畢業(yè)-輕型貨車螺旋彈簧離合器設(shè)計

西 南 交 通 大 學 本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 輕型貨車螺旋彈簧離合器設(shè)計 Light Vehicle spring clutch design 年 級： 2007 學 號： 2007XXXX 姓 名： XXX 專 業(yè)：車輛工程 指導(dǎo)老師： XXX 年 月 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 院 系 機械工程學院 專 業(yè) 車輛工程 年 級 2007 級 姓 名 XXX 題 目 輕型貨車螺旋彈簧離合器 設(shè)計 指導(dǎo)教師 XXX 評 語 指導(dǎo)教師 (簽章 ) 評 閱 人 評 語 評 閱 人 (簽章 ) 成 績 答辯委員會主任 (簽章 ) 年 月 日 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書 班 級 車輛工程一班 學生姓名 XXX 學 號 2007XXXX 發(fā)題日期： 年 月 日 完成日期： 月 日 題 目 輕型貨車螺旋彈簧離合器設(shè)計 1、本論文的目的、意義 （ 1）根據(jù)汽車總體設(shè)計要求對離合器進行匹配設(shè)計； （ 2）掌握汽車離合器、操縱機構(gòu)及扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計方法； （ 3） 進一步培養(yǎng)學生計算及制圖等基本技能，進一步提高計算機知識的能力； （ 4）樹立正確的設(shè)計思想和工作作風。 2、學生應(yīng)完成的任務(wù) （ 1）參加畢業(yè)實習，完成對設(shè)計題目的調(diào)研工作； （ 2）收集資料，并完成外文資料翻譯約 3000 字（ 10000 英文字符）； （ 3）完成約 2 萬字畢業(yè)設(shè)計論文； （ 4）完成圖紙工作量 0#圖紙兩張或相當于兩張的兩張的 0#圖紙 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 3、論文各部分內(nèi)容及時間分配：（共 10 周） 第一部分 收集資料，方案確定； (1 周 ) 第二部分 主要參數(shù)及尺寸確定、有關(guān)計算和校核； (2 周 ) 第三部分 按照圖紙要求工作量，用計算機繪圖（包括離合器總成圖一張 0 號或1 號；扭轉(zhuǎn)減振器部件圖 1 號；離合器的操縱機構(gòu)圖 1 號或螺旋彈簧零件圖一張 (3 周 ) 第四部分 撰寫畢業(yè)設(shè)計論文 (2 周 ) 第五部分 論文修改及正式論文、論文打印和圖紙繪制。 ( 1周 ) 評閱及答辯 指導(dǎo)教師評閱及答辯 ( 1周 ) 備 注 給定參數(shù)為：汽車最高車速 110km/h；裝載質(zhì)量 2.5 噸；最小轉(zhuǎn)彎直徑為 14m；最大爬坡度 0.32。 指導(dǎo)教師： 年 月 日 審 批 人： 年 月 日 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 摘 要 汽車工業(yè)隨著時間的推移有了長足的發(fā)展，汽車的結(jié)構(gòu)也日益完善。離合器作為汽車六大系統(tǒng)之一傳動系的主要部件之一，其結(jié)構(gòu)合理性，整車匹配性，直接關(guān)系到汽車 的使用方便性、動力性及經(jīng)濟性。本論文主要研究離合器與整車的匹配性設(shè)計。 本論文主要做了以下方面的研究： （ 1）對汽車離合器中的摩擦式離合器進行了簡略介紹。 （ 2）對不同的離合器進行了分析對比，最終確定并選擇了周置螺旋彈簧離合器作為設(shè)計目標。 （ 3）根據(jù)輕型貨車螺旋彈簧離合器設(shè)計任務(wù)書所給設(shè)計參數(shù)進行了汽車的總體設(shè)計，并且確定了汽車的結(jié)構(gòu)型式和主要參數(shù)。 （ 4）由總體設(shè)計中部分參數(shù)，完成了離合器的基本設(shè)計。 （ 5）進行了目標離合器所用零部件的選型、匹配性設(shè)計和校核計算。 （ 6）設(shè)計離合器操縱系統(tǒng)。分析比較了 機械式和液壓式兩種不同的操縱系統(tǒng)的優(yōu)缺點。并確定了液壓式式操縱系統(tǒng)作為設(shè)計目標，完成其設(shè)計和尺寸計算。 關(guān)鍵詞：離合器，螺旋彈簧，匹配 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 Abstract Auto industry has achieved great development as time goes,as well as the structure of automobile has improved steadily. Clutch acts as one of the main part of power trains, which is one of the biggest six system parts of automobile, its reasonable structure and carload matching property has direct relationship with the convenience, dynamic property as well as economy of automobile.This paper studies the clutch and matching to the vehicle design. This paper mainly do the following research: （ 1） To introduce friction clutch briefly which is one type of the automobile clutch. （ 2） Compared to the different structure of the Clutch , and chose the Weeks for the spiral spring clutch as the design objective. （ 3） According to design parameters of the design requirements of the light vehicle spring clutch design to complete the total design, and chose the structure type and the main parameters of the vehicle. （ 4） According to some parameters of the total design to complete basic design of the clutch. （ 5） Made the target clutchs useing parts selection、 matchs design and check calculation. （ 6） Design clutch control system. Analysis and comparison the advantages and disadvantages of the two different control systems, mechanical control system and hydraulic control system. Choose the hydraulic control system as design objective, and complete its design and size calculation. Keywords : Clutch, spiral spring, matching 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 目 錄 第 1 章 離合器 . 1 1.1 簡述 . 1 1.2 離合器的發(fā)展歷程 . 1 1.3 離合器的分類 . 3 1.4 離合器的作用 . 4 1.5 摩擦式離合器結(jié)構(gòu)原理 . 4 1.6 小結(jié) . 6 第 2 章 摩擦式離合器的結(jié)構(gòu)型式及工作特性 . 7 2.1 單片離合器、雙片離合器及多片離合器 . 7 2.2 中央彈簧離合器 . 8 2.3 周置彈簧離合器 . 8 2.4 斜置彈簧離合器 . 10 2.5 膜片彈簧離合器 . 11 2.6 小結(jié) . 11 第 3 章 汽車的總體設(shè)計 . 12 3.1 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)中已知相關(guān)參數(shù) . 12 3.2 汽車形式的選擇 . 12 3.2.1 驅(qū)動 形式 . 12 3.2.2 軸數(shù) . 12 3.2.3 布置形式 . 13 3.3 汽車總體參數(shù)的確定 . 13 3.3.1 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 . 13 3.3.2 汽車主要尺寸的確定 . 15 3.3.3 汽車主要性能參數(shù)的選擇 . 16 3.4 汽車發(fā)動機的選擇 . 18 3.4.1 發(fā)動機形式的選擇 . 18 3.4.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 . 20 3.5 輪胎選擇及主減速器傳動比的確定 . 22 3.6 本章小結(jié) . 23 第 4 章 摩擦式離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)的選擇 . 24 4.1 離合器轉(zhuǎn)矩容量 . 24 4.2 摩擦片外徑、內(nèi)徑及厚度的確定 . 26 4.3 摩擦片后備系數(shù)的確定 . 28 4.4 單位壓力的確定 . 29 4.5 摩擦片的一些約束條件 . 30 4.5.1 最大圓周速度的約束 . 30 4.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器布置半徑的約束 . 30 4.5.3 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩的約束 . 30 4.5.4 單次接合的單位摩擦面積滑磨功的約束 . 31 4.6 小結(jié) . 32 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 第 5 章 離合器零部件的結(jié)構(gòu)選型及設(shè)計計算 . 33 5.1 從動盤選型 . 33 5.1.1 從動盤設(shè)計 . 34 5.1.2 從動盤轂設(shè)計 . 36 5.1.3 從動盤摩擦材料 . 39 5.2 壓盤和離合器蓋 . 40 5.2.1 壓盤設(shè)計 . 40 5.2.2 離合器蓋設(shè)計 . 43 5.3 離合器的分離裝置 . 44 5.3.1 分離桿設(shè)計 . 44 5.3.2 分離軸承及分離套筒 . 47 5.4 圓柱螺旋彈簧設(shè)計 . 47 5.4.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計要點 . 47 5.4.2 彈簧的計算公式、材料及需用應(yīng)力 . 48 5.5 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 . 52 5.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功用、一般結(jié)構(gòu)和工作原理 . 52 5.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器的主要參數(shù)及相關(guān)計算 . 54 5.5.3 減震彈簧的設(shè)計 . 57 5.5.4 目前通用從動盤減振器的局限性 . 58 5.6 小結(jié) . 59 第 6 章 離合器操縱系統(tǒng)設(shè)計計算 . 60 6.1 離合器踏板位置、行程和踏板力 . 60 6.1.1 踏板位置 . 60 6.1.2 踏板行程 . 61 6.1.3 踏板力 . 62 6.2 操縱系統(tǒng)周邊工作環(huán)境和時間因素的影響 . 63 6.3 離合器操縱機構(gòu) . 63 6.3.1 機械式傳動 . 63 6.3.2 液壓式傳動 . 66 6.4 操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 . 67 6.4.1 操作系統(tǒng)傳動比的計算 . 67 6.4.2 液壓傳動各主要尺寸的確定 . 68 6.4.3 油管設(shè)計 . 69 6.5 小結(jié) . 70 結(jié)論 . 71 致謝 . 72 參考文獻 . 73 附錄 . 74 西南交通大學本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 頁 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 1 頁 第 1 章 離合器 1.1 簡述 以內(nèi)燃機為動力源的機械傳動汽車中， 離合器都 是一個獨立的部件 。雖然 自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但 也 有人指出： 德國出版的 2003 年汽車世界汽車年鑒 中介紹 ， 2002 年世界上 114 家汽車公司所生產(chǎn)的 1864 款乘用車中，手動機械 式 車款數(shù)為 1337： 而 在我國，自動檔車款式只占全國平均數(shù)的 26.53 ，手動擋汽車仍是世界 上 車款的主流（當然并不 能 排除一些國家和地區(qū) 仍然以 自動擋式汽車 為 主流）。 在未來的 發(fā)展中 ，考慮到傳動系由 MT 向 AT 過渡，采用 AMT 技術(shù) 的產(chǎn)品 在 改造 中也 較為容易，因此 AMT 技術(shù)是 AT 的有利競爭者。 可以說， 離合器和汽車的動力源一樣 ， 在未來的機械時代是 不可能從 汽車上消失 的 。 1.2 離合器 的發(fā)展 歷程 早期研發(fā) 中 最為成功 的離合器 是 錐形離合器 。它的原型 出現(xiàn) 在 1889 年德國戴姆勒公司生產(chǎn)的鋼質(zhì)車輪的小汽車上 ， 是將發(fā)動機飛輪的內(nèi)孔做成錐體 做為離合器的主動件。 直 到 20 世紀 20 年代中期 錐型離合器 仍然在使用 ，就 當時來說，錐型離合器的制造較容易，摩擦面較容易修復(fù)。它的摩擦材料 使用過駝毛帶，皮帶等。 不過 那時也曾 出現(xiàn)過蹄 -鼓式離合器來替代錐型離合器。 錐式離合器和 蹄 -鼓式離合器，都容易造成分離不徹底，嚴重時 出現(xiàn)主 、 從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象（當時所 能 提供的材料復(fù)合體的摩擦系數(shù)變化很大，容易引起自鎖）。 現(xiàn)今使用的單盤 式離合器的先驅(qū)是多片盤離合器， 是直到 1925 年以后才出現(xiàn)的。多片盤式離合器的優(yōu)點是：在汽車起步時離合器的結(jié)合 較平順，無沖擊。早期的是多片按成對布置設(shè)計，一個鋼盤片對一青銅盤片。采用 金屬對金屬的摩擦副，西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 2 頁 把他們浸在油中工作，能達到更 接近預(yù)期 的性能。 浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能過大，這樣可以避免在 高速時把油甩掉。另外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離?？傮w來說優(yōu)點大于缺點，是因為在當時， 離合器還在原創(chuàng)階段，性能不穩(wěn)定。 石棉基摩擦材料的引入和 和結(jié)構(gòu)上的部分改進，使單片式離合器可以傳遞更大的轉(zhuǎn)矩，能承受更高的溫度。另外， 采用石棉基摩擦材料后可 減小摩擦面積，進而可以減少摩擦面 的 數(shù) 量， 多片離合器走向單片離合器的關(guān)鍵 也在于此 。 20 世紀 20年代末 開始 ，直到進入 30 年代時 也僅僅 有工程車輛，賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器 了 。 早期的單片干式離合器有與錐式離合器相 雷同 的問題 ：離合器結(jié)合時不夠平順。 由于單片 干式 離合器結(jié)構(gòu)緊湊，散熱性好，轉(zhuǎn)動慣量較小，導(dǎo)致 以內(nèi)燃機為動力的汽車 以它作為主流離合器。在 成功開發(fā)了沖壓件離合器蓋以后 其使用頻率更是擴大 。 多年的經(jīng)驗的和技術(shù)上的改進使 汽車 逐漸趨向于首選單片干式離合器，因為它具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量 較 小 、 散熱性好 、 結(jié)構(gòu)緊湊 、 調(diào)整方便 和 分離徹底等優(yōu)點，結(jié)構(gòu)上進行了改進后，已能做到結(jié)合平順，所以 廣泛應(yīng)用于大 、 中 、 小 型 各類車型中。 如今單片干式離 合器在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面相當完善。具有軸向彈性的從動盤的采用提高了離合器的結(jié)合平順性 。扭轉(zhuǎn)減振器在離合器從動盤總成中應(yīng)用，更是防止扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)共振， 有效地控制了 傳動系的噪聲和動載荷。 后來又出現(xiàn)的 雙質(zhì)量飛輪 扭轉(zhuǎn)減振器，更能有效控制 傳動系的噪聲和動載荷。 對于重型離合器，由于 現(xiàn)代 商用車 的發(fā)展 趨于大型化，發(fā)動機功率 也在不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間一定 （現(xiàn)在離合器從動盤的直徑已達到 430mm），離合器的使用條件越來越差 ， 所以 增 加離合器傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前及今后的發(fā)展趨勢。為了增大 離合器的傳扭 能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上說，在相同的徑向 尺寸下，雙面離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的 1 倍。但受到其他 客觀因素的影響（如散熱等），實際的效果達不到原來效果的一倍 。 拉式膜片彈簧的離合器，其允許的傳扭能力要比其他的結(jié)構(gòu)形式大。從動盤采西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 3 頁 用金屬陶瓷的離合器比 采用一般有機片摩擦材料的離合器傳扭能力可 提高 30%，而使用 壽命 要提高 70%以上。 近年 ， 濕式離合器在技術(shù)上 得到 不斷 改進，濕式離合器又開始廣泛應(yīng)用在國外某些重型牽引汽車和自卸汽車上。和 干式離合器相比，由于 采用了油泵進行強制冷卻 ，摩擦表面溫度 一般都比 較低（不超過 93C），所以 ，起步時長時間 的 打滑也不至于 將 摩擦片燒損。據(jù) 相關(guān) 報道，這種離合器有著 非常 好的起步能力，其 使用壽命一般情況下可以達到 干式離合器的 56 倍。 1.3 離合器的分類 圖 1-1 汽車摩擦式離合器分類圖 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 4 頁 離合器 分 類較多，本設(shè)計只研究摩擦式離合器 ， 摩擦式離合器分類也較繁雜，并且可以有多種組合。為了表達清晰，用圖 1-1 顯示離合器的 相互關(guān)系。 1.4 離合器的作用 離合器是汽車傳動系統(tǒng)中一個 非常 重要 的 部件， 其主要作用是接合或切斷動力傳遞，以滿足汽車在 起步、行駛、制動等 不同情況下 的需要，汽車在啟動時如 果沒有采用離合器， 變速器中的一些齒輪及軸 就會參與到工作中來，這樣就會使發(fā)動機的啟動負荷增加；使用離合器后，在汽 車啟動時 變速器不參與工作，這樣發(fā)動機啟動負荷 就有所 減小 也便于啟動，對于較大功率的發(fā)動機或蓄電池存電 不足的發(fā)動機來說非常 重要。 汽車離合器的使用還可以 減輕換擋時 變速器的打齒現(xiàn)象。一方面減小換擋時將進入嚙合的齒輪的轉(zhuǎn)速差，使換擋更為 輕便，另 外，讓發(fā)動機逐步 承受載荷 的 同時通過油門的控制來加大牽引力，以克服汽車的全部 阻力 ，使汽車平穩(wěn)地進入運行狀態(tài)，保證 了 乘坐的舒適性， 還可以 使 發(fā)動機 機件逐步參與 到 工作 中來 ， 從 而延長使用壽命。 離合器不但有以上這些作用 ， 它還可以防止汽車過載 ，當車速急劇變化時，在行駛 慣性力的作用下，負荷 將大大增加， 這時負荷已經(jīng)遠 超過離合器所傳遞的扭矩，離合器 通過打滑 對這種超負荷加以限制 ，使發(fā)動機 機件免遭損壞。 1.5 摩擦式離合器結(jié)構(gòu)原理 離合器 覺體來說應(yīng)該由 兩部分組成：離合器和離合器操縱機構(gòu) 就摩擦式離合器本身而言，按其功能要求，結(jié)結(jié)構(gòu)上應(yīng)有下列幾部分：主動件、從動件、壓緊彈簧和分離杠桿。結(jié)構(gòu)原理如下圖： 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 5 頁 圖 1-2 汽車摩擦式離合器結(jié)構(gòu)簡圖 （ a） 接合； （ b） 分離 1-飛輪； 2-從動盤總成； 3-壓盤； 4-分離桿； 5-分離套筒； 6-離合器制動； 7-離合器踏板； 8-壓緊彈簧； 9-離合器蓋； 10-變速器第一軸（離合器輸出軸）； 11-分離撥叉及操縱連接桿 圖中可以看到，壓盤 3、分離桿 4 和壓緊彈簧 8 一起組裝在離合器蓋 9 內(nèi)，俗稱為離合器蓋總成。蓋總成通過螺栓安裝到發(fā)動機飛輪上。飛輪 1 和壓盤 3 為主動件，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩通過這兩個主動件輸入。飛輪 1 和壓盤 3 之間為從動盤總成 2，它作為從動件通過摩擦接受由主動件傳來的輸入轉(zhuǎn)矩，并通過其中間的從動盤轂花鍵輸出轉(zhuǎn)矩（由變速器第一軸 10 接受）。壓緊彈簧 8 通過壓盤 3 把從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。當發(fā)動機工作帶動飛輪 1 和壓盤 3 一道旋轉(zhuǎn)時，通過壓盤上壓緊彈簧產(chǎn)生的工 作壓力所形成的摩擦力，帶動從動盤總成旋轉(zhuǎn)，完成轉(zhuǎn)矩的輸出。 離合器通?？偸翘幱诮雍蠣顟B(tài)如圖 1-2（ a）所示，當需要切斷動力時，駕駛員通過踩踏離合器操縱系統(tǒng)中的離合器踏板 7，并經(jīng)過操縱傳動桿系及分離撥叉 11 推動分離套筒 5 向前，消除間隙 y ，使分離桿 4 繞其在離合器蓋 9 上的支點轉(zhuǎn)動，克服壓緊彈簧 8 的工作壓力，壓盤 3 向后移動，從動盤總成 2 和壓盤 3 脫離接觸。離合器分離時的狀態(tài)如圖 1-2（ b）所示，此時，從動盤總成 2 不再輸出轉(zhuǎn)矩。分離套筒向左移時，在消除間隙 r 后，輸出軸 10 受到制動，轉(zhuǎn)速很快下降。此種狀況成為離合器制動，其目的是為了容易換擋。但這種離合器制動主要用在重型離合器上，一般離合器不一定采用。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 6 頁 1.6 小結(jié) 本章只是對汽車離合器進行了概略性介紹。 盡管離合器的設(shè)計已漸趨于成熟，但是為了 乘用車 更高的舒適性和更好的質(zhì)量。研究 改進 還應(yīng)該繼續(xù)向前。希望在 輕型貨車 螺旋彈簧離合器設(shè)計中，加深對離合器的原理，結(jié)構(gòu)的理解 。 接下來會對汽車上常用的干式摩擦離合器進行結(jié)構(gòu)、設(shè)計及校核進行詳細的講述。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 7 頁 第 2 章 摩擦式離合器的結(jié)構(gòu)型式及工作特性 2.1 單片離合器、雙片離合器及多片離合器 對乘用車和總 質(zhì)量小于 6t 的商用車 （輕型貨車） 而言，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸容許 的 條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動盤，單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱性能好，維修調(diào)整方便，且從動部分轉(zhuǎn)動慣量小， 使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤 更 可保證結(jié)合平順。 雙片離合器與單片離合器相比， 摩擦面數(shù)增加一倍， 使傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大。接合更為平順、柔和，且 在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸 和 踏板力較小， 但 中間壓盤通風散熱性 能 差， 更 容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至燒壞， 同時分離行程較大，不易分離徹底，所以設(shè)計時 結(jié)構(gòu)上 就 必須 要 采取相應(yīng)的措施，軸向尺寸較大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，從動部分的轉(zhuǎn)動慣量較大，這種結(jié)構(gòu)一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且軸向 布置 尺寸不受到限制的場合。 多片離合器多為濕式，有結(jié)合平順、柔和，摩擦表面溫度低，磨損 小，使用壽命長等優(yōu)點。但分離行程 過 大， 容易分離不徹底，軸向尺寸和從動部分轉(zhuǎn)動慣量大，主要應(yīng)用于 總質(zhì)量大于 14t 的商用車的行星齒輪變速器換擋機構(gòu)中 。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 8 頁 2.2 中央彈簧離合器 圖 2-2 中央彈簧離合器 用一到 兩個圓柱螺旋彈簧或用一個矩形斷面的的錐形螺旋彈簧做壓簧并布置在離合器正中間的結(jié)構(gòu)型式，稱為中央彈簧離合器。 中央彈 簧離合器的壓簧不和壓盤直接接觸，所以 壓盤由于摩擦而 產(chǎn)生的熱量不會直接傳給彈簧使其回火失效。中央彈簧的壓緊力通過杠桿作用于壓盤，并按杠桿比放大， 可 以用較小的彈簧力而達到較大的壓盤壓 緊力。 并且在結(jié)構(gòu)設(shè)計上，壓盤的壓緊力可通過調(diào)整墊片或調(diào)整螺母 進行調(diào)整。當從動盤摩擦面磨損后，通過調(diào)整也可以恢復(fù)到原來的壓緊力，從而使操作更容易 。為了使壓 盤的壓緊力分布均勻，使離合器結(jié)合柔和，中央彈簧離合器的傳力杠桿通常 數(shù) 目較多 ，且 由彈簧鋼片做成扁平桿 ， 有些中央彈簧離合器 傳力桿的中段通常做成葉片形（稱為 風扇葉片 ） ， 這樣更 有利于離合器的通風散熱。 2.3 周置彈簧離合器 周置彈簧 離合器目前主要用在商用載重汽車上，結(jié)構(gòu)上，螺旋彈簧沿壓盤的圓周 作同心圓布置。壓盤，分離桿及螺旋彈簧均裝在離合器蓋中 作為 離合器總成。離西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 9 頁 合器蓋固定在發(fā)動機飛輪上，飛輪 面作為離合器的一個主動摩擦面，壓盤面則作為另一個主動摩擦面。壓盤由發(fā)動機直接驅(qū)動， 壓盤則成為 離合器 中 的主動件。這是離合器 設(shè)計 中 很 重要 的 一環(huán)。 圖 2-1 周置彈簧離合器 在飛輪和壓盤兩個主 動件之間裝有從動盤，從動盤的兩面鉚有摩擦片，變速器第 1 軸的花鍵軸段插入 從動盤的盤轂花鍵孔中 。在壓緊彈簧的作用下，壓盤將從動盤緊壓在在飛輪上。 于是 ，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，依靠飛輪和壓盤對從動盤的摩擦傳給從動盤，并通過從動盤的花鍵傳給變速器第一軸。 周置彈簧離合器所用的螺旋彈簧是線性的，當摩擦片磨損后，彈簧伸長，壓緊力下降，這對離合器可靠傳扭 很不利 。如果采用剛度小的彈簧，壓緊力 P 的下降就不明顯。但降低彈簧剛度需要增加彈簧的圈數(shù)， 同時增加了彈簧高度，這對壓簧來說容易產(chǎn)生縱向不穩(wěn)定性， 發(fā)動機高轉(zhuǎn)速時，很大的離心力作用 于壓簧 處， 易使簧絲鼓出。 壓簧沿圓周布置時，壓緊力直接作用于壓盤。為了保證摩擦片上壓力分布 均勻，壓簧的數(shù)目 不應(yīng)太少，且要隨摩擦片直徑的增加而增加，在一定情況下可以布置成雙排 。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 10 頁 2.4 斜置彈簧離合器 圖 2-3 斜置彈簧離合器 以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角（彈簧中心線與 離合器 中心線間的夾角）斜向作用于傳力套上，后者再推動 傳力 桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在 傳力 桿內(nèi)端的軸向推力等 于彈簧壓力的軸向分力。 當摩擦片磨損后壓桿內(nèi)端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力減小， 同時 傾角 減小， 但 cos值 （ 如圖中所示） 增大。這樣 可使在摩擦片磨損范圍內(nèi)壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變，從而使壓盤的 壓緊力也幾乎保持不變。同樣，當離合器分離時傳力套后移 ，壓盤的壓緊力也 基本 不變。 所以 ， 與前兩種離合器相比， 斜置彈簧離合器的 突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力 可降低 35 左右 。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有采用 。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 11 頁 2.5 膜片彈簧離合器 圖 2-4 膜片彈簧離合器 用膜片 彈簧 代替了一般螺旋彈簧及分離桿 機構(gòu)的離合器， 就是膜片彈簧離合器。 在離合器中采用膜片彈簧有 著 許多優(yōu)點 ： 膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離桿的作用，使零件數(shù)目減小， 從而 重量減輕；離合器結(jié)構(gòu) 得到簡化并明顯的 縮短了離合器的軸向尺寸； 膜片彈簧 有良好的非線性特性， 如果 設(shè)計合適，可使摩擦片磨損到極限，壓緊力仍能 在小范圍內(nèi)保持不變，從而 可減輕分離離合器時 所需 的踏板力，使操縱 更為 輕便。 綜合 輕型貨車螺旋彈簧離合器 設(shè)計要求選擇單片周置螺旋彈簧離合器。 2.6 小結(jié) 本章主要完成了對摩擦式離合器的 部分 結(jié)構(gòu)型式和工作原理的分析，之后結(jié)合畢業(yè)設(shè)計要求，對離合器進行 了選型。選擇 了 單片干式周置螺旋彈簧離合器。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 12 頁 第 3 章 汽車的總體設(shè)計 3.1 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)中已知相關(guān)參數(shù) 表 3-1 設(shè)計所給參數(shù) 汽車最高時速 110km/h 最小轉(zhuǎn)彎半徑 14m 裝載質(zhì)量 2.5t 最大爬坡度 0.32 3.2 汽車形式的選擇 汽車的不同形式 ，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及布置形式上的不同 。 3.2.1 驅(qū)動形式 驅(qū)動型式常用 24 、 44 、 46 等代號來表 示。其中第一個數(shù)字表示車輪的總數(shù)，第二個表示驅(qū)動輪數(shù)。 24 式汽車結(jié)構(gòu)簡單 、 制造成本低， 廣泛使用 在轎車和總質(zhì)量小于 19t 的公路用車上。 結(jié)合設(shè)計 要求 ，因設(shè)計貨車額定載荷質(zhì)量偏大，本設(shè)計 選擇 24 后輪雙胎 形式。 3.2.2 軸數(shù) 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響 汽車 軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。 包括乘用車 、 汽車總質(zhì)量小于 19t 的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋 梁限制的 非公路行駛車輛（ 如礦用自卸車等 ） ，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案。 結(jié)合設(shè)計要求， 本設(shè)計 選用兩軸式。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 13 頁 3.2.3 布置形式 發(fā)動機前置后橋驅(qū)動貨車的主要優(yōu)點是：可以采用直列、 V 型或臥式發(fā)動機，且 發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易，發(fā)動機接近性 能 良好，維修方便，離合器、變速器等操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單， 比較 容易布置，貨箱地板高度低。 發(fā)動機前置后橋驅(qū)動平頭貨車的主要缺點是：駕駛室內(nèi)部擁擠，隔絕發(fā)動機工作噪聲、氣味、熱量和振動困難。 綜合設(shè)計任務(wù)，選擇發(fā)動機前置后橋驅(qū)動平頭兩軸 24 后輪雙胎 式貨車。 3.3 汽車總體參數(shù)的確定 3.3.1 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 （ 1）質(zhì)量系數(shù) 質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與汽車 整車 整備質(zhì)量的比值，如表 3-2 所示 表 3-2 不同類型 的 汽車質(zhì)量系數(shù) 汽車類型 0m 備注 載貨 型 汽車 輕型 0.68.1 am0.8 到 1.1 柴油 貨 車為 0.8 到 1.0 中型 .014.06 am 1.2 到 1.35 重型 0.14am1.3 到 1.7 初取 10 m （ 2）汽車的裝載質(zhì)量（簡稱裝載量）和載客量 在硬質(zhì)良好路面上行駛時所允許的額定裝載量 tm 5.2當汽車在碎石路面上行駛時，裝載質(zhì)量應(yīng)有所減少（約為好路的 75%-85%） ，約 2.0t。 輕型貨車要求駕駛和副駕駛，無需多余載客，按亞洲人均體重算，約為 0.065Kg/人。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 14 頁 （ 3）整車整備質(zhì)量 車上帶有全部設(shè)備（包括隨車工具，備胎等），加滿燃料和 水 ， 但是沒有載貨和載人時的整車質(zhì)量。 由質(zhì)量系數(shù)確定 ： tm 5.20 （ 4）汽車總質(zhì)量的確定 表 3-3 汽車總質(zhì)量計算公式 汽車 類型 公式 備注 載貨 型 汽車 pa mmmm 0 0m： 整備質(zhì)量m： 裝載質(zhì)量 pm乘客和駕駛員質(zhì)量每人以65 千克計 ， 1m 行李質(zhì)量，轎車以每人 5 到 10Kg 計 ， 長途大客車以 10 到 15Kg 計，城市大客車不計fm：附加設(shè)備質(zhì)量 大客車 10 mmmm pa 小 轎車 fpa mmmmm 10 貨車的總質(zhì)量 ： pa mmmm 0=2.5t+2.5t+0.065t 2=5.13t （ 5）汽車軸荷分布 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或 滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。 各 類汽車的軸荷分配見表 3-4 表 3-4 各類汽車的軸荷分配 車型及驅(qū)動形式 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 乘 用 車 前置前驅(qū) 0.47-0.60 0.40-0.53 0.56-0.66 0.34-0.44 前置后驅(qū) 0.45-0.50 0.50-0.55 0.51-0.56 0.44-0.49 后置后驅(qū) 0.40-0.46 0.54-0.60 0.38-0.50 0.50-0.62 商 用 貨 車 24 后輪單胎 0.32-0.40 0.60-0.68 0.50-0.59 0.41-0.50 24 后輪雙胎，長、短頭式 0.25-0.27 0.73-0.75 0.44-0.49 0.51-0.56 24 后輪雙胎，平頭式 0.30-0.35 0.65-0.70 0.48-0.54 0.46-0.52 46 后輪雙胎 0.19-0.25 0.75-0.81 0.31-0.37 0.63-0.69 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 15 頁 貨車形式為后輪雙胎。 表 3-5 設(shè)計貨車的軸荷分配 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 50% 50% 32% 68% 1.25t 1.25t 1.6416t 3.4884t 由此可以得出滿載時單前輪的負荷為： 820.8kg 滿載時單后輪的負荷為： 872.1kg 3.3.2 汽車主要尺寸的確定 表 3-6 各類汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距 L/m 輪距 B/m 24 貨車 總質(zhì)量 tma 14.0 4.55.6 1.842.00 （ 1）前、后輪距 1B 和 2B 貨車的輪距與汽車結(jié)構(gòu)布置形式有關(guān)。現(xiàn)初取為 mmB 15001 ， mmB 15002 （ 2）軸距 L 輕型貨車對機動性能要求高 ，故軸距應(yīng)取短些。由表 3-6 可初取對應(yīng) mmL 3200 （ 3）前懸 FL 和后懸 RL 總質(zhì)量在 1.8-14.0t 的貨車后懸一般在 12002200mm 之間。初取為 mm1000FL ， mm1300RL （ 4）外廓尺寸 （ 1） 總長： mmLLLLRFa 5 5 0 01 3 0 01 0 0 03 2 0 0 （ 2） 寬度： mmLB aa 1 9 5 0601 9 53 （經(jīng)驗公式 ） 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 16 頁 （ 3） 高度： （經(jīng)驗公式） mmhhhhH tBpma 2 1 3 0301 3 0 05 0 03 0 0 其中軸間底部離地高mh（一般大于最小離地間隙，見以后章節(jié)） 、地板及下部零件高ph、室內(nèi)高 Bh （一般在 11201380mm 之間）和車頂造型高度th都是預(yù)設(shè)值 。 3.3.3 汽車主要性能參數(shù)的選擇 （ 1）動力性參數(shù) 1) 最高車速maxav： 根據(jù)設(shè)計要求 hkmv a 110m ax 2) 直接檔和檔最大動力因素max0D和max1D： 輕型貨車一般不帶掛車，平均車速和加速性的要求也 較高 ， 檔最大動力因數(shù)max1D標志著汽車的最大爬坡能力和越過困難路段的能力，還標志著起步連續(xù)換檔的能力。見表 3-7 取max0D=0.05, max1D=0.35。 表 3-7 汽車動力性參數(shù)范圍 汽車類 型 比功率)( 1tkwPb 比轉(zhuǎn)矩)( 1 tmNT b 直接檔最大動力因數(shù) 檔最大動力因數(shù) 貨車 最大總質(zhì)量 8.1am 16-28 30-44 / / 0.68.1 am 15-25 38-44 0.03-0.06 0.30-0.40 .014.06 am 10-20 33-47 / / 0.14am 6-20 29-50 / / 3) 加速時間 t 的確定 ： 貨車起步連續(xù)換擋加速時間是汽車加速性能的一項重要指標。載貨汽車通常用0-60km/h 的加速時間來評價。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 17 頁 初選 st 12 4) 最大爬坡度maxi： 根據(jù)設(shè)計要求，最大爬坡度為 0.32。 汽車比功率bP和比轉(zhuǎn)矩bT： 按照表 3-7 初步?。?比功率：發(fā)動機最大功率與汽車總質(zhì)量的比 值，可以初取為 20kw/t 比轉(zhuǎn)矩：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量的比值 可以初取為 42N.m/t （ 2）燃油經(jīng)濟性指標 是指在水平的水泥或瀝青路面上以經(jīng)濟車速滿載行駛的百公里耗油量 此輕型貨車采用 柴 油機。由表 3-8 初取單位燃油消耗量為 2.0 表 3-8 貨車單位燃油消耗量 總質(zhì)量 tma汽油機 柴油機 總質(zhì)量 tma汽油機 柴油機 4 3.04.0 2.02.8 6-12 2.682.82 1.551.86 4-6 2.83.2 1.92.1 12 2.502.6 1.431.53 （ 3）汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑 minD 根據(jù)設(shè)計要求，汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 mD 14min （ 4）汽車通過性 總體設(shè)計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙 minh 、接近角 1 、離去角 2和縱向通過半徑 1 等。 表 3-9 汽車通過性的幾何參數(shù) 車型 minh /mm 1 /() 2 /() 1/m 24 貨車 180-300 40-60 25-45 2.3-6.0 初取 mmh 3,30,50,25.0 121m i n （ 5）汽車操穩(wěn)性、制動性及舒適性 汽車轉(zhuǎn)向特性參數(shù)通常以 0.4g 的向心加速度沿定圓轉(zhuǎn)向時前后輪側(cè)偏角之差作為評價參數(shù)，在 31 間為宜。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 18 頁 車身側(cè)傾角是汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓等速行駛是車身縱切面與前進方向垂直平面的夾角，在 73 間為宜。 制動前俯角是汽車以 0.4g 的減速度制動時車身水平切面與前進方向水平面間的夾角，在 5.10 間為宜。 GB72581997機動車運行安全條例中規(guī)定的路試檢驗行車制動和應(yīng)急制動性能要 求如表 3-10 表 3-10 路試檢驗行車制動和應(yīng)急制動性能要求 車輛類型 行車制動 應(yīng)急制動 制動初車速（1hkm ） 制動距離（ m）（ ） FMDD1(2sm )（ ） 試車道寬度（ m） 踏板力（ N）（ ） 制動初車速（1hkm ） 制動距離（ m）（ ） FMDD(2sm )（ ） 操縱力（ N）（ ） 輕型貨車 滿載 30 10 5.0 3.0 700 30 20 2.2 手600 腳700 空載 9 5.4 450 舒適性包括平順性、空氣調(diào)節(jié)性能、車內(nèi)噪聲、稱作環(huán)境及駕駛員的操作性能。其中汽車平順性常用垂直振動參數(shù)評價，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數(shù)之 一 表 3-11 懸架的靜撓度、動撓度和偏頻 車型 靜撓度 cf （ mm） 動撓度 df （ mm） 偏頻 n（ Hz） 輕型貨車 50-110 60-90 1.5-2.2 3.4 汽車發(fā)動機的選擇 3.4.1 發(fā)動機形式的選擇 （ 1）汽油機與柴油機的選用 目前世界上 大多數(shù)汽車發(fā)動機 都 是采用 的 往復(fù)式內(nèi)燃機。近 20 年來 也僅僅 在1 FMDD 是指制動減速度 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 19 頁 少數(shù)汽車上出現(xiàn) 了新的動力裝置，如轉(zhuǎn)子發(fā)動機、燃氣輪機、高能蓄電池等，但由于技術(shù) 和經(jīng)濟上的 種種 原因，這些新型發(fā)動 機尚未 普及。 據(jù) 相關(guān)專家們預(yù)測：在本世紀初甚至 更長的時間內(nèi)，往復(fù)式內(nèi)燃機仍將是汽車 使用發(fā)動機的主要類型 。 所以，也僅僅 針對這種發(fā)動機 討論選型問題。總體上說， 它可分為汽油機和柴油機兩大類。在我國 現(xiàn)行的 汽車上主要采用汽油機，它與柴油機在數(shù)量上的百分比為 88： 12。 世界 上， 汽車發(fā)動機 的發(fā)展趨勢是逐步 柴油化?，F(xiàn) 今 歐美大型汽車的發(fā)動機已經(jīng)柴油化，中型汽車也多采用柴油機。與汽 油機相比，柴油機具有燃料經(jīng)濟性好、工作可靠、壽命長、使用成本低和 排污少等優(yōu)點。但是柴油機也有工作粗暴、振動及噪聲大、尺寸和質(zhì)量 大、造價高、起動較困難和 易生黑煙等缺點。近年來， 柴油機設(shè)計的不斷完善， 它的 缺點 也得到很 好的克服，并 且 提高了轉(zhuǎn)速， 所以 采用柴油機的 輕型車和家用轎車 也日益增多。 設(shè)計選用平頭式車型，發(fā)動機布置在駕駛室下面，不存在布置上影響駕駛員的視線的問題，所以可以選用尺寸 較 汽油機 比較大的柴油機，從而獲得更好的工作可靠性并且獲得更高的燃油經(jīng)濟性，進而降低該車 維修費用和運輸成本。 （ 2）氣缸排列方式與冷卻方式的選擇 按氣缸排列的形式分，有直列、水平對置和 V 型幾種。直列式結(jié)構(gòu)簡單、寬度小、布置方便。但 如果發(fā)動機缸數(shù)過多就 會顯得過長，因此直列式只適用于 6 缸的發(fā)動機。 V 形發(fā)動機具有長度小、高度低、曲軸剛度大等優(yōu)點，且易 系列 化 ， 主要用在大型轎車和長度受限的重型貨車上 。 V 型發(fā)動機造價也較高， 寬度大，在平頭車上布置較困難， 所以 這里不會采用。水平對置式的主要優(yōu)點是平衡性好、高度低，主要 用 在一些微型轎車上。 綜合考慮， 選用結(jié)構(gòu)簡單、維修容易、工作可靠的直列式四缸發(fā)動機。 發(fā)動機按 冷卻方式可分為水冷和風冷兩種。風冷發(fā)動機的優(yōu)點是冷卻系統(tǒng)比較簡單，維修方便，對沙漠和異常氣候環(huán)境的適應(yīng)性 較 好，但 也 存在冷卻不均、消耗功率大和噪聲 大等 顯而易見的缺點，在汽車上應(yīng)用不多，大多用在 在 22kW 以下的小發(fā)動機和軍用越野車上 。大部分汽車都采用水冷發(fā)動機，它的主要優(yōu)點是 冷卻均勻可靠、散熱性 能好、噪聲小、能解決車內(nèi)供暖等。 綜合考慮， 選用水冷發(fā)動機。 根據(jù)車型以及上述資料選擇：四缸直列式水冷柴油機。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 20 頁 3.4.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 （ 1）發(fā)動機最大功率maxeP及相應(yīng)轉(zhuǎn)速pn汽車的動力性 的好壞 在很大程度上取決于發(fā)動機的功率。發(fā)動機功率越大，動力性越好。粗略估計發(fā) 動機功率時，可參考同級 別 汽車的比功率統(tǒng)計值選定新車所用的比功率值，乘以所設(shè)計車型的總質(zhì)量，即可求得所需的最大功率值。 另外， 它也可根據(jù)汽車應(yīng)達到的的最大車速maxv，用下式估算最大功率 3m a xDm a xraTe m a x 7614036001 vACvgfmP maxeP為發(fā)動機最大功率（ kw） T 為傳動系效率，對驅(qū)動橋用單級主減速器的 4 2 的汽車取 0.9 am為汽車總質(zhì)量（ kg） g 為重力加速度（ 9.8 3sm ） rf 為滾動系數(shù)，對貨車取 0.02 DC 為空氣阻力系數(shù)（貨車取 0.8-1.0），這里取 0.8 A 為汽車正面投影面積（ 2m ） maxv為最高車 速（ km/h） 。 kWP e 676.98)11076140 13.295.18.01103600 02.08.95130(9.0 1 3m a x 可選取發(fā)動機最大功率： kW100emax P 此外，還應(yīng)規(guī)定最大功率轉(zhuǎn)速 Pn 的范圍，它可以根據(jù)發(fā)動機類型，最高車速，最大功率，活塞平均速度 和 發(fā)動機制造條件等因素來確定。目前汽油機的pn在30007000 minr 之間，轎車上的pn較高，在 4000 minr 以上的較多，輕型貨車的pn在 40005000 minr 之 間 ， 中 型 貨 車 的pn就 更 低 些 。 柴 油 機 的pn值在西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 21 頁 18004000 minr 之間。乘用車和總質(zhì)量小一些的貨車用高速柴油機，常取在32004000 minr 之間；總質(zhì)量大一些的貨車的柴油機pn值在 18002600 minr 之間。 初選該貨車的轉(zhuǎn)速： min/r3840p n （ 2）發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxeT及相應(yīng) 轉(zhuǎn)速 Tn maxeP和pn確定后，用 下 式 確定maxeTpepe nPTT m a xm a x 9549 maxeT為最大轉(zhuǎn)矩 為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)；一般在 1.11.3 之間選取，這里選取 1.2 PT 為做最大功率轉(zhuǎn)矩 maxeP為最大功率 pn為最大功率轉(zhuǎn)速。 mN06.42983 8 40 1001 . 29 5 49e m a x T 可選取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩： mN300em ax T 設(shè)計 要求pn與 Tn 之間有一定的差值，如果 它 們很接近，將導(dǎo)致直接檔的最低穩(wěn)定車速偏高，使 車輛 通過十字路口時換擋次數(shù)增多。選擇 Tn 時希望Tp nn在1.42.0 之間，這里取Tp nn=1.6，所以 m in/r2 4 0 06.1/pT nn （ 2）發(fā)動機的適應(yīng)系數(shù) 92.16.12.1TPTPPm a x nnnTnT e 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 22 頁 值越大，說明發(fā)動機適應(yīng)性越好。采用 值大的發(fā)動機可減少換擋次數(shù)，減小傳動系磨損和減低油耗?，F(xiàn)代汽油機 在 1.42.4 之間，而柴油機在 1.62.6 之間。顯然 值在 1.62.6 之間。 3.5 輪胎選擇及主減速器傳動比的確定 輪胎及車輪 各 部件應(yīng)滿足下列基本要求：足夠的負荷能力和速度能力 ，較小的滾動阻力和行駛噪 聲；良好的均勻性和質(zhì)量平衡性，耐磨損、抗老化、抗刺扎和良好的氣密性； 質(zhì)量小、價格低、拆裝方便、互換性好。 根據(jù)軸荷分配來考慮輪胎所能承受的最大負荷并根據(jù)動力性要求選擇合適的輪胎半徑 R。 根據(jù)該車型的最小離地間隙和滿載輪荷結(jié)合下頁表 3-12 進行初步的選擇，選用輪胎的規(guī)格為： 10 層 7.00-16：輪胎的最大負荷為 9650N，斷面寬 200mm，普通花紋 D780，相應(yīng)氣壓 p 1.0 為 5.3MPa，標準輪輞 5.50F，輪胎扁平率為 0.70，則輪胎相應(yīng)的有效半徑kr通過下式計算得到 kr=200 mm 75% +（ 16 25.4mm） /2=353.2mm 主減速器傳動比0i的確定： 由于總體設(shè)計中 05.0m0 axDGvACr iTD2m a xDkT0e m a xm a x02 1 .5帶入數(shù)據(jù) 8.951301105.21 13.295.18.03532.0 9.030005.020i得： 73.50 i汽車起步時第一擋的傳動比ki根據(jù)有關(guān)資料定為 3.5。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 23 頁 表 3-12 國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件 輪胎規(guī)則 層數(shù) 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應(yīng)氣壓1.0 標準輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6.50-14 6 8 180 705 - - 5850 6900 3.2 4.2 4.50J 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 - 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 - 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 - 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 - 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 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) 12 240 860 870 - 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00-16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 - 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 3.6 本章小結(jié) 本章完成了汽車的總體設(shè)計，選擇了汽車的結(jié)構(gòu)形式 ，并確定了其 主要尺寸 、性能參數(shù) 和 發(fā)動機的主要性能指標 ，并根據(jù)軸荷確定了輪胎型號 。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 24 頁 第 4 章 摩擦式離合器 基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)的選擇 汽車上所用的摩擦離合器， 一要 傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩， 二要靠它的滑磨使得汽車平穩(wěn)起步，工作條件非常惡劣。所以在 設(shè)計離合器時， 要求它在 所有 情況下都能可靠的傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩， 另外還要有足夠的使用壽命，這就要合理的選擇離合器的結(jié)構(gòu)尺寸和 其設(shè)計參數(shù)。 在確定離合器的結(jié)構(gòu)之后， 要確定其基本尺寸參數(shù)，它們是： 摩擦片外徑 D 單位壓力 p 后備系數(shù) 下列一些參數(shù)對上面參數(shù)的選擇有很大的影響 ： 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩maxT整車質(zhì)量am傳動系總的速比i（變速器傳動比 和 主減速器速比 的積 ） 車輪滾動半徑kr4.1 離合器轉(zhuǎn)矩容量 摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 CC fFZRT -（ 4-1） cT為靜摩擦力矩 f 為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取 0.25 0.30 F 為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 25 頁 cR為摩擦片的平均摩擦半徑 Z 為摩擦 面數(shù)， 是從動盤數(shù)的兩倍。 假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有 4 )(2200dDpApF -（ 4-2） 0p為摩擦面單位壓力 A 為單面摩擦面積 D 為摩擦片外徑 d 為摩擦片內(nèi)徑。 摩擦片的平均摩擦半徑CR，根據(jù) 工作 壓力均勻的假設(shè)，可表示為 )(3 2233dDdDRC -（ 4-3） 當 d D 0 6 時，CR可相當準確地由下式計算 4 dDRC - (4-4) 將式 (4 2)與式 (4 3)代人式 (4 1)得 )1(12 330 cDf Z pT C - (4-5) 將式 (4 2)與式 (4 4)代人式 (4 1)得 - (4-6) 式中， c 為摩擦片內(nèi)外徑之比， c =d D ，一般在 0.53 0.70 之間。 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時cT應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即 maxeC TT ）（ c1)1(16 230 cDf Z pT C 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 26 頁 - (4-7) 式中， Temax 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，必須大于 1。 離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù) ： 和0p； 尺寸參數(shù) ： D 、 d 和 摩擦片厚度b 以及結(jié)構(gòu)參數(shù) ： 摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙 t ，最后還有摩擦因數(shù) f 。 4.2 摩擦片外徑、內(nèi)徑及厚度的確定 摩擦片的外徑是離合器的基本尺寸，它 涉及 到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定的關(guān)系。當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxeT（ mN ）來選定 D 時，有下列公式可供參考： ATD em ax100 式中，系數(shù) A 反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對 D 的影響，可參考下列范圍： 小轎車 A =47；一般載貨汽車 A =36（單片）或 A =50（雙片）；自卸車和使用條件惡劣的載貨汽車 A =19。 根據(jù)設(shè)計要求可知這里應(yīng)該取 A =36 初步計 算： mm.72 8 8363 0 01 0 0 D 按maxeT初取 D 后，還需注意摩擦片尺寸系列化和標準化，并且選取時選取尺寸應(yīng)略大于計算尺寸 （可承受較大靜摩擦力矩） 。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 27 頁 表 4-1 離合器尺寸選擇參數(shù) 摩擦片外徑 D /mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 maxeT / mN 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 350 380 410 130 170 140 160 320 410 510 620 680 820 980 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 1150 170 230 320 360 450 550 700 830 930 1100 1320 表 4-1 是我國摩擦片尺寸的標準。所以綜 合表 4-1 各組數(shù)據(jù)，選擇最佳的摩擦片外徑 D 為 300mm 。 摩擦片內(nèi)徑 d 不作為一個獨立的參數(shù)，它和外徑 D 有一定的關(guān)系，用比值 C 來反映，定義為 ： DdC 比值 C 關(guān)系到從動片總成的結(jié)構(gòu)設(shè)計和使用性能。 因為 現(xiàn)在廣泛采用 扭轉(zhuǎn)減振器，所以布置扭轉(zhuǎn)減振器時要求加大內(nèi)徑 d ，從而 C 要增大；但 不利的是 過分增大C 值會使摩擦面積變小。按照 相關(guān) 的設(shè)計經(jīng)驗 ： C =0.530.7 發(fā)動機的轉(zhuǎn)速越高， C 取值越大。 表 4-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 D /mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 內(nèi)徑 d /mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 DdC 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 31 C 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 單面面積/ 2mm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 對摩擦片的厚度 h ，我國已規(guī)定 了三種規(guī)格： 3.2mm ， 3.5mm ， 4mm 。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文 ） 第 28 頁 根據(jù)初取 D 值和表 4-2 選擇 D =300mm d =159mm h =3.5mm C =0.53 4.3 摩擦片后備系數(shù)的確定 后備系數(shù)保證 離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 。后備系數(shù) 還有助于減少汽車起步時的滑磨， 以便 提高離合器的使用壽命。 設(shè)計離合器過程中，是參照已有的經(jīng)驗和統(tǒng)計資料，并根