乘用车离合器及试验方案设计(编辑修改稿)

乘用车离合器及试验方案设计(编辑修改稿)内容摘要：

综上所述，以上三种设想方案的可行性很低，很难实现离合器的基本功能与自锁功能的结合。 最终，放弃了这个带有自锁功能离合器的设计。 普通离合器的结构方案 从动盘总成 从动盘有两种结构形式：带扭转减震器 的和不带扭转减震器的。 不带扭转减震器的从动盘结构简单，重量较轻。 带扭转减震器的从动盘，可以避免汽车传动系统的共振，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。 因此，选择带扭转减震器的从动盘作为离合器的从动盘。 压盘和离合器盖 压盘的传动方式有凸台式，键式，销式，和传力片式。 前三者有一个共同的缺点，就是传力处有间隙，在传力开始的一瞬间，会产生冲击和噪声。 为了消除上述缺点，本设计选择的 销式 传动方式。 离合器盖需要有一定的刚度，考虑到成本，本设计采用铸铁的离合器。 离合器分离装置 离合器的四种分离杆机构如图 所示 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 17 图 离合器分离杠杆 (a)所示分离杆机构加工量大，机构复杂。 (b)所示是一些重型汽车上采用的结构。 （ c）所示分离杆的中间支撑在离合器盖的窗口上，支承处得接触面积比较小，容易磨损。 （ d）所示是中小型汽车上采用的结构。 具有磨损小，调整方便等优点。 因此本设计选用 (d)的结构作为离合器分离装置。 膜片弹簧 膜片弹簧是由碟簧和分离指组合成一体的一种特殊的碟形弹簧。 其加载方式有两种，拉式以及推式， 拉式膜片弹簧离合器的结构更紧凑，简 单，质量更轻，从动盘转动惯量小。 因此本设计选用拉式加载方式作为膜片弹簧设计。 扭转 减振器 汽车传动系扭转振动减振器，按其所在位置可分成两类：一类装在从动盘总成中，另一类装在飞轮处。 装在从动盘总成中的扭转振动减振器结构简单，质量轻，因此采用装在从动盘总成中的扭转振动减振器的结构。 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 18 离合器尺寸计算 离合器产品的国家标准 离合器的设计离不开国家标准，它的国家标准有很多，如离合器类别的标准 GB/T 1004319880，标准规定了操纵离合器和自控离合器的分类、型号表示方法及标记， 并且这个标准适用于操纵离合器和自控离合器。 又如汽车离合器分离轴承及其单元标准 JB/T 5312－2020，主要规定了离合器分离轴承及其单元的代号方法和离合器分离轴承及其单元的台架模拟寿命、自调心离合器分离轴承的调心力和调心量的测试方法。 又如离合器摩擦面片尺寸标准 JB/T 9190－ 1999，它规定了离合器摩擦面片的尺寸系列，这个标准适用于各种汽车、拖拉机、工程机械和齿轮箱等机械摩擦式离合器面片。 离合器的国家标准在离合器的设计过程中是必不可少的。 摩擦片外径 摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离 合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩 maxeT 已知，适当选取后备系数β和单位压力 P0， 可估算出摩擦片外径。 摩擦片外径 D（ mm）也可以根据发动机最大转矩 maxeT （ N m）按如下经验公式选用 （ 以下所有 公式来源于文献 [18]） ATD e /1 0 0 m a x „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ () 式中， A— 系数，取值范围见表 D— 摩擦片外径 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 19 maxeT — 发动机最大转矩 由选车型得 maxeT = 146N m， A =47， 则将各参数值代入式（ ）后计算得 D= 表 系数 A 的取值范围 车 型 系数 A 小轿车 47 一般载货汽车 36（单片） 50（双片） 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 19 表 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB1457— 74） 外径 D/mm 内径 d/mm 厚度 h/mm 1－ 3C C =d/D 单位面积 F/ 3cm 160 110 106 180 125 132 200 140 160 225 150 221 250 155 302 280 165 402 300 175 466 325 190 546 350 195 678 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则见表 ， 初定， 摩擦片相关标准尺寸： 外径 D=250mm， 内径 d=155mm， 厚度 h= 内径与外径比值 C′ =， 1－ 3C = 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 20 摩擦片摩擦面积传递转矩 （ 1）摩擦片外径 D（ mm） 的选取应使最大圆周速度 0v 不超过 65～70m/s，即 3m a x 1060  Dnv eD  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） 式中， Dv — 摩擦片最大圆周速度（ m/s） maxen — 发动机最高转速 (r/min) 33m a x    Dnv eD m/s 70~65 m/s （ 2）为反映离合器传递的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  220 4 dDZ TT cc   „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） 式中， 0cT — 单位摩擦面积传递的转矩 () D— 摩擦盘外径 d— 摩擦盘内径 Z— 摩擦盘数 将各参数值带入式 （ ） 后计算得 cT 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 21 表 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格   20 10/ cT 210 250~210 325~250 325 由 离合器规格（ 250~210 ） ，按表 选取， 单位摩擦面积传递转矩的 许用值为 得  00 cc TT  因此，确定 摩擦片参数： 外径 D=250mm 内径 d=155mm 厚度 h= 内径与外径比值 C′ = 1－ 3C = 由摩擦片参数可确定从动片厚度为 2mm。 摩擦片的厚度为。 压盘的尺寸初定为 15mm。 从动盘毂的尺寸初定为 35mm。 离合器盖采用厚度约为 4㎜的低碳钢板。 飞轮厚度约为 15mm。 分离轴承约为 35mm。 按照上述计算结果，得到离合器尺寸布置图如图 所示 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 22 图 离合器尺寸布置的图 2 离合器结构设计 根据设计任务，整车的主要参数为： C 级家庭乘用 车 ， 前置前驱布置方式； L4 汽油 发动机 ， 最大功率 /转速 78kW/6000rpm， 最大扭矩 /转速 146Nm /3600 rpm； 5 档手动 变速箱 ； 整备质量 1300kg；轮胎规格 185/60 R14； 轴距 2400mm， 轮距 1400mm 主要性能： 最高车上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 23 速 172km/h： 0～ 100 km/h 加速 时间 s； 综合油耗 ： 制动距离 40m（ 100 km/h）。 以此为依据，进行设计计算。 摩擦离合器 后备系数β 后备系数 β 是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择 β 时，应从以下几个方面考虑： （ 1） 摩擦片在使用中有一定磨损后 ，离合器还能确保传递发动机最大扭矩； （ 2） 防止离合器本身滑磨程度过大； （ 3） 要求能够防止传动系过载。 通常轿车和轻型货车 β= ～。 本设计针对于 1300kg 乘用汽车离合器，根据表 离合器后备系数的取值范围 ，并 结合设计实际情况 ， β 可 由 表 β ＝。 表 离合器后备系数的取值范围 车 型 后备系数 β 小轿车 ～ 载货车 ～ 带拖挂的重型车或牵引车 ～ 离合器转矩容量 转矩容量反映的是摩擦所能传递转矩的极限能力而 不一定是它实际传递转矩的大小。 其基本计算公式为 NZRZTT efc  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） 式中 ,Z— 离合器摩擦工作面数 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 24 eR — 有效摩擦半径  — 摩擦因数 N— 压紧力 本设计选用单从动盘，因此离合器工作面数 Z=2。 由于温度等因素造成接触表面的翘曲使正压力分布不均，摩擦系数在各处也不相等，于是提出了另一种模型。 该模型认定压力从 iR 到Ro 递减， 它 是 1/R 的函数，此时认为有效摩擦半径为 )(21 ie RRoR  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） 式中， Ro — 摩擦片外径 iR — 摩擦片内径 将 Ro =250mm, iR =155mm 带入式（ ）中，得 eR = 因选用金属陶瓷作为摩擦片， 金属陶瓷材料 摩擦因数范围为 ～ ，本设计选  =1。 并且初定膜片弹簧压紧力为 8000N。 将上述参数值带入公式 （ ）， 得 mNTc 3240000 理论接合过程滑磨功计算 单位面积的滑磨功常作为评价离合器的一项指标。 为了避免由于接合过程中因人操作不同和工况选择不同而导致不同的计算结果，对滑磨功的理论计算作 三 点假设 ，第一 接合是瞬时完成的，即压盘上的压力在瞬时增至最大值 ，且在滑磨结束前主动部分、从动部分传递转矩始终为 maxlM。 第二 从动轴负载转矩 eNen MMM  ， eNM 为发动机标上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 25 定转矩。 第三 接合前从动轴不转，发动机以 eNe  0 空转， eN 为发动机标定转速。 在上述假设下， )(te 和 )(tn 均呈线性， 则有 )]/1/1)(/11(2/[2 neeN JJW   „„„„„„„„„„„„„„„ „ () 式中， W — 滑磨功  — 离合器储备系数 eJ — 换算到主动盘上的发动机转动惯量 nJ — 换算到从动盘上的机组的转动惯量 eN — 发动机标定转速 初设 eJ = kg m2, nJ = kg m2 将各参数值代入式 ()，得 滑磨功 JW 52 )])((2/[6 0 0 0  离合器磨损寿命计算 摩擦离合器从动盘摩擦片的磨损，是影响离合器使用寿命的主要原因，对于一定的摩擦材料，摩擦片的磨损量与滑磨功的大小有关，但同时受摩擦表面的温度和滑磨速度的影响。 这是相当复杂的问题。 因此，对于汽车离合器磨损寿命里程的计算需要用统计分析的方法解决。 （ 1）汽车一次起步磨耗的体积 )/(39。 3 次mmWIV W „„„„ „„„„ „„„„„„„„„„„ （ ） 式中， 39。 V — 汽车一次起步磨耗的体积 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 26 WI — 磨损率 W— 滑磨功 汽车离合器的最一般数据 JmmI W /10130 36 [18] ，将各参数值带入式（ ）中得 )/(39。 356 次mmV   （ 2）统计出各类汽车在每行驶 1km 期间起步的次数，即所谓汽车离合器的起步频度 an ，如表 所示 表 汽车离合器的起步频度 an 次 /km 汽车类型和使用条件 日本 中国 长距离 牵引车，集装箱汽车等 一般 自卸车，火车，旅游客车等 ~1 市内公交汽车 4~5 根据实际情况，选取 an =4 次 /km （ 3） 计算每公里磨耗的体积 ）（ kmmmnVV a /39。 3 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） 将参数值带入式（ ）得 2 V ）（ kmmm /3 （ 4）摩擦片容许的总磨损量 V  )( 3mmAV  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） 式中， V— 摩擦片容许的总磨损量 A— 摩擦片面积  — 所有摩擦片总的最大容许磨损厚度 上海工程技术大学毕业设计（论文） ESU7160型乘用车离合器及试验方案设计 27 摩擦片面积 222 0 2 0 2) 2 5( mmA   ， mm8  将各参数值带入式（ ）得 32 4 1 6 2 0 2 0 2 mmV  （ 5）磨损使用寿命里程 S )(/ kmVVS  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „。