞連續(xù)且不間斷，同時(shí)可以增強(qiáng)離合器則整體結(jié)構(gòu)。 5.3.3 分離杠桿與軸承 在本設(shè)計(jì)中膜片彈簧承即時(shí)彈性元件又是分離杠桿，由于其結(jié)構(gòu)的不同因此在設(shè)計(jì)中主要對(duì)膜片彈簧進(jìn)行設(shè)計(jì)；對(duì)于分離軸承主要是起到與變速器的分離與結(jié)合過程，其結(jié)構(gòu)也多種多樣，在本設(shè)計(jì)中選用的軸承為油封軸承，這樣由于其使用的強(qiáng)度較高，而且對(duì)于潤滑較重要，因此選用油封軸承。 5.3.4 離合器的散熱 對(duì)于離合器而言，由于離合器相對(duì)于車輛的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸與變速器輸入軸一直處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，在高檔過程中其相對(duì)旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速更高。而總所周知相對(duì)運(yùn)動(dòng)會(huì)產(chǎn)生摩擦，而摩擦就會(huì)產(chǎn)熱。離合器就是不斷處于摩擦接觸狀態(tài)，因此對(duì)于離合器的設(shè)計(jì)中散熱的設(shè)計(jì)尤為重要。對(duì)于離合器如果通風(fēng)散熱性不好，則會(huì)導(dǎo)致摩擦片高溫，從而使摩擦片燒蝕，導(dǎo)致離合器性能下降，影響車輛性能及安全。本設(shè)計(jì)的膜片離合器為周布通風(fēng)結(jié)構(gòu)，由于其承擔(dān)分離杠桿的作用，因此對(duì)于通風(fēng)散熱性有很好的性能，可以提高離合器的使用壽命。 5.3.5 從動(dòng)盤總成 在本設(shè)計(jì)的離合器結(jié)構(gòu)中從動(dòng)盤是一個(gè)由摩擦片，從動(dòng)片，減震器和從動(dòng)盤穀等零部件組成的結(jié)構(gòu)總成。其工作性能直接影響到整車的使用性能，因此其設(shè)計(jì)過程中主要考慮到如下要求： （1）為減小沖擊，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要??； （2）為使離合器能平順便于起步要具有軸向彈性，； （3）為避免傳動(dòng)系的共振要裝扭轉(zhuǎn)減振器，； 5.4 離合器主要零件的設(shè)計(jì) 5.4.1 從動(dòng)盤 從動(dòng)盤的結(jié)構(gòu)主要有摩擦片，從動(dòng)片，扭轉(zhuǎn)減震器和從動(dòng)盤穀等結(jié)合而成，因此在制造加工時(shí)由于結(jié)構(gòu)的特殊性，主要靠鉚釘鉚接而成。對(duì)于摩擦面的平面度要求平面不平度誤差＜0.2mm，材料主要使用45號(hào)鋼沖壓處理而成。 5.4.2 摩擦片 摩擦片在性能上要滿足如下要求： （1）耐熱性能好，結(jié)構(gòu)簡單； （2）具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和耐磨性； （3）有利于接合平順； （4）不會(huì)發(fā)生粘著現(xiàn)象，在汽車長期停放時(shí)，。 5.4.3 膜片彈簧 膜片彈簧是離合器中最重要的一部分，在材質(zhì)選著上也有嚴(yán)格要求，本設(shè)計(jì)中的材料選用60SiMnA，而對(duì)于表面的處理也有一定的要求，主要采用調(diào)制后噴丸處理，表面采用堵路處理。 5.4.4 壓盤 壓盤為HT150鑄造后機(jī)加而成的，主要對(duì)于高度及耐久性能有一定的要求，同時(shí)由于處于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，因此對(duì)于粗糙度的要求為1.6-3.2之間。 第6章 離合器的主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算 6.1 摩擦片主要參數(shù)的選擇 (1) 摩擦片外徑的確定 根據(jù)汽車設(shè)計(jì)中摩擦片的參數(shù)設(shè)計(jì)，摩擦片的外徑可有式: 為直徑系數(shù)，取值見下表 取 　直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 長度為3～6.2m的起重機(jī) 16.0～18.5(單片離合器) 13.5～15.0(雙片離合器) 得D=572.43mm。摩擦片的尺寸已系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，根據(jù)汽車摩擦片設(shè)計(jì)手冊(cè)取整后為575mm (2) 摩擦系數(shù)及片數(shù)的確定 摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素，本設(shè)計(jì)中取=0.2；摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設(shè)計(jì)的為單片離合器，因此Z=2。離合器間隙Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時(shí)，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙Δt一般為3～4mm。本設(shè)計(jì)中取Δt=4mm。 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 石棉基材料 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.30～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 （3）摩擦片內(nèi)徑d的確定 根據(jù)前面計(jì)算可知摩擦片外徑D=575mm 摩擦片的內(nèi)、外徑比應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，即 計(jì)算可得d=385.25mm,本設(shè)計(jì)取d=385mm (3) 減震器彈簧位置直徑的確定 為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm 計(jì)算可,本設(shè)計(jì)取 （5） 摩擦面積轉(zhuǎn)矩的確定 為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m/mm2)，按下表本設(shè)計(jì)為 計(jì)算可得滿足要求。 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 0．28 0．30 0．35 0．40 （6）為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對(duì)于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa,即 MPaMPaMPa 6.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 （1）的確定 此值對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大，為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設(shè)計(jì) ，h=4mm ，則H=8mm 。 （2） R/r選擇 汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3 的范圍內(nèi)取值。本設(shè)計(jì)中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm