载重汽车传动系统设计毕业设计(编辑修改稿)

载重汽车传动系统设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

首先考虑采用单片式离合器 ，其结构如图 21 所示。 10 图 21 离合器总成 1— 飞轮 2— 摩擦片 3— 从动片 4— 铆钉隔套 5— 铆钉 6— 深沟球轴承 7— 减振器阻尼片 8— 减振器弹簧 9— 从动片毂 10— 摩擦片铆钉 11— 压盘 12— 离合器盖 13— 螺栓 14— 垫圈 15— 支承 杆 16— 分离杠杆 17— 分离装置 从动盘 从动盘由摩擦片、从动钢片、扭转减震器和花键毂等组成。 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小换挡时齿轮间的冲击；从动盘应具有轴向弹 11 性，保证汽车平稳起步；从动盘应装有扭转减震器，以避免传动系的扭转共振，缓和冲击载荷。 从动盘对离合器工作 性能影响很大，而且是零件中寿命薄弱的一环。 摩擦片 摩擦片的工作条件比较恶劣，通过它与压盘间的摩擦作用来传递发动机的动力，因此，它直接影响整个离合器性能和容量的大小。 它应满足如下要求：摩擦系数高而稳定，能传递大的转矩，受工作温度、滑磨速度、单位压力变化的影响尽可能小；足够的耐磨性和机械强度；热稳定性好；磨合性能好；摩擦性能受油水的影响小；密度小，有利于结合平顺；长期停放不会与压盘粘在一起。 摩擦片所用的材料有石棉基材料、烧结金属和金属陶瓷等。 石棉基材料由石棉或石棉织物、粘合剂和辅助材料混合热压 制成，其摩擦系数大约为 ，但性能不稳定，温度、滑磨速度及单位压力的增加都会使摩擦系数下降，磨损加剧。 但因其价格低，密度小，有良好的弹性，结合柔软，能满足大多数离合器的使用要求，所以得到广泛应用。 摩擦片与从动片钢间有两种固定方法：铆接法和粘接法。 铆接法连接可靠，适宜在从动钢片上装波形弹簧片，磨损后更换摩擦片方便。 片式摩擦离合器传递转矩的能力取决于主动部分和从动盘之间的摩擦力矩的大小。 离合器的静摩擦力矩由摩擦面上的压紧力、摩擦力的作用半径、摩擦副材料及摩擦片的工作面数等因素决定 ： 式中 CT 离合器的静摩擦力矩 ， Nm； F 作用在摩擦面上的总的压力 ， N ； f 摩擦系数 ，石棉对钢 f ； CR 摩擦片平均摩擦半径 ， m。 若已知摩擦片的外径 D 和内径 d，  F f R Z    12 设摩擦片上压力均匀分布，则： 当 /  时， Z 摩擦面数。 为了保证离合器在任何情况下都能可靠地传递发动机的转矩，在设计上规定离合器的静摩擦力矩应大于发动机转矩 maxeT ，即： 式中  离合器后备系数 ,。 离合器工作条件非常严酷，因此，设计离合器时不仅要求它能可靠地传递发动机的最大扭矩，而且还应该有足够的使用寿命。 为了达到可靠地传递转矩的要求，由   、   可得： 为了使离合器由足够的寿命， 3 中摩擦面上的总压力 F 应有足够大的摩擦面积来承受，即单位压力 oP 不能过大 ： 将   带入式   得 式中 C 摩擦片内、外半径之比。 /C d D ，推荐 。 单位压力  33m a x 112c e ofzT T P D C     22Dd4ooF p A p     m a xC e CT T F f R Z     maxCeTT()CR D d3322C DdR       13 摩擦片上的单位压力值和离合器的工作条件、后备系数、摩擦片的尺寸、材料及质量等因素有关。 离合器工作条件比较恶劣，使用频繁，单位压力 oP 应取得小些；离合器后备系数  较小时， oP 可取小些；摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘处的热负荷， oP 应取小些；反之， oP 可取大些。 若采用石棉做摩擦材料， oP 在 范围 内选取；对于轿车，oP 为 ；货车 oP 为。 摩擦片的尺寸 摩擦片的尺寸主要为摩擦片外径 D 和内径 od。 摩擦片外径 D 是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构、质量和使用寿命。 选定  、 oP 后，D 可根据式 4 估算，再按 JB1457— 74 选定摩擦片尺寸。 所选的 D 应使最大圆周速度不超过 65 70m/s。 内径 d = c D，可由选定的 D、 c 值确定。 首先选择单类摩擦片式，比同类型汽车，摩擦片尺寸取为： 420 220 10。 则 摩擦片内、外半径之比 ： 对于单片式离合器： Z ， f。 将以上数据代入   ： 此时： m a x/ 1. 4 1ceTT   ，满足要求。 从动盘的轴向弹性 单片离合器的从动盘应具有轴向弹性，以保证汽车平稳起步。 弹性从动盘还使压力分布比较均匀，改善摩擦表面的接触，使摩擦片磨损均匀。  6 3 33 . 1 4 0 . 3 1 0 . 3 1 0 0 . 4 2 1 0 . 5 2 412cT      m 14 对于载重汽车，通常在从动钢片上沿半径方向开 T 型槽，外缘形成许多扇形，并将其冲压成依次向不同方向 弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性。 扭转减震器 扭转减震器几乎成为现代汽车离合器的必备部件，它主要由弹性元件、阻尼元件组成。 弹性元件用来降低传动系首段的扭转刚度，降低传动系扭转系统的某一固有频率，使之尽可能避开由发动机转矩主谐激励引起的共振。 但这种共振很难消除，阻尼元件则有效耗散此时的震动能量。 因而，扭转减震器能有效地降低传动系共振载荷和噪声。 同时，它的弹性元件还能缓和传动系转速急剧变化时产生的很大的顺势动载荷，以免传动系零件受损和破坏。 压紧弹簧 离合器的压紧弹簧有圆柱弹簧、锥式螺旋弹簧 和膜片弹簧。 压紧弹簧可以圆周布置、中央布置，还可以斜置。 周置弹簧离合器多采用圆柱弹簧，其结构简单，制造方便，在汽车上应用很广泛。 当需要传递的转矩较多时，可将压紧弹簧不知在两个同心的圆周上。 压紧弹簧数量 按照最大传递转矩 1400N mcT  设计，由公式   可得 ： 由公式   可得  3312 1co TP fzD C  331 2 1 4 0 03 . 1 4 0 . 3 1 0 . 4 2 1 0 . 5 2 4      15 由于每个弹簧工作压力 F 不超过 1000N ，考虑到要有充分的安全性，将弹簧个数 i 取为 36。 弹簧工作应力 每个弹簧的工作压力为 / 2 8 1 3 4 .4 / 3 6 7 8 1 .5 NF F i  。 弹簧工作应力为： 式中  工作应力； PD 弹簧圈平 均直径（即中径）； d 弹簧钢丝直径； c 旋绕比， /Pc D d ,对于离合器压紧弹簧，取 6c ； K 考虑剪力与弹簧曲率影响的校正系数 :        K c + 2 / 4 3 6 + 2 / 4 6 3c          离合器圆柱弹簧常用 65Mn 钢或碳素弹簧钢丝制 造，工作应力再700N/mm2 左右，最大应力不宜超过 800 900N/mm2。 由公式   得： 328 8PFD K Fc Kdd   22Dd4ooF p A p      226 3 . 1 4 0 . 4 2 0 . 2 20 . 2 8 1 0 4   8FcKd    8 7 8 1 . 5 6 6 + 2 / 4 6 33 . 1 4 7 0 0        16 根据弹簧相关标准，取  ， 25mmPD 。 将以上数据代入公式   得： 弹簧工作圈数 弹簧工作圈数 sn ，可根据刚度条件和已定的 d、 c 求出： 式中 G 切变模量，对于碳钢， 3283 10 N /m mG  ； K 弹簧刚度，一般为 20 45N/mm； f 离合器分离过程中弹簧的变形量，它等于压盘的行程。 对于单片离合器， mmf   ,取 2mmf 。 F 弹簧最大压力， F 一般不大于   F，取 FF。 将以上数据代入   得 取弹簧得工作圈数  ，弹簧得总圈数一般比工作圈数多 2圈，所以取弹簧总圈数为 10。 弹簧自由长度 工作负荷下得变形量 FFK f438s PGdn DK38 7 8 1 . 5 2 5 1 . 2 6 6 8 8 . 2 8 M Pa 7 0 0 M Pa3 . 1 4 4 . 5     343 8 3 1 0 4 . 5 8 . 78 2 5 1 . 1 1 7 8 1 . 5 / 2sn    2 25 10    2PS DnF Gd 17 最大变形量： 3 3 . 2 9 2 3 5 . 2 9 m mSSF F f     。 自由高度： 0 2 3 5 . 2 9 8 2 . 5 4 m mbSH H H n d      。 离合器的通风散热 试验证明，摩擦片的磨损随压盘温度升高而加剧。 正常使用条件下，压盘温度一般在 180 摄氏度以下，当温度超过 180 摄氏度时，摩擦片的磨损急剧增加。 为使摩擦表面温度不过高，要求压盘有足够的质量以保证其足够的热容量，还要求离合器在结构上保证通风散热良好。 这对于重型汽车尤为重要。 通常采用的措施有：在压盘上设散热筋或鼓风筋；在离合器盖上开较大的通风口；在离合器外壳上设通风窗；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳上装导流罩，加强通风。 3 2283 10 35 .9 70 2 N/ m 4 25   2SPGdFDn   18 第四章 变速器设计 变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。 又称变速箱。 汽车变速器 多为 机械式变速箱 ，它 主要应用了齿轮传动的降速原理。 简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。 如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。 欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。 为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式机械变速器。 传动 方案 确 定 为了实现多组不同传动比的要求，设计了如下三种方案。 图 41 方案一 图 42 方案 二 图 41 所示方案一为 行星齿轮 变速箱，它 具有质量小、体积小、传动比大及效率高（类型选用得当）等优点。 因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。 行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。 它几乎可适用于一切 功率和转速范围，故目 19 前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。 它的 的缺点 主要表现在以下几个方面 ：材料优质、结构复杂、制造 、 安装 和维修时 较困难些。 图 42 所示方案二为普通齿轮结构变速箱，它具有 6 个前进档和一个倒档。 其中 档的常啮合齿轮均为斜齿齿轮，而副轴与二轴的一档、倒档齿轮以及到当中间齿轮为常啮合支持齿轮。 其特点是结构先进，操作方便。 图 43 方案 二 1— 一轴主动传动齿轮 2— 一轴轴承 3— 副轴轴承 4— 副轴被动齿轮 5— 主变速器副轴 3档齿轮 6— 主变速器副轴 2档齿轮 7— 主变速器副轴 1档齿轮 8— 主变速器副轴爬行当档齿轮 9— 主变速器倒档中间齿轮 10— 副变速器被动传动齿轮 11— 副变速器输出齿轮 12—副变速器副轴轴承 13— 高低档换挡同步器 14— 输出轴双联轴承 15— 副变速器输出轴 16— 副变速器输出齿轮 17— 副变速。