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【车辆工程专业毕业设计】实用微型客车设计—离合器及操纵机构设计【开题报告+说明书+外文资料及翻译+CAD图纸】【车辆工程专业毕业设计】实用微型客车设计—离合器及操纵机构设计【开题报告+说明书+外文资料及翻译+CAD图纸】

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外文资料译文外文资料译文 1 英文翻译英文翻译 图 2.35 在侧面深度为 8mm 的轮胎摩擦系数取决于不同水平面上的车速。在车速小于 wx,  km/h 时,几乎所有的有影响都无法测试出来;在高速或 3mm 深的水面时,摩擦系数很小,这就 是所谓的滑水现象。 对于不同的路面,水面是一个至关重要的因素(图 2.35) 。滑水现象随着水面的 上升变化就会非常明显。当水面低时,路面仍然起到主导作用,因为粗糙的路面 将会在路的边缘处存大量的水。降雨时,路面的水深一般能达到 2mm,在长时间 下雨或者暴风雨或水坑中,水面深度更深。 对于轮胎来说,轮胎花纹的深度对此影响最大(图 2.47 在不同的车速达到 25km/h 时,在胎面全接触和最小胎面深度为 1.4mm).高压轮胎较小的滚动半径 的轮胎将会导致滑水现象的增强,当对地面压力较大时,这种现象就会更加明显 (图 2.9) 。轮廓半径较大的低压轮胎几乎不会发生滑水现象,这也于轮胎的宽度 有关,尤其是在胎面深度较小时(图 2.19) 。然而很显然最大的影响因素是速度, 尤其是在水层上和胎面花纹深度较低时,这就是降低车速可以减小滑水现象的有 效方法,驾驶员通过降低车速避免此中现象的发生。 2.7.3.3 冰雪路面 类似于滑水现象,冰滑路面上的附着系数较低,尽管它很大程度上取决于冰雪的 冰面的温度,尤其在接近 0℃此种特殊情况发生;在此路况下,轮胎压 图 2.36 冬季冰面温度和车速对 82 系列轮胎摩擦系数的关系图,在 0℃时摩擦系数变化非 wx,  常明显。 缩冰面会形成水,这将导致滑水现象的发生和降低地面附着系数至 ≤0.08(图 2.36) 。在零下 25℃时,这是在北欧国家中一点也不少见的温度。 xw  摩擦系数最大可达到 0.6,摩擦系数和活动摩擦系数相差很大: 0,,, 2~ lwxwx  2.8 侧向力和摩擦系数 2.8.1 侧向力,侧偏角和摩擦系数 滚动车轮受到的侧向力是引起轮胎发生沿斜向方向发生移动的主要原因(所谓的 滑移) ,侧向力有使轮胎在路面垂线方向产生位置偏移的倾向,产生弧形或锥形 外文资料译文外文资料译文 2 效果。由侧向力引起的侧滑将在经后章节讨论。 如果外力作用于车辆的中心位置(例如风或侧向举升起力) ,车轮的侧向 vc F , 力,,和需要取平衡受力(图 2.37) 。为消除这些力 ofWY F ,,,ifWY F ,,,oxWY F ,,,irWY F .,, 的影响,车辆必须改变其行使方向的角度即为侧偏角,侧偏角改变的大小主要 依据轮胎传力特性和外界干扰力。 (图 2.38) vc F , 当车轮转弯时,干涉阻力应该与车辆的指向车辆中心的力相等(离心力) 。 vc F , 等式中车速 单位为 m/s,转弯半径为 R m,沿车辆中心位置发生偏移。 (图v 2.29a)它与车辆质量之间的关系为 (2.8) 离心力或干扰阻力正好与作用在车轮上的侧向力相等。 (图 2.37) (2.8a) 和 联立上面两等式可得 (2-9) 图.2.37 轮胎转移车辆受到得侧向力,车轮绕其轴线发生一个角度得偏转。在车辆转弯时, VY F , 不管是轮胎是否受到的力和离心力,它的侧向力,它的侧向力总是垂直与车轮的中 VY F ,YC F , 心平面。 图 2.38,侧向力越大,轮胎的侧偏角度越大。 WY F ,  图 2.39 转弯时,随着由离心力引起的侧偏力增大大,轮胎的侧偏滑移角度也随着增 YC F ,WY F , 大。 式中 侧向附着系数不仅取决与转弯半径和车速,而且更适合于计算车轮的转向方式。 (见式子 6.13a) 当车辆转弯时,转向速度越快,侧向附着系数越大,侧偏角也越大。 (图 2.39) 2.8.2 车辆的自动回转特性 车辆的自动转向特性描述了在稳定转向时,侧向力和因其所产生的侧偏角比率之 间的关系(转弯半径和行使车速;不包含外力的干扰) 。在车辆不足转向的情况 下,要求前轮轴线的侧偏角大于后轮轴线的侧偏角(图 2.41)在侧向 rf  力加速转弯时,驾驶员需要通过迅速增大方向盘的转角达到转弯的目的。 (见图 5.2)如果前轮的侧偏角和后轮的侧偏角相等时, () ,这是中性转向的特 rf  外文资料译文外文资料译文 3 性。如果车轮的尾部在转弯时向外侧移动,且后轮的侧偏角度大于后轮的侧偏角 度(图 2.42) ,将会发生过多转向。此时,驾驶员必须通过减小方向盘转 rf  角来防止过多转向。 操纵良好的汽车应具备适度的不足转向特性,它具有一定的预期性,不足转 向也我们所要追求的。在正常的行驶工况下 图 2.40 如果在转弯时车辆的转向方式为中性转向。 rf  图 2.41 如果前轮的侧偏角大于后轮的侧偏角,车辆为不足转向。 rf  图 2.42 如果前轮的侧偏角度小于后轮的侧偏角度,车辆为过多转向。在车轮的纵向位置和车 速方向产生的角度用来描述过多转向。 (双向车道,侧向加速速度应低于 6m/s),因此现在对于所有的车辆一般设计成 不足转向。随着侧向车速的增加,不足转向应尽可能呈线性变化,提醒驾驶员转 弯时降低车速来稳定实现转弯。如果在过多转向时,在很高的侧向速度下,车辆 的行驶稳定性下降,行驶位置是不可预料的,缺乏经验的驾驶员很难控制好转向。 为了提高乘座的舒适性,在不同的行驶路况下,车辆的自动回转特性是非常重要 的(四驱车中,车辆将行驶扭距分配给四个驱动轮,在不同的附着系数,加速度 和制动过程中,以及轮胎气压的改变等等) 。 对于典型的关系描述,一般使用车轮转向模型车轮被绘制在车辆的中心位置, 此时不考虑车辆的中心位置(平面模型) 。 对于较大的转弯半径,车轮的方向盘平均转角不大于 5°,它可以被假定 m  为其正弦值与弧度角相等。且此角度与和相等 0  i  由式 3.12 可以推出上面参数与转向角之间的关系式,汽车的转弯半径(图 s D 1.69 和 3.89)和侧偏角为一定的转向车速时: (2-10) 主销偏移半径相对与车轮转弯半径是无关紧要的,可以忽略不计。  r s D 2.8.3 滑动摩擦系数 为确定车辆的转弯方式,底盘工程师需要计算侧向附着力(或附着系数) ,主要 依据侧偏角度和下列限定要素: ·在轮胎承载中心的径向力 ·轮胎压力 外文资料译文外文资料译文 4 ·车轮外倾 ·轮胎型号 这些因素的测量主要是通过操纵试验来确定,在此将侧偏角达到 10°时,轮胎凸 面的摩擦系数=0.8~0.9 设计成最小限定值,更大的角度很难提高其侧向附着 0  系数 (2-13) 要进行各种不同路况下的试验,在这里路况起主导作用。见图 2.43 粗凹不平的 路面,干燥的混凝土路面地面附着系数较大,侧偏角度可以达到 20°,使用此种 方法进行精确计算时,应该把在纵向力(侧偏方向)下的滑移率考虑进去, WY S , 它是一个用侧偏角的正弦值来表示的百分比数。 (2-12) 当侧偏角=10°时,对应的滑移率为=17%,在街道上当=20°时滑移率可 WY S ,  以达到 34%。如果轮胎的侧偏角=90°时,它将沿 90°发生滑移,滑移率 =100%,实际上侧向附着系数一般低于 30% WY S ,loWY,,  (2-13) 将干燥的混凝土路面和沥青路面(图 2.43) ,尤其是在潮湿路面和冰雪路面上, 侧偏角不得大于 10°(=17%) 。 WY S , ①干燥,粗糙的路面②干燥,平滑的路面③雪覆盖路面④结冰路面 图 2.43 侧向附着系数在侧滑角度和不同路况下起主要作用,如 82 系列的轮胎,其轮廓深 WY,  度大约为 90%,冰的温度大约为零下 4℃,径向力保持不断的变化,测量出一个大约的 WZ F , 值。在最大侧偏角度为=20°,在侧滑路面上将会很直观的看出来,随着摩擦系数 WY,  的下降,侧偏角也应随之减小。 WY,  2.8.4 转弯时的侧向力特性 图表 2.44 显示了在一般情况下 82 系列轮胎的受力特性关系曲线。在图中横向力 单位为千·牛顿,侧偏角度是一个主要的影响因素。第二的对应关系大致如图 2.45 所示。这和 72 系列的轮胎大致相似,关系图象以和纵向 WZwYWY FF ,,, / 力作为主要限定因素。图表中不同的曲线反映了在任意点,和的关 WZ F ,WZ F ,WY,  系。的最大值是在当侧偏角最大,径向力最小时。低压轮胎受承载量的影响, WY,  因此在满载时,具有较大的摩擦系数,允许有较大的侧偏角度和转向速度。 根据上述结论,低压胎曾长期应用在赛车和越野车上,在现代轿车上应用也 很普及,例如,一些中档轿车。专门的轿车制造商采用的前后轮胎型号为 185/65 外文资料译文外文资料译文 5 R 15 88H,承载压力为为 2.2 到 2.5 个大气压。在此压力下,承载能力可由图 T p 1.23 和图 2.15 所得 前轮为 505kg,后轮 560kg 图表 5.10 列出了前后轴载荷及车轮载荷的分配的推荐值。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 1 第一章第一章 前言前言 §1.1 概述 对于以内燃机为动力的汽车,离合器在机械传动中是作为一个独立的总成而 存在的,它是汽车传动系直接与发动机相连接的总成。目前,各种汽车广泛使用 摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。离 合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要功用: (1) 汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,确保汽车平稳起步; (2) 在换挡时将发动机与传动系分离,减少变速器中换挡齿轮之间的冲击; (3) 限制传动系所承受的最大转矩,防止传动系各零件因过载而损坏; (4) 有效地降低传动系中的振动和噪声。 §1.1.1 离合器设计的原则 1.在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩,并有适当的转矩储 备; 2.接合时要平顺柔和,以保证汽车起步时没有抖动和冲击; 3.分离时要迅速、彻底; 4.离合器从动部分转动惯量要小,以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击,便于 换挡和减少同步器的磨损; 5.应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果,以保证工作温度不致过高, 延长其使用寿命; 6.应使传动系避免扭转共振,并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力; 7.作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能 小,以保证有稳定的工作性能; 8.操纵轻便、准确,以减轻驾驶员的疲劳; 9.应有足够的强度和良好的动平衡,以保证其工作可靠、寿命长; 10.结构简单、紧凑、质量小,制造工艺性好,拆装、维修、调整方便等。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 2 §1.1.2 离合器的组成 1. 主动部分 主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。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 3-4 个传动片传 递转矩的 2. 从动部分 从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成,它将主动部分通过摩擦传来 的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体,摩擦片和从动盘毂三个基本 部分组成。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. 扭转减振器 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, 带动从动盘本体和与从动盘本体铆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在此得到缓和。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。 为了使汽车能平稳起步,离合器应能柔和接合,这就需要从动盘在轴向具有 一定弹性。为此,往往在动盘本体圆周部分,沿径向和周向切槽。再将分割形成 的扇形部分沿周向翘曲成波浪形,两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相 铆接,这样从动盘被压缩时,压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大,从而 达到接合柔和的效果。 4. 压紧机构 压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成,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、助力机构等组成。 6.离合器的工作原理 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 3 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。 a.结合状态 b.分离状态 图 1-1 离合器工作原理图 由于汽车在行驶过程中,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,套在从动盘毂的环槽中的拨叉便推动从动盘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。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增 大,二者转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时,汽车速度方能与 发动机转速成正比。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 4 第二章 离合器的方案选择 §2.1 离合器的分类 汽车离合器大多是盘式摩擦离合器,按其从动盘数目可分为:单片、双片和 多片三类;根据压紧弹簧布置形式不同可分为:圆周布置、中央布置和斜布置等 形式;根据使用的压紧弹簧不同可分为:圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹 簧离合器;根据分离时所受作用力的方向不同可分为:拉式和推式两种形式。 §2.2 从动盘数的选择 §2.2.1 单片离合器 单片离合器(图 2-1)结构简单,尺寸紧奏,散热良好,维修调整方便,从动 部分转动惯量小,能保证分离彻底,接合平顺。适用于轿车和轻型、微型车。 §2.2.2 双片离合器 双片离合器(图 2-2)摩擦面数是单片离合器的两倍,传递转矩能力较大,但 是中间压盘通风散热性不好,两片起步负载不均,因而容易烧坏摩擦片,分离不 够彻底。此结构一般用于传递转矩较大的场合。 图 2-1 单片离合器 图 2-2 双片离合器 §2.2.3 多片离合器 多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 5 擦表面温度较低、磨损较小,使用寿命长等优点,主要应用于重型牵引车和自卸 车上。 通过以上分析比较,微型客车选用单片干式离合器。 §2.3 压紧弹簧及其布置形式的选择 §2.3.1 圆周布置弹簧离合器 圆周布置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧,其特点是结构简单、 制造容易。为了保证摩擦片上压力均匀,压紧弹簧数目不应太少,要随摩擦片直 径的增大而增大,而且应当是分离杠杆的倍数。其缺点是压紧弹簧直接与压盘接 触,易受热退火,且当发动机转速很高时,圆周布置弹簧由于受离心力作用而向 外弯曲,使弹簧压紧力下降,离合器传递转矩能力也随之降低;弹簧靠到它的定 位面上,造成接触部位严重磨损,甚至会出现断裂现象。 §2.3.2 中央布置弹簧离合器 中央弹簧离合器采用一到两个圆柱螺旋弹簧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,此结构轴向尺寸较大。由于可选用较大的杠杆比,因 此可得到足够的压紧力,且有利于减小踏板力,使操纵轻便。此外,压紧弹簧不 与压盘直接接触,不会使弹簧退火,通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调 整。这种结构多用于重型汽车上。 §2.3.3 斜布置弹簧离合器 斜布置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上,并通过压杆作用在压盘 上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时,压盘所受的力几乎保 持不变。与上述两种离合器相比,具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。 此结构在重型汽车上已有采用。 §2.3.4 膜片弹簧离合器 膜片弹簧离合器(图 2-3)中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧,主 要由碟簧部分和分离指组成。 1.优点 它与其它形式的离合器相比具有以下一系列优点: 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 6 1)弹簧具有较理想的非线性特性(如图 2-4) ,弹簧压力在摩擦片允许磨损范 围内基本不变(从安装工作点 B 变化到 A 点) ,因而离合器工作时能保持传递转矩 大致不变;对于圆柱螺旋弹簧,其压力大大下降(从 B 点变化到 C 点) 。离合器 分离时,弹簧压力有所降(从 B 点变化到 C 点) ,从而降低了踏板力;对于圆柱螺 旋弹簧,压力则大大增加(从 B 点变化到 C 点) 。 2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,使结构简单紧凑,轴向尺寸小, 零件数目少,质量小。 3)高速旋转时,弹簧压紧力降低很少,性能稳定;而圆柱螺旋弹簧压紧力明 显下降。 4)由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触,故其压力分布均匀,摩擦片磨损均 匀,使用寿命长。 5)易于实现良好的通风散热,使用寿命长。 6)平衡性好。 7)有利于大批量生产,降低制造成本。 2.缺点 1)制造工艺复杂,对材质和尺寸精度要求高。 2)非线性特性不易控制,开口处容易产生裂纹,端部容易磨损。 图 2-3 膜片弹簧离合器 图 2-4 膜片弹簧工作点位置 近年来,由于材料性能的提高,制造工艺和设计方法的逐步完善,膜片弹簧 的制造已日趋成熟,因此,膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用,而且在轻、 中、重型货车以及客车上也被广泛采用。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 7 §2.3.5 膜片弹簧的支承形式 图 2-5 推式膜片弹簧双支承环形式 本次设计采用的是推式膜片弹簧, (图 2-5)是推式膜片弹簧的三种支承形式, 图 2-5a)用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起,结构 简单;图 2-5 b)在铆钉上装硬化衬套和刚性档环,提高了耐磨性,延长了使用寿命, 但结构较复杂;(图 2-5 c)取消了铆钉,在离合器盖内边缘上伸出许多舌片,将膜 片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起,使结构紧凑、简化,耐久性良好, 应用日益广泛。设计中采用了图 2-5 a)支承形式。 §2.3.6 压盘的驱动方式 压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等 多种。前三种的缺点是在连接件之间都有间隙,在传动过程中将产生冲击和噪声, 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。弹性传动片式 是近年来广泛采用的驱动方式,沿圆周切向布置三组或四组薄弹簧钢片两端分别 与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联结。 (图 2-2) ,传动片的弹性允许其做轴向移动。 当发动机驱动时,传动片受拉,当拖动发动机时,传动片受压。弹性传动片驱动 方式结构简单,压盘与飞轮对中性能好,使用平衡性好,工作可靠,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。 综上所述,本次设计的微型客车的离合器为推式膜片弹簧离合器。力求结构 简单,工作可靠,降低成本。 第三章第三章 离合器主要参数的选择与计算离合器主要参数的选择与计算 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 8 §3.1 离合器主要参数的选择 摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面之间的摩擦力矩来传递发动机 转矩的。离合器的静摩擦力矩为: c T (3-1) 式中,为静摩擦力矩; c T 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;F 为摩擦片的平均摩擦半径; c R 为摩擦面数,是从动盘数的两倍。Z 假设摩擦片上工作压力均匀,则有 (3-2) 式中,为摩擦面单位压力,为一个摩擦面的面积;为摩擦片外径;为摩 0 p ADd 擦片内径. 摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀的假设,可表示为 c R (3-3) 当d/D≥0.6时,Rc可相当准确地由下式计算 (3-4) 4 dD Rc   将式(3-2)与式(3-3)代 入式(3-1)得 (3-5))1 ( 12 33 0 cDfzpTc  式中, 为摩擦片内外径之比,,一般在 0.53~0.70 之间。 cD d c  为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩,设计时 应大于发动机最大转矩,即 c T (3-6) maxec TT 式中,为发动机最大转矩;β为离合器的后备系数,定义为离合器所能传递的 maxe T 最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比,β必须大于 1。 cc fFZRT  4 )( 22 00 dD pApF    )(3 22 33 dD dD Rc    车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 9 离合器的基本参数主要有性能参数β和,尺寸参数、和摩擦片厚度 0 p Dd 以及结构参数摩擦面数和离合器间隙,最后还有摩擦系数。 bZt f 1.后备系数β 后备系数β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,应考虑以下几点: 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,β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,β又不宜选取太大; 当发动机后备功率较大、使用条件较好时,β可选取小些;当使用条件恶劣,需 要拖带挂车时,为提高起步能力、减少离合器滑磨,β应选取大些;货车总质量 越大,β也应选得越大;采用柴油机时,由于工作比较粗暴,转矩较不平稳,选 取的β值应比汽油机大些;发动机缸数越多,转矩波动越小,β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β值可比螺旋弹簧离合 器小些;双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车离合器的β值见表3-1 表 3-1 离合器后备系数β的取值范围 车型后备系数β 乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20~1.75 最大总质量为6~14t商用车1.50~2.25 挂车1.80~4.00 2.单位压力 0 p 单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响,选取时应考虑离合器 0 p 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,p0应取小些;当摩擦片外径较大 时,为了降低摩擦片外缘处的热负荷,p0应取小些;后备系数较大时,p0可适当 增大。 当摩擦片采用不同的材料时,取值范围见表 3-2 表 3-2 摩擦片单位压力 p0的取值范围 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 10 摩擦片材料单位压力p0(Mpa) 模压0.15~0.25 石棉基材料 编织0.25~0.35 铜基 粉末冶金材料 铁基 0.35~0.50 金属陶瓷材料0.70~1.50 3. 摩擦片外径、内径和厚度 Ddb 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定,发动机最大转矩已知,结合式 maxe T (3-5)和式(3-6),适当选取后备系数β和单位压力,即可估算出摩擦片外径。 0 p (3-7) 3 3 0 max )1 ( 12 cfzp T D e     摩擦片外径(mm)也可根据发动机最大转矩(N·m)按如下经验公式选用 D maxe T (3-8) 式中:为直径系数,取值范围见表 3-3 D K 表 3-3 直径系数的取值范围 D K 车型 直径系数 D K 乘用车 14.6 16.0~18.5(单片离合器) 最大总质量为 1.8~14.0t 的商用车 13.5~15.0(双片离合器) 最大总质量大于 14.0t 的商用车22.5~24.0 在同样外径时,选用较小的内径d 虽可增大摩擦面积,提高传递转矩的能 D 力,但会使摩擦面上的压力分布不均匀,使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大 而造成摩擦面磨损不均匀,且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符 合尺寸系列标准GB5764—86《汽车用离合器面片》,所选的应使摩擦片最大圆 D 周速度不超过65~70m/s,以免摩擦片发生飞离。 摩擦片的厚度 b 主要有 3.2mm、3.5mm 和 4.0mm 三种。 4.摩擦因数、摩擦面和离合器间隙 f Zt 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑 磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料 等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度影响较大,而粉 maxe D TKD  车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 11 末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数 f的取值范围见表 3-4 表 3-4 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 f 摩擦片材料摩擦因数 f 模压0.20~0.25 石棉基材料 编织0.25~0.35 铜基0.25~0.35 粉末冶金材料 铁基0.35~0.50 金属陶瓷材料0.70~1.50 摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍,决定于离合器所需传递转矩的大小及 其结构尺寸。 离合器的间隙是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到极 t 限位置时,为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合,在分离轴承和分 离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙一般为 1.5~3mm。 t §3.2 离合器主要参数的计算 §3.2.1 离合器主要参数的选择与计算 根据以上离合器主要参数的选择的依据的条件,本设计离合器采用模压石棉 基材料初选取各参数为: =0.20, =0.18×106MPa,=2, b =3.5mm, f 0 p Z 由已知条件:=52 N·m, maxe T min/5500,0270 . 0 ,1400,647 . 3 ,598 . 5 max10 rnmrkgmiii eragg  1.摩擦片外径D、内径d 由式(3-8)知: ==105.28mm maxmineD TKD52 6 . 14 由于摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD不超过65~70m/s,即 (3-9) /70~6510 60 3 max smDnv eD    mm ne D 20.243 550014 . 3 6010706010 D 3 max 3 max         车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 12 则D的取值范围为:105.28mm < D +40mm 可得 210~250>250~320 >325 2 0 10][   c T 0.280.300.350.40 7) 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨,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。 (3-10) ][ )( 4 22      dDZ W 式中,ω 为单位摩擦面积滑磨功(J/mm2); [ω]为其许用值(J/mm2),对于轿车:[ω] =0.40J/mm2;对于轻型货车 [ω]=0.33J/mm2;对于重型货车:[ω]=0.25J/mm2。由下式: (3-11) 1800 22 0 22 2 g re ii marn W   可算出,式中,W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J), 为汽车总质量(kg); =1400kg a m a m 为轮胎滚动半径(m); =270mm r r r r 为起步时所用变速器挡位的传动比; ==3.647 g i g i 1g i 为主减速器传动比; =5.598 0 i 0 i 为发动机转速(r/min),计算时轿车取2000r/min,货车取1500r/min。 e n 则由式(3-11)得: J ii rmn W g rae 94.5364 647 . 3 598 . 5 1800 270 . 0 1400200014 . 3 1800 22 222 22 0 22 2    =  由式(3-10)得: =0.25J/mm2][mmJ2037 . 0 )125180(214 . 3 94.53644 )( 4 2 2222       == dDZ W 第第四四章章 膜膜片片弹弹簧簧的的设设计计与与计计算算 §4.1 膜片弹簧的尺寸选择 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 15 §4.1.1 膜片弹簧的尺寸选择依据 图 4-1 膜片弹簧的尺寸简图 膜片弹簧的主要参数: 膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H; 膜片弹簧钢板厚度 h ; 自由状态下碟簧部分大端半径 R; 自由状态下碟簧部分小端半径 r ; 自由状态时碟簧部分的圆锥底角 α; 分离指数目 n 等,见图 4-1。 1.比值H/h和h的选择 比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由图 4-2 可知,当H/h 时,F1 = ƒ(λ1)有一极大值和一极小值;当H/h =时,F1= ƒ(λ1)222 的极小值落在横坐标上。为保证离合器的压紧力变化不大和操纵方便,离合器膜 片弹簧的H/h一般为 1.5~2.5,板厚为 2~4mm。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 16 图 4-2 膜片弹簧的弹性特性曲线 2.比值R/r和R 、r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 误差的影响较大,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。为使摩擦片上压力分布较均匀,推式膜片弹簧的 R 值应取为大于或等 于摩擦片的平均半径,拉式膜片弹簧的 r 值宜取为大于或等于。 c R c R 3.α的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切,α=arctan /(R- r)≈H/(R-r)。一般在 9°~15°范围内。 4.膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线,如图 2-4 所示。该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧 的压平位置,而且=(+)/2。新离合器在接合状态时,膜片弹簧工作点 H1  M1  N1  B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间,且靠近或 H 点处,一般=(0.8~1.0),以 B1  H1  保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大。当分离时,膜  B F1 A F1 片弹簧工作点从B变到C,为最大限度地减小踏板力,C点应尽量靠近N点。 5.分离指数目n的选取 分离指数目n常取为 18,大尺寸膜片弹簧可取 24,小尺寸膜片弹簧可取 12。 6.膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径的确定 0 r f r 由离合器的结构决定,其最小值应大于花键的外径,应大于。 0 r f r 0 r 7.切槽宽度、及半径 的确定 1  2  e r =3.2~3.5mm, =9~10mm,的取值应满足 r-re≥ 1  2  e r 2  §4.1.2 膜片弹簧基本尺寸的选择 根据上述依据,选择膜片弹簧的基本尺寸如下表所示: 表 4-1 膜片弹簧的基本参数 膜片弹簧碟簧大端 半径R 87㎜ 膜片弹簧碟簧部支承外 径R1 86㎜ 膜片弹簧碟簧部分内截 锥高H 3.6㎜ 膜片弹簧碟簧部分 内径r 66㎜ 膜片弹簧碟簧部分支承 内径r1 67㎜ 膜片弹簧板厚h 2 ㎜ 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 17 膜片弹簧小端半径 0 r 20㎜ 分离指数n 18 切槽宽 1  3.2㎜ 分离轴承作用半径 f r 23㎜ 窗孔槽距膜片弹簧中心 半径 e r 56㎜ 窗孔槽宽 2  10 ㎜ §4.2 膜片弹簧的优化设计 通过确定一组弹簧的基本参数,使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要 求,而且弹簧强度也满足设计要求。 1. 目标函数 关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种: 1) 弹簧工作时的最大应力为最小。 2) 从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。 3) 在分离行程中,驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。 4) 在摩擦片磨损极限范围内,弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。 5) 选 3)和 4)两个目标函数为双目标。 选取 5)作为目标函数,通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛 盾,并用转换函数将两个目标合成一个目标,构成统一的总目标函数。 (4-1))()()( 2211 xfxfxf 式中,和分别为两个目标函数和的加权因子,视设计要求选定。 1  2 )( 1 xf)( 2 xf 2. 设计变量 通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F1集中在支承点处,加载点间的相对 轴向变形为 λl(图 4—3b),则有关系式 (4-2) 式中,E为材料的弹性模量,对于钢E =2.1×106 ;μ为材料的泊松比;对于钢 μ=0.3 ,H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度(mm) ;h弹簧钢板厚度 (mm) ;R、r为碟簧部分大、小端半径(mm) ;R1、r1为压盘加载点和支承环加载                                           2 11 1 11 1 2 11 2 1 11 2 /ln 16 h rR rR H rR rR H rR rREh fF      车辆与动力工程学院毕业
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本文标题:【车辆工程专业毕业设计】实用微型客车设计—离合器及操纵机构设计【开题报告+说明书+外文资料及翻译+CAD图纸】
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旋风陀螺上传于2016-04-25
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