汽车传动系统毕业设计说明书.docx

1绪论
1.1引言
目前来说我国的汽车产业发展很快，2009年我国汽车出产量达到一千余万辆，列世界第一位，与2008年相比增加了48%。我国可以说是世界汽车生产大国，但不是汽车强国，外来品牌占据着我国汽车的大部分。我国在汽车的诸多领域跟发达国家有较大差距。
进入21世纪，国内外环境发生了深刻变化，中国汽车工业既有良好的发展机遇，又面临着严峻挑战，同时一些深层次的矛盾和问题也逐渐暴露出来。要促进汽车工业的健康发展，需要有一个具有创新性、前瞻性、科学性，并具有指导意义的产业政策。国家发展改革委员会于2004 年6 月1日正式颁布实施《汽车产业发展政策》。
汽车一般由发动机、底盘、车身和电气设备等四个基本部分组成。汽车底盘一直是我国汽车发展的弱项，许多外来品牌在我国制造汽车时都从国外运进汽车底盘。传动系统是汽车底盘的主要组成部分之一，也是我们需要发展和创新的部分
1.2课题来源与背景
“汽车”（auto，automobile,) 　　英文原译为“自动车”，在日本也称“自动车”（日本汉字中的汽车则是指我们所说的火车）其他文种也多是“自动车”，只有中国例外。 按照国家最新标准GB/T 3730.1—2001对汽车的定义：由动力驱动，具有四个或四个以上车轮的非轨道承载的车辆，主要用于：载运人员和(或)货物；牵引载运人员和(或)货物的车辆；特殊用途。本术语还包括：a)与电力线相联的车辆，如无轨电车；b)整车整备质量超过400kg的 三轮车辆。
汽车在1898年以前，发动机动力输出后直接通过齿轮传给驱动轴，因而限制了发动机的安装位置只能紧靠驱动轮轴，使汽车的造型设计产生了困难。法国雷诺汽车公司的创始人路易斯•雷诺，通过多年的苦心钻研和实验，终于试制出了万向节和差动轴齿轮，从而解决了发动机动力必须紧靠驱动轮轴安放的限制。1898年，雷诺将公司的雷诺Dion汽车由三轮改装成四轮微型汽车，并将万向节和差动轴齿轮第一次装上汽车。正因为万向节的发明，才有了今天的前置后驱动，后置前驱动汽车，它标志着汽车传动技术走向成熟。
为降低汽车的燃油消耗量和减少尾气排放,优化匹配动力传动系统是一个较好的途径。汽车的动力性、燃油经济性和排放特性的好坏在很大程度上取决于发动机的性能和传动系形式及参数的选择和汽车动力传动系统合理匹配的程度。
汽车发动机所发出的动力靠传动系传递到驱动车轮。传动系具有减速、变速、倒车、中断动力、轮间差速和轴间差速等功能，与发动机配合工作，能保证汽车在各种工况条件下的正常行驶，并具有良好的动力性和经济性。 主要是由离合器、变速器、万向节、传动轴和驱动桥等组成。
1.3传动系统相关介绍
（1）机械式传动系一般组成及布置示意图

1-离合器 2-变速器 3-万向节 4-驱动桥 5-差速器 6-半轴 7-主减速器 8-传动轴
　图为传统的发动机纵向安装在汽车前部，后桥驱动的4×2汽车布置示意图。发动机发出的动力经离合器、变速器、万向传动装置传到驱动桥。在驱动桥处，动力经过主减速器7、差速器5和半轴6传给驱动车轮。
（2）典型液力机械传动示意图
　液力传动（此处单指动液传动）是利用液体介质在主动元件和从动元件之间循环流动过程中动能的变化来传递动力。液力传动装置串联一个有级式机械变速器，这样的传动称为液力机械传动。

1-液力变矩器 2-自动器变速器 3-万向传动 4-驱动桥 5-主减速器　6-传动轴
静液式传动系示意图

1-离合器 2-油泵 3-控制阀 4-液压马达 5-驱动桥 6-油管
液压传动也叫静液传动，是通过液体传动介质静压力能的变化来传递能量。主要由发动机驱动的油泵、液压马达和控制装置等组成。液压传动也叫静液传动，是通过液体传动介质静压力能的变化来传递能量。主要由发动机驱动的油泵、液压马达和控制装置等组成。 （3）混合式电动汽车采用的电传动

1-离合器 2-发电机 3-控制器 4-电动机 5-驱动桥 6-导线
电传动是由发动机驱动发电机发电，再由电动机驱动驱动桥或由电动机直接驱动带有减速器的驱动轮。
1.4汽车传动系统的分布形式
1.前置后驱—FR：即发动机前置、后轮驱动
　　这是一种传统的布置型式。国内外的大多数货车、部分轿车和部分客车都采用这种型式。
2.后置后驱—RR：即发动机后置、后轮驱动
　　在大型客车上多采用这种布置型式，少量微型、轻型轿车也采用这种型式。发动机后置，使前轴不易过载，并能更充分地利用车箱面积，还可有效地降低车身地板的高度或充分利用汽车中部地板下的空间安置行李，也有利于减轻发动机的高温和噪声对驾驶员的影响。缺点是发动机散热条件差，行驶中的某些故障不易被驾驶员察觉。远距离操纵也使操纵机构变得复杂、维修调整不便。但由于优点较为突出，在大型客车上应用越来越多。
3.前置前驱—FF：发动机前置、前轮驱动
　　这种型式操纵机构简单、发动机散热条件好。但上坡时汽车质量后移，使前驱动轮的附着质量减小，驱动轮易打滑；下坡制动时则由于汽车质量前移，前轮负荷过重，高速时易发生翻车现象。现在大多数轿车采取这种布置型式。
4.越野汽车的传动系
越野汽车一般为全轮驱动，发动机前置，在变速箱后装有分动器将动力传递到全部车轮上。目前，轻型越野汽车普遍采用4×4驱动型式，中型越野汽车采用4×4或6×6驱动型式；重型越野汽车一般采用6×6或8×8驱动型式。
1.5传动系统的功用
1）减速增矩
发动机输出的动力具有转速高、转矩小的特点，无法满足汽车行驶的基本需要，通过传动系统的主减速器，可以达到减速增矩的目的，即传给驱动轮的动力比发动机输出的动力转速低，转矩大。
2）变速变矩
􀂄 发动机的最佳工作转速范围很小，但汽车行驶的速度和需要克服的阻力却在很大范围内变化，通过传动系统的变速器，可以在发动机工作范围变化不大的情况下，满足汽车行驶速度变化大和克服各种行驶阻力的需要。
3）实现倒车
􀂄 发动机不能反转，但汽车除了前进外，还要倒车，在变速器中设置倒档，汽车就可以实现倒车。
4）必要时中断传动系统的动力传递
􀂄 起动发动机、换档过程中、行驶途中短时间停车（如等候交通信号灯）、汽车低速滑行等情况下，都需要中断传动系统的动力传递，利用变速器的空档可以中断动力传递。
5）差速驱动
􀂄 在汽车转向等情况下，需要两驱动轮能以不同转速转动，通过驱动桥中的差速器可以实现差速功能。
1.6汽车传动系统的发展现状
当今世界汽车工业发展迅速，汽车地盘是汽车的重要组成部分，而汽车的传动系统则是汽车地盘的主要组成部分之一。
目前来说，汽车的传动系统的发展是很快的。传动系统出现了多种形式、布置方式及驱动形式；各种零部件也有很多种类及形式。发展思路较为扩散，成果较为显著。
其中，机械式、液力式和电力式三种传动系统。机械式是一种传统的传动方式，使用较为普遍、广泛，技术比较成熟，可以应用于各种各样的车型及情况。
液力式是一种新形式的传动方式，作为后出现的，拥有一定的优势，多应用于轿车上。相比于机械式有：
（1） 操作方便，消除了驾驶员换挡技术的差异性。
（2） 有良好的传动比转换性能，速度变换不仅快而且连续平稳，从而提高了乘坐舒适性；并对今后进入家庭和非职业驾驶员化有重要意义。
（3） 减轻驾驶员疲劳，提高行车安全性。
（4） 降低排气污染。
其主要缺点：结构复杂，造价高，传动效率低。
电力式主要应用于电液混合式汽车当中，是当今国际社会所推荐倡导的，也是新能源技术发展的重要的组成部分之一。它符合大家所希望达到的排放标准，具有绿色环保节能等优势。但目前来说技术不成熟，应用困难，价格较高，经济适用性差，节省下来的钱还不够买这套装置，推广起来较为困难，需要改进。
近些年来，在机械式基础上发展出新型机械式无级变速器，早期机械式无级变速器由于摩擦因数及零件承受单位压力的限制，以及工艺和控制等问题，不能专递较大的功率。20世纪70年代中后期，荷兰VDT公司研究成功了金属带式无级传动（CVT），于1987年开始投放市场，世界上大约有120万辆车装备了这个系统。
驱动方式分为两驱（2WD），全驱（nWD）。其中全驱（nWD）有4WD,6WD,8WD等，多用于野车等特殊车种。
布置方式有前置前驱，前置后驱，后置后驱，中置后驱。全轮驱动五种。
1.7当前存在的问题
（1） 对发动机性能的辅助改善
（2） 燃油的经济性
（3） 对材料的应用性能要求越来越高
（4） 新型技术开发和应用的不成熟
（5） 传动系统的结构发展对汽车总体结构的影响
（6） 良好的动力性
（7） 设计制造诸多细节需要改善
1.8关于相关问题的一些解决方法
（1）优化匹配动力传动系统是一个较好的途径。汽车传动系参数的优化设计研究的关键是确定汽车动力传动系统匹配的评价指标。①研究发动机排放与动力传动系匹配间的定量关系,通过典型工况的统计测定来建立考虑排放性能的汽车动力传动系统最优匹配评价指标。②重视各类车型在典型道路上行驶工况的统计测定工作,以便制定能充分反映汽车实际行驶工况的多工况循环模式。③在汽车动力传动系参数的优化计算中,使用者须根据汽车的设计要求给定各分目标函数的加权因子,这要求对各种不同车型的加权因子进行系统研究。④重视各种先进的优化计算方法在传动系参数优化计算中的应用。⑤重视实用化的研究,编制汽车传动系参数优化设计的专用软件和系统。
（2）开发新型材料，并投入到实际生产当中。很多机械行业在目前的系统和零件在达不到使用要求时，都会考虑材料的问题，当前课题也适应于这个办法。可以进行新型材料的开发，或对原有的材料进行改善。我国的材料比较落后，我国急需材料科研人员的努力。
（3）细化机械设计，即零部件等基本组成的细节优化。充分利用机械学科的基础进行扩散设计，形成树状设计。
（4）向对于汽车总体结构的优化设计。
（5）许多现有新技术的成熟化

2 发动机选择及离合器设计
所设计的汽车的重量为1.1吨，驱动形式为发动机前置后轮驱动，汽车的最高时速为。查相关资料，以同悦RS 2010款 RS 1.3L 舒适型MT汽车作为参考，进行设计。
2.1 发动机最大功率
汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的功率值。发动机功率越大，动力性能就越好，粗略估计发动机功率时，可根据所要求的最大车速来确定，即：

式中 最大功率，；
传动系效率，取；
重力加速度，；
滚动阻力系数，轿车，这里取高速公路最高时速120，计算得；
空气阻力系数，轿车取0.4—0.6。取0.4；
汽车正面投影面积，
，汽车总宽，对于该汽车：；
汽车总高，。
所以：
最高车速，；
汽车总质量，。
将以上数据代入：

2.2 发动机型号确定
根据以上数据，并结合同类型汽车所选择的发动机型号，我们将该车型的发动机型号定为：4G13。
4G13发动机的参数如表2—1：
额定转速下功率（） 73/6000
最大扭矩（） 126/4000-4500

2.3从动盘数及干、湿式的结构型式
2.3.1单片干式摩擦离合器
单片干式摩擦离合器结构简单，方便调整，轴向尺寸紧凑，分离较为彻底，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平顺接合。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应用。当转矩更大时可采用双片离合器。
2.3.2双片干式摩擦离合器
双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸小，踏板力较小。但轴向尺寸加大，结构更为复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当，分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递转矩大且径向尺寸受到限制时。
2.3.3多片湿式离合器
摩擦面更多，接合更加平顺柔和，摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程较大、分离也不彻底，特别是在冬季油液粘度增大时，轴向尺寸大，从动部分的转动惯量大，故过去未得到广泛应用。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型汽车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出5～6倍。
2.4压紧弹簧的结构型式及布置
离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：
2.4.1周置弹簧离合器
置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在两个同心的圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛应用于各种类型的汽车上。由于现代轿车发动机转速的提高(最高转速高达5000～7000r／min或更高)，在高转速离心力的作用下，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，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损，甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍广泛采用。
2.4.2中央弹簧离合器
采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用1～2个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合器接触面上，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，并按杠杆比放大，因此可用较小力量的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵更为轻便。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，但其制造却很困难，故中央弹簧离合器多用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。
2.4.3斜置弹簧离合器
斜置弹簧离合器是重型汽车上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（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用在传力套上，后者再推动压杆，并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而余弦值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出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％。
2.4.4膜片弹簧离合器
图2.1 膜片弹簧离合器结构图

图2.1为膜片弹簧离合器的结构图。膜片弹簧离合器有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵更为轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；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，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。
膜片弹簧离合器在轿车及微型、轻型客车上得到了广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。国外已设计生产了传递转矩为80～2000N·m，最大摩擦片外径达420mm的膜片弹簧离合器，广泛应用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至有些总质量达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是采用推式结构。当前，膜片弹簧离合器的推式操纵已为拉式操纵结构所取代。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、拆装方便；膜片弹簧的应力分布也得到很大改善，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。拉式杠杆比大于推式杠杆比，传动效率更高，使用寿命更长，它的分离与分离轴承套筒总成装在一起，需专门分离轴承，结构复杂。而在推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。推式膜片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。
2.5从动盘的结构型式
简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时应用于重型汽车，尤其是双片离合器中。
轿车一般采用带扭转减振器的从动盘。从动片与花键毂间一般通过减振弹簧相联，具有切向弹性以消除高频共振，并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘间有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后，起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，用来吸收部分能量、衰减低频振动。扭转减振器按发动机及传动系专门设计并经试验后修正，则可得到最佳减振、降噪效果。带有线性弹性特性的扭转减振器，减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成，常用于汽油机汽车。柴油机怠速旋转不均匀度大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二级或三级非线性扭转减振器可使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速器怠速噪声。
为了使离合器接合更为平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开T形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合更为平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲，其缺点是难以保证每片扇形部分的刚度完全一致。这就是整体式弹性从动片。
分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆接在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成的，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为0.7mm)，故这种结构更容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。
在载货汽车上常采用一种所谓的组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则铆接在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说，这种结构也可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm时，则从动片仍可采用前两种结构。
2.6所选离合器的结构型式
本次毕业设计所选离合器的型式是单片干式摩擦离合器，采用膜片弹簧作为压紧弹簧，采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片）
2.7离合器基本参数的确定
在初步确定离合器的结构形式（如单片干式、采用有机面片、膜片弹簧等）之后，就要确定基本结构尺寸及参数：摩擦片外径D、单位压力p0和后备系数β。
在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对其有重大影响：
（1） 发动机最大转矩 ；
（2） 整车总质量 ma ；
（3） 传动系总的速比（变速器传动比×主减速器速比）i∑ ；
（4） 车轮滚动半径 rk 。
离合器的基本参数主要有性能参数β和p0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b
2.7.1离合器后备系数β
显然，为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取过小；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可选取小一些；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。
汽车离合器的后备系数β推荐如下（供参考）：
小轿车：β=1.20～1.3 ；
载货车：β=1.7～2.25 ；
带拖挂的重型汽车或牵引车：β=2.0～3.0。
国外对小轿车的离合器推荐其后备系数β值为1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。
2.7.2单位压力p0
单位压力p0对离合器工作性能和使用寿命有着很大影响，选取时应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，加应取小些；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，可适当增大p0。
当摩擦片采用不同材料时，p0按下列范围选取：
石棉基材料 p0=0.10～0.35MPa
粉末冶金材料 p0=0.35～0.60MPa
金属陶瓷材料 p0=0.70～1.50MPa
2.7.3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。发动机转矩是重要参数，当按发动机最大转矩Temax（N·m）来选定D时，有下列经验公式参考：
（2.1）
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。
按初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2为我国摩擦片尺寸的标准。
表2-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
c=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1- c3
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积/cm2
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037
c为摩擦片内、外径之比，c=d/D，一般在0.53～0.70之间。
对摩擦片的厚度h,我国已规定了3种规格：3.2mm，3.5mm和4mm。
2.7.4所选离合器基本参数的确定
本次毕业设计所选离合器的基本参数确定：
汽车发动机最大转矩=126N·m ，根据经验公式

初选摩擦片外径D，小轿车A=47，则摩擦片外径为

按照我国离合器摩擦片尺寸系列标准（见表2-1），最后选定摩擦片的尺寸为D=225mm，d=150mm，h=3.5mm，c=0.667。
采用膜片弹簧离合器，使用条件较好，故取后备系数=1.2。摩擦面片采用是石棉基材料，单位压力为0.10～0.35MPa。
用公式
=验算单位压力p0 ：
式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，取f=0.25；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=1。
(2.2)
1.2126=×0.25×1×××0.703
则p0=0.28MPa
单位压力p0在容许范围之内，认为所选离合器的尺寸、基本参数合适。
2.8离合器零件的结构选型及设计计算
从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求：
1)转动惯量尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。
2)应具有轴向弹性，使离合器接合更平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。
3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，缓和冲击。
摩擦面片采用有机材料。
采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片），从动片通常用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度38～48HRC。
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。
从动盘毂轴向长度不宜太小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在26～32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。
减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144—1974选取。
表2-2 所选从动盘毂花键参数
从动盘外径
D/mm
花键齿数
n
花键外径
D′/mm
花键内径
d′/mm
齿厚
b/mm
有效齿长
l/mm
挤压应力

225
10
32
26
4
30
11.5

花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。
挤压应力计算公式： 挤压=（） （2.3）
式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：
花键的齿侧面压力
式中，d′，D′分别为花键的内外径，m；
Z为从动盘毂的数目；
为发动机最大转矩，N·m；
n为花键齿数；
h为花键齿工作高度，m；
l为花键有效长度，m。
则
故挤压=MPa<[挤压]=11MPa
2.9离合器盖总成设计
离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。
2.9.1离合器盖设计
为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为3～5mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成复杂的形状。应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应有高的尺寸精度。为了加强离合器的冷却效果，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开通风窗口
2.9.2压盘设计
1.压盘传力方式选择
采用传力片的传力方式，由弹簧钢带制成的传力片的一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周切向均匀分布，简化了压盘结构，降低了对装配精度的要求，还有利于压盘的对中性和离合器的平衡。
2.压盘几何尺寸的确定
初步确定压盘外径为250mm,内径为140mm，厚度为15mm，材料为灰铸铁HT200铸成，硬度为HB170～227。
压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过8～10℃。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。
校核计算公式： （2.4）
式中，——温升，℃；
W——滑磨功，N·m；
γ——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘γ=0.50。
c——压盘的比热容，铸铁压盘 c=544.28J/(kg·K)；
m压盘——压盘质量，kg。
压盘质量 m压盘=π[2－2]×15××7.83×103=3.9kg
取 m压盘=3.9kg
整备质量 ma=1100 Kg，滚动半径 R=0.29 m，汽车起步时发动机转速ne=2000 r/min，主减速器传动比 =4.42，变速器最大传动比 =3.818。
滑磨功
温升 []=8℃
所以压盘设计合理。
3.传力片的设计及强度校核
初定离合器压盘传力片的设计参数：
设3组传力片（i=4），每组4片（n=4），传力片的几何尺寸为：宽度b=15mm；厚度h=0.5mm；传力片上两孔之间距离l=40mm；孔的直径d=5mm；传动片切向布置，圆周半径R=80mm；传力片材料的弹性模量。
(1) 计算传力片的有效长度:

(2) 计算传力片的弯曲总刚度:
(3)
(4) 根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：

(5) ①彻底分离,
(6) 按照设计要求，,由上述公式可知。
(7) ②压盘和离合器盖组装成总成时,,通过分析计算可知
(8) 计算最大应力
(9) ③离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机），出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知=2.4mm
(10) （Ⅰ）正向驱动：
(11)
(12) （Ⅱ）反向驱动：
(13)
(14) 可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传力片的许用应力可取其屈服极限。故传力片材料选择80号钢。
(15) ④传力片的最小分离力（弹性恢复力）发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定f=0.87mm。传力片的弯曲总刚度，当f=0.87mm时，其弹性恢复力为
(16)
(17) 认为合理。
2.10膜片弹簧设计
膜片弹簧的设计为较复杂，必须利用反求工程原理进行设计。即按照参考样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸，然后对其工作弹性、应力强度等作出分析，最终经过优选定出其合理的结构尺寸。因此，需要清楚地了解膜片弹簧的结构特点、工作特性及失效的形式和原理，在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性、强度等方面的计算方式。
2.10.1膜片弹簧主要参数的选择
1）H/h比值的选择
H/h比值是指碟簧的原始内截锥高度H及弹簧片厚度h之比。设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。膜片弹簧的弹性特性和H/h比值有关，不同的H/h比值可以得到不同的弹性特性曲线。如图2.3所示，载荷F与变形λ之间的关系：①当时，载荷F增加，变形λ不断增加；②当时，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直，变形增加时，载荷几乎维持不变；③当时，弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域，即当变形增加，载荷反而减小。具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧。④当时，具有更大的负刚度区域；⑤当时，具有载荷为负值的区域。一般汽车离合器膜片弹簧的H/h值在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计取

1. 2. 3.
4. 5.
图2.3 膜片弹簧的弹性特性曲线
2）R 及R/r 的确定
通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.2～1.3的范围内取值。本设计中取，摩擦片的平均半径
mm，
取则
。
3）膜片弹簧起始圆锥底角α
汽车膜片弹簧一般起始底角α在10°～14°之间，。本设计取α=11.5°，则
，
。
4）膜片弹簧小端半径rf及分离轴承作用半径rp
膜片弹簧小端半径rf值应大于变速器第一轴花键的外径，取rf=18mm，rp=21mm。
5）分离指的数目n和切槽宽δ1、δ2及半径re
n取为18，δ1=3.2～3.5mm，δ2=9～10mm，re的取值应满足（r-re）>δ2。本设计取n=18，δ1=3.2mm；δ2=10mm。
6）支承圈平均半径l和膜片弹簧与压盘的接触半径L
l应略大于且尽量接近r，L应略小于R且尽量接近R。本设计取L=78mm，l=64mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60Si2MnA，当量应力可取为1700～1900N/mm2。
2.10.2绘制膜片弹簧的特性曲线
根据工作压力F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形λ1关系式
（2.5）
画出F1——λ1特性曲线。
设， 则
（2.6）
已知，，把数值代入得，

由不同的计算出的及和，结果列表如下：
表2-3 载荷F与变形λ之间的关系

0.1
0.2
0.4
0.6
0.8
1.026
1.2
1.4
1.6
1.896
2.0

0.071
0.131
0.220
0.274
0.302
0.310
0.307
0.299
0.295
0.312
0.328
/mm
0.21
0.42
0.84
1.26
1.68
2.15
2.52
2.94
3.36
3.98
4.20
/N
812
1494
2508
3129
3443
3539
3499
3414
3367
3559
3743
画出F1——λ1特性曲线，如图2.4。
图2.4 膜片弹簧的F1-λ1弹性特性曲线

2.10.3确定膜片弹簧的工作点位置
取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为，
由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：
校核后备系数：
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为
压盘的行程，故
离合器刚开始分离时，压盘的行程，此时膜片弹簧大端的变形量为

摩擦片磨损后，其最大磨损量，故
2.10.4求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2
由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力F2时膜片弹簧压盘接触处的变形λ1和F2的关系式：
（2.7）
取则得

2.10.5求分离轴承的行程λ2
由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形λ1和小端分离轴承处的轴向变形λ2′的关系式
，取得，
宽度系数

在F2力作用下膜片弹簧的小端变形λ2由两部分组成：在F2力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形λ1而引起的小端变形λ2′，以及因分离指受F2力作用引起的弯曲附加变形。
即
（2.8）
代人有关数值，得，则
2.10.6膜片弹簧强度校核
膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）。
（2.9）
代人有关数值，得<[]=1700
故满足强度要求。
2.10.7膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3～8次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形