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汽車設計課程設計說明書 新賽歐1.2L汽車離合器設計 設計者: 指導教師： 上海理工大學 2014年6月28日 目錄 第1章 緒論 1 1.1 離合器的基本組成 1 1.2 離合器的功用及分類 1 1.3 課程設計目的 2 1.4 離合器的設計的基本要求 2 1.5 設計步驟 3 第2章 離合器結構方案分析 4 2.1 離合器車型的選定 4 2.2 離合器結構設計 7 2.2.1摩擦離合器的組成 7 2.2.2從動盤數的選擇 8 2.2.3壓緊彈簧和布置形式的選擇 8 2.2.4膜片彈簧的支撐形式選擇 10 2.2.5壓盤驅動形式選擇 11 2.2.6扭轉減震器 11 2.2.7膜片彈簧離合器的工作原理 11 第3章 離合器基本參數的確定 12 3.1 離合器后備系數β 12 3.2 單位壓力P0 12 3.3 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 13 3.4 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙△t 14 第4章 離合器基本參數的約束條件 15 4.1 摩擦片外徑D 15 4.2 摩擦片的內、外徑比c 15 4.3 后備系數β 15 4.4 摩擦片內徑d 15 4.5 單位摩擦面積傳遞的轉矩Tc0 15 4.6 單位壓力p0 16 4.7 離合器單位摩擦面積滑磨功ω 16 第5章 離合器主要零件的結構選型及設計計算 18 5.1 從動盤總成設計 18 5.1.1 從動盤總成的結構型式的選擇 18 5.1.2 從動片結構型式的選擇 19 5.1.3 從動盤轂的設計 19 5.2 離合器蓋總成設計 20 5.2.1 離合器蓋設計 20 5.2.2 壓盤設計 21 5.3 離合器分離裝置設計 21 5.3.1 分離軸承 21 5.3.2 分離套筒 21 5.4 膜片彈簧的設計 22 5.4.1 膜片彈簧基本參數的選擇 22 5.4.2 膜片彈簧基本參數約束條件的檢驗 24 5.4.3 膜片彈簧材料及制造工藝 26 5.5 扭轉減振器 26 5.5.1 扭轉減振器的功用 26 5.5.2 扭轉減振器組成 27 5.5.3 減振器的結構設計 27 5.5.4 離合器輸出軸的設計 32 謝辭 32 參考資料  第1章 緒 論 1.1 離合器概述 離合器位于發(fā)動機和變速器之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據需要踩下離合器或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。 1.1.1離合器的基本組成 一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）、操縱機構（分離叉、分離軸承、離合器踏板、傳動部件）四大部分組成。 1.1.2離合器的功用及分類 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。汽車離合器有摩擦式離合器、液力耦合器、電磁離合器等幾種。目前在汽車上廣泛采用的是用彈簧壓緊的摩擦離合器(簡稱為摩擦離合器)。摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。干式摩擦式離合器，按其從動盤的數目，又分為單盤式、雙盤式和多盤式等幾種。濕式摩擦式離合器一般為多盤式的，浸在油中以便于散熱。 1.1.3離合器的設計的基本要求 為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求： 1) 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止傳動系過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 3) 分離時要迅速、徹底。 4) 從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5) 應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6) 應能避免和衰減傳動系的扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9) 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 10) 結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 1.1.4離合器設計的任務 1) 從技術先進性、生產合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標、質量和主要尺寸參數，提出總成設計方案，為各零件設計提供整體參數和設計要求； 2) 對各零件進行合理布置和運動校核； 3) 對整體性能進行計算和控制，保證汽車主要性能指標實現； 4) 協(xié)調好整體總成與零件之間的匹配關系，配合零件完成布置設計，使整體的性能及可靠性達到設計要求。 1.1.5設計原則及目標 1) 離合器的選型應根據汽車型譜、市場需求、產品的技術發(fā)展趨勢和企業(yè)的產品發(fā)展規(guī)劃進行。 2) 選型應在對同類型產品進行深入的市場調查、使用調查、生產工藝調查、樣車結構分析與性能分析及全面的技術、進行分析的基礎上進行 3) 應從已有的基礎出發(fā)，對原有離合器和引進的樣本進行分析比較，繼承優(yōu)點，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進技術與結構，開發(fā)新型離合器。 4) 涉及應遵守有關標準、規(guī)范、法規(guī)、法律，不得侵犯他人專利。 5) 力求零件標準化、部件通用化、產品系列化。 圖1-1　離合器爆炸圖 第2章 離合器結構方案選取 2.1 離合器車型的選定 2.1.1 車型簡介 雪佛蘭新賽歐是上海通用汽車有限公司針對現今中國家庭用車實際需求，在原賽歐基礎上全新打造的產品。泛亞汽車技術中心積聚其優(yōu)秀的開發(fā)團隊，歷時近兩年，對原賽歐的整體外觀造型、內飾、動力總成系統(tǒng)等方面進行了全面升級更新，使新賽歐更符合中國大眾化汽車消費者當前對普通家轎的需求，帶給消費者全新的體驗。 作為年輕活力、值得信賴的國際品牌，雪佛蘭志在成為各個細分市場年輕人和年輕家庭的首選。新賽歐的打造傳承了雪佛蘭品牌富有駕駛樂趣的操控性能、運動風格的造型設計和價值體驗最大化的產品理念。在造型設計上，新賽歐體現了雪佛蘭全球設計語言；1.2L和1.4L發(fā)動機賦予新賽歐高效動力，配合扎實運動的底盤為消費者帶來靈活精準的操控感受。通過貫穿始終的全球產品開發(fā)流程、全球工程和質量標準以及嚴格的成本控制目標，雪佛蘭新賽歐在達到國際標準、國際品質的同時，也將以極具價格競爭力的國際品牌家轎形象樹立國內小車的全新價值標桿。 2.1.2車型基本參數如下表： 表2-1　起亞獅跑2.0L GL MT 兩驅版基本參數 參數類型 參數 數值 車身參數 長寬高(mmmmmm) 424916901505 軸距(mm) 2465 整備質量(kg) 1040 車門數 座位數 5 變速箱參數 變速器類型 手動 擋位數 5 發(fā)動機參數 最大功率(kw/rpm) 64/6000 最大扭矩( N?m/rpm) 115/4400 最高轉速(rpm) 6500 汽缸排列形式 直列 汽缸數 4 每缸氣門數 4 燃油供給方式 多點電噴 汽缸容積(ml) 1206 缸蓋材質 鋁 續(xù)表2-1 參數類型 參數 數值 發(fā)動機參數 缸體材質 鑄鐵 進氣方式 自然吸氣 發(fā)動機放置位置 前置 驅動方式 前輪驅動 燃料類型 93#以上無鉛汽油 油箱容積(L) 42 底盤參數 前懸掛類型 麥弗遜式獨立懸架 后懸掛類型 扭力梁式半獨立懸架 助力類型 機械液壓助力 前制動器類型 盤式 后制動器類型 鼓式 手剎類型 機械駐車制動 前輪胎規(guī)格 175/65 R14 后輪胎規(guī)格 175/65 R14 備胎規(guī)格 非全尺寸 性能參數 最高車速(km/h) 165 2.2離合器結構設計 2.2.1摩擦離合器的組成 1. 主動部分： 包括飛輪、離合器蓋、壓盤等部件。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起，離合器蓋與 飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠3－4個傳動片傳遞轉矩的。從動部分是 由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的 輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。 2. 壓緊機構： 壓緊機構主要由螺旋彈簧或膜片彈簧（又稱碟簧）組成，與主動部分一起旋轉， 它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和盤壓間的從動盤壓緊。 3. 操縱機構： 操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與接合程度的一套專設機構，它是由位于離 合器殼內的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離 軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等部件組成的分離機構和位于離合器殼外的離合 器踏板及傳動機構、助力機構等組成。 4. 其他部件： 為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多數汽車都在離合器 的從動盤上附裝有扭轉減振器（如圖2-1）。為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔 和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本體圓周部分，沿 徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。（如圖2-2） 圖2-1　從動盤附裝扭轉減振器 圖2-2　帶減振器的從動盤 2.2.1 從動盤數的選擇 1. 單片離合器 對乘用車和最大總質量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布 置尺寸容許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤，如圖2-3所示。單片離合器結 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接合平順。 2. 雙片離合器 雙片離合器(圖2-4)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；結合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板 力較?。恢虚g壓盤通風散熱性差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至燒壞；分離 行程較大，不易分離徹底，所以，設計時在結構上必須采取相應的措施；軸向尺寸較 大，結構復雜；從動部分的轉動慣量較大。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。 3. 多片離合器 多片離合器多為濕式，具有接合更加平順柔和，摩擦表面溫度較低，磨損較小， 使用壽命長等優(yōu)點。但分離行程大，分離不徹底，軸向尺寸和從動部分轉動慣量大， 主要應用于最大總質量大于14t的商用車的行星齒輪變速器換擋機構中。 本次設計為轎車膜片彈簧離合器的設計，設計原始數據為：發(fā)動機的最大轉矩Te max=115 N?m，轉矩較大，故選用單片摩擦離合器作為本次設計對象。 圖2-3　單片離合器 圖2-4　雙片離合器 2.2.2 壓緊彈簧布置形式選擇 1. 周置彈簧離合器 周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其特點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數。在某些重型汽車上，由于發(fā)動機最大轉矩較大，所需壓緊彈簧數目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現彈簧斷裂現象。 2. 中央彈簧離合器 中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調整墊片或螺紋容易實現對壓緊力的調整。這種結構多用于重型汽車上。 3. 斜置彈簧離合器 斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結構在重型汽車上已有采用。 4. 膜片彈簧離合器 膜片彈簧離合器的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，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，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。 膜片彈簧離合器(圖2-5)有以下優(yōu)點： 1) 膜片彈簧有理想的非線性特性,彈簧壓力在摩擦片允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持其傳遞的轉矩的大致不變。當離合器分離時，彈簧壓力較圓柱螺旋彈簧，有所下降，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，質量小； 3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明則顯下降； 4) 膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好摩擦片磨損均勻； 5) 易于實現良好的通風散熱，使用壽命長； 6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好； 圖2-5　推式膜片彈簧離合器 7) 有利于大批量生產，降低制造成本。 綜上所述，本次設計的轎車離合器應選擇推式膜片彈簧離合器 2.2.3 壓盤的驅動方式選擇 壓盤的驅動方式主要有凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)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(lián)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。 使用彈性傳動片的方式不僅消除了前三種的缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中，固選用彈性傳動片式驅動壓盤。 2.3離合器設計方案的確定 2.3.1離合器結構圖 鑒于以上結構方案的分析比較，再結合離合器的實用性、可靠性、工藝性及經濟性分析，本次離合器設計，方案最終確立為干式單片摩擦離合器。 2.3.2離合器工作原理和構造示意圖 發(fā)動機工作時，飛輪和壓盤通過它們與摩擦片之間的摩擦帶動從動盤轂一起旋轉，再由花鍵連接將扭矩傳遞給主、副傳動軸。當駕車者踩下離合器踏板，操縱部分的分離叉將分離軸承推向前，推動分離杠桿克服壓緊簧反力，拉動主離合器壓盤向后移動，解除了主離合器壓盤與摩擦片之間的壓緊力，此時主離合器分離，發(fā)動機只能帶動主動部分及副離合器旋轉，無法將扭矩傳遞給主傳動軸。當駕駛者繼續(xù)踩離合器踏板時，分離拉桿螺栓將克服膜片彈簧及組合彈簧反力拉動副離合器壓盤向后移動，解除了副離合器壓盤與副摩擦片之間的壓緊力，此時，副離合器也分離，發(fā)動不再有功率輸出。當駕車者松開離合器踏板，操縱部分通過回位彈簧將分離軸承拉回來，膜片彈簧先恢復原位，副離合器嚙合；隨后分布在主離合器壓盤上的組合彈簧恢復原位，主離合器也嚙合。 具體工作過程圖如下： 圖2-5 摩擦離合器構造示意圖 1-飛輪2-從動盤3-踏板4-壓緊彈簧5-從動軸6-從動盤轂 1) 分離過程l 踩下踏板→分離叉頂壓分離軸承前→壓向分離杠端→分離杠桿內端向前外端向后運動→拉動壓盤克服壓緊彈簧彈力向后移動→解除飛輪、從動盤、壓盤三者之間的壓緊狀→中斷動力傳遞 2) 接合過程 抬起踏板→分離叉離開分離軸承→分離軸承在回位彈簧作用下回位→在壓緊彈簧作用下壓盤前移→帶動分離杠桿內端向后外端向前運動→此時飛輪、從動盤、壓盤三者之間處于壓緊狀態(tài)→接通動力傳遞 第3章 離合器基本參數的確定 3.1 摩擦片的外徑D及其他尺寸的確定 3.1.1摩擦片的外徑D 摩擦片的外徑D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。設計上通常首先確定摩擦片的外徑D。 在確定外徑D時，有下列經驗公式可供初選時使用： D=KDTemax (3-1) 式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩（ N?m）；KD—直徑系數，取值見下表： 表3-1　直徑系數KD的取值范圍 車 型 直徑系數 KD 乘用車 14.6 最大總質量為1.8～14.0t的商用車 16.0～18.5(單片離合器) 13.5～15.0(雙片離合器) 最大總質量大于14.0t的商用車 22.5～24.0 本次設計所設計的是轎車（Temax/nT為115 N?m/4400 rpm，Pemax/nP為64kw/6000rpm）的膜片彈簧離合器。 所設計的離合器摩擦片為單片，初選擇KD=14.6。所以根據式(3-1)得 D=14.6115≈156.6(mm) 表3-2　離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.687 0.644 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1-c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單面面積A mm2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 取D=180mm 3.1.2 摩擦片的內徑d及摩擦片厚度b 根據表3-2取內徑d=125mm；厚度b=3.5mm 且c=d/D=0.7，在0.53~0.70之間，滿足要求。 3.2 離合器后備系數β的確定 在選擇后備系數β時，應考慮摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。 為可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；為了使離合器尺寸不致過大，減少傳動系的過載，保證操縱更輕便，后備系數不宜過大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力，減少離合器滑磨，β取大些；汽車總質量較大，β也應該選取大些；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取β應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，β取小些。各類汽車離合器的β取值范圍見表3-3。 在開始設計離合器時，一般是參照統(tǒng)計資料，并根據汽車的使用條件，離合器結構形式的特點，初步選定后備系數β。 表3-3　離合器后備系數β的取值范圍 車 型 后備系數β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 由于所設計的是轎車的離合器，所以選取β=1.20。 3.3 單位壓力p0的確定 單位壓力p0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮和離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。對于離合器使用頻繁、發(fā)動機后備功率較小、載質量大或經常在壞路面上行駛的汽車，p0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣熱載荷，p0應取小些；后備系數較大時，可適當增大p0。 當摩擦片采用不同材料時，p0取值范圍見表3-4。 表3-4　摩擦片單位壓力p0的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力p0/MPa 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 金屬陶瓷材料 0.75～1.50 本次設計中選取的摩擦片材料為石棉基材料（模壓)。 離合器摩擦力矩根據摩擦定律可表示為： Tc=fFZRc (3-2) 式中，Tc 靜摩擦力矩； f 摩擦面間的靜摩擦因數，計算時一般取0.20~0.25；選取f=0.20 F 壓盤施加在摩擦面上的工作壓力； Rc 摩擦片的平均半徑； Z 摩擦面數，是從動盤的兩倍；所以，Z=4 假設摩擦片上工作壓力均勻，則有： F=p0A=p0πD2-d24 (3-3) 式中，p0 摩擦片單位壓力； A 一個摩擦面面積； D 摩擦片外徑； d 摩擦片內徑。 摩擦片的平均半徑Rc根據壓力均勻的假設，可表示為： Rc=D3-d33D2-d2 (3-4) 當d/D≥0.6時，Rc可相當準確的有下式計算： Rc=D+d4 (3-5) 因為D=180mm，d=125mm，c=d/D=0.7≥0.6，則 Rc=180+1254=76.25mm 將式(3-3)與式(3-5)代入式(3-2)得： Tc=fZRc p0πD2-d2 4 (3-6) 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的，設計時Tc應大于發(fā)動機的最大轉矩，即 Tc=βTemax (3-7) 式中，Temax=115 N?m為發(fā)動機最大轉矩；β=1.20為離合器的后備系數。 將式（3-7）代入式（3-6）得： p0=4βTemaxfZRc πD2-d2 3-8 由式(3-8)得： p0=41.201150.2040.07625 π1802-1252≈0.17 MPa 所得p0在石棉基材料(模壓)單位壓力范圍 (0.15~0.25)內，故選石棉基材料(模壓)滿足要求。 第4章 離合器基本參數的校核 4.1 摩擦片最大圓周速度vD 摩擦片外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度vD不超過65~70 m/s，即 vD=π60nemaxD103≤65~70 m/s (4-1) 式中，vD為摩擦片最大圓周速度(m/s)；nemax為發(fā)動機的最高轉速(r/min)。本次設計中nemax=6500 r/min，所以根據式(4-1)得： vD=π60650018010-3≈61.23 m/s 符合vD≤65~70 m/s的約束條件。 4.2 摩擦片的內外徑比c 摩擦片的內外徑比c應在0.53~0.70內。外徑D=180mm；內徑d=125mm； c=d/D=0.7 在0.53~0.70之間，符合約束條件。 4.3 離合器后備系數β 為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，應使1.2≤β≤4.0，在前面參數選取中，我們選取β=1.2，符合此約束條件。 4.4 摩擦片內徑d 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm，即d>2R0+50 。其中d=125mm， 2R0<75mm 符合約束要求。 4.5 單位摩擦面積傳遞的轉矩Tc0 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 Tc0=4TcπZD2-d2≤Tc0 (4-2) 式中：Tc0為單位摩擦面積傳遞的轉矩(Nm/mm2)；Tc0 為許用值( N?m/mm2)。 由式(4-2)得： Tc0max=4βTemaxπZD2-d2=41.20115π21802-1252≈0.5210-2 N?m/mm2 4.6 摩擦片單位壓力p0 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0為0.10~1.50MPa。我們選取摩擦片的材料為石棉基(模壓)材料，并且選取p0=0.17 MPa，符合此約束條件。 4.7 單位摩擦面積滑磨功ω 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即 ω=4WπZD2-d2≤ω 4-3 式中，ω為單位摩擦面積滑磨功( J/mm2)；ω為單位摩擦面積滑磨功的許用值( J/mm2)，對于乘用車：ω=0.40 J/mm2，對于最大總質量小于6.0t的商用車：ω=0.33 J/mm2，對于最大總質量大于6.0t商用車：ω=0.25 J/mm2；W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功 J ，可根據下式計算 W=π2ne21800marr2i02ig12 4-4 式中，ma為汽車總質量(kg)；rr為輪胎滾動半徑(m)；ig1為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用車取2000r/min，商用車取1500r/min。查得：i0=4.3，汽車總質量公式如下： ma=m0+65n+αn 4-5 式中，m0為整車整備質量(kg)；n為包括駕駛員在內的載客數，n=5；α為行李系數，發(fā)動機排量≤2.5L的乘用車的α=10。 由式(4-5)得： ma=1040+655+105=1415kg 車輪規(guī)格為175/65 R14，即輪胎寬度為B=175mm，輪胎高寬比為H/B=65%,R表示該輪胎為子午線輪胎，輪輞直徑為14英寸，所以車輪的自由直徑為 d=21750.65+1425.4=583.1mm 車輪滾動半徑rr估算公式如下： rr=Fd2π10-3 4-6 式中，F為計算常數，子午線輪胎取F=3.05；d為車輪自由直徑(mm)。由式(4-6)得： rr=3.05583.12π10-3=0.283m 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故 Temaxig1i0ηTrr≥magfcosαmax+sinαmax=magψmax 則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為 ig1≥magfcosαmax+sinαmaxrrTemaxi0ηT 4-7 式中：ma為汽車總質量，ma=1415kg ；g為重力加速度，取g=9.8m/s2；f為道路附著系數，取f=0.015；rr為車輪滾動半徑，rr=0.283mm；Temax為發(fā)動機最大轉矩，Temax=115 N?m；i0為主減速比，i0=4.3；ηT為傳動系機械效率，取ηT=0.9。αmax為最大爬坡角度，取αmax=16.7o。由式(4-7)得： ig1≥magfcosαmax+sinαmaxrrTemaxi0ηT =14159.80.015cos16.7o+sin16.7o0.2831154.30.9 =2.661 根據驅動車輪與路面的附著條件 Temaxig1i0ηTrr≤G1φ 可求得變速器一擋傳動比為 ig1≤G1φTemaxi0ηT 4-8 式中：G1為前軸軸荷，G1=mag61%=14159.861%=8458.87N；φ為路面附著系數，取φ=0.8。由式(4-8)得： ig1≤G1φrrTemaxi0ηT =8458.870.80.2831154.30.9 =4.303 所以一擋傳動比ig1的范圍為02.661≤ig1≤4.3030。在乘用車傳動比范圍內3.0~4.5之間。 取ig1=4.0 根據以上數據及式(4-4)得： W=π220002180014150.28324.324.02≈8393.04J 將等到的滑磨功W帶入(4-3)得： ω=48393.04π21802-1252≈0.32 J/mm2≤0.4 J/mm2=ω 單位摩擦面積滑磨功ω符合此約束條件。 第5章 離合器輸出軸的設計 5.1 離合器輸出軸軸徑d 離合器輸出軸軸徑d可由下列經驗公式求得： d=K3Temax 5-1 式中K為經驗系數，K=4.0~4.6。取K=4.5代入式(5-1)，得： d=4.53115≈21.88mm 取d=25mm。 5.2 離合器輸出軸的強度校核 因為離合器輸出軸在運轉過程中，所受彎矩較小可忽略，即可認為其只受扭矩作用。軸的扭矩強度條件公式為： τT=TWT≤τT 5-2 式中：τT 輸出軸的扭轉切應力(MPa)； τT 輸出軸的許用扭轉切應力MPa，查得τT=55MPa； T 輸出軸所傳遞的轉矩(N?mm)； WT 輸出軸的抗扭截面系數mm3； 對于實心軸，抗扭截面系數公式為 WT=πd316 5-3 將(5-3)代入(5-2)可得： τT=16Tπd3≤τT 5-4 將離合器輸出軸設計值d=25mm，即發(fā)動機最大轉矩Temax=115 N?m代入(5-4)得： τTmax=16115103π263≈33.34MPa≤τT=55MPa 符合強度要求。 第6章 離合器主要零部件的設計 6.1 從動盤的設計 從動盤總成主要由從動片、摩擦片、從動盤轂、扭轉減震器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應要滿足以下三個方面的要求： 1) 從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊； 2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻以減小磨損； 3) 應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 6.1.1從動片的結構形式、材料及基本尺寸 在設計從動片時要盡量減輕其質量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了使得離合器結合平順，保證汽車的平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。具有軸向彈性的從動片有以下3種結構型式： 1) 整體式彈性從動片，其特點是從動片是完整的鋼片，并開有T形槽，摩擦片直接鉚接在從動盤本體上。 2) 分開式彈性從動片，其特點是從動片鉚接波形彈簧片，摩擦片鉚接在波形彈簧片上。 3) 組合式彈性從動片，其特點是靠近壓盤的一面鉚有波形彈簧片，靠近 圖6-1　整體式彈性從動片 飛輪的一面沒有。 圖6-2　分開式彈性從動片 圖6-3　組合式彈性從動片 前面兩種結構在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從動片。故 選分開式彈性從動片。 從動片材料與所用的結構型式有關，不帶波形彈簧片的從動片（即整體式）一般用高 碳鋼或彈簧剛片沖壓而成，經熱處理后達到硬度要求。采用波形片（即分開式或組合式）時，從動片用低碳鋼，波形片用彈簧鋼65Mn。 從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉動慣量，從動片一般比較薄，通常 為1.3~2.0mm厚鋼板沖壓而成，取值為1.5mm。從動片的外沿部分（即波形彈簧那片）厚度在0.65～1.0mm之間，取值為0.8mm。 6.1.2 摩擦片與從動片連接方式 離合器摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦 片方便，適宜在從動片上安裝波形片，但摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較強的抗離心力和切向力的能力；但更換摩擦片困難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。因此算用鉚接方式。 6.1.3從動盤轂主要參數的選擇 從動盤轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最大的零件。目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。花鍵的結構尺寸可根據摩擦片外徑D和發(fā)動機轉矩Temax由表6-1選取。花鍵轂一般采用鍛鋼(如45鋼，40Cr等)，并經調質處理，表面和心部硬度一般在26~32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。 表6-1　從動盤轂花鍵尺寸系列 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉矩Temax/N?m 花鍵齒數 n 花鍵外徑D/mm 花鍵內徑d/mm 花鍵齒厚t/mm 花鍵有效齒長l/mm 160 49 10 23 18 3 20 180 69 10 26 21 3 20 200 108 10 29 23 4 25 225 147 10 32 26 4 30 250 196 10 35 28 4 35 280 275 10 35 32 4 40 300 304 10 40 32 5 40 325 373 10 40 32 5 45 350 471 10 40 32 5 50 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底。一般取1.0~1. 4 倍的花鍵軸直徑，取l=1.1d=35mm。再根據D=180mm， Temax=115N?m初選花鍵齒數n=10，花鍵外徑D=32mm，花鍵內徑d=26mm，齒厚t=4mm，有效齒長l=30mm。查表得許用擠壓應力σbs=11.3Mpa?；ㄦI齒工作高度h=D-d/2=3mm。 花鍵尺寸的強度校核： 花鍵側面壓力公式為 P=4TemaxD+d (6-1) 擠壓應力校核公式為 σbs=Pnlh≤σbs 6-2 擠壓應力校核公式為 σbs=Pnlh≤σbs 6-2 將公式(6-1)代入(6-2)得： σbs=4TemaxnlhD+d≤σbs 6-3 將參數代入(6-3)可得 σbs=41151031030332+26≈8.8MPa≤σbs =11.3MPa 故花鍵的強度符合要求，即所選參數符合要求。 6.2 扭轉減振器主要參數的選擇 6.2.1 扭轉減振器概述 扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件 的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能： 1) 降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率； 2) 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊產生的瞬態(tài)扭振； 3) 控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。 4) 緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 圖6-4給出了幾種帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。圖6-4 a-d為采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的單級扭轉減振器其6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用，扭轉減振器的彈性特性為線性的。因為其結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器(圖6-4 e為三級的)，其有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲，廣泛用在柴油機汽車中。圖6-4 f為采用空心圓柱形橡膠彈性元件的扭轉減振器，也具有非線性彈性特性。雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但因其會使從動盤轉動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛采用。 圖6-4　帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖 1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；6—減振摩擦片；7—減振盤；8—限位銷 本次設計采用圖6-4 a所示最簡單的單級減振器。 減振器的扭轉剛度k?? 和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩T是兩個主要參數，決定 了減振器的衰減傳動系扭轉振動的能力。其設計參數還包括極限轉矩 Tj、預緊轉矩Tn和極限轉角φj等。 6.2.2 減振器極限轉矩 Tj 極限轉矩(圖6-5)為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙?1 (圖6-6)時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 Tj=1.5~2.0Temax 6-4 式中，商用車：系數取1.5；乘用車：系數取2.0。代入式(6-4)得： Tj=2.0115=230N?m 6.2.3減振器的扭轉剛度k?? 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度k??，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。 k?? 決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸(圖6-6)。 設減振彈簧分布在半徑為R0的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過φ(rad)時，彈簧相應變形量為R0φ。此時所需加在從動片上的轉矩為 T=1000KZjR02φ 6-5 式中，T為使從動片相對從動盤轂轉過φ(rad)所需加的轉矩N?m；K為每個減振彈簧的線剛度N/mm；Zj為減振彈簧個數；R0為減振彈簧位置半徑m。 根據扭轉剛度的定義，kφ=T/φ，則 kφ=1000KZjR02 6-6 式中，k?? 為減振器扭轉剛度N?m/rad。 設計時，可根據經驗初選k?? 為 kφ≤13Tj 6-7 將 Tj=368N?m代入式(6-7)得： kφ≤13230=2990N?m/rad 取kφ=2900N?m/rad 圖6-5　單級線性扭轉減振器扭轉特性 圖6-6　減振器尺寸簡圖 6.2.4 減振器阻尼摩擦轉矩T 由于減振器扭轉剛度k?? 受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T一般可按下式初選 Tμ=0.06~0.17Temax 6-8 取系數為0.10代入式(6-8)得： Tμ=0.12115=13.8N?m 6.2.5 減振器預緊轉矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，Tn 增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于 Tμ，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 Tn=0.10115=11.5 N?m 6.2.6 減振彈簧位置半徑R0 R0的尺寸應盡可能大些(圖6-6)，一般取 R0=0.60~0.75d2 6-9 取系數為0.60代入式(6-8)得： R0=0.601252=37.5mm 6.2.7減振器彈簧個數Zj Zj 參照表6-2選取，取Zj=6。 表5-1 減振彈簧個數的選取 摩擦片外徑D/mm 225~250 250~325 325~350 >350 Zj 4~6 6~8 8~10 >10 6.2.8 減振彈簧中壓力F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙?1 或?2 (圖6-6)被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值 Tj 時，減振彈簧收到的壓力F 為 F = Tj / R0 6-10 將 Tj=230N?m 和 R0=37.5mm 代入式(6-10)得： F =230/ 37.5≈6.1kN 6.2.9 減振器極限轉角φj 減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj 時，從動片相對從動盤轂的極限轉角φj為 φj=2arcsin?l2R0 6-11 式中，?l 為減振彈簧的工作變形量。 φj通常取3o~12o，對汽車平順性要求高或對發(fā)動機工作不均勻時，φj取上限。 取φj=8o 6.2.10 減振彈簧尺寸 1) 彈簧中徑Dc ，其一般由布置結構來決定，通常Dc=11~15mm，取Dc=11mm。 2) 彈簧鋼絲直徑d，其計算公式為 d≥38F DcπZjτ 6-12 式中，扭轉許用應力τ可取550~600Mpa,故取為τ=600Mpa，代入式(6-12)得： d≥386.110311π4600≈4.1mm 取d=4mm 3) 減振彈簧剛度K，應根據已選定的減振器扭轉剛度值kφ及其布置尺寸R0確定，即 K=kφ1000R02Zj