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HKD260混合动力自卸汽车离合器设计【优秀汽车离合器全套课程毕业设计含4张CAD图纸】

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关键词：: 混合动力汽车离合器离合器设计课程毕业设计 HKD260混合动力自卸汽车离合器设计

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HKD260混合动力自卸汽车设计（离合器设计）

HKD260混合动力自卸汽车离合器设计【优秀汽车离合器全套课程毕业设计含4张CAD图纸】

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HKD260混合动力自卸汽车设计（离合器设计）

摘要

本离合器的设计与整车中底盘、变速器、驱动桥的设计密切相关，在设计中尽量做到与车辆其它部位的最佳匹配，力求整车结构更加合理。

在本方案中，离合器被布置在发动机的后面，用来切断和实现动力总成对传动系的动力传递，确保汽车平稳起步：在换档时将动力总成与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮的冲击；防止传动系各零件过载损坏；降低传动系的震动和噪声等。混合动力轿车可采用传统的内燃机的传动系。

离合器是汽车传动系的重要组成部分，对于汽车的动力性、燃油经济性和舒适性等性有很大影响。本设计主要介绍了混合动力轿车离合器的总体设计，包括离合器的设计要求，离合器形式，如从动盘数、压紧弹簧和布置形式的选择、扭转减振器与操纵机构的选择；选择离合器主要参数，对参数进行优化设计，使其尽量满足约束条件。并详细介绍三大总成的结构方案和其设计要求，包括从动盘总成、离合器盖总成和分离轴承总成。

关键词：混合动力，重型自卸，离合器形式，操纵机构，结构性能计算

HKD260 HYBRID DUMP TRUCK DESIGN

(CLUTCH DESIGN)

ABSTRACT

In this design，the design of clutch is closely relevant to the designs of the car chassis, transmission and driving draft. The clutch is designed to be perfectly matching those parts which can make the car structure more reasonable.

In my design, the clutch is installed in the rear of the engine and the motor (ISG) to continue or disengage the power from the engine. And this can start the car smoothly. When shifting the gears, the clutch petal has to be depressed for the disengagement the transmission from the engine which could minimize the shock on the gears of transmission. It can also prevent damages caused by the shock and bring down the vibration and shock of transmission system. PHEV could adopt the traditional transmission of internal combustion engine.

The clutch is one of the most important sections in the transmission system and has great impact on the energy efficiency, fuel efficiency and comfort of a car. This is a design about clutch of the HEV car. It includes the requirements for clutch, choosing the form of a clutch, such as how to choose clutch disc, pressure spring, diaphragm spring and torsion damper. Then choose the parameters of clutch and optimize them to meet the limit condition requirements. The design concludes specification of the main three assemblies and the requirements for them (clutch disc assemblies, release bearing assemblies, cover assemblies).

KEY WORDS: Hybrid, Heavy Dump Truck, the form of clutch, the disengagement mechanism, the calculation of structure and performance

第一章前言1

第二章动力性计算3

§2.1最小传动比的选取3

§2.2 最大传动比的选取3

§2.3 车速的计算4

§2.4驱动力与阻力的计算5

§2.4.1 空气阻力6

§2.4.2 滚动阻力6

§2.5 动力特性图8

§2.6 汽车的功率平衡8

第三章离合器主要参数的选择10

§3.1 离合器转矩容量10

§3.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系10

§3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择11

§3.3.1 离合器后备系数β的确定11

§3.3.2 摩檫系数的确定12

§3.3.3 摩檫片外径D的确定13

§3.3.4 单位压力的确定15

§3.3.5 摩檫片的约束条件16

第四章离合器的结构选型与设计计算18

§4.1 从动盘总成18

§4.2 从动盘总成设计18

§4.2.1 从动盘钢片19

§4.2.2 从动盘毂21

§4.2.3 从动盘摩檫片25

§4.3 压盘和离合器盖26

§4.3.1 压盘设计26

§4.3.2 压盘传力结构设计29

§4.4 离合器盖设计31

§4.5 离合器的分离装置设计32

§4.5.1分离杆结构型式的选择32

§4.6 膜片弹簧设计32

§4.6.1膜片弹簧基本参数的选择33

§4.7扭转减振器的设计34

第五章操纵机构设计计算38

§5.1离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型38

§5.1.1对离合器操纵机构的基本要求38

§5.1.2常用离合器操纵机构的类型38

§5.2离合器操纵机构主要参数的确定与计算38

第六章传动轴的设计与计算41

§6.1 概　述41

§6.2　万向节结构方案分析42

§6.3　万向节的设计计算42

§6.3.1 万向节设计42

§6.3.2 传动轴的设计44

§6.3.3 中间支承结构46

§6.3.4 十字轴万向节传动实验47

参考文献48

致谢49

第一章前言

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（1725－1804）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（1844－1929）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（1834－1900）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。

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 2005

2．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 2006

3．离合器及机械变速器张毅编著化学工业出版社 2005

4．离合器、制动器选用手册周明衡编著化学工业出版社 2003

5．离合器结构图册段广汉编著国防工业出版社 1985

6. 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

操纵机构.gif

传动轴.gif

离合器总成.gif

膜片弹簧.gif

内容简介：: 1 HKD260 混合动力自卸汽车设计（离合器设计）摘要本离合器的设计与整车中底盘、变速器、驱动桥的设计密切相关，在设计中尽量做到与车辆其它部位的最佳匹配，力求整车结构更加合理。在本方案中，离合器被布置在发动机的后面，用来切断和实现动力总成对传动系的动力传递，确保汽车平稳起步：在换档时将动力总成与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮的冲击；防止传动系各零件过载损坏；降低传动系的震动和噪声等。混合动力轿车可采用传统的内燃机的传动系。离合器是汽车传动系的重要组成部分，对于汽车的动力性、燃油经济性和舒适性等性有很大影响。本设计主要介绍了混合动力轿车离合器的总体设计，包括离合器的设计要求，离合器形式，如从动盘数、压紧弹簧和布置形式的选择、扭转减振器与操纵机构的选择；选择离合器主要参数，对参数进行优化设计，使其尽量满足约束条件。并详细介绍三大总成的结构方案和其设计要求，包括从动盘总成、离合器盖总成和分离轴承总成。关键词：混合动力，重型自卸，离合器形式，操纵机构，结构性能计算 nts 2 HKD260 HYBRID DUMP TRUCK DESIGN (CLUTCH DESIGN) ABSTRACT In this design， the design of c lutch is c losely relevant to the designs of the c ar chassis , transmission and driving draft. The c lutch is designed to be perfectly matc hing those parts which can make the car structure more reasonable. In my design, the c lutc h is ins talled in the rear of the engine and the motor (ISG) to continue or disengage the power from the engine. And this c an start the car smoothly. When shifting the gears, the c lutch petal has to be depressed for the disengagement the transmission from the engine whic h could minimize the shock on the gears of transmission. It can also prevent damages caused by the shoc k and bring down the vibration and shock of transmission system. PHEV could adopt the traditional transmission of internal combustion engine. The c lutc h is one of the most important sections in the transmission system and has great impac t on the energy effic iency, fuel effic ienc y and comfort of a c ar. This is a design about c lutc h of the HEV c ar. It inc ludes the requirements for c lutch, choosing the form of a clutc h, such as how to c hoose c lutc h disc, pressure spring, diaphragm spring and torsion damper. Then c hoose the parameters of c lutch and optimize them to meet the limit condition requirements. The design c onc ludes spec ification of the main t hree assemblies and the requirements for them (c lutc h disc assemblies, release bearing assemblies, cover assemblies). KEY WORDS: Hybrid, Heavy Dump Truc k, the form of c lutc h, the disengagement mechanism, the calculation of structure and performance nts 3 目录第一章前言 . 1 第二章动力性计算 . 3 2.1 最小传动比的选取 . 3 2.2 最大传动比的选取 . 3 2.3 车速的计算 . 4 2.4 驱动力与阻力的计算 . 5 2.4.1 空气阻力 . 6 2.4.2 滚动阻力 . 6 2.5 动力特性图 . 8 2.6 汽车的功率平衡 . 8 第三章离合器主要参数的选择 . 10 3.1 离合器转矩容量 . 10 3.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系 10 3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择 . 11 3.3.1 离合器后备系数的确定 . 11 3.3.2 摩檫系数的确定 . 12 3.3.3 摩檫片外径 D 的确定 . 13 3.3.4 单位压力的确定 . 15 3.3.5 摩檫片的约束条件 . 16 第四章离合器的结构选型与设计计算 . 18 4.1 从动盘总成 . 18 4.2 从动盘总成设计 . 18 4.2.1 从动盘钢片 . 19 4.2.2 从动盘毂 . 21 4.2.3 从动盘摩檫片 . 25 4.3 压盘和离合器盖 . 26 4.3.1 压盘设计 . 26 4.3.2 压盘传力结构设计 . 29 nts 4 4.4 离合器盖设计 . 31 4.5 离合器的分离装置设计 . 32 4.5.1 分离杆结构型式的选择 . 32 4.6 膜片弹簧设计 . 32 4.6.1 膜片弹簧基本参数的选择 . 33 4.7 扭转减振器的设计 . 34 第五章操纵机构设计计算 . 38 5.1 离合器操纵机构的基本要求与常用结构类型 . 38 5.1.1 对离合器操纵机构的基本要求 . 38 5.1.2 常用离合器操纵机构的类型 . 38 5.2 离合器操纵机构主要参数的确定与计算 . 38 第六章传动轴的设计与计算 . 41 6.1 概述 . 41 6.2 万向节结构方案分析 . 42 6.3 万向节的设计计算 . 42 6.3.1 万向节设计 . 42 6.3.2 传动轴的设计 . 44 6.3.3 中间支承结构 . 46 6.3.4 十字轴万向节传动实验 . 47 参考文献 . 48 致谢 . 49 nts 5 第一章前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（ 1725 1804）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（ 1844 1929）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（ 1834 1900）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 70nts 6 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。 5) 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，最后本人觉得选双片干式膜片弹簧离合器比较合适。 nts 7 第二章动力性计算汽车动力性指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向力决定的，所能达到的平均行驶速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效率之高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以动力性是汽车各种性能中最基本最重要的性能。 2.1 最小传动比的选取按照最高车速的要求，即最高车速不小于 45km/h。由公式 00 .3 7 7 / gv rn i i( /kmh ) (2-1) r 车轮滚动半径（ mm）其中 V 汽车车速（ /kmh ） n 发动机转速（ r/min） gi 变速器各档速比 i0 主减速器传动比根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取 r=590mm； n=2200r/min； U=45km/h 求得 igi0=10.874 最高档为直接挡，即此时 gi=1 则 : 0i =10.874 2.2 最大传动比的选取 r 车轮滚动半径为 590mm1. 根据最大爬坡度确定一档传动比 1 m a x m a x 0( c o s s i n ) /g t q Ti G r T i (2-2) 其中 G 汽车总质量， G=50000N f 滚动阻力系数，货车取 f=0.04 nts 8 i0 主减速器传动比为 10.874 tqT 发动机最大转矩为 1160 N m T 传动总效率 T= 0 轴 g 0=96%，主减速器；轴 =98%，传动轴和万向节； g=97% 故 T=0.85 由于要求最大爬坡度为 42% 即 max=20.78 代入以上数据算得 ig1 =9.305 .根据最低稳定车速确定一挡传动比 1 m i n m i n 00 . 3 7 7 /gi n r u i(2-3) 其中 n 发动机最低转速 600 5（ r/min） u 发动机最低稳定车速 0.51（ km/h）求得 ig1=15.0723 综上，最大传动比为 ig1=9.305 其余格挡传动比按等比数列得到：（倒档综合参考后得出的数值） 1gi2gi3gi4gi5gi6gi7gigxi倒 9.305 5.260 3.485 2.597 1.837 1.339 1 8.503 2.3 车速的计算 00 .3 7 7 / gu rn i i(km/h) (2-4) 其中 r 汽车行驶时的滚动半径（ m） n 发动机曲轴转速（ r/min） gi 汽车变速器各挡传动比 i0 汽车主减速器传动比车速的计算结果： n U1 U2 U3 U4 U5 U6 U7 U 倒 1000 2.1983 3.8888 5.8695 7.8765 11.135 15.276 20.455 2.4056 1200 2.6380 4.6666 7.0434 9.4518 13.362 18.332 24.546 2.8868 nts 9 1400 3.0776 5.4444 802173 11.027 15.589 21.387 28.637 3.3679 1600 3.5173 6.2221 9.3912 12.602 17.816 24.442 32.728 3.8490 1800 3.9570 6.9999 10.565 14.177 20.043 27.498 36.819 4.3302 2000 4.3966 7.7776 11.739 15.753 22.270 30.553 40.910 4.8113 2200 4.8363 8.5554 12.913 17.328 24.497 33.608 45.001 5.2924 各档速度010203040501000 1200 1300 1400 1500 1600 1800 2000 2200n(r/min)U(km/h)u1u2u3u4u5u6u7u倒速度特性曲线 2.4 驱动力与阻力的计算计算公式： TF rTq riT T* 总N (2-5) 式中：gi传动系各档传动比见下表， T=0.831，各档驱动力计算结果： n Ft1 Ft2 Ft3 Ft4 Ft5 Ft6 Ft7 1000 104164.7 61307.03 37128 23949.85 17761.85 13980.3 11459.26 1200 147189.2 86629.51 52463.48 33842.18 25098.27 19754.77 16192.43 1400 158107.1 93055.33 56355.01 36352.46 26959.96 21220.09 17393.52 1600 153557.9 90377.86 54733.51 35306.49 26184.24 20609.53 16893.06 nts 10 1800 142471.6 83852.92 50781.95 32757.49 24293.84 19121.6 15673.44 2000 130771.9 76966.96 46611.77 30067.47 22298.84 17551.34 14386.35 2200 119785.2 70500.64 42695.71 27541.37 20425.42 16076.78 13177.69 2.4.1 空气阻力按公式： 15.21 *2uACF Dw （ N） (2-6) 式中： DC 空气阻力系数 : 0.48； A 迎风面积： 5 2m ，计算结果见下表： n Fw1 Fw2 Fw3 Fw4 Fw5 Fw6 Fw7 Fw 倒 1000 0.57503 1.66001 4.526143 10.87741 19.77675 31.92263 47.51364 0.689703 1200 0.828092 2.390414 6.517646 15.66348 28.47852 45.96858 68.41964 0.993172 1400 1.127102 3.25362 8.87124 21.31973 38.76243 62.56835 93.12673 1.351818 1600 1.47209 4.249626 11.58693 27.84618 50.62847 81.72192 121.6349 1.76564 1800 1.863115 5.378432 14.6647 35.24282 64.07666 103.4293 153.9442 2.234638 2000 2.30022 6.64004 18.10457 43.50966 79.10699 127.6905 190.0545 2.758812 2200 2.783235 8.034448 21.90653 52.64669 95.71946 154.5055 229.966 3.338162 2.4.2 滚动阻力滚动阻力可按下式计算： fF 总G *f （ N） (2-7) 式中：总G ：汽车总重 N； f ：滚动阻力系数对于 HKD260 可取 0.04 ,Ff 与 Fw 相加即得行驶阻力见下表： n Fw2+Ff Fw3+Ff Fw4+Ff Fw5+Ff Fw6+Ff Fw7+Ff 11760.58 1000 11761.66 11764.53 11770.88 11779.78 11791.92 11807.51 11760.83 1200 11762.39 11766.52 11775.66 11788.48 11805.97 11828.42 11761.13 1400 11763.25 11768.87 11781.32 11798.76 11822.57 11853.13 11761.47 1600 11764.25 11771.59 11787.85 11810.63 11841.72 11881.63 11761.86 1800 11765.38 11774.66 11795.24 11824.08 11863.43 11913.94 11762.3 2000 11766.64 11778.1 11803.51 11839.11 11887.69 11950.05 nts 11 11762.78 2200 11768.03 11781.91 11812.65 11855.72 11914.51 11989.97 为了清晰而形象的表明汽车行驶时的受力状况及平衡关系做出汽车动力平衡图：驱动力和行驶阻力平衡0200004000060000800001000001200001400001600001800000 10 20 30 40 50Ua/(km/h)F/NFt1Ft2Ft3Ft4Ft5Ft6Ft7Fw+Ff从图中可以清楚的看出不同车速是驱动力与行驶阻力之间的关系，十分方便的求解汽车动力性指标。aFf u曲线的形状，取决于滚动阻力系数 f 随au变化。由于重型自卸车经常以较低的速度行驶， f 变化不大，故在aFf u图上为平行于横坐标的一条直线；可利用公式 15.21/2wf uc aAD计算出不同车速对应 fw 的值。在驱动力图上先画出 t-UaF 曲线，再画 w+Ff -UaF（）曲线。图中可以（ 1）确定最高车速：汽车以最高档行驶时的最高车速，可以在图中知己找出。显然 ft7 曲与 Fw Ff 曲线的交点便是 maxUa 。此时驱动力与行驶阻力相等，汽车处于稳定的平衡状态。（ 2）当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力。汽车可以利用剩余的驱动力加速或爬坡。 nts 12 2.5 动力特性图因为汽车的道路阻力与加速度阻力与汽车重力成正比，空气阻力与汽车外形因素有关，所以不简单的根据驱动力的大小，简单的判定汽车的动力性。引入动力因数 ddfftuwtgc. (2-8）由上式可知，无论汽车的质量参数有什么不同，只要有相同的动力因数，就能克服同样的道路阻力和坡度阻力，同时拥有同样的加速能力。汽车的动力特性图动力特性图00.050.10.150.20.250.30.350.40.450 10 20 30 40 50Ua/(km/h)DD1D2D3D4D5D6D7f动力特性平衡图从图上可以确定汽车最高车速、爬坡能力、加速能力。 2.6 汽车的功率平衡在汽车行驶的每一瞬间，发动机发出的功率始终等于机械传动损失功率与全部运动阻力所消耗的功率之和。汽车行驶时，不仅驱动力和行驶阻力相互平衡，发动机功率和汽车行驶阻力功率也总是平衡的，汽车行驶阻力所消耗的功率由滚动阻力功率 fP和空气阻力功率 wP ，坡度阻力功率 iP 及加速阻力功率 jP 。发动机功率 eP 和行驶阻力消耗得功率之间的关系 nts 13 )(1p ppp jwtte 此式即功率平衡方程式以纵坐标表示功率，横坐标表示车速，将发动机功率 eP ，汽车经常达到的阻力功率 ( ) /f w Tpp对车速的关系曲线作在图 2 3 上，即得功率衡图平。功率平衡图0501001502002500 10 20 30 40 50Ua/(km/h)Pe/Kw1234567T功率平衡图分析： (1) 在不同挡位下，各曲线的起点终点发动机功率 Pe 是一致的，但各档位发动机功率曲线所对应车速位置不同，低挡时车速低，所占速度变化区域窄；高挡时车速高，所占变化区域宽。 (2) Pf Ua 在低速范围内为一斜直线，在较快的速率下 Ua 则是车速 Ua 的三次函数。二者叠加后，得到阻力功率曲线 uppawf )(1t是一条斜率越来越大的曲线。 nts 14 第三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。 3.1 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 FZRRRRTei220303032 (3-1) （ 2）假设压盘压力从 Ri 到 R0 递减 FZRRTe i 20 (3-2) 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。 3.2 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： nts 15 Te Temax 或写成 Temax ZRe F 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 =ZRe pA 式中 A-摩擦片单面面积，。 3.3 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。 3.3.1 离合器后备系数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。国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为 1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。反之，对于有拖挂的载货汽车，由于它们起步时阻力大，相对于小轿车来说，其后备功率较小，就要选取较大的后备系数。 nts 16 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。由于本次是重型自卸车， =3 3.3.2 摩檫系数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。 3-2 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系数许用压强 p/MPa 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) 0.20.4 0.61.0 260 120 铸铁铸铁、钢 0.150.25 (0.120.16) 0.050.12 (0.040.08) 0.20.4 0.61.0 250 青铜铸铁、钢、青铜 0.150.20 (0.120.16) 0.050.12 (0.050.10) 0.20.4 0.61.0 150 钢基粉末冶金铸铁、钢 0.250.33 (0.200.30) 0.100.12 (0.050.10) 1.03.0 1.24.0 560 铁基粉末冶金铸铁、钢 0.30.4 0.100.12 1.23.0 2.03.0 680 石棉基摩擦材料铸铁、钢 0.250.40 0.080.12 0.20.3 0.40.6 260 120 纸基摩铸铁、钢 0.100.20 1.0 nts 17 擦材料 (0.040.08) 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 0.260.37 0.120.20 1.68 350 120 夹布胶木铸铁、钢 0.100.12 0.40.6 150 皮革 0.30.4 0.120.15 0.070.15 0.150.28 110 软木 0.30.5 0.150.25 0.050.10 0.100.15 110 摩擦片所用的材料一般有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。其特性分别如下：石棉基摩擦材料具有摩擦系数高、密度小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦系数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对坏境有污染且对人体有害，所以用玻璃纤维、金属纤维等替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性能好、热稳定性、耐热性能、耐磨性能、摩擦因数高且稳定、能承受的单位压力高以及使用寿命较长等优点，但价格昂贵，密度较大，结合平顺性差，主要应用于重型车上。结合以上因素，选用铁基粉末冶金摩擦材料较为合适。 3.3.3 摩檫片外径 D 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。在确定外径 D 时，根据公式 ATD e m ax100 nts 18 式中： D 摩擦片外径， mm maxT 发动机最大转矩， N m A 和车型及使用情况有关的系数，小轿车 A 47；一般载货汽车 A36（单片）或 A 50（双片），取 A 50. 所给题目中的最大转矩为 1450 N m，则摩擦片外径为 540mm. 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 3-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径d/ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/ 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 0.694 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 单面面积/ 2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 在实际应用中结合生产厂家重型自卸车资料故选用外径 430mm，内径 230mm 的离合器。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 DdC / (3-3) 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nts 19 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 C 0.53 0.7 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 三种。由上表得外径为 430mm，内径选为 230mm。 mmrR rRR c 1.3 4 032 2233 (3-4) 3.3.4 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。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， D 230 时， p 约为 0.25MPa； D230 时， p 可由下式选取：p=1.18/ D ， MPa。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 f=0.3 静摩檫力 Tc ： 330 112 cDfZpT c (3-5) maxec TT (3-6) nts 20 结合两式得： ae MPcfZ DTp 36.011233 m a x0 (3-7) 3.3.5 摩檫片的约束条件（ 1）摩檫片的外径 D 应满足： smsmDnveD /7065/5.491060 3m a x 所以符合条件（ 2）摩檫片的内外径应满足 0 .5 3 0 .7 0c 5 3 5.04 3 02 3 0 DdcC=0.535 符合条件（ 3）后备系数应满足 1.2 4.0 所以 3 符合条件。（ 4）摩檫片内径 d 必须大于减震器弹簧直径的02R约 50mm d 502 0 R 230d 所以符合条件。（ 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单位摩擦面积传递的转矩应满足的条件离合器规格 D/mm 210 210250 250325 325 0cT / 210 0.28 0.30 0.35 0.40 4.034.04 0220 ccc TdDZ TT (3-8) 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。 aa MPpMP 5.110.0 0 nts 21 aMPp 36.00 满足条件（ 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 wdDZ Ww 224(3-9) mrr 59.0222.9gi7869.90 imin/2000 rne 对于重型自卸车 20 . 2 5w j m m Jii rmnWgrae 5.468141800 202222 2/25.023.0 mmjww 所以符合条件。 nts 22 第四章离合器的结构选型与设计计算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。 4.1 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。 4.2 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： nts 23 4.2.1 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 1.32.0 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。 1）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 3-10 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 4-10 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 612 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。 2）分开式弹性从动盘钢片 nts 24 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 4-11 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

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