载货汽车离合器总成的设计毕业论文.doc

i 载货汽车离合器总成的设计毕业论文载货汽车离合器总成的设计毕业论文 目录目录 摘 要 I ABSTRACT II 1 绪论 1 1 1 离合器的功用 3 1 2 离合器的工作原理 3 1 3 离合器的主要结构 4 2 汽车形式及主要参数的选择 5 2 1 轴数 5 2 2 驱动形式 5 2 3 布置形式 5 2 4 轮胎选择 6 2 5 汽车主要尺寸的确定 6 2 5 1 轴距 L 6 2 5 2 前轮距 B1 和后轮距 B25 7 2 6 整车质量参数估算 7 2 6 1 空车状态下整车质量 轴荷分配 7 2 6 2 满载状态下整车质量 轴荷分配 7 2 6 3 整备质量利用系数 8 2 7 1 发动机最大功率 maxe P 最大转矩 maxe T 及其相应转速 8 2 7 2 发动机的比功率 b P 和比转矩 b T 10 2 7 3 最小传动比的选择 10 2 7 4 最大传动比的选择 11 3 离合器的结构方案的选择 12 3 1 已知参数 12 3 2 整车总布置设计的任务 14 ii 3 3 设计原则 目标 14 4 离合器主要参数的选择 14 4 1 离合器后备系数 的确定 15 4 2 单位压力 PO的确定 16 4 3 摩擦片外径 D 内径D和厚度B 16 4 4 离合器基本参数的优化 18 4 5 膜片弹簧主要参数的选择 19 4 6 膜片弹簧的优化设计 20 4 7 膜片弹簧的载荷与变形关系 21 4 8 扭转减振器设计 24 4 9 减振弹簧的设计 24 4 10 操纵机构 26 4 11 离合器踏板行程计算 27 4 12 踏板力的计算 28 4 13 从动轴计算 28 4 14 从动盘毂 28 4 15 离合器盖总成设计 29 4 16 离合器的通风散热措施 32 4 17 离合器壳的设计 32 5 工艺分析 34 5 1 对从动盘毂进行分析 34 5 2 装配工艺分析 35 结论 35 参考文献 35 致 谢 37 附录一 三维模型 38 附录二英文翻译以及英文文献 40 1 1 绪论 汽车是重要的交通运输工具 是科学技术发展水平的标志 随着现代生活的节奏 越来越快 人们对交通工具的要求也越来越高 汽车作为最普通的交通工具 在日常 的生活和工作中起了重要的作用 因此 汽车工业的规模及产品的质量就成为衡量一 个国家技术的重要标志之一 对于汽车来说 由于它要求具有自重轻 行驶速度高 加速性好 适于各种路面 上甚 至无路地区行驶及机动灵活等特点 长期以来 它的发动机都采用内燃机 但是 由内燃机的扭矩 转速特性曲线可知 在其整个工作转速范围内扭矩变化小 最低稳 定转速较高 不能适应汽车可能遇到的各种行驶条件 如起步 爬坡 通过各种路面 和无路地区等 因此 在汽车上需要有一套复杂的传动系统 以使内燃机能适应汽车 行驶的需要 现代汽车上常用的是机械传动系统 它是由离合器及变速器 万向节传 动轴 主减速器 差速器和驱动车轮的传动装置等部件组成 根据德国出版的 2003 年 汽车年鉴 2002 年世界各国 114 家汽车公司所产生的 1864 款乘用车中 手动机械变 速器车款数为 1337 款 在我国 乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的 26 53 若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器 手动挡汽车目前任然是世界车款的主流 当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品 至于未来 考虑到传动系 由 MT 式自动传动系过渡 采用 AMT 技术其产品改造较为容易 因此 AMT 技术是自动传 动系统有力的竞争者 可以说 从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起 存在 不可能在汽车上消失 在早期研发的离合器机构中 锥形离合器最成功 他的原型设计曾在 1889 年德 国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上 它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离 合器的主动件 采用锥体离合器的方案一直沿用到 20 世纪 20 年代中叶 对当时来说 锥形离合器的制造比较容易 摩擦面已修复 它的摩擦材料曾用过驴毛皮 皮革带等 那也是曾出现过蹄 鼓式离合器用的摩擦元件为木块 皮革带等 蹄 鼓式离合器的重 量较锥形离合器轻 无论锥形离合器或蹄 鼓式离合器 都容易造成分离不彻底甚至出 现主 从动根本无法分离的自锁现象 现今所用的盘式离合器的先驱是多片盘式离合器 它是直到 1925 年以后才出现 的 多片离合器最主要的优点是 在汽车起步时离合器的接合比较平顺 无冲击 早 期设计中 多片按成对布置设计 一个钢盘片对着一青铜盘片 采用纯粹的金属对金 属的摩擦副 把它们浸在油中工作 能达到更满意的性能 浸在油中的盘式离合器 盘在直径不能太大 以避免在高速时把油甩掉 此外也 容易吧金属盘片黏住 不易分离 石棉基摩擦材料的引入和改进 使得盘片式离合器 可以传递更大的转矩 能耐受更高的温度 此外 由于采用石棉基材料后可以用较小 的摩擦面积 因而可以减少摩擦片数 这是有多片离合器向单片离合器转变的关键 早期单片干式离合器有锥形离合器相类似的问题 即离合器接合时不够平顺 但 是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好 转动惯量小所以以内燃机为动力汽车经常 再用它 尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此 第一次世界大战后初期 单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片 摩擦面片 是贴附在主动件飞轮和压盘上 弹簧布置在中央 通过杠杆放大后作用在压盘上 后 来改用多个直径较小的弹簧 一般至少 6 个 沿着圆周布置直接压在压盘上 成为现 2 今最为通用的弹簧布置方法 这种不知在设计上带来了实实在在的好处 是压盘上弹 簧的工作压力分布更均匀 并减少立轴向尺寸 随着人们对汽车舒适性要求越来越高 离合器已在原有的基础上得到不断改进 乘用车上愈来愈多的采用双质量飞轮的扭转减震器 能更有效的降低传动系噪音 近年来湿式离合器在技术上不断改进 在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有 开始采用多片湿式离合器 与干式离合器相比 由于用油泵进行强制冷却的结果 摩 擦表面温度较低 不超过 93o 因此起步时长时间打滑不至于的烧损摩擦片 据报道 这种离合器有着良好的起步能力 其使用寿命可达干式离合器的 5 6 倍 膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器 因其 作为压簧 可以同时兼起分离杠杆的作用 使离合器的结构大为简化 质量减少 并 显著地缩短了离合器的轴向尺寸 其次 由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触 使压 力分布均匀 另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性 故能在从动盘摩擦片磨损后 弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩 而不致产生滑离 离合器分离时 使离合器踏板 操纵轻便 减轻驾驶员的劳动强度 此外 因膜片是一种对称零件 平衡性好 在高 速下 其压紧力降低很少 而周布置弹离合器在高速时 因受离心力作用会产生横向 挠曲 弹簧严重鼓出 从而降低了对压盘的压紧力 从而引起离合器传递转矩能力下 降 那么可以看出 对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方 面的性能具有十分重要的意义 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离合器轴的中心线是对称的 因此其压紧力实际上不受 离心力的影响 性能稳定 平衡性也好 再者 膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠 杆的作用 使离合器结构大为简化 零件数目减少 质量减小并显著缩短了轴向尺寸 另外 由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触 使压力分布均匀 摩擦片的接触良好 摩擦均匀 也易于实现良好的通风散热等 由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点 并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平 在不断提高 因此这种离合器在轿车及微型 轻型客车上得到广泛运用 而且正大力 扩展到载货汽车和重型汽车上 国外已经设计出了传递转矩为 80 2000N m 最大摩 擦片外径达 420 的膜片弹簧离合器系列 广泛用于轿车 客车 轻型和中型货车上 甚至某些总质量达 28 32t 的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的 但膜片弹簧的制造 成本比圆柱螺旋弹簧要高 膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构 即离合器分 离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力 当前膜片弹簧离合器的操纵机 构已经为拉式操纵机构所取代 后者的膜片弹簧为反装 并将支承圈移到膜片弹簧的 大端附近 使结构简化 零件减少 装拆方便 膜片弹簧的应力分布也得到改善 最 大应力下降 支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响 而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程 1 1 离合器的功用 离合器的功用主要有以下几点 1 保证汽车平稳起步 这是离合器的首要功能 在汽车起步前 自然要先起动发动机 而汽车起步时 3 汽车是从完全静止的状态逐步加速的 如果传动系 它联系着整个汽车 与发动机刚 性地联系 则变速器一挂上档 汽车将突然向前冲一下 但并不能起步 这是因为汽 车从静止到前冲时 具有很大的惯性 对发动机造成很大地阻力矩 在这惯性阻力矩 作用下 发动机在瞬时间转速急剧下降到最低稳定转速 一般 300 500RPM 以下 发 动机即熄火而不能工作 当然汽车也不能起步 因此 我们就需要离合器的帮助了 在发动机起动后 汽车起步之前 驾驶员先踩下离合器踏板 将离合器分离 使发动 机和传动系脱开 再将变速器挂上档 然后逐渐松开离合器踏板 使离合器逐渐接合 在接合过程中 发动机所受阻力矩逐渐增大 故应同时逐渐踩下加速踏板 即逐步增 加对发动机的燃料供给量 使发动机的转速始终保持在最低稳定转速上 而不致熄火 同时 由于离合器的接合紧密程度逐渐增大 发动机经传动系传给驱动车轮的转矩便 逐渐增加 到牵引力足以克服起步阻力时 汽车即从静止开始运动并逐步加速 2 实现平顺的换档 在汽车行驶过程中 为适应不断变化的行驶条件 传动系经常要更换不同档位工 作 实现齿轮式变速器的换档 一般是拨动齿轮或其他挂档机构 使原用档位的某一 齿轮副推出传动 再使另一档位的齿轮副进入工作 在换档前必须踩下离合器踏板 中断动力传动 便于使原档位的啮合副脱开 同时使新档位啮合副的啮合部位的速度 逐步趋向同步 这样进入啮合时的冲击可以大大的减小 实现平顺的换档 3 防止传动系过载 当汽车进行紧急制动时 若没有离合器 则发动机将因和传动系刚性连接而急剧 降低转速 因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩 其数值可能大大超过发动机 正常工作时所发出的最大扭距 对传动系造成超过其承载能力的载荷 而使机件损 坏 有了离合器 便可以依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以 消除这一危险 因此 我们需要离合器来限制传动系所承受的最大扭距 保证安全 1 2 离合器的工作原理 发动机飞轮是离合器的主动件 带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动 轴 即变速器的主动轴 相连 压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上 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 再由此经过从动轴和传动 系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 由于其车在行驶过程中 需经常保持动力传递 而中断传动只是暂时的需要 因 此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的 摩擦副采用弹簧压紧装 置即是为了适应这一要求 当希望离合器分离时 只要踩下离合器操纵机构中的踏板 套在分离套筒的环槽中的拨叉便推动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动 而与飞轮分离 摩擦力消失 从而中断了动力的传递 当需要重新恢复动力传递时 为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳 应该适 当控制离合器踏板回升的速度 使从动盘在压紧弹簧压力作用下 向接合的方向移动 与飞轮恢复接触 二者接触面间的压力逐渐的增加 相应的摩擦力矩也逐渐增加 当 飞轮和从动盘接合还不紧密 二者之间摩擦力矩比较小时 二者可以不同步旋转 即 离合器处于打滑状态 随着飞轮和从动盘结合紧密程度的逐步增大 二者转速也逐渐 相等 直到离合器完全结合而停止打滑时 汽车速度方能与发动机转速成正比 4 1 3 离合器的主要结构 1 主动部分 主动部分包括飞轮 离合器盖 亚盘等机件组成 这部分与发动机曲轴连在一起 离合器盖与飞轮靠螺栓连接 压盘与离合器盖之间是靠传动片传递转矩的 2 从动部分 从动部分是有单片 双片或多片从动盘所组成 他将主动部分通过摩擦传来的动 力传递给变速器的输入轴 从动盘有从动盘本体 摩擦片和从动盘毂三个基本部分组 成 为为了避免转动方向的共振 缓和传动系受到的冲击载荷 大多数汽车都在离合 器的从动盘上附装有扭转减震器 3 扭转减震器 离合器接合时 发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片 带 动从动盘本体和从动盘本体连接在一起的减振器盘转动 从动盘本体和减振器盘又通 过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂 因为有弹性环节的作用 所以传动系受的 转动冲击可以再次得到缓和 传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和 减振器盘来回转动 夹在它们之间的减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量 将扭转 振动衰减下来 为了是汽车能平稳起步 离合器应能柔和接合 这就需要从动盘在轴向具有一定 的弹性 为此 往往在从动盘本体圆周部分 沿径向和周向切槽 再将分割形成的扇 形部分沿周向翘曲呈波浪形 两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分连接 这样 从动盘被压错时 压紧力沿翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大 从而达到接洽柔和的 效果 4 压紧机构 压紧机构主要由螺旋弹簧组成 与主动部分一起旋转它以离合器盖为依托 将压 盘压向飞轮 从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧 5 操纵机构 操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构 它是由位于离 合器壳内的分离杠杆 在膜片弹簧离合器中 膜片弹簧兼起分离杠杆的作用 分离轴 承 分离套筒 分离叉 回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器 踏板及传动机构 助理机构等组成 5 2 汽车形式及主要参数的选择 2 1 轴数 汽车可以有两轴 三轴 四轴甚至更多的轴数 影响轴数选取的因素主要有汽车 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 随着设 计汽车的乘员数增多或装载质量增加 汽车的整备质量和总质量也增大 在汽车轴数 不变的情况下 汽车总质量增加以后 使公路承受的负荷增加 当这种负荷超过了公 路设计的承载能力以后 公路会被破坏 使用寿命也将缩短 为了保护公路 有关部 门制定了道路法规 对汽车的轴载质量加以限制 当所设计的汽车总质量增加到轴荷 不符合道路法规的限定值时 设计师也可选择增加汽车轴数来解决 汽车轴数增加以 后 不仅轴 而且车轮 制动器 悬架等均相应增多 使整车结构变得复杂 整备质 量以及制造成本增加 若转向轴数不变 汽车的最小转弯直径又增大 后轴轮胎的磨 损速度也加快 所以增加汽车轴数是不得已的选择 由于所设计的中型车辆的总质量为 8t 所以选择轴数为两轴 2 2 驱动形式 汽车驱动形式有 4 2 4 4 6 2 6 4 6 6 8 8 8 8 等 汽车的用途 总质量和对车辆通过性能的要求等 是影响选取驱动形式的主要因素 增加驱动轮数 能够提高汽车的通过能力 驱动轮数越多 汽车的结构越复杂 整备质量和制造成本 也随之增加 同时也使汽车的总体布置工作变得困难 总质量在 19 26t 的公路用车辆 采用 6 2 或 6 4 驱动形式 参考相同吨位的中型货车车型 选其驱动形式为 4 2 2 3 布置形式 汽车的布置形式是指发动机 驱动桥和车身 或驾驶室 的相互关系和布置特点 而言 汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外 其布置形式对使用性 能也有重要影响 货车可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同 分为平头式 短头式 长头式和 偏置式四种 也可根据发动机位置不同 分为发动机前置 中置和后置三种布置形式 车头的型式如长头 平头 凸头等都各有其优缺点 货车的发动机位于驾驶室内 时 称为平头式货车 这种形式货车的布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中 间 因此驾驶室的前端不需要凸出去 没有独立的发动机舱 根据所给货车参数 选 取平头式货车 它的主要优点有 汽车总长和轴距尺寸短 最小转弯半径小 机动性 能良好 不需要发动机罩和翼子板 加上总长缩短等因素的影响 汽车整备质量减小 6 驾驶员视野得到明显改善等 缺点主要有 空载时前轴负荷大 因而在坏路上的汽车 通过性变坏 进 出驾驶室不如长头式货车方便 离合器 变速器等操纵机构复杂 发动机的工作噪声 气味 热量和振动对驾驶员等均有较大影响 发动机前置后驱的主要优点是 可以采用治劣 V 型或卧式发动机 发现发动机 故障容易 发动机的接近性良好 维修方便 离合器 变速器等操纵机构的结构简单 容易布置 货箱底板高度低 主要缺点是 采用平头式驾驶室 且将发动机布置在前 轴之上 处于驾驶员 副驾驶员座位之间时 驾驶室内部拥挤 隔绝发动机工作噪声 气味 热量和振动的工作困难 离合器 变速器等操纵机构复杂 结合中置后驱及后 置后驱的优缺点 以及参考相同吨位的已有车型 选取货车的驱动形式为发动机前置 后驱 2 42 4 轮胎选择轮胎选择 轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一 选 择的依据是车型 使用条件 轮胎的静负荷 轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度 当然还应考虑与动力 传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数 例如汽车的最小离地间 隙 总高等 的影响 轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比 称为轮胎负荷系数 大多数汽车 的轮胎负荷系数取为 0 9 1 0 以免超载 超负荷不仅会导致轮胎寿命降低 而且会 降低操纵稳定性和行驶安全性 对商用车 为了充分利用轮胎的负荷能力 轮胎负荷 系数可控制在接近上限处 前轮的轮胎负荷系数一般应低于后轮的 所以 综合分析 可选取前轮的轮胎负荷系数为 0 9 后轮为 1 0 轮胎是在专业化生产厂制造 并具有高度的标准化 系列化特点 我国各种汽车 的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国家标准 货车的后轮装双胎时 比单 胎使用时的负荷可增加 10 15 综上考虑 参考相同吨位车型 可初选货车轮胎为普通断面斜交胎 型号为 8 25R20 其中 8 250 轮胎名义断面宽度 in 20 轮辋名义直径 in 由参考文献 4 可得 外直径为 971mm 滚动半径 471 58mm 2 52 5 汽车主要尺寸的确定汽车主要尺寸的确定 2 5 12 5 1 轴距轴距 L L 由 汽车设计 表 1 2 各类汽车的轴距 由于课题中的车辆总质量为 8 395t 故 处于 6 0 14 0t 之间 故轴距为 3600 5500 mm 原则上 载质量多的货车轴距取得 长 参考相同吨位的已有车型可初选轴距 L 4700mm 7 2 5 22 5 2 前轮距前轮距 B1B1 和后轮距和后轮距 B2B25 5 由 汽车设计 表 1 2 各类汽车的轴距和轮距中 4 2 货车 质量在 6 0 14 0 之间的 轮距为 1700 2000 mm 参考相同吨位的已有车型可初选轮距为 1724mm 2 62 6 整车质量参数估算整车质量参数估算 2 6 12 6 1 空车状态下整车质量 轴荷分配空车状态下整车质量 轴荷分配 汽车总质量是指装备齐全 并按规定装满客 货时的整车质量 a m 商用车的总质量由整备质量 装载质量和驾驶员以及随行人员质量三部 a m 0 m e m 分组成 其中 乘员和驾驶员每人质量按 65kg 计 取 3 人 即 n 65 a m 0 m e m 所以整备质量 n 65 0 m a m e m 8395 3990 3 65 4210kg 由参考文献 1 可知 4 2 后轮双胎平头式货车空载时前轴轴荷分配范围为 48 54 后轴轴荷分配范围为 46 52 据此 可选取空载时货车前 后轴荷分配为 50 50 可得 空载后轴轴荷为 50 Mcr 0 m 4210 50 2105kg 空载前轴轴荷为 cf M 0 mMcr 4210 2105 2105kg 2 6 22 6 2 满载状态下整车质量 轴荷分配满载状态下整车质量 轴荷分配 由已知参数可知 满载时货车总质量为 8395kg a m 由参考文献 1 可知 4 2 后轮双胎平头式货车满载时前轴轴荷分配范围为 30 35 后轴轴荷分配范围为 65 70 据此 可选取空载时货车前 后轴荷分配为 35 65 可得 满载时后轴轴荷为 8 65 tr M a m 8395 65 5456 75kg 满载时前轴轴荷为 tf M a m tr M 8395 5456 75 2938 25kg 由此 可对前面所选轮胎的负荷能力进行校核 由于后轴负荷大 所以可选用双 胎 根据所选轮胎的型号 可查表得 轮胎在 6 75kg cm 时 负荷为 3000kg 由于满载时后轴负荷为 5456 75kg 而且后轴使用单轴双胎 共 4 个轮胎 所以每 个轮胎的负荷为 5456 75 4 1364 20kg 3000kg 所以所选的轮胎符合要求 2 6 32 6 3 整备质量利用系数整备质量利用系数 整备质量利用系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值 即 m0 e 0 0 m m m 该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平 越大 说明该汽车的结构和制造工艺 m0 越先进 由前面数据可得 m0 4210 3990 0 948 2 7 发动机的选择发动机的选择 2 7 12 7 1 发动机最大功率发动机最大功率 maxe P 最大转矩 最大转矩 maxe T 及其相应转速及其相应转速 根据已选择的数据对发动机的最大功率进行估算 由参考文献 1 得 2 1 maxmaxmax 1 360076140 arD eaa T m gfC A Pvv 式中 传动系效率 货车可取 0 82 0 85 取 0 85 T T 重力加速度 g 2 m s 滚动阻力系数 货车取 0 02 r f 空气阻力系数 货车取 0 80 1 00 所以可取 0 90 D C D C 9 汽车正面投影面积 它可根据前轮距 汽车总高 H 汽车总宽A 2 m 1 B B 等尺寸近似计算 对载货汽车 0 81BH 4 5 带入数据 可得 maxmaxmax 1 360076140 arD eaa T m gfC A Pvv 71640 1005 49 0 36000 10002 0 8 98395 85 0 1 3 116 4kw 参考相同吨位的已有车型 可选发动机型号为 EQB210 20 它的主要优点有 结 构紧凑 可靠耐久 升功率和扭矩储备率高 启动性能优异 油耗小 排放和噪声低 等 其主要技术参数如下表所示 吸收形式涡轮增压 空对空中冷 排放认证 GB17691 GB14761 干重 Kg 407 湿重 Kg 431 压缩比17 3 1 重心距缸体前端面距离 mm 328 重心距曲轴中心线距离 mm 155 缸体后端面容许最大弯矩 N M 1356 怠速转速 r min 750 最大空载转速 r min 2800 排量 5 9L 缸径 102mm 缸数 6 冲程 102mm 由上表可知 发动机的 155 对应功率下的转速 2500r min maxe Pkw p n 由参考文献 1 可得 发动机的最大转矩为 2 2 max max 9549 e e p P T n 式中 转矩适应性系数 一般在 1 1 1 3 之间 取 1 1 带入上述数据 可得 Temax 488 4N M 所选的发动机扭矩符合要求 10 2 7 22 7 2 发动机的比功率发动机的比功率和比转矩和比转矩 b P b T 比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比 如 b P maxe P a m 下式所示 2 3 maxe b a P P m 8395 1000155 18 46 1 kW t 由参考文献 1 可知 6 0t 14 0t 的货车 的范围为 10 20 所以 a m b P 1 kW t 所得的 18 46符合范围 它综合反映汽车的动力性 比功率大的汽车加速 b P 1 kW t 性能 速度性能要好于比功率小些的汽车 乘用车的比功率明显大于货车和客车 货 车的比功率随着总质量的增加而减少 为保证路上行驶车辆的动力性不低于一定的水 平 防止某些动力性能差的车辆阻碍交通 应对车辆的最小比功率作出规定 参考文 献 6 规定 农用运输车与运输用拖拉机的比功率 而其他机动车4 0 b PkW t 4 8 b PkW t 比转矩是汽车所装发动机最大转矩与汽车总质量之比 它反映汽车的 b T maxe T a m 牵引能力 其计算公式如下 2 4 maxe b a T T m 8395 1000 4 488 77 57 1 N m t 2 7 32 7 3 最小传动比的选择最小传动比的选择 在普通的载货汽车上 变速器的最高挡大都取 1 0 则传动系的最小总传动比即 为驱动桥的主减速比 有 0 i 2 5 0 max 0 377 p gh rn i vi 11 式中 r 车轮滚动半径 mm 最大功率转速 r min p n 变速器最高档传动比 gh i 其中 r 2 99 d 2 pi 471 58mm 代入数据 得 0 0 377 100 2500472 0 4 45 2 7 42 7 4 最大传动比最小值的选择最大传动比最小值的选择 确定最大传动比时 要考虑三方面的问题 最大爬坡度 附着率及汽车最低稳定 车速 最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘积 该速比主要是用于汽车爬坡 或道路条件很差 阻力大 的情况下 此时空气阻力可以不计 汽车仍能行驶 由参考文献 3 可知变速器最大速比公式 2 6 maxmax 1 max0 cossin g eT mg fr i Ti 式中 最大爬坡角度 一般货车的最大爬坡度约为 25 即14 04 max max 车轮滚动半径 m 滚动半径与静力半径有一定差别 但一般不计它们的r 差别 所以取 r 0 472m 滚动阻力系数 取 0 02 f 传动系的传动效率 由前面所选的数据可取 0 85 带入数据 得 T T ig1 45 4 85 0 4 488 472 0 04 14sincos14 040 029 88395 5 51 又因为 q 1 53 4 1ig Ig4 q 1 53 ig3 q2 2 34 ig2 q3 3 375 ig1 q4 5 16 12 3 离合器的结构方案的选择 3 1 已知参数 1 外形尺寸 mm 全车总长 宽 高 mm 7995 2270 2450 2 性能参数 最高车速 Km h 100 最大爬坡度 25 3 质量参数 装载质量 Kg 3990 总质量 Kg 8395 4 其他参数 驾驶室准乘人数 3 平头车 变速箱档位数 3 一 从动盘数及干 湿式的选择 单片干式摩擦离合器其结构简单 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时也能接合平顺 因此 广泛用 于各级轿车及微 轻 中型客车与货车上 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 当转矩更大时可采用双片式或双片湿式摩擦离合器 因本 设计的离合器用于轻型货车上的 采用单片干式摩擦离合器 二 压紧弹簧的结构型式及布置的选择 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在同一个圆周上 有的 重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上 其结构简单制造容易 因此应用较为 广泛 在高速离心力的作用下 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 压紧弹簧直接与压盘接触 易受热退火 且当发动机最大转速很高时周置弹簧 由于受离心力作用而向外弯曲 使弹簧压紧力下降 离合器传递转矩的能力随之降低 此外 弹簧靠到它的定位面上 造成接触部位严重磨损 甚至出现弹簧断裂的现象 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧 并且布 置在离合器的中心 这时压紧弹簧不与压盘直接接触 因此压盘由于摩擦而产生的热 量不会直接传给弹簧而使其回火失效 压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘 并比 杠杆力大 因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力 使操纵轻便 采用中央 圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大 而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺 寸 但其制造比较困难 故中央弹簧离合器多用于在重型汽车上以减轻其操纵力 根 据国外的统计资料 当载货汽车的发动机转矩大于 400 450N m 时 常常采用中央弹 簧离合器 斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构 以数目较多的一组圆柱螺旋弹 簧为压紧弹簧 分别以倾角 斜向作用于传力套上 后者在推动压杆并按杠杆比放大 后作用到压盘上 因此 斜置弹簧离合器与前两种离合器相比 其突出的优点是工作 性能十分稳定 与周置弹簧离合器比较 其踏板力约可降低 35 膜片弹簧离合器的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆 其结构特点如下 13 1 膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大 这有利于在提高离合器传递能力的 情况下离合器的轴向尺寸 2 膜片弹簧的分离指分离杠杆的作用 故不需专门的分离杠杆 使离合器结构大 大的简化 零件数目少 质量轻 3 由于膜片弹簧轴向尺寸小 所以可以适当增加压盘的厚度 提高热容量 而且 还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件 4 膜片弹簧离合器的主要部件形状简单 可以采用冲压加工 大批量生产时可以 降低生产成本 由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点 并且制造膜片弹簧的工艺水平也在 不断的提高 因而这种离合器在轿车及微型 轻型和中型客车上已得到广泛的采用 而且逐渐扩展到载货汽车上 综上所述设计中采用膜片弹簧离合器 三 分离轴承的类型的选择 分离轴承在工作中主要承受轴向力 在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心 力 形成其径向力 故离合器的分离轴承主要由径向止推轴承和止推轴承两种 前者 适用于高转速低轴向负荷 后者适用于相反情况 在本设计中选用含润滑的密封止推 球轴承 四 压盘的驱动方式 压盘的驱动方式主要由凸块 窗孔式 销钉式 键块式和传动片式多种 前两种 的共同缺点是在联接件之间都有间隙 在驱动中将产生冲击和噪音 而且在零件相对 滑动中有摩擦和磨损 降低了离合器的传动效率 传动片式是近年来广泛采用的结构 沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘一铆钉或螺钉联接 传动片的弹性容许其作轴向移动 当发动机驱动时 钢带受拉 当拖动发动机时 钢 带受压 此结构中压盘与飞轮对中性好 使用平衡性好 使用可靠 寿命长 但反向 承载能力差 汽车反拖时易折断传动片 故对材料要求较高 一般采用高碳钢 综合 比较 因为传动片式其综合性能相对好些 所以在设计中首先选择这种驱动方式 汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能 而且在很大程度上取决于 各部件的协调和配合 取决于总体布置 总体设计水平的高低对汽车的设计质量 使 用性能和产品的生命力起决定性的影响 汽车是一个系统 这是基于汽车只有如下属性而具备组成系统的条件 1 汽车是由多个要素 子系统及连接零件 组成的整体 每个要素对整体的行 为有影响 2 组成汽车的各要素对整体行为的影响不是独立的 3 汽车的行为不是组成它的任何要素所能具有的 由此 汽车具备系统的属性 对环境表现出整体性 一辆子系统属性匹配协调的 汽车所具备的功能大于组成它的各子系统功能纯粹的 简单的总和 反之 如果子系 统的属性因无序而相互干扰 即便是个体性能优良的子系统 其功能也会因相互扼制 而抵消 功率循环就是这样的典型例子 系统论所揭示的系统整体性和系统功能的等级性必然会映射到设计任务中来 用 整体性来解释汽车设计的终极目标是整车性能的综合优化 道理是十分显然的 汽车 设计任务的等级形态表现为 上位设计任务是确定下位设计任务要实现的目标 下位 设计是实现上位设计功能的手段 上 下位体系可从总体设计逐级分至零件设计 总 体设计无疑处于这种体系的最上位 设计子系统的全部活动必须在总体设计构建的框 架内进行 子系统设计固然重要 但统揽全局 设计子系统组合和相互作用体系规则 14 的总体设计对汽车的性能和质量的影响更加广泛 更为深刻 3 2 整车总布置设计的任务 1 从技术先进性 生产合理性和使用要求出发 正确选择性能指标 质量和主要 尺寸参数 提出总体设计方案 为各部件设计提供整车参数和设计要求 2 对各部件进行合理布置和运动校核 3 对整车性能进行计算和控制 保证汽车主要性能指标实现 4 协调好整车与总成之间的匹配关系 配合总成完成布置设计 使整车的性能 可靠性达到设计要求 3 3 设计原则 目标 1 汽车的各项性能 成本等 要求达到企业在商品计划中所确定的指标 2 进行有关运动学方面的校核 保证汽车有正确的运动和避免运动干涉 3 应从已有的基础出发 对原有车型和引进的样车进行分析比较 继承优点 消 除缺陷 采用已有且成熟可靠的先进技术与结构 开发新车型 4 严格遵守核贯彻有关法规 标准中的规定 注意不要侵犯专利 5 力求零件标准化 部件通用化 产品系列化 6 拆装和维修方便 4 离合器主要参数的选择 摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的 离合器的静摩擦力 矩根据摩擦定律可以表示为 Tc fFZRc 3 1 式中 Tc 为静摩擦力矩 f 为摩擦面间的静摩擦因数 计算时一般取 0 25 0 30 F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力 Rc 为摩擦片得平均摩擦半径 Z 为摩擦 面数 是从动盘数目的两倍 在该设计中 f 取 0 3 Z 取 2 假设摩擦片上工作压力均匀 则有 F poA po D2 d2 4 3 2 式中 po为摩擦面单位压力 A 为一个摩擦的面积 D 为摩擦片外径 d 为摩擦 片内径 摩擦片的平均摩擦半径 Rc根据压力均匀的假设 可以表示为 Rc D3 d3 3 D2 d2 3 3 15 当 d D 0 6 时 RC可相当准确地由下式计算 RC D d 4 3 4 将式 b 式 c 代入式 a 得 TC fZpoD3 1 c3 12 3 5 式中 c 为摩擦片内外径之比 c d D 一般在 0 53 0 70 之间 为了保证离合器在任何工况下都能可靠的传递发动机的最大转矩 设计时 TC应 该大于发动机最大转矩 即 TC Temax 3 6 式中 Temax为发动机的最大转矩 为离合器的后备系数 定义为离合器所能 传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比 必须大于 1 由此可得出 离合器的基本参数主要有性能参数 和 po 尺寸参数 D 和 d 以及 摩擦片厚度 b 4 1 离合器后备系数 的确定 后备系数 是离合器设计时用到的一个重要参数 它反映了离合器传递发动机 最大转矩的可靠程度 在选择 是离合器设计时用到的一个重要参数 它反映了离合 器传递发动机最大转矩的可靠程度 在选择 时 应该考虑一下几点 1 摩擦片在使用中磨损后 离合器还应该能可靠的传递发动机最大转矩 2 要防止离合器滑磨过大 3 要能防止传动系过载 显然 为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大 不宜选取太小 为使离合器尺寸不致过大 减少传动系过载 保证操纵轻便 不宜选取太大 当发 动机后备功率较大 使用条件较好时 可选取小些 当使用条件恶劣 需要拖车挂 车时 为了提高起步能力 减少离合器滑磨 应选取大些 货车总质量越大 也 应该选取的越大 采用柴油机时 由于工作比较粗暴 转矩较不平稳 选取的 值应 比汽油机大些 发动机缸数越多 转矩波动越小 可选取小些 膜片弹簧离合器由 于摩擦片磨损后压力保持较稳定 选取的 值可比螺旋弹簧离合器小些 双片离合器 的 值应该大于单片离合器 各类汽车 值的取值范围通常为 轿车和微型 轻型货车 1 20 1 75 中型和重型货车 1 50 2 25 越野车 带拖挂的重型汽车和牵引汽车 1 80 4 00 本次设计的汽车为 8t 为中型货车故 1 8 16 4 2 单位压力 Po 的确定 单位压力 po对离合器工作性能和使用寿命有很大影响 选取时应该考虑离合器 的工作条件 发动机后备功率大小 摩擦片尺寸 材料及其质量和后备系数等因素 离合器使用频繁 发动机后备系数较小时 po应该取小些 当摩擦片外径较大时 为 了降低摩擦片外缘处得热负荷 po应该取小些 后备系数较大时 可以适当增加 Po 当摩擦片采用不同材料时 Po 按下列范围选取 石棉基材料 po 0 10 0 35MPa 粉末冶金材料 po 0 35 0 60MPa 金属陶瓷材料 po 0 70 1 50MPa 在该设计中 摩擦片材料选择是石棉基材料 故 po取 0 20MPa 4 3 摩擦片外径 D 内径 d 和厚度 b 摩擦片外径是离合器的基本尺寸 它关系到离合器的结构重量和使用寿命 它和 离合器所需传递的转矩大小有一定的关系 显然 传递大的转矩 就需要有大的尺寸 发动机转矩是重要的参数 当按发动机的最大转矩 Temax N m 来选定 D 时 有下列公 式 可作参考 D 3 3 1 max12 cfZpo Te 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 小轿车 A 47 一般载货汽车 A 36 单片 或 A 50 双片 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 A 19 在本设计中 A 36 Temax 700N m 发动机的额定功率 Nemax 155Kw 代入数据计算的 D 370mm 根据表 3 1 离合器摩擦片尺寸系列和参数选取 D 380 d 205 h 4 c d D 0 540 1 C3 0 827 单位面积 F 729cm2 由公式 Temax 12 uzpoD3 1 d3 D3 计算得 p0 0 1MPa 04 0 827 0 2 3 0 12 14 3 700 8 1 350 0 3 Tc Temax 1 8 700 1260N M 17 18 4 4 离合器基本参数的优化 在设计离合器的时候 首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数 这些参数 的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能 其次 再确定了基本参数以后 必然要对 参数进行优化处理 1 设计变量 后备系数 可由式 a 和 f 确定 可以看出 取决于离合器工作压力 F 和 离合器的主要尺寸参数 D 和 d 单位压力 po可以由式 b 确定 po也取决与 F 和 D 以及 d 因此离合器基本参 数的优化设计变量选为 X x1 x2 x3 T F D d T 2 目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下 使其结构 尺寸尽可能小 即目标函数为 F x min D2 d2 4 3 约束条件 1 摩擦片得外径 D mm 的选取应该使最大圆周速度 vp不超过 65 70m s 即 VD nemaxD 10 3 60 65 70m s 3 7 式中 vD为摩擦片最大圆周速度 m s nemax为发动机最高转速 r min V 45 792m s 65m s 1000 60 Dn 1000 60 2500 350 14 3 2 摩擦片得内外径比 c 应该在 0 53 0 70 范围内 即 0 53 c 0 70 在本设计中 c 0 540 符合要求 3 为保证离合器可靠传递转矩 并防止传动系过载 不同车型的 值应在一定 范围内 最大范围 为 1 2 4 0 即 1 2 4 0 本设计中 1 8 故符合要求 4 为了保证扭矩减减振器的安装 摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径 2Ro约 50mm 即 d 2Ro 50 被设计中 d 195 150 故符合要求 5 为了反应离合器传递转矩并保护过载的能力 单位摩擦面积传递的转矩应小于 其许用值 即 Tco 4Tc Z D2 d2 TCO 3 8 式中 TCO为单位摩擦面积传递的转矩 N m mm2 Tco 为其容许值 N m mm2 按 下表选取 离合器规格 D mm 210 210 250 250 325 325 Tco 0 010 280 30 350 40 19 Tco 0 39 0 4 205380 214 3 7004 22 6 为降低离合器滑磨时的热负荷 防止摩擦片损伤 单为压力 po对不同车型 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取 最大范围 po为 0 01 1 50Mpa 即 0 10Mpa po 1 50Mpa 所得 po 0 1 故符合要求 7 为了减少汽车起步过程中的离合器滑磨 防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤 每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值 即 4W z D2 d2 3 9 式中 为单位摩擦面积积滑磨功 J mm2 为其许用值 J mm2 对于轿车 0 40J mm2 对于轻型货车 0 33J mm2 对于重型货车 0 25J mm2 W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功 J 可以根据下式计算 W 2n2emarrr2 1800io2ig2 3 10 式中 ma为汽车总质量 Kg rr为轮胎半径 m ig为起步时所用变速器档位 的传动比 io为主减速器传动比 ne为发动机转速 r min 计算时货车取 1500r min W 44051 J 22 222 16 5 45 4 1800 471 0 8495150014 3 有公式的 W 0 27 J mm2 205380 214 3 440514 22 即 w w 0 33J mm2满足要求 4 5 膜片弹簧主要参数的选择 1 比较 H h 的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性的影响极大 分析 3 1 中载荷与变形 1 之间的函数关系 可知 当 H h 时 F2 为增函数 H h 时 F1 有一极值 而该极值点又恰为拐 22 点 H h F1 有一极大值和极小值 当 H h 时 F1 极小值在横坐标上 见图 22 3 1 20 1 H h 2 H h 3 H h 2 4 H h 2 5 H h 2 222222 图为膜片弹簧的弹性特性曲线 为保证离合器压力变化不大和操纵方便 汽车离合器膜片弹簧的 H h 通常在 1 5 2 范围内选取 常用的膜片弹簧板厚为 2 4mm 本设计 H h h 3mm 则 2 H 5 4mm 2 R h 的选择 研究表明 R r 越大 弹簧材料利用率越低 弹簧越硬 弹性特性曲线受直径误差的 影响越大 且应力越高 根据结构布置和压紧力的要求 R r 一般为 1 20 1 35 本设 计中取 R r 摩擦片的平均半径 129 3mm 取 R 150mm 则 33 22 2 3 c Rr R Rr c RR r 120mm 3 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截锥高度 H 关系密切 得 10 2O在 9 15 之间 合格 arctan HRrHRr 分离指数常取为 18 大尺寸膜片弹簧有取 24 的 对于小尺寸的膜片弹簧取 12 4 切槽宽度 mm mm 取mm mm 应满足的 1 3 23 5 2 910 1 3 2 2 10 e r 2e rr 要求 120 10 110mm 所以取 100mm 2e rr e r 5 压盘加载点半径 R1 和支撑环加载点半径 r1 的确定 r1 应大于且接近 r R1 应略小于 R 且尽量接近 R 本设