车辆工程毕业设计论文-丰田轿车离合器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-丰田轿车离合器设计(编辑修改稿)内容摘要：

紧力，从而引起离合器传递转矩能力下 8 降。 那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。 作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥 面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。 膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。 当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。 同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。 当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。 膜片弹簧离合器具 有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；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，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。 由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且 制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为 80~~、最大摩擦片外径达 420 的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。 甚至某些总质量达 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采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。 当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所 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、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，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。 而在压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。 主要研究内容 由于膜片弹簧离合器，拥有零件数目少，重量轻，非线性特性好，操纵轻便，等优点，且制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高，所以本文将设计推式膜片弹簧离合器。 本设计以丰田花冠汽车各项参数和性能为设计基础 ， 所 选定汽车发动机提供的最 9 大转矩 Temax 为 152Nm。 本设计针对的车型是 09 款 丰田花冠 轿车。 其基本参数如下： 车 型：丰田花冠 整车质量： 1145（ kg） 最高车速： 185 （ km/h） 主要尺寸 : 45301 7051 490 长 /宽 /高（ mm） 最大功率： 88/6000 （ kw） 最大扭矩： 152/4400 （ ） 为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求： （ 1）在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。 （ 2）接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没 有抖动和冲击。 （ 3）分离要迅速、彻底。 （ 4）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，便于换挡和减小同步器的磨损。 （ 5）具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）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。 （ 7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 （ 8）作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （ 9）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工 作可靠、使用寿命长。 （ 10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。 10 第 2 章 离合器基本尺寸参数的选择 离合器基本性能关系式 离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。 通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。 根据摩擦力矩公式   12/1 33oe m a xc cDPZfTT   () 式 中 ： Tc— 离合器静摩擦力矩； β— 后备系数； f— 摩擦因数； Z：摩擦面数； po— 单位压力； D— 摩擦片外径； c— 内外径之比。 有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适 [4]。 离合器后备系数的选择 后备系数 β 是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 在选择 β 时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。 其数值 按 表 2— 1 选取，而设计乘用车的离合器其 β 要求比较的大，初步选择为。 表 离 合器后备系数 β 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 ～ 摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值 石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、价格低廉等优点，但 受 工作温度、单位压力、滑磨速度影响大，主要用于中、轻载荷的工作条件下，而粉末冶金材料的传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数高，故在选择摩擦片材料是粉末冶金材料中的铁 11 基 [5]。 初选 po 根据 表 2— 2 中 可得： 为 ， f 为。 表 2— 2 摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值 摩擦片材料 单位压力 po/MPa 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 ～ 本章小结 本章系统介绍了膜片弹簧离合器的结构，并讲述了离合器各零件的结构和材料，各部分的连接关系，以及基础数据的选择和处理，为下章离合器的计算打下 基础。 12 第 3 章 离合器从动盘总成设计 摩擦片的设计 (1)摩擦片基本尺寸的确定。 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到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有一定的关系。 根据摩擦力矩公式(3— 1)： 3 30e m a x )1(12 cf Z p TD    () 式中： Temax— 发动机最大转矩； β— 后备系数； f— 摩擦因数； Z： 摩擦面数； po— 单位压力； D— 摩擦片外径； c— 内外径之比 计算离合 器的外径 D 同时参考经验公式 ()： KTD em ax100 () 式中： K— 参考 系数 ； D— 摩擦片外径； Temax— 发动机最大转矩； 乘用车 轿车 K 取 47， 计算得 到 D=179mm。 初选 D 以后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定 [6]。 查找标准 (GB1457— 74)的规定： 最终确定：外径 D=250mm；内径 d=155mm，内外径之比 c=，单片面积表 3— 1 离合器尺寸选择参数表 摩 擦 片 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） 4 4 4 4 C=d/D 31c 单面面积 （ mm2） 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 13 F=302mm2。 对摩擦片的厚度 h，我国以规定了 3 种规格： ， ， 4mm，这里选择厚度为。 (2)摩擦片的校核。 在初步确定完摩擦片的基本尺寸后，要对摩擦片校核： 1)摩擦片外 D(mm)的选择应使最大圆 周速度 vD 不超过 65～ 70m/s： 3e m a xD 1060/  nv  () 式中： nemax— 发动机的最高转速（ r/min）； 当 nemax 取 6 000 时，代入可得： vD=≤ 65～ 70m/s。 2)摩擦片的内外径比 c 应在 ～ 范围内： c=∈ ｛ ～ ｝。 3)保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载， β 应在 ～ 之间，代入式 (2— 1)： β= Tc/ Temax=∈ ｛ ～ ｝。 4)为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即：    )( 4 22 dDZ W () 式中： ω— 单位摩擦面积滑磨功 (J/mm2)； [ω] — 其许用值 J/mm2； W— 汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功 (J)，可以根据下式计算：  2g202ra2e2 m800 1 ii rnW  () 式中： ne— 发动机转速，取 2 000r/min； ma— 汽车总质量 (kg)，取 1145kg； rr— 汽车轮胎滚动半径 (m)； ig— 汽车起步时所用变速器档位的传动比 ； 数值取 ； i0— 主减速器传动比，取。 各个数值代入 ()式得到 ： W=14 983J。 把 W=14983J 和摩擦片的各个数值代入式 ()，得： =≤[]=。 经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求 [7]。 14 从动盘毂的设计 发动机转矩是经从动盘毂的花键 孔输出，花键之间为动配合，在离合器分离和结合的过程中，从动盘毂就能在花键轴上 自由滑动。 我国生产的离合器，其从动盘毂花键多用 SAE 标准，其有关尺寸见表 表 3— 2 从动盘毂花键的尺寸 摩擦片的外径D/mm 发动机的最大转矩 Temax/Nm 花键尺寸 挤压应力 /MPa 齿数 n 外径 D’/mm 内径 d’/mm 齿厚 t/mm 有效齿长 l/mm 180 69 10 26 21 3 20 200 108 10 29 23 4 25 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 …… …… …… …… …… …… …… …… 根据表 3— 2 中选择 n=10， D’=35mm， d’=28mm， t=4mm， l=35mm。 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。 花键的挤压应力 j ：   3 0 M P a1 0 . 2 M P a)( 8 j22 e m a xj   z n ld z n lD T () 式中： Temax— 发动机最大转矩； D— 花键毂的外径； d— 花键毂的内径； n— 花键毂的齿数； l— 花键毂的有效长度。 从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应大于 30MPa。 从动盘毂采用锻钢（ 40Cr），采用调质处理，表面和心部硬度在 26～ 32HRC。 提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。 从动片和波形弹簧片的设计 设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。 为了减小转动惯量，从动片做的比较薄，一般 在 —。 根据设计的需要采用从动片的厚度为 2mm，材料为中碳钢板（ 50 号），表面硬度为35～ 40HRC，结构采用分开式弹性从动片结构。 15 波形片材料采用 65Mn，厚度为 ，硬度为 40～ 46HRC，并经过表面发蓝处理。 扭转减震器的设计 由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。 若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。 为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许。