轻型货车离合器设计.doc

前前 言言 本设计说明书是在自己大学四年所学专业的基础上，参阅国内外有关离合器设计 方面的主要书籍和资料，并结合四年所学专业知识和课程设计经验编写而成的，其内 容和深度还有待进一步提高。 汽车离合器看似结构简单、工作原理浅薄，但是其结构的发展却经历了上百年的 历史，融合了几代人的智慧和心血才达到现今的地步。其设计理论也从传统的机械、 力学领域深入到了热、点、材料、控制等众多科学领域。今天技术已经发展到了电子 化、信息化，离合器的发展也面临着用新的技术进行改造和提高。 汽车诞生 100 多年来,人们一直在研究汽车离合器技术,希望汽车运行更加快捷、 舒适、安全、可靠。对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系统中作为一个 独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。其功用为： （1）使汽车平稳起步。（2）中断给传动系的动力，配合换档。（3）防止传动系过 载。 离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介 质（液力偶合器），或是用磁力传动（电磁离合器）来传递转矩，使两者之间可以暂 时分离，又可逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。目前在汽车上广泛采 用的是用弹簧压紧的摩擦离合器（简称为摩擦离合器）。发动机发出的转矩，通过飞 轮及压盘与从动盘接触面的摩擦作用，传给从动盘。当驾驶员踩下离合器踏板时，通 过机件的传递，使膜片弹簧大端带动压盘后移，此时从动部分与主动部分分离。 摩 擦离合器应能满足以下基本要求：(1)保证能传递发动机发出的最大转矩，并且还有 一定的传递转矩余力。（2)能作到分离时，彻底分离，接合时柔和，并具有良好的散 热能力。(3)从动部分的转动惯量尽量小一些。这样，在分离离合器换档时，与变速 器输入轴相连部分的转速就比较容易变化，从而减轻齿轮间冲击。(4)具有缓和转动 方向冲击，衰减该方向振动的能力，且噪音小。(5)压盘压力和摩擦片的摩擦系数变 化小，工作稳定。 (6)操纵省力，维修保养方便 汽车作为现代社会重要的交通工具，它由许多部件构成，即由所谓“总成”组成， 汽车离合器总成就是其中一个重要的总成。离合器安装在发动机与变速器之间，用来 分离或接合前后两者之间动力联系,其功用是：（1）保证汽车平稳起步；(2)保证传 动系统换档时工作平稳；（3）防止传动系过载。因此汽车要正常行驶，特别是手动 档的汽车都离不开离合器这一重要的总成。目前，与手动变速器相配合的绝大多数离 合器为干式摩擦式离合器，以往绝大多数均采用周置螺旋弹簧离合器，但是随着汽车 科技的不断发展，近来人们研究除了性能更加优越的膜片弹簧离合器，越来越多的用 于轿车，轻型货车，甚至重型卡车上，因为膜片弹簧离合器是以膜片弹簧作为压板弹 簧的摩擦式离合器，在老式汽车上，都是采用多个螺旋弹簧作为压板弹簧的。膜片弹 簧离合器和螺旋弹簧离合器相比，有以下优点：（1）用一个膜片弹簧可代替多个螺 旋弹簧及分离杠杆，结构简单、紧凑，重量轻；（2）平衡性好，不受离心力的影响， 性能稳定，适用于高速发动机；（3）操纵轻便，踏板力小；（4）压力分布均匀，接 触良好，磨损均匀，相同直径传递的扭矩大，因此，膜片弹簧离合器在小型汽车上得 到了普遍应用，并正在推广到载货汽车上，本课题拟通膜片弹簧离合器的合理设计， 设计出一个适合于本车型的具有优越性能的离合器，为后续设计提供理论参考。 本设计说明书内容共分九章，主要包括了绪论、概述、离合器结构方案选取、离 合器基本结构参数的确定、离合器从动盘设计、压盘的设计、离合器分离装置的设计、 离合器膜片弹簧的设计、扭转减振器简单设计、离合器壳的设计，本设计说明书进行 了离合器多种方案的对比分析，详细的进行了膜片弹簧离合器结构方案的选取和结构 参数的确定，本书还大量引用了有关汽车离合器设计方面的书上的插图和表格来增强 设计的说服力和可靠性，并参考许多以往的设计经验来进行设计和校核。 本设计说明书在编写过程中得到了指导老师孙庆老师的大力支持和同组同学的帮 助，对本设计说明书的编写起了很大的作用。 限于水平有限，本设计说明书还存在很多不足之处，希望老师和同学给我提出 宝贵的意见，以便以后改进。 编者 2009 年 5 月 目 录 摘 要.I ABSTRACT.II 第 1 章 绪 论.1 1.1 离合器发展史.1 1.2 离合器概述.1 1.2.1 离合器功用2 1.2.2 摩擦式离合器的分类和基本要求2 1.2.3 离合器工作原理.3 第 2 章 离合器的方案的选取.5 2.1 离合器结构的选择与论证.5 21.1 从动盘数及干、湿式的选择5 2.1.2 压紧弹簧的结构形式及布置.5 2.1.3 压盘的驱动形式.7 2.1.4 分离轴承和分离杠杆.8 2.1.5 离合器的通风散热措施.9 2.1.6 从动盘.10 第 3 章 从动盘的设计.11 3.1 离合器设计所需数据.11 3.2 初选摩擦片外径 D、内径D、厚度B11 3.3 离合器后备系数的确定.11 3.4 单位压力 P 的确定.12 3.5 离合器从动盘的设计.13 3.5.1 从动盘结构简单介绍.13 3.5.2 从动盘设计14 3.5.2.1 从动片的选择和设计.14 3.5.2.2 从动盘毂的设计.15 3.5.3 摩擦片材料选取及与从动片的固紧方式17 第 4 章 压盘的设计.19 4.1 压盘传力方式的选择.19 4.2 压盘集合尺寸的确定.19 4.3 压盘和传动片的材料选择.20 第 5 章 离合器膜片弹簧的设计.22 5.1 膜片弹簧的结构特点.22 5.2 膜片弹簧的变形特性和加载方式.22 5.3 膜片弹簧的弹性变形特性.23 5.4 膜片弹簧的参数尺寸确定.25 5.4.1 H/h 比值的选取25 5.4.2 R 及 R/r 确定26 5.4.3 膜片弹簧起始圆锥底角26 5.4.4 膜片弹簧小端半径 r f 及分离轴承的作用半径 r p .26 5.4.5 分离指数目 n、切槽宽 1 、窗孔槽宽 2 、及半径 re.27 5.4.6 承环的作用半径 l 和膜片与压盘接触半径 L.27 5.4.7 膜片弹簧材料28 5.5 膜片弹簧的计算.28 第 6 章 扭转减震器的结构设计.34 6.1 扭转减震器的结构介绍.34 6.2 减震弹簧的设计.35 第 7 章 其他设计.38 7.1 离合器分离装置的设置.38 7.1.1 分离杆的设计38 7.1.2 离合器分离套筒和分离轴承的设计38 7.2 操纵机构设计.40 7.2.1 操纵机构设计要求40 7.2.2 离合器操纵机构的结构形式选择40 7.2.3 离合器操纵机构的计算41 7.2.3.1 总传动比和总行程的计算.41 7.2.3.2 离合器彻底分离时的踏板力 Q.42 7.3 离合器壳的设计.43 7.3.1 离合器实验44 第 8 章 结论与展望.45 结 语.46 致 辞.48 参考文献及书目.49 摘摘 要要 汽车离合器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。在汽车行驶过程中，驾驶员可 根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或 传递发动机向变速器输入的动力。其功用为：（1）使汽车平稳起步；（2）中断给传 动系的动力，配合换档；（3）防止传动系过载。 膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽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。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选 择以及计算过程。 本文主要是对载重 2 吨轻型汽车的膜片式弹簧离合器进行设计。根据车辆使用条 件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关 设计参数主要为：摩擦片外径的确定，离合器后备系数的确定，单位压力的确Dp 定。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） 和圆柱螺旋弹簧设计等。 关键词: 离合器 , 膜片弹簧 , 从动盘 , 压盘 , 摩擦片 ABSTRACT Automobile Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell, with screw will be fixed in the clutch assembly after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft.In the process of moving vehicle, the driver may need Pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporary separation and progressive joint, to cut off the engine or transmission to the transmission input power. Its function as: (1) the car a smooth start, (2) to interrupt the transmission of power to meet the shift, (3) to prevent transmission of the overload. In recent years theca spring clutch is a kind of clutch that widely Adopted in vehicle and light vehicle . It has great capacity of torque And more stabley , manipulate easy and convenient ,well equilibrium ,And also can produce batch .so the research of the clutch is more and more important . This design manual elaborated on the construction form parametre choose and process of calculate of the light vehicle. This paper is the single-car theca spring clutch design. According to traffic conditions and vehicle parameters, in accordance with the clutch system of steps and requirements, mainly for the following work：Select the design for the main parameters: the determination of friction-diameter, the determining factor clutch reserve, the pressure on the units D identified . And the design of the main assembly: the separation device design, set design P and follower (the hub-driven design) and cylindrical coil spring design and so on. Keywords: Clutch , Theca spring, Driven plate , Friction disc 第 1 章 绪 论 1.1 离合器发展史 18 世纪中叶，瓦特发明了蒸气机，此后人们开始设想把蒸汽机装到车子上载人。 法国的居纽（N.J.Cugnot）是第一个将蒸汽机装到车子上的人。1770 年，居纽制作了 一辆三轮蒸汽机车。这辆车全长 7.23 米，时速为 3.5 公里,是世界上第一辆蒸汽机车。 1858 年，定居在法国巴黎的里诺发明了煤气发动机，并于 1860 年申请了专利。发动 机用煤气和空气的混合气体取代往复式蒸汽机的蒸汽，使用电池和感应线圈产生电火 花，用电火花将混合气点燃爆发，这种发动机有气缸、活塞、连杆、飞轮等，煤气机 是内燃机的初级产品，因为煤气发动机的压缩比为零。 1867 年，德国人奥托 （Nicolaus August Otto）受里诺研制煤气发动机的启发，对煤气发动机进行了大量的 研究，制作了一台卧式气压煤气发动机，后经过改进，于 1878 年在法国举办的国际 展览会上展出了他制作的样品，由于该发动机工作效率高，引起了参观者极大的兴趣， 在长期的研究过程中，奥托提出了内燃机的四冲程理论，为内燃机的发明奠定了理论 基础。德国人奥姆勒和卡尔本茨根据奥托发动机的原理，各自研制出具有现代意义 的汽油发动机，为汽车的发展铺平了道路。1892 年，德国工程师狄塞尔根据定压热功 循环原理，研制出压燃式柴油机，并取得了制造这种发动机的专利权。 1957 年，德 国人汪克尔发明了转子活塞发动机，这是汽油发动机发展的一个重要分支，转子发动 机的特点是利用内转子圆外旋轮线和外转子圆内旋轮线相结合的机构，无曲轴连杆和 配气机构，可将三角活塞运动直接转换为旋转运动，它的零件数比往复活塞式汽油少 40%，质量轻、体积小、转速高、功率大。1958 年汪克尔将外转子改为固定转子为行 星运动，制成功率为 22.79 千瓦、转速为 5500 转/分的新型旋转活塞发动机，该机具 有重要的开发价值，因而引起各国的重视，日本东洋公司（马自达公司）买下了转子 发动机的样机，并把转子发动机装在汽车上，可以说，转子发动机生在德国，长在日 本。然而，当戴姆勒发明第一辆四轮车时,车辆并没有所谓的变速箱,也就没有离合器.速 度的控制由外部的齿轮通过皮带带动车轴实现,后来皮带改为了链条，最后发展为现 在的各式各样的离合器。 1.2 离合器概述 对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存 在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩 擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包 括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构等四部分。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递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部 分分离的装置。 1.2.1 离合器功用 1）在汽车起步时，通过离合器主、从动部分之间的摩擦、转速的逐渐接近，确 保汽车起步平稳。 2）当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力的传递， 以减轻齿轮轮齿间的冲击，保证换挡时国内工作平顺。 3）当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将 产生滑磨，防止传动系统过载。 由上述可知，欲使离合器起到以上几个作用，它应该是这样一个传动机构：其主 动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能产 生相对转动。所以，离合器的主动部件与从动部件之间不可采用刚性联接，应借两者 接触面之间的摩擦作用来传递转矩（摩擦离合器），或者利用液体作为传动介质（液 力耦合器），或是利用磁力传递转矩（电磁离合器）。在离合器中产生摩擦所需的压 紧力，可以是弹簧力、液压作用力或电磁力。目前，汽车上使用比较广泛的是弹簧压 紧的摩擦离合器（通常简称为摩擦离合器）。 1.2.2 摩擦式离合器的分类和基本要求 摩擦式离合器结构类型较多，且可有多种组合。为了清楚可见，用下列图表显示其相互关系。汽 车机械式离合器的结构分类见图 1.1 图 1-1 汽车摩擦式离合器分类图 为保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求： 1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并具有适当的转矩 储备，又能防止传动系过载； 2）接合过程要安全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击； 3）分离时要迅速、彻底； 4）离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换 挡和减小同步器的磨损； 5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡并免受离心力的影响； 6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动、冲击和减少噪声的能力； 7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。 以上这些要求中最为重要的是使用可靠、寿命长以及生产和使用中的良好技术经 济指标和环保指标。 随着汽车发动机转速、功率的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。 1.2.3 离合器工作原理 简单摩擦离合器的结构和工作原理如图 1 所示。发动机飞轮 1 是离合器的主动部 件，带有摩擦片的从动盘 2 和从动盘毂 6 借滑动花键与变速器第一轴（离合器从动轴） 5 相联。压紧弹簧 4 将从动盘严谨在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触 面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过变速器的第一轴和传动系统中一系列 部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。 由于汽车在行驶过程中需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，所以 汽车离合器的主动部分和从动部分应经常处于接合状态。摩擦副之间采用弹簧作为压 紧装置即是为了适应这一要求。欲使离合器分离时，只要踩下操纵机构中的离合器踏 板 3，套在从动盘毂环槽中的拨叉便拨动从动盘，克服压紧弹簧的压力向右移动而与 飞轮分离，摩擦副之间的摩擦力消失，从而中断了动力传递。 当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速的变化比较平稳，应该 适当控制放松离合器踏板的速度，使从动盘在压紧弹簧的压力作用下向左移动，与飞 轮恢复接触，二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和 从动盘将接合还不紧密，摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打 滑状态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大，二者的转速也逐渐增加等。直 到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度才与发动机转速成正比。 摩擦离合器所能传递的最大转矩取决于摩擦副间的最大静摩擦力矩，而后者又取 决于摩擦面间的压紧力、摩擦因数以及摩擦面的数目和尺寸。因此，对于结构一定的 离合器说，最大静摩擦力矩是一个定值。当输入转矩达到此值时，则离合器出现打滑 现象，因而限制了传给传动系统的转矩，以防止超载。 由上述工作原理可以看出，摩擦离合器主要由主动部分、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递 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。 图 1.1 离合器工作原理图 第第 3 章章 汽车的总体设计汽车的总体设计 3.1 毕业设计任务中已知相关参数毕业设计任务中已知相关参数 表 3-1 设计所给参数 汽车最高时速100km/h 最小转弯半径14m 装载质量2.5t 最大爬坡度0.34 变速器低档传动比 3.652 3.2 汽车形式的选择汽车形式的选择 汽车的不同形式，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上的不同。 3.2.1 驱动形式驱动形式 驱动型式常用、等代号来表示。其中第一个数字表示车轮的总244446 数，后一位表示驱动轮数。式汽车结构简单、制造成本低，广泛使用在轿车和总24 质量小于 19t 的公路用车上。 结合设计要求，因设计货车额定载荷质量偏大，本设计选择后轮双胎形式。24 3.2.2 轴数轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响汽车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以及汽车的结构等。 包括乘用车、汽车总质量小于 19t 的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的 非公路行驶车辆（如矿用自卸车等） ，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。 结合设计要求，本设计选用两轴式。 3.2.3 布置形式布置形式 发动机前置后桥驱动货车的主要优点是：可以采用直列、V 型或卧式发动机，且 发现发动机故障容易，发动机接近性能良好，维修方便，离合器、变速器等操纵机构 的结构简单，比较容易布置，货箱地板高度低。 发动机前置后桥驱动平头货车的主要缺点是：驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作 噪声、气味、热量和振动困难。 综合设计任务，选择发动机前置后桥驱动平头两轴后轮双胎式货车。24 3.3 汽车总体参数的确定汽车总体参数的确定 3.3.1 汽车质量参数的确定汽车质量参数的确定 （1）质量系数）质量系数 质量系数是指汽车装载质量与汽车整车整备质量的比值，如表 3-2 所示 表 3-2 不同类型的汽车质量系数 0m 汽车类型 0m 备注 货车 轻型0 . 68 . 1 a m 中型.014.06 a m 重型 0 . 14 a m 0.81.1 1.21.35 1.31.7 矿用自卸车最大装载 质量 me/t 45 1.11.5 1.31.7 柴油货车为 0.8- 1.0 初取 1 0 m （2） 汽车的装载质量（简称装载量）汽车的装载质量（简称装载量）me和载客量和载客量 在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载量；当汽车在碎石路面上行tm5 . 2 驶时，装载质量应有所减少（约为好路的 75%-85%） ，约 2.0t。 轻型货车要求驾驶和副驾驶，无需多余载客，按亚洲人均体重算，约为 0.065Kg/ 人。 （3） 整车整备质量整车整备质量 m0 车上带有全部设备（包括随车工具，备胎等） ，加满燃料和水，但是没有载货和 载人时的整车质量。 由质量系数确定： tm5 . 2 0 （4） 汽车总质量的确定汽车总质量的确定 表 3-3 汽车总质量计算公式 汽车类型公式备注 载货型汽车 pa mmmm 0 大客车 10 mmmm pa 小轿车 fpa mmmmm 10 ：整备质量：装载质量 0 m m 乘客和驾驶员质量每人以 p m 65 千克计，行李质量，轿 1 m 车以每人 5 到 10Kg 计，长途 大客车以 10 到 15Kg 计，城市 大客车不计：附加设备质 f m 量 货车的总质量： =2.5t+2.5t+0.065t2=5.13t pa mmmm 0 （5） 汽车轴荷分配汽车轴荷分配 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负 荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。 各类汽车的轴荷分配见表 3-4 表 3-4 各类汽车的轴荷分配 满载空载 车型及驱动形式 前轴后轴前轴后轴 前置前驱47%-60%40%-53%56%-66%34%-44% 前置后驱45%-50%50%-55%51%-56%44%-49% 乘 用 车 后置后驱40%-46%54%-60%38%-50%50%-62% 后轮单胎2432%-40%60%-68%50%-59%41%-50% 后轮双胎，长、短头式2425%-27%73%-75%44%-49%51%-56% 商 用 货 车 后轮双胎，平头式2430%-35%65%-70%48%-54%46%-52% 后轮双胎4619%-25%75%-81%31%-37%63%-69% 货车形式为后轮双胎。 表 3-5 设计货车的轴荷分配 空载满载 前轴后轴前轴后轴 50%50%32%68% 1.25t1.25t1.6416t3.4884t 由此可以得出满载时单前轮的负荷为：820.8kg 满载时单后轮的负荷为：872.1kg 3.3.2 汽车主要尺寸的确定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、后悬和货车车头长度等。 （1） 外廓尺寸外廓尺寸 （1）总长： mmLLLL RFa 5700130012003200 （2）宽度： （经验公式）mm L B a a 205060195 3 （3）高度：（经验公式） mmhhhhH tBpma 2130301300500300 其中轴间底部离地高（一般大于最小离地间隙，见以后章节） 、地板及下部零 m h 件高、室内高（一般在 11201380mm 之间）和车顶造型高度(一般在 p h B h t h 2040mm)都是预设值。 （2） 轴距轴距L 轻型货车对机动性能要求高，故轴距应取短些。由表 3-6 可初取对应 mmL3000 表 3-6 货车的轴距和轮距24 车型类别轴距 L/m轮距 B/m 微型14.04.55.61.842.00 注：参考各类汽车的轴距和轮距 （3） 前、后轮距前、后轮距和和 1 B 2 B 货车的轮距与汽车结构布置形式有关。现初取为 ，mmB1500 1 mmB1500 2 （4） 前悬前悬和后悬和后悬 F L R L 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。货车前 悬一般在 1100mm1300mm 范围内。 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 1200mm2200mm 之间。初取为 ，mm1200 F Lmm1300 R L (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。长头型货车车头长度尺 寸一般在 25003000mm 之间，平头型货车一般在 14001500mm 之间。初取为 mm1450 T L 3.3.3 汽车主要性能参数的选择汽车主要性能参数的选择 （1） 动力性参数动力性参数 1)最高车速： maxa v 根据设计要求 hkmva100 max 2)直接档和档最大动力因素和： max0 D max1 D 轻型货车一般不带挂车，平均车速和加速性的要求也较高，档最大动力因数 标志着汽车的最大爬坡能力和越过困难路段的能力，还标志着起步连续换档的 max1 D 能力。见表 3-7 取=0.05, =0.35。 max0 D max1 D 表 3-7 汽车动力性参数范围 汽车类型 比功率 )( 1 tkwPb 比转矩 )( 1 tmNTb 直接档最大 动力因数 档最大动 力因数 8 . 1 a m16-2830-44/ 0 . 68 . 1 a m15-2538-440.03-0.060.30-0.40 .014.06 a m10-2033-47/ 货 车 最 大 总 质 量 0 . 14 a m6-2029-50/ 3)加速时间 t 的确定： 货车起步连续换挡加速时间是汽车加速性能的一项重要指标。载货汽车通常用 0- 60km/h 的加速时间来评价。 初选 st12 4)最大爬坡度： max i 根据设计要求，最大爬坡度为 0.34。 汽车比功率和比转矩： b P b T 按照表 3-7 初步取： 比功率：发动机最大功率与汽车总质量的比值，可以初取为 20kw/t 比转矩：发动机最大转矩与汽车总质量的比值 可以初取为 42N.m/t （2） 燃油经济性指标燃油经济性指标 是指在水平的水泥或沥青路面上以经济车速满载行驶的百公里耗油量 此轻型货车采用柴油机。由表 3-8 初取单位燃油消耗量为 2.0 表 3-8 货车单位燃油消耗量 总质量tma汽油机柴油机总质量tma汽油机柴油机 4 3.04.02.02.86-122.682.821.551.86 4-62.83.21.92.1 12 2.502.61.431.53 （3） 汽车的最小转弯直径汽车的最小转弯直径 min D 根据设计要求，汽车最小转弯直径 mD14 min （4） 汽车通过性汽车通过性 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙、接近角、离去角 min h 1 和纵向通过半径等。 2 1 表 3-9 汽车通过性的几何参数 车型/mm min h/() 1 /() 2 /m 1 货车24180-30040-6025-452.3-6.0 轿车24150-22020-3015-223.0-8.3 货车44 货车66 260-35045-6035-451.9-3.6 客车24 客车46 220-37010-406-204.0-9.0 初取 mm h 3,30,50,25 . 0 121 min （5） 汽车操纵稳定性、制动性及舒适性汽车操纵稳定性、制动性及舒适性 汽车操纵稳定性参数 汽车操纵稳定性的参数的评价参数较多，与总体设计有关并能作为设计指标的有： 转向特性参数：通常以 0.4g 的向心加速度沿定圆转向时前后轮侧偏角之差 作为评价参数，在间为宜。- 12 31 车身侧倾角：汽车以 0.4g 的向心加速度沿定圆等速行驶是车身纵切面与前进方向 垂直平面的夹角，在间为宜。 73 制动前俯角：汽车以 0.4g 的减速度制动时车身水平切面与前进方向水平面间的夹 角，在间为宜。 5 . 10 制动性参数 GB72581997机动车运行安全条例中规定的路试检验行车制动和应急制动 性能要求如表 3-10 表 3-10 路试检验行车制动和应急制动性能要求 车辆行车制动应急制动 类型 制动初车 速（ 1 hkm ） 制动 距离 （m） （ ） FMDD1( 2 sm ) （） 试车 道宽 度 （m ） 踏板 力 （N） （ ） 制动初车 速（ 1 hkm ） 制动 距离 （m） （ ） FMDD( 2 sm )（ ） 操纵 力 （N） （ ） 满 载 105.0700 轻 型 货 车 空 载 30 95.4 3.0 450 30202.2 手 600 脚 700 舒适性 舒适性包括平顺性、空气调节性能、车内噪声、称作环境及驾驶员的操作性能。 其中汽车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 表 3-11 悬架的静挠度、动挠度和偏频 车型静挠度（mm） c f动挠度（mm） d f偏频 n（Hz） 轻型货车50-11060-901.5-2.2 3.4 汽车发动机的选择汽车发动机的选择 3.4.1 发动机形式的选择发动机形式的选择 （1） 汽油机与柴油机的选用汽油机与柴油机的选用 目前世界上大多数汽车发动机都是采用的往复式内燃机。近 20 年来也仅仅在少 数汽车上出现了新的动力装置，如转子发动机、燃气轮机、高能蓄电池等，但由于技 术和经济上的种种原因，这些新型发动机尚未普及。据相关专家们预测：在本世纪初 甚至更长的时间内，往复式内燃机仍将是汽车使用发动机的主要类型。所以，也仅仅 针对这种发动机讨论选型问题。总体上说，它可分为汽油机和柴油机两大类。在我国 现行的汽车上主要采用汽油机，它与柴油机在数量上的百分比为 88：12。世界上，汽 车发动机的发展趋势是逐步柴油化。现今欧美大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽 车也多采用柴油机。与汽油机相比，柴油机具有燃料经济性好、工作可靠、寿命长、 使用成本低和排污少等优点。但是柴油机也有工作粗暴、振动及噪声大、尺寸和质量 1 FMDD 是指制动减速度 大、造价高、起动较困难和易生黑烟等缺点。近年来，柴油机设计的不断完善，它的 缺点也得到很好的克服，并且提高了转速，所以采用柴油机的轻型车和家用轿车也日 益增多。 设计选用平头式车型，发动机布置在驾驶室下面，不存在布置上影响驾驶员的视 线的问题，所以可以选用尺寸较汽油机比较大的柴油机，从而获得更好的工作可靠性 并且获得更高的燃油经济性，进而降低该车维修费用和运输成本。 （2） 气缸排列方式与冷却方式的选择气缸排列方式与冷却方式的选择 按气缸排列的形式分，有直列、水平对置和 V 型几种。直列式结构简单、宽度小、 布置方便。但如果发动机缸数过多就会显得过长，因此直列式只适用于 6 缸的发动 机。V 形发动机具有长度小、高度低、曲轴刚度大等优点，且易系列化，主要用在大 型轿车和长度受限的重型货车上。V 型发动机造价也较高，宽度大，在平头车上布置 较困难，所以这里不会采用。水平对置式的主要优点是平衡性好、高度低，主要用在 一些微型轿车上。 综合考虑，选用结构简单、维修容易、工作可靠的直列式四缸发动机。 发动机按冷却方式可分为水冷和风冷两种。风冷发动机的优点是冷却系统比较简 单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性较好，但也存在冷却不均、消耗功率 大和噪声大等显而易见的缺点，在汽车上应用不多，大多用在在 22kW 以下的小发动 机和军用越野车上。大部分汽车都采用水冷发动机，它的主要优点是冷却均匀可靠、 散热性能好、噪声小、能解决车内供暖等。 综合考虑，选用水冷发动机。 根据车型以及上述资料选择：四缸直列式水冷柴油机。 3.4.2 发动机主要性能指标的选择发动机主要性能指标的选择 （1） 发动机最大功率发动机最大功率及相应转速及相应转速 maxe P p n 汽车的动力性的好坏在很大程度上取决于发动机的功率。发动机功率越大，动力 性越好。粗略估计发动机功率时，可参考同级别汽车的比功率统计值选定新车所用的 比功率值，乘以所设计车型的总质量，即可求得所需的最大功率值。另外，它也可根 据汽车应达到的的最大车速，用下式估算最大功率 maxa v 3 max D max ra T emax 761403600 1 v AC v gfm P 为发动机最大功率（kw） maxe P 为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的 42 的汽车取 0.9 T 为汽车总质量（kg） a m 为重力加速度（9.8）g 3 sm 为滚动系数，对货车取 0.02 r f 为空气阻力系数（货车取 0.8-1.0） ，这里取 0.8 D C 为汽车正面投影面积（ 2 m ）A 为最高车速（km/h） 。 max v 3 max 15130 9.8 0.020.8 1.95 2.13 100+100=79.52kw 0.9360076140 e P 可选取发动机最大功率： kW100 emax P 此外，还应规定最大功率转速 P n 的范围，它可以根据发动机类型，最高车速，最 大功率，活塞平均速度和发动机制造条件等因素来确定。目前汽油机的在 p n 30007000之间，轿车上的较高，在 4000以上的较多，轻型货车的minr p nminr 在 40005000之间，中型货车的就更低些。柴油机的值在 18004000 p nminr p n p n 之间。乘用车和总质量小一些的货车用高速柴油机，常取在 32004000之minrminr 间；总质量大一些的货车的柴油机值在 18002600之间。 p nminr 初选该货车的转速： min/ r3840 p n （2） 发动机最大转矩发动机最大转矩及相应转速及相应转速 maxe T T n 和确定后，用下式确定 maxe P p n maxe T p e pe n P TT max max 9549 为最大转矩 maxe T 为转矩适应性系数；一般在 1.11.3 之间选取，这里选取 1.2 为做最大功率转矩 P T 为最大功率 maxe P 为最大功率转速。 p n mN06.4298 3840 1001.2 9549 emax T 可选取发动机最大转矩： mN300 emax T 设计要求与之间有一定的差值，如果它们很接近，将导致直接档的最低稳 p n T n 定车速偏高，使车辆通过十字路口时换挡次数增多。选择时希望在 1.42.0 T n Tp nn 之间，这里取=1.6，所以 Tp nn min/ r24006 . 1/ pT nn （2） 发动机的适应系数发动机的适应系数 92 . 1 6 . 12 . 1 T P TPPmax n n nTnTe 值越大，说明发动机适应性越好。采用值大的发动机可减少换挡次数，减小 传动系磨损和减低油耗。现代汽油机在 1.42.4 之间，而柴油机在 1.62.6 之间。显 然值在 1.62.6 之间。 3.5 轮胎选择及主减速器传动比的确定轮胎选择及主减速器传动比的确定 轮胎及车轮各部件应满足下列基本要求：足够的负荷能力和速度能力，较小的滚 动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性，耐磨损、抗老化、抗刺扎和良好的 气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。 根据轴荷分配来考虑轮胎所能承受的最大负荷并根据动力性要求选择合适的轮胎 半径 R。 根据该车型的最小离地间隙和满载轮荷结合下页表 3-12 进行初步的选择，选用 轮胎的规格为：10 层 7.00-16：轮胎的最大负荷为 9650N，断面宽 200mm，普通花纹 D780，相应气压 p为 5.3MPa，标准轮辋 5.50F，轮胎扁平率为 0.70，则轮胎相应1 . 0 的有效半径通过下式计算得到 k r =200 mm75% +（1625.4mm）/2=353.2mm k r 主减速器传动比的确定： 0 i 由于总体设计中05 . 0 m0 ax D G v AC r iT D 2 max D k T0emax max0 21.5 带入数据 8 . 95130 110 5 . 21 13 . 2 95. 18 . 0 3532 . 0 9 . 0300 05 . 0 20 i 得： 73 . 5 0 i 表 3-12 国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件 主要尺寸使用条件 外直径 最大 负荷 相应气压 1 . 0轮胎规则层数断面 宽普通 花纹 加深 花纹 越野 花纹 NMPa 标准 轮辋 允许 使用 轮辋 轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎 6.50-14 6 8 180705- 5850 6900 3.2 4.2 4.50J5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755765765- 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 8 200750760- 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200780790- 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F6.00G 7.50-15 (7.50R15) 8 10 220785790- 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220810820- 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 8.25-16 (8.25R16) 12240860870-135005.3(5.6)6.50H6.00G 第 2 章 离合器的方案的选取 2.1 离合器结构的选择与论证 汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型，其中摩擦式的应用最广泛。现 代汽车摩擦离合器的典型结构形式是单片式或双片式，它由从动盘、压盘、压盘驱动 装置、压紧弹簧（有沿圆周布置得圆柱螺旋弹簧、中央布置的锥形或圆柱螺旋弹簧和 膜片弹簧等） 、离合器盖、分离杠杆或弹性压杆、分离轴承等构成。压盘受压紧弹簧 力将从动盘压紧在发动机飞轮上以传递转矩，而支撑压紧弹簧的离合器盖则由螺栓固 定在飞轮上并经沿周边布置得压盘驱动装置弹性传动片带动压盘旋转，这时传动片 受拉力。当踩下离合器踏板时，操纵机构使分离轴承推动分离杠杆或弹性压杆以分离 压盘将离合器分离。这时传动片沿离合器轴向可作弹性变形。现代汽车摩擦离合器的 从动盘，多装有扭转减震器，也有不带扭转减震器的情况，结合设计的各项要求，在 本设计中都将全面的考虑，并采用相应的措施予以实现。 21.1 从动盘数及干、湿式的选择 根据已知条件，本设计是设计轻型货车离合器总成的设计，所以可选取单片干式 膜片摩擦离合器，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。因此该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。 2.1.2 压紧弹簧的结构形式及布置 离合器压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片 弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置形式。根据本设计，设计轻型货 车离合器总成的设计，选取圆周布置膜片弹簧离合器比较适合。 周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。周置弹 簧离合器结构简单，制造方便，过去广泛应用于各类汽车上。现在由于乘用车发动机 转速的提高，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降 低压紧力。另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。 因此，现代乘用车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍 得到广泛采用。在重型汽车上采用时，由于离合器弹簧的总压力较大，离合器的操纵 需有加力装置。因弹簧易受压盘热而回火失效，在设计上应注意弹簧与压盘间的隔热， 例如加装隔热垫、加强散热通风等。在选择离合器的后备系数时应考虑到这种离合 器在摩擦片磨损后压盘的压紧力无法调整的情况。 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，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