重型自卸汽车设计（离合器设计）（有exb图）.doc
581 重型自卸汽车设计（离合器设计）（有exb图）
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共56页)
编号：25571505
类型：共享资源
大小：2.02MB
格式：ZIP
上传时间：2019-11-20
上传人：遗****
认证信息
个人认证
刘**（实名认证）
湖北
IP属地：湖北
15
积分
- 关 键 词：
-
581
重型自卸汽车设计（离合器设计）（有exb图）
重型
汽车
设计
离合器
exb
- 资源描述：
-
581 重型自卸汽车设计（离合器设计）（有exb图）,581,重型自卸汽车设计（离合器设计）（有exb图）,重型,汽车,设计,离合器,exb
- 内容简介：
-
1重型自卸汽车设计（离合器设计）重型自卸汽车设计（离合器设计）离合器装在发动机与变速器之间，汽车从启动到行驶的整个过程中，经常需要使用离合器。它的作用是使发动机与变速器之间逐渐接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换挡时的冲击；当汽车紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，起到一定的保护作用。离合器类似开关，接合或断离动力传递作用，因此，任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已。其结构是否合理，性能是否与整车匹配，直接关系到汽车的操纵性、动力性及经济性。本说明书主要研究离合器与整车的匹配性设计，具体内容做了以下几个方面：（1）根据设计的要求完成了汽车的总体设计，并且对汽车的结构型式和主要参数进行了选择。（2）对离合器的结构方案进行了分析对比，选择离合器形式。（3）根据前面的汽车总体设计，对离合器基本尺寸、参数进行了选择。（4）对离合器零部件进行选型、匹配性设计和校核计算。（5）对离合器操纵系统的设计。通过对机械式操纵系统和液压式操纵系统特点的分析，并选取了液压式操纵系统，对其进行了设计和尺寸计算。关键词：离合器，螺旋弹簧，匹配2 dump truck Clutch DesignThe coupling installs between the engine and the transmission gearbox, the automobile from the start to the travel entire process, needs to use the coupling frequently. Its function is causes between the engine and the transmission gearbox can join gradually, thus guaranteed that the automobile starts steadily; shuts off between the engine and transmission gearboxs relation temporarily, is advantageous shifts gears and reduces shifts gears the time impact; When automobile emergency brake can play the separation role, prevents transmission systems and so on transmission gearbox to overload, plays certain protective function. Therefore, any forms automobile has the engaging and disengaging gear, is only the from is different. The structure of the clutch is reasonable or not, whether the performance matching to the total vehicle, is directly related to the automotive ease of use, vehicle dynamics and the economics and the economy. This paper studies the clutch and matching to the vehicle design.Specific content of the following aspects of the paper on the following main areas of research: According to the design requirements of the automobile to complete the total design, and chose the structure type and the structure type and the main parameters of the vehicle. Compared to the structure of the Clutch, and chose the construction form of the clutch. Under the previous car design, made a choice to the basic clutch size parameters. Made right clutch parts for the clutch parte selection, design and calculation of matching. A clutch control system design. Through to the mechanical type control system and the hydraulic pressure type control system characteristics, and has selected the hydraulic pressure type control system, has carried on the design and the size computation t it3Key words: Clutch, Spiral Spring ,Matching目目 录录4第一章第一章 前言前言1第二章第二章 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择3 2.1 离合器的静摩擦力矩3 2.2 离合器的静摩擦力矩与发动机最大转矩的基本性能关.4 2.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择 4 2.3.1 离合器后备系数的确定 5 2.3.2 摩擦系数的确定。 .6 2.3.3 摩擦片半径的确定6D 2.3.4 单位压力的确定 . 8第三章第三章 离合器的结构设计与计算离合器的结构设计与计算11 3.1 从动盘总成11 3.2 从动盘总成设计12 3.2.1 从动盘钢片12 3.2.2 从动盘毂15 3.2.3 从动盘摩擦片19 3.3 压盘和离合器盖20 3.3.1 压盘设计20 3.3.2 压盘传力机构的设计22 3.4 离合器盖的设计23 3.5 圆柱螺旋弹簧的设计26 3.6 扭转减振器的设计27第四章第四章 操纵机构的设计计算操纵机构的设计计算30 4.1 离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型30 4.1.1 对离合器操纵机构的基本要求30 4.1.2 常用离合器操纵机构的类型30 4.2 离合器操纵机构主要的参数的确定与设计34第五章第五章 传动轴的设计与计算传动轴的设计与计算36第六章第六章 结论结论39参考文献参考文献40致谢致谢41外文资料译文外文资料译文425 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6（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。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。75) 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，最后本人觉得选膜片弹簧离合器比较合适。8第二章离合器主要参数的选择第二章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。2.1 离合器转矩容量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 33202230RRiTeZ FRRi（2） 假设压盘压力从 Ri到 R0递减 ()02RRiTeZ F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。2.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系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：9TeTemax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，。2.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择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。2.3.1 离合器后备系数离合器后备系数 的确定的确定后备系数 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。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。102.3.2 摩檫系数摩檫系数的确定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。表表 2-2 常用摩表擦材料的摩擦系数、许用应力和许用温度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)1.0260铸铁铸铁、钢0.150.25(0.120.16)0.050.12(0.040.08)1.0250青铜铸铁、钢、青铜0.150.20(0.120.16)0.050.12(0.050.10)1.0150钢基粉末冶金铸铁、钢0.250.33(0.200.30)0.100.12(0.050.10)1.03.01.24.0560铁基粉末冶金铸铁、钢02.03.0680120石棉基摩擦材料铸铁、钢0.250.400.00.40.6260120纸基摩擦材料铸铁、钢0.100.20(0.040.08)1.0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0.260.38350夹布胶铸铁、0.61512011木0皮革20.150.08110软木钢50.250.051102.3.3 摩檫片外径摩檫片外径 D 的确定的确定 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。在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的 D 尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命。初步确定 D 的方法有两种：1）用公式（3-4）反算参数 A，再通过 A 和离合器的实际结构空间尺寸确定D。2）按发动机的最大转矩 Temax（Nm）来初选 D，可参考下列公式： mm7 .547100100D501500ATemax 根据所选发动机飞轮尺寸 475mm 粗选磨擦片外径为 430mm式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围选取： 小轿车 A=47； 一般载货汽车 A36（单片）或 A=50（双片） ； 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 A=19.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。表表 2-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数离合器摩擦片尺寸系列和参数外径外径D/160180200225250280300325350380405430内径内径d/110125140150155165175190195205220230厚度厚度3 .3.5444412/C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面单面面积面积/21061321602213024024665466787299081037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Cd/D 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，无更多选择余地。 由上表得外径为 430mm，内径选为 230mm。mm0505.170-3-RcdDdD2233）（2.3.4 单位压力的确定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。13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/，MPa。D 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，选用石棉基，其单位0.25f 压力。0.150pMPa我选的是双片离合器。静摩檫力：TcMNfzTcDdDp476.211412 . 0415. 0121121043023043. 063333330 选409. 11500476.2114maxTeTc4b 2.3.5 摩檫片的约束条件摩檫片的约束条件（1） 摩檫片的外径 D 应满足：smDnVed/706551.4943022006060101033max所以符合条件（2）摩檫片的内外径应满足14 0.530.70c 535. 0430230Ddc 符合条件535. 0c（3）后备系数应满足 1.24.0 所以符合条件。409. 1（4）摩檫片内径必须大于减震器弹簧直径的约d20R50mm 2500dR , 所以符合条件。230d（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离合器规格 210250 250325 Dmm210mm325mmdDTTMNzcc222220/051. 04476.211444230430 TTcc00 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。 0.11.50MPPMPaa 0.10pMPa（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 422Wwwz Dd0.503rmr7.64ig4.8860i min2200rne 对于重型货车 20.25wj mm15 22222130015030 0.50325463.7180022180024.886 7.64024101746.80.079210237522nm rea rWN mmiigWwj mmwDd 所以符合条件。 16第三章第三章 离合器的结构设计与计离合器的结构设计与计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。3.13.1 从动盘总成从动盘总成 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。3.23.2 从动盘总成设计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：173.2.1 从动盘钢片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 1.3 2.0 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。 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 3-1 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 3-1 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 6 12 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。18 分开式弹性从动盘钢片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 3-2 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 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 3-3） 。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。19图 3-3 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0.8 1.1 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。.2 从动盘毂从动盘毂从动盘毂结构形状如图 3-4，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：201）花键形状尺寸花键形状尺寸可以采用两种结构形式：采用 SAE（美国汽车工程师学会）标准，结构见图 3-5，有关尺寸见表 3-4。图 3-4 从动盘毂结构1-扭转减振器弹簧装配窗孔图 3-5 从动盘毂花键结构（a）-花键孔， （b）-花键轴表表 3-4 SAE 矩形花键尺寸系列矩形花键尺寸系列 SAE 标记标记DD1L1D2D3L2B108713. 002 .22084. 001 .1903. 0045. 30022. 015.2218.5003. 042. 3C10 113. 008 .251 . 006 .2003. 0093. 3025. 003 .2520.4003. 09 . 31C108113. 009 .28084. 004 .2302. 0045. 4005. 03 .2823003. 041. 4211C104116. 001 .32084. 008 .2502. 0093. 4005. 075.3125.5003. 089. 41C108316. 002 .351 . 007 .2803. 0043. 5005. 08 .3428.2003. 04 . 51C102116. 001 .381 . 009 .3002. 0097. 5055. 01 .3830.75004. 093. 51C108516. 003 .411 . 004 .3305. 004 . 602 . 08 .4033.2004. 037. 61B104316. 005 .441 . 002 .3804. 0088. 6007. 04438.05004. 085. 61C104316. 005 .441 . 003604. 0088. 6007. 04435.8004. 085. 62C1013. 008 .501 . 001 .41044. 0088. 70 . 05040.8004. 087. 7按表 3-5 选取花键结构参数，花键结构尺寸的选择依据是从动盘外径和发动机转矩，更详细的内容请参阅 GB1144-2001。表表 3-5 从动盘毂花键尺寸系列从动盘毂花键尺寸系列从动从动盘外盘外径径D/发动机转发动机转矩矩TeNm花键齿花键齿数数n:花键外径花键外径D/花键内花键内径径d/齿厚齿厚b/有效齿有效齿长长 /l挤压应力挤压应力/MPa16018020022525028030032535050701101502002803103804801010101010101010102326293235354040401821232628323232323344445552020253035404045501011.811.311.510.412.710.711.613.22238041043045060072080095010101010404545523236364155565560656512.52）花键毂轴向工作长度 应满足以下两个方面的要求：导向要求 为了保证从动盘毂在变速器第 1 轴上滑动时不产生自锁，花键毂的轴向长度不宜过小，一般应与花键外径大小相同，对于工作条件恶劣的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的 1.4 倍。强度要求 花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。从上节由表 35 表查得从动盘的外径 发动机转矩DmmTeNM430 所以我选用花键齿 花键的外径 花键内径10n 40Dmm32dmm 齿厚 有效齿长 挤压应力5b 55lmm15.2MPMPaa挤压应力的计算公式如下：nhlP挤压式中，P花键的齿侧面压力， N。它由下式确定：ZdDTPe)(2maxd，D分别为花键的内外直径，m；Z从动盘毂的数目；Temax发动机最大转炬，Nm；n花键齿数；h花键齿工作高度，m；h=（ D- d）/2；l 花键有效长度，m。23从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。2max2 1.84 78620086.70.0400.0322TePDdz20086.79.1310 0.004 0.055PManhl挤压 所以符合条件。.3 从动盘摩檫片从动盘摩檫片在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能： 1）在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数； 2）具有小的转动惯量，材料加工性能良好； 3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性能； 4）能承受较高的压盘作用载荷； 5）能抵抗高转速下，相对较大的离心力载荷而不破坏； 6）有足够的剪切强度； 7）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用； 8）具有优良的性能价格比，不会污染环境。 摩擦面片来说，有两个方面要选择确定，一是结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可根据使用寿命确定。二是材料，近年来，摩擦材料的种类增长极快，常用的摩擦材料有：1）石棉基摩擦材料石棉基摩擦材料是由石棉纤维和铜丝或锌丝绕制成石棉线绳制成。它的特点是，石棉有良好的耐热性能，而铜丝或锌丝有相对高的强度。是一种性能比较良好的摩擦材料。但它的粉尘对环境有污染，国外已经淘汰。它的摩擦系数大约在 0.3 左右（即在 0.250.4 之间） ，其允许的单位压力在0. 20.3MPa 左右，详见表 3-2。2）替代石棉的有机摩擦材料美国杜邦公司曾开发出一种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，属于24高分子尼龙家族，商业名称为芳纶（kevlar aramid） 。它相对石棉基的面片有如下一些工作特性： 1）在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能，在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到 425以后才开始烧裂（而不是变软、熔化） ，这种状况持续到 500。 2）重量比石棉材料轻，因而从动盘的转动惯量小，其抗拉强度是钢的 5倍。 3）有较高的抗离心力强度，能有效抵抗摩擦面片的飞裂。用有机材料代替石棉材料时，离合器的结构等完全相同。3）金属陶瓷摩擦材料离合器面片所用的金属陶瓷摩擦材料是由金属基体、陶瓷成分和润滑剂组成的一种多元复合材料。金属基体的主要作用是以机械结合方式将陶瓷成分和润滑剂保持其中，形成具有一定机械强度的整体；陶瓷组分主要起摩擦剂的作用；而润滑剂组分则主要起提高材料抗咬合性和抗粘接性的润滑作用，特别有利于降低对偶件材料的磨损，并使摩擦副工作平稳。润滑剂组分和陶瓷组分一起共同形成金属陶瓷摩擦磨损性能的调节剂。金属陶瓷面片的单位面积允许压力通常为0.440.82MPa，摩擦系数 在 0.350.4 之间。3.3 压盘和离合器盖压盘和离合器盖3.3.1 压盘设计压盘设计压盘的设计主要包括几何尺寸的选择和传力方式的确定两个方面。（1）压盘几何尺寸的确定压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。当采用周布圆柱螺旋弹簧压紧时，压盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座。当采用膜片弹簧或中央弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之用。前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。 压盘厚度的确定主要依据以下两点。25 压盘应具有足够的质量 由离合器工作原理可知，在离合器的接合和分离过程中都要产生大量的热，而每次接合和分离的时间很短（大约 3s 左右） ，因此热量根本来不及全部散发出去，大部分热量滞留在摩擦副中，必然导致摩擦副的温升。为了使每次接合和分离时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。 压盘应具有较大的刚度 要使压盘在正常工作的情况下，不产生翘曲变形，则压盘必须具有较大的刚度。为满足上述要求，压盘应做得厚些（一般不小于 l0） 。此外，还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔，见图 3-7。近年来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用。压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸成（注意：不能用低碳钢来代替铸铁，因为在低碳钢表面容易引成擦痕） ，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 HB170227，为了增加其机械强度，可另外增添少量合金元素（如镍、铁锰合金等） 。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。校核计算的公式如下： （） （3-Lcm压7）式中，温升，； 滑磨功，Nm，可根据式计算（其中 Ja为汽车整车质量L200.5aLJ转化的转26图 3-7 黄河 JN150 型汽车离合器中间压盘（材料：HT1836）动惯量，由式 计算，ma为汽车总质量，rk为车轮滚动半径，i0为22 20a KaKm rJi i主传动比，ik是变速器起步挡传动比；是离合器开始滑磨时发动机的角速度） ；0 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘，=0.50；双片离合 器压盘，=0.25；双片离合器中间压盘，=0.50； c 压盘的比热容，对铸铁压盘 c=544.28J/（kgK） ； 压盘质量，kg。m压 根据自己的设计可得出：2215030 0.5032.7292 2224.8867.640m ra kjaiik 221300136.136060nradws 2240.50.5 2.729 136.132.5286 100Lj wJa 压盘的外径应大于摩檫片的外径 mm430D 27 内径应小于等于摩檫片的内径 205dmm 初定厚度 校核离合器的温升，它不超过 810。C20nmm 4934 0.25 2.5286 1020 107.6 100.9122544.28380205rLCCm压所以符合条件。 .2 压盘传力结构设计压盘传力结构设计关系，周向与飞轮不能有相对转动，但轴向必须有相对移动。图 3-17 是压盘和飞轮间常用的几种典型连接方式。图 3-17 压盘的几种传力（动）方式（a）凸台式， （b）键式(轴向键)， （c）键式（径向键） ， （d）销式， （e）传力片式传力片（传动片）的强度校核下面主要针对膜片弹簧离合器的压盘传力片（即最为复杂的情况）进行分析和讨论。对于较为简单的周置螺旋弹簧离合器传力片的强度校核可按二力杆拉伸应力分析计算。离合器在正常工作时，传力片既受弯又受拉（见图 3-20） 。为精确校核传力片强度，首先应建立传力片的分析计算模型（这里略） 。28图 3-20 传力片分析计算图。（a）-传力片结构， （b）-变形图， （c）-弯矩图经过分析研究，膜片弹簧离合器压盘传力片的校核包含下面三个方面：A正向驱动应力为 （3-15）maxmaxmaxmaxmax22136eefEhTfTlinRbhinRbhB 反向驱动应力为 （3-16）maxmaxmaxmaxmax22136eefEhTfTlinRbhinRbhC 轴向弹性恢复力为 =12 （3-17）maxP3max1/xEJ nifl式中： -传力片有效长度， -1.5d（d 为螺钉孔直径） ；1l1ll i-传力片组数； n-每组有传力片数； -每一传力片的截面惯性矩;xJ E-材料弹性模量; -正常工作时传力片的轴向最大变形量;maxf h-传力片厚度； R-传力片布置半径； b-传力片厚宽度； Temax-发动机最大转矩。由于在简化计算载荷时比较保守，取值偏大，因此，传力片的许用应力可取材料的屈服极限。 共设 3 组传力片 每组 4 片786maxTNMe29 宽 厚 传力片上两孔间的距离25bmm1hmm84lmm 孔的直径 传力片切向布置，圆周半径10dmm178Rmm 传力片材料的弹性模量 通过参数计算52 10EMPa4.74maxf 传力片上有效长度1l 86 1.5 10711l 计算传力片的弯曲总刚度 5312 2 10710.1712 25 12 1000MNKm 计算正向驱动应力为：365maxmax maxmax3 4.74 2 106 786 4.74 1000max2223 4 178 25711786 1000130.453 4 178 25fEhTfTeeinRbhlinRbhMPa 365maxmax maxmax3 4.74 2 106 786 4.74 1000max2223 4 178 25711786 1000997.523 4 178 25fEhTfTeeinRbhlinRbhMPa 3.43.4 离合器盖设计离合器盖设计离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个问题。1）刚度问题为了增加刚度，小轿车和一般载货汽车的离合器盖常用厚度约为 35 的低碳钢板（如 08 钢板）冲压成比较复杂的形状。重型汽车由于批量少，为了降低成本、增加刚度则常采用铸铁的离合器盖。2）通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开设多个通风窗口。3）对中问题30离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中，这种定位对中方式中的定位销孔或定位螺栓孔要现场“配做”.335 5 圆柱螺旋弹簧设计圆柱螺旋弹簧设计3 35 51 1 结构设计要点结构设计要点压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时，通常都用圆柱螺旋弹簧。螺旋弹簧的两端拼紧并磨平，这样就可使弹簧的两端支撑面较大，各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于 6 个，而且应该随摩擦片外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在布置圆柱弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀布于分离杆之间。因此，弹簧的数目应该是分离杆的倍数，即 ZnnmZ式中 m为任意正整数。在设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片，选定弹簧的数目，并根据离合DZ器工作总压力，确定每个弹簧的工作压力：PZPP式中工作总压力，N；P离合器压簧的数目。Z31摩擦片外径为 400-450mm 时，周布圆柱螺旋弹簧的数目一般为 912 个，故取=12.Z设计上，每一个周布圆柱螺旋弹簧的工作压力 P 应不超过 1000N 。周布压紧弹簧的外径通常限制在 2730mm 之间。这样，便于把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有的离合器厂，有时还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的办法，以获得弹簧不同压紧力，有利于压簧在不同的离合器上通用。3 35 52 2 弹簧的材料及许用应力弹簧的材料及许用应力离合器周布螺旋弹簧的钢丝直径一般在 4mm 左右，由于其直径不大，周围环境的工作温度特也在正常范围之内，所以弹簧的材料大都选用 65Mn 钢或碳素弹簧钢。碳素弹簧钢的特点是：价格低廉，原材料来源方便，钢中杂质较少，在相同表面状态及热处理条件下，它的疲劳性能他也不低于合金钢弹簧。锰弹簧钢与碳素弹簧钢比较，优点是：淬性好和强度高，脱碳倾向小，虽然它有过热敏感性和回火脆性的缺点，但锰弹簧钢价格便宜，原材料易得，故很适合于做离合器弹簧。弹簧材料的许用应力t必须按照弹簧的工作特点来确定。一般弹簧按工作特点及所受负荷的类型可分为 3 类 :1 类：受动载荷的弹簧；2 类：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧；3 类：不重要的弹簧。32由于弹簧的许用应力受材料、负荷特点、制造工艺等因素的影响，因此要根据具体情况规定许用应力值。对于汽车离合器的压簧来说其符合状况介于 1 类和2 类之间，按照目前我国的工艺条件，一般推荐其许用应力为 800Mpa 左右。离合器的压簧由于其簧丝直径较小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火处理，只需要低温回火以消除内应力。343 弹簧的计算已知摩擦片外径=430mm，压紧弹簧的数目=12，离合器的总压紧DZ=9420N。弹簧的相关计算如下：P1）每一个弹簧的工作压力N785129420ZPP材料选用 65Mn 钢2）弹簧丝直径 (3-14)6 . 11CKPd式中，=785N，初选弹簧指数（旋绕比）=6，曲度系数=1.25，选PCK=715Mpa，代入上式得mm60. 4715625. 17856 . 11d取钢丝标准直径 =4.5mm1d3）由结构上确定弹簧的外径33=30mm1D4）弹簧中径 1101dDD因此 mm5 .255 . 43001D5）弹簧指数（旋绕比）101dDC 因此 67. 55 . 45 .25C根据标准圆整为 6.6）实际的工作应力218dKPC因此MPa74.740105 . 414. 325. 16785862初选弹簧刚度=40N/mmK7）弹簧的工作圈数 KDGdi301418 式中，材料的剪切弹性模数，对于碳钢：G 。取 =6.5 圈。1438.0 10 8.3 10GMPai8）弹簧的实际刚度34 fPPiDGdKmax301418(3-19)对于离合器压簧来说，希望 K 尽量小，一般=N/mm。K4520 因此N/mm42.405 . 65 .2585 . 4103 . 8344K9）弹簧的总圈数 5 . 1 in（3-20）汽车离合器上一般采用,即每端 3/4 圈拧紧，并把端部钢丝磨薄至5 . 1 in直径 1/4. 因此 =6.5+1.5=8 圈n10）弹簧的工作变形 （3-KPf 21）因此mm42.1942.40785f11）弹簧的附加变形量弹簧的附加变形量即为压盘的分离行程，对于单片离合器 =1.52.5；对F于双片离合器=1.53.0。f 因此取=2.1mm。f3512）弹簧的自由高度 （3-iffdnH10)5 . 0(22）式中，弹簧最大负荷时的间隙=0.51.5 mm。因此 mm080.54.5 19.422.1 6.5 0.759.82H 13）弹簧的工作高度fHH0 因此 =59.82-19.42=40.40mmH14）弹簧的最大负荷PfKPmax因此 N88.8697851 . 242.40maxP为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷，一般规定校核离合器分离时弹簧maxP的最大负荷 max1.15 1.20PP较增加了， maxPP11. 178588.869maxPP因此符合规定要求。3 35 54 4 离合器的平衡离合器的平衡为了保证离合器工作的平衡性，离合器的旋转零件和总成均进行静平衡，这对告诉发动机来说尤为重要。压盘单件的平衡精度不低于 1520gcm从动盘总成的平衡度不低于 35gcm36离合器压盘的平衡精度不低于 3070gcm消除不平衡的办法：可在相应零件上钻孔（如在压盘的弹簧导向座上钻孔；或在压盘外圆上钻孔等） ，或加平衡块（一般加在从动盘上） 。离合器总成与飞轮的相应位置靠定位销来保证，最后还必须对离合器总成与曲轴飞轮一体进行动平衡。3.63.6 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 一单级线形减震器设计参数 1 极限转矩 Tj1.5 2.01.5 7861179maxTTNMje 2 扭转角刚度 K1313 117915327KTj 3 阻尼摩檫转矩 T0.06 0.170.14 786110.04maxTTNMe 4 预紧转矩 Tn0.05 0.150.12 78694.32maxTTNMne 5 减振弹簧的位置半径 0R2050.6 0.750.661.5022dRmm 6 减振弹簧的个数 查表得 Zj6Zj 7 减振弹簧的总压力 F117919170.730.06150TjFNR二 减振弹簧计算1单个减振弹簧的工作负荷 P：P/=19170.73/6=3195.12FjZ2减振弹簧尺寸（参见图 3-32 ）（1）弹簧中径 Dc： Dc1115左右。37（2）弹簧钢丝直径 d： 84 PDcdmm （3）减振弹簧刚度 k: （3-29）174.7/210000KkN mmR Zj（4）减振弹簧有效圈数 i：4438GdiD kc（5）减振弹簧总圈数 n： ni（1.52）=5.5（6）减振弹簧最小高度 lmin: lminn（d）1.ldn=24.2（7）减振弹簧总变形量 l：lPk=7.6（8）减振弹簧自由高度 l0： l0=lminl =31.8（9）减振弹簧预变形量 l：l=0.60njTkZ R（10）减振弹簧安装工作高度 l：ll0l=31.2三 极限转角 j 减振器从预紧转矩到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为：j 初选 则 12sin20ljR10jsin2202sin52 61.5 0.08110.720jlRlRmm 38第四章第四章 操纵机构设计计算操纵机构设计计算4.1 离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型.1 对离合器操纵机构的基本要求对离合器操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在 80150N 范围内，商用车不大于150200N。2）踏板行程一般在 80150内，最大不应超过 180。3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。.2 常用离合器操纵机构的类型常用离合器操纵机构的类型常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、气压式和自动操纵机构等，其中有些操纵机构还带有助力器。机械式操纵机构有杆系式和拉索式两种，杆系操纵机构结构简单、工作可靠、早期广泛应用于各种车辆当中，但其质量大，传动效率低，车架、车身的变形会造成离合器在接合过程中出现抖动现象，特别是远距离操纵时，布置比较困难。拉索式可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构。液压式操纵机构，具有质量小、布置方便、传动效率高、便于采用吊挂式踏板、驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室与车架变形不影响其正常工作、离合器结合比较柔顺等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。4.24.2 离合器操纵机构主要参数的确定与计算离合器操纵机构主要参数的确定与计算在设计离合器操纵系统时，为了满足前述对踏板力和踏板行程的要求，需根据离合器的具体结构类型和操纵系统传动线路，合理地定出操纵系统的传动比ic。39常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图见图 4-1图 4-1 常用离合器的结构类型和操纵系统传动线路简图（a）机械式 （b）液压式 （c）带空气助力的液压式采用液压式离合器操纵机构1 机构传动比的确定ci 222222111cbcdibcd227dmm125dmm由 39 表离合器的传动比一揽表 5i分15icP10960p =162.37Nni i5 15 0.9c分分总2 离合器踏板行程的确定 nSS = 0mm00.5Sm 04 0.5 515/166.700.9SSZSiimmncc 分 40 第五章第五章 传动轴的设计与计算传动轴的设计与计算已知：传动轴支承长度=1503mmcL传动轴最高转速=5000r/minmaxn安全系数 K 取 1.21）传动轴管内外径确定60002.15000*maxknnk6000102.12228ccckLdDn得8.1275722ccdD又mmdDmmcc325.1取 ， 则mmdDcc32 mmDc8.76mmdc8.82Lc 为传动轴长度（mm） ，即两万向节中心之间的距离；dc 和 Dc 分别为传动轴轴管的内、外径（mm）2）传动轴扭转强度校核 由于传动轴只承受扭转应力而不承受弯曲应力，所以只需校核扭转强度，根据公式有 48.181)(16441ccCccMpadDTD41（为轴管许用扭转应力）c上式说明设计参数满足扭转强度要求3）花键内外径确定 MPach74.902 取安全系数 2，则MPadThh74.901631 mmdh89.52 为许用扭转应力h 为花键转矩分布不均匀系数，取 1.3K 花键外径hD 花键内径hd 为花键有效工作长度hL B为键齿宽 为花键齿数0n由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以选用 Lh较大尺寸的花键，查GB/T1144-2001，取,mmdh56mmDh62mmB10，。80nmmLh50花键挤压强度校核429.12)2)(4(01yhhhhhynLdDdDKT 当花键齿面硬度为 35HRC 时，许用挤压应力为MPay5025则,满足花键挤压强度。 yy最终确定花键尺寸：外径、内径、齿数、花键总长 L=150mmmmDh62mmdh5680n43第六章第六章 结论结论本次毕业设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及螺旋弹簧离合器的工作原理和使用要求，通过对其工作原理的阐述、结构方案的比较和选择、相关零件参数的计算，大致确定了离合器的基本结构和主要尺寸以及制造相关零部件所用的材料。结构方面：根据设计要求，考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭曲减震器的双片螺旋弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动。计算方面：确定了离合器的主要参数、P0、D、d，结果按照基本公式运算得出并通过约束条件，检验合格。根据螺旋弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了螺旋弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了螺旋弹簧尺寸的优化值。选材方面：摩擦片选用编织石棉基材料，保证其有足够的强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象；膜片弹簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了机件的弹性，所含錳，加强了耐高温性；离合器盖常用厚度35mm的低碳钢板，提高了散热能力；设计后的离合器温升校核合格。综上所述，本次设计遵从了：（1）分离彻底；（2）接合柔和；（3）操纵轻便，工作特征稳定；（4）从动部分转动惯量小的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合适，适宜安装，能以最高效率传递发动机扭矩，符合计划书及国家标准。由于自己的水平有限，本次设计中可能有很多错误和遗漏，希望各位老师批评指正在这此设计中，我主要从摩擦片、螺旋弹簧、减振弹簧、操纵机构、传动轴这几方面进行了相关的计算和校核。基本上满足了预期的要求。本次设计中的缺陷：操纵机构需要改进。由于本人能力有限，在设计中难免有错误，请老师批评改正。44参考文献参考文献1汽车离合器设计 徐石安 江发潮 编著 清华大学出版社 20052联轴器、离合器设计与选用指南 阮忠唐 编著 化学工业出版社 20063离合器及机械变速器 张 毅 编著 化学工业出版社 20054离合器、制动器选用手册 周明衡 编著 化学工业出版社 20035离合器结构图册 段广汉 编著 国防工业出版社 19856 朱冬梅，胥兆澜主编 画法几何及机械制图第 5 版 高等教育出版社 2000 年 12月7 刘鸿文主编 简明材料力学 高等教育出版社 1997 年 7 月8 孙恒，陈作模主编 机械原理第六版 高等教育出版社 2004 年 3 月9 濮良贵，纪名刚主编 机械设计第 7 版 高等教育出版社 2001 年 6 月10 徐谨主编 机械设计手册 机械工业出版社 2000 年 6 月11 吴宗泽主编 机械设计使用手册 化学工业出版社 2001 年 5 月12 蔡春源主编 机械零件设计手册第 3 版 冶金工业出版社 1995 年 10 月13 王予望主编 汽车设计第 4 版 机械工业出版社 2004 年 8 月 14 陈家瑞主编 汽车构造第 2 版 机械工业出版社 2005 年 1 月15 张则曹主编 汽车构造图册 人民交通出版社 1998 年 2 月16 林清福主编 国外汽车构造最新构造图册 机械工业出版社 1996 年 5 月 45致谢致谢这次毕业设计受益匪浅，特别得到了曹艳玲老师和同学门的许多帮助，找出以前学习的不足，汲取教训。让我能够把所学同工程实际相接合，这对我以后的学习和工作都有很好的帮助。在开始阶段，我感觉无从下手，多次计算，多次返工。曹老师耐心的帮我校对，同学们也积极的帮我找资料，在老师和同学门的大力帮助下，我克服一个个困难，完成了这次毕业设计。在这次设计中我认识到了自己的优点和缺点，使我更加清楚的了解自己，这样在以后的学习和工作中以便发扬优点，克服缺点。在本次设计中感觉收获了不少知识，把一些原先学过并忘记的知识又重新复习和掌握，另外查阅了大量资料扩大了知识面，丰富了知识面，增强了自己的分析问题能力和实际动手能力。这都在平时的学习中不能学到的。我能完成这次毕业设计离不开老师和同学们的帮助，在次我向帮助我的所有老师和同学致以衷心的感谢。46外文资料翻译THE RESEARCH AND DESIGN USING CAD SYSTEM FOR THE CLUTCH OF AUTOMOBILEClutch is used to transfer and switch of the powers which are coming from the engine. In automobile, clutch is connected with engine and derailleur. It can shut of and stably transfer the power between them. How to reasonably, efectively and speedily design clutch always is the pursuing destination of all clutch factories. The appearance of CAD which is the abbreviation of computer aided design make it possible. Automobile CAD is the forerunner of CAD all the times. CAD is fist used in automotive industry and become more and more indivisible with CAM, CAE and CAP furthermore, integration is becoming to reality. Researching how to use computer to aid us design the automobile clutch and how to develop a useful and advanced automobile clutch computer aided design system-abbreviation is ACCAD that can make a steady system framework for automobile cultch integrated design and manufacture system. are the destination of this thesis. ACCAD system should firstly be able to aid engineer design clutch, secondly to aid engineer analyze the designed clutch, finally to organize and manage the data of design. From the long-term consideration it should also be able to aid workshop manufacture clutch and help manager supervise all the lifecycle of clutch. So it should have a core which can integrate all these subsystem. Engineering database (EDB) is just for this use and Using EDB to construct CIMS become an inevitable current. In order to expand ACCAD and realize clutch CIMS in the future ACCAD system also need EDB as the core to integrate each design and management subsystem into a whole system. At the third chapter of this thesis the technology of EDB and how to design automobile clutch EDB are researched and automobile clutch EDB is set up according to the framework of entire database, project database and design database. The traditional procedures of the design of automobile clutch are: selecting storing coeficient, designing clutch structure type, friction flat, clutch sketch, assembled 47module and each part of clutch. In our country, all these procedure are handmade, but in the coming years with the application of computer aided drawing software such as AutoCAD of AutoDesk corp. engineering drawing can basically be done by computer. But the depicting capability of this two-dimension engineering drawing module is so deficient that it can only be used as drawings and cant be used to analyze by computer. Along with the appearance of B-P modeling and curve-based or solid-based modeling, mechanic parts are denoted by three-dimension module which can beter aid engineer design and analyze them. But this module loses parts of the whole information of them, so it results in much dificulty to integrate aided design subsystem, aided manufacture subsystem and computer analyzing subsystem. Feature-based modeling can just make up this shortcoming, and also if it combines with parameter design technology it can enhance the capability not only of depicting but also of fast amending. At the forth chapter of this thesis the technology of feature-based is researched and the parametric feature-based solid models are created upon MDT that is belonging to AutoDesk corporation. In order to aided engineers to design clutch faster computer is used to simulate engineers to use variant design technology to design clutch products that are based on original models. Variant design technology has some intelligence. Intelligent CAD is a direction of developing CAD. At the fifth chapter of this thesis the technology of variant design is researched and variant design of automobile clutch is achieved on MDT by the technology of parameter table-driven and feature restrained Besides some degree of integrity and intelligence ACCAD system should have some degree of automation, that is to say that ACCAD can automatically design clutch according to primitive design requests, analyze, check and optimize some basic parameters of clutch. At the sixth chapter of this thesis the combining model of clutch is analyzed, some formulas of designing and calculating basic parameter are deduced, the working instances of diaphragm spring are analyzed and the characters of load-distortion and stress-strain are calculated simulatively by the formulas of A-L which are approbatory internationally nowadays. The optimizations of some basic parameters and diaphragm spring are carried out by multi-body arithmetic in which design destinations, design restrictions and the primitive value of design variables can be changed according 48to real demands. Instances deduction and design templates are used to design the model of each part of clutch and all these models are assembled automatically after that basic parameters and structure type are completed according to primitive design demands. The design templates are deduced in existing design instance of clutch product by inteligent instance-deducing technology. Then designers can mend and to-and-fro design them till they can meet the design demands. So computer aided function and mans initiative can be fully enlarged, automatic design and mutual design are combined indeed .It needs not only much knowledge of automobile clutch design and CAD but also much high lever of software design and computer application to really realize such a complicate and advanced ACCAD system. So I also researched the method of object-oriented and the operation system of Windows and study many sorts of program design language. The theory of software engineering is used to analyze ACCAD system in requirement, function structure, flow chart, project design and module design. The software developing tools of Visual Basic and Visual C+ are used to design and implement the ACCAD system. Yi-Dong clutch corporation have applied it to design clutch. Practice proves that the ACCAD system can aid designers to design clutch well, remarkably improve the ability of clutch product design, greatly shorten the design cycle and also it has very high stability and extensibility.INVESTIGATION TO DYNAMICS AND CONTROL OFVEHICLE AMT CLUTCHES DURING ENGAGEMENTChina Automotive Parts enterprises face more and more pressure and challenge with China joining WTO.The global Automotive and Parts MNC are gradually entering the lastly and largest potential market of the world.The local automotive industry especially parts is not so good as MNC no matter in scale, capital capacity, products technical level and marketing level.So in order the to exist,the local automotive parts enterprises must improve themselves as quickly as possible in some the fields. One of the important reasons for this risk is the slow Product Engineering with low technical 49content.It is caused by several reasons that are outdated engineering method，insufficient working experiences，low quality of the working people and the outdated methodology of product Engineering，and the last one is the most important reason.In comparison with hydraulic Automatic Transmission (AT) and Continuously Variable Transmission (CVT), Automatic Mechanical Transmission (AMT) has advantages of much lower cost in manufacturing and easier installation in driveline system .This means that there exists a vast potential market for development of such a mechatronical technology. As an important functional module in AMT vehicles, however, the automatic clutches developed by far still have some shortcomings, for example, of road startup failure, considerable shock, unstable shifting, friction-caused service life reduction, and time-delay response. The key concern is therefore concentrated in this dissertation on real implementation of optimal transient responses and control laws during engagement of the clutches, and detailed investigations are made both in theory and experiment. Strong nonlinearities exist in such component systems as engine, clutch membrane spring and servo actuator and consequently dificulties are encountered in design of the optimal control for improving transient responses of the automatic clutch. A system synthesis is proposed herein for the study of nonlinear dynamics and control of AMT automatic clutches. Based on principles of automotive powertrain systems, the main system under consideration can be decomposed into two sub-systems, engine and transmission systems. The Popov super stability theory has adopted for the first time in association with reference, model following adaptive control for the engine. monitoring. The engine monitor requires accurate predictions of rational velocities. A prediction model is constructed on the basis of flat neural network A fast recursive algorithm is used to improve the learning speed by forgetting factor. Accordingly, the present neural network algorithm leads to considerable reduction of efort in network weighting matrix as wel as increase of self-learning and adaptability of neural network algorithms to nonlinear and nonstationary systems. It has been shown by comparison of the numerical results with experiments that the modified algorithm is proved to be reliable and 50efective in the engine condition monitoring. In modeling the system, the load-deflection relationship of the clutch membrane spring is generally treated as a black box, and as a result many advanced control methods can not be applied. A new approach for the black box is required nevertheless in development of the accurate model. The nonlinear relationship is mathematically derived out for the clutch system during engagement and a further progress is thus made to certain extent for the Almen-Lazslo method. By matching control inputs of the two subsystems, a synthetically optimal performance of the system can be achieved. It can be seen that by the system synthesis, not only the design of a feedback controller is accommodated according to longitudinal dynamic requirements of the whole vehicle, but an efective procedure is established for solving problems of time-delay and inaccuracy due to the use of the analysis method of upper-lower layers. Diferential geometry provides a powerful tool for the analysis of nonlinear dynamic systems. With consideration of the automatic clutch which is a typical afine nonlinear system, the diferential manifold and corresponding a companion form to the original system with nonlinearities can be constructed by using feedback linearization approach. It is demonstrated by simulations and experiments that this method simplifies the design of the controller, and is of practical significance for real engineering applications. In this dissertation, operator and its transform in frequency domain are introduced for the first time into the field of automotive electronics technology. In comparison with the conventional z operator, digital iterations of operator are featured by higher precision and more stability while sample time T -4 0.The nonlinear sliding mode controller is taken as an example, the implementation form of operator discretization control, the error analysis and the algorithms stability are studied both theoty and engineering application. In high frequency sampling systems the approach has advantages in industrial applications and enriches its new fields of application, especially in vehicle eletronics. Based upon the minimum value principle, a multi-objective optimal control is applied to derive out for the first time the optimal response in analytical form by compromising longitudinal shock and plane slipage of the automatic clutch related with each other in the transmission sub-systems. The real significance of the synthetic 51optimal control lies in expression of the theoretical optimal performance. For preventing the control system from system uncertainties and external perturbations the robust sliding mode controller is designed to guarantee the system to trace the optimal trajectory. Since dynamic properties of the sliding mode is invariant to extraneous disturbance, the SMC method may apply for a kind of complicated systems with nonlinearities and uncertainties like the automatic clutch. It is shown through numerical simulations that errors of the SMC in reference model following are far less than the PID controler whenever the damping orifice flux coeficient of an on-of solenoid, the frictional plate wear qualilty, friction coeficient and the driveline elastic coeficient may be deviated in a permissible range, respectively. Hence, the present work possesses of significant value in engineering application. As an important part of the dissertation, the virtual mechanical prototyping and real on-vehicle experiments for the automatic clutch system are made, respectively. The virtual machine is modeled in ADAMS software and verified by real vehicle experiments. Therefore, through comparison of the virtual experiments within ADAMS environment with theoretical predictions for transient responses of the clutch during engagement, reliable and efective instructions are provided for design of the hydraulic actuator and PC controller required in real vehicle experiments. The control apparatus for automatic clutch include sensors, microcomputer and their interfaces. All experiments are carried out on the Santana LX car, and much atention is focused to typical dificult working conditions, such as small throtle angle, heavy load, high gear and steep ramp. It is shown by the results obtained from the experiments that fairly good transient responses during the clutch engagement are achieved. By the control strategies presented in this dissertation, the engine is prevented from flameout, moreover, vehicle startup and gear shift smoothly can be adjusted with short friction duration and quick response of the actuator. All these mean that the adaptability for subjective will, time varying driving conditions of vehicle and complicated surroundings. In a word, on the basic of theoretical research and control technology, the performance of AMT automatic clutch is improved markedly, moreover, the apparatus for experiments establishe
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号