车辆工程毕业设计论文-东风eq1181w型载货汽车双片离合器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风eq1181w型载货汽车双片离合器设计(编辑修改稿)内容摘要：

的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管（或硬管）通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的空间供储存润滑油。 为例保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。 10 离合器的散热通风 试验表 明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过200~180 176。 C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在 180176。 C 以下。 在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到C1000。 过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。 为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。 改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或 鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。 本章小结 本章 设计 对 变速 器型式确定中主要从 从动盘的数目 、 压紧弹簧的结构形式及布置 、压盘的驱动方式 、 分离杠杆的结构形式， 从而确定逐步给出 离合器 各个总成的基本结构，分析了 离合器 总成结构组成。 基本确定了 离合器的设计方案。 11 第 3 章 离合器基本参数的设计计算及选择 离合器 基本 参数的选择 东风 EQ1181W 型载货汽车原始数据。 离合器原始数据 发动机最大扭矩 离合器形式 双片 摩擦片最大外径 395mm 发动机最高转速 2900r/min 采用双片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦 力矩 cT 应大于发动机最大扭矩 maxeT。 摩擦片的静压力： maxeC TT  () 式中  —— 离合器后备系数（ 1 ） 12 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  时，应该考虑到以下几点： (1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地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，需要拖带挂车时，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，  也应该选取得越大；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。 表 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数  乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 ～ 最大总质量为 6～ 14t 的商用车 ～ 挂车 ～ 取  =3 故 mNTC *2100 计算离合器的外径 D 同时参考经验公式 ()： ATAD em ax100 () 式中： A—— 参考 系数 ； D—— 摩擦片外径； 13 Temax—— 发动机最大转矩； 轿车取 47；货车：单片离合器取 30~40，双片离合器取 45~55；自卸车、使用条件恶劣的货车取 19。 取 A=55。 表 离合器摩擦片尺寸系列和参数 厚度 /mm 4 4 DdC 单面面积 F/cm2 160 221 302 402 466 546 678 729 外径 D\mm 200 225 250 280 300 325 350 380 内径 d\mm 140 150 155 165 175 190 195 205 取 A=55 计算得 到 D=358mm。 D 取 350mm。 根据表 选取摩擦片参数 ： d=195mm； h=4mm； Dd =； F=678 cm2。 摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。 可由表 查得 ： 表 离合器尺寸选择参数表 摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 Temax/Nm 双片 离合器 重 负 荷 中等负荷 极 限 值 350 680 800 930 380 820 950 1100 410 980 1150 1320 14 表 摩擦材料的摩擦因 数的取值范围 摩擦材料 摩擦因数 f 石棉基材料 模压 ～ 编织 ～ 粉末冶金材料 铜基 ～ 铁基 ～ 金 属陶瓷材料 取 f =， 离合器的静摩擦力矩为： maxeC TT  0p =  33 max112 CfzD Te  （ ） 式中 ： Z—— 为摩擦面数 ，是 离合器从动盘数的两倍 ，双片为 4； 0p —— 为摩擦表面所承受的单位面积上的压力。 得 0p = Mpa。 表 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力0p /MPa 石棉基材料 模压 ~ 编织 ~ 粉末冶金材料 模压 ~ 编织 金属陶瓷材料 ~ 0p 在 ～ 内。 压紧弹簧的设计计算 15 簧沿着圆周压紧弹布置时通常都用圆柱螺旋弹簧。 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，在不知圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均布于分离杆之间。 对轻、中型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过 （ 600～ 700）N， 而对大型汽车来说不应超过 1000N。  PfZT C Rm N M 式中 : P —— 为作用在摩擦面上的总压紧力 ； Rm —— 为摩擦片平均摩擦半径。 Rm = (D+d)/4=(350+195)/4= P = 在周置弹簧离合器中一般采用 3~6 个分离杠杆，本次设计采用分离杠杆为 4 个，用 20 个弹簧。 表 离合器压簧数据 工作 压力 P/N 弹簧外径 D/mm 钢丝 直 径d/mm 工作高度H/mm 自由 高 度H0/mm 总圈数 n 有效圈数 i 弹簧刚度K/(N/mm) 最大应力τ/MPa 390 27 40 58 438 417 554 441 27 40 58 8 216 623 490 27 40 58 417 435 962 540 30 40 62 217 6 697 590 30 40 62 7 215 760 640 30 40 62 417 435 825 690 27 40 62 218 7 805 735 27 40 62 8 216 864 16 785 30 42 64 218 7 715 835 30 42 64 8 216 760 980 30 42 64 437 416 803 弹簧钢丝外径 =30mm； 钢丝直径 =； 工作高度 =42mm； 自由高度 =64mm； 总圈数 = 437 ； 有效圈数 = 416 ； 弹簧刚度 = N/mm； 最大应力 =803 MPa。 校核单个弹簧压力： ZPP / （ ） 式中 ： Z—— 离合器压簧数目。 算得 P= N＜ 1000 N，认为合适。 扭转减震器的参数选择与设计计算 扭转减振器主要参数的选择 减震器极转矩 Tj=(～ )Temax 式中 ： Temax—— 发动机最大转矩 ； Tj—— 极限转矩。 取 Tj=，则 Temax=910N*m。 摩擦转矩 ： m a x  ef TT Nm； 预紧转矩 ： 91 fy TT Nm； 极限转角 ： 12~3j 176。 ； 17 扭转角刚度 ： 910013  ja TC Nm/rad。 减震弹簧设计 1． 减振弹簧的安装位置 2)~(0 dR  ， 结 合 502 0  Rd mm，得 0R 取 70mm， 则 dR。 2． 全部减振弹簧总的工作负荷 ZP 130000  RTP jZ N 3。