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1、从动盘总成设计计算说明书1设计题目序号发动机型号发动机最 大转矩/ 转速传动系传动比驱动轮 类型与 规格汽车总 质量(kg)使用 工况合形-离器式一1档主减速比14CS475Q108/32004.8964.8755.5-1.32000城乡单摩 擦片由汽车总质量和主减速比知本参数设计从动盘使用的环境是一轻型货车。2从动盘总成结构设计从动盘总成有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减振器的，本次设 计中选取的是带扭转减振器的从动盘。由发动机的总质量4095kg,属于轻型的 商用车，发动机的最大转矩一般不大，确定选择离合器的形式为单片干式。从动盘总成主要由从动片、摩擦片和从动盘毂、扭转减振器等4个
2、基本部分 组成。2.1摩擦片设计2.1.1摩擦片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大小有一定的关系，按发动机的最大转矩T(Nm)e max来选定D时，可根据经验公式计算D 二 K TD e max式中：D摩擦片外径，mmT发动机最大转矩，N - me maxKD-为直径系数，取值范围见表2-3所给题目中的最大转矩为179 Nm,则摩擦片外径为D 二(16.0 T 18.5)二 166.3 T 192.3mm按照我国摩擦片尺寸标准GB/T5764-2011中表A.1，知可选择的尺寸有180mm 和225mm，最终选定摩擦片的尺寸为
3、D=180mm。根据推荐的内径值选择d=120mm. 摩擦片的厚度可选择3.2 和 3.5,选择b=3.5mm.摩擦片的内径d不作为一个独立的参数，它和外径D有一定的关系，用比值C来反映，定义为比值C关系到从动片总成的结构设计和使用性能。曾加C有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。但是，过分增加C会使得摩擦片面积减小,影响其传递转矩的能力。按照目前的设计经验，C二0.530.70一般说来，发动机转速越高，C取值越大。由离合器摩擦片的尺寸系列和参120数表A.1取得C =而=%7，在推荐的范围之内，内径d F呱2.1.2后备系数P的确定后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它
4、有助于减少汽车起 步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传 递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。由于所设计的离合器为膜片 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），主要在城乡运行，使用条件不好，根据表2-1的取值范围，初取B=1.5。表2-1离合器后备系数P取值范围后备系数1.20-1.751.50-2.251.80-4.00车型乘用车及最大总质量小于6t的商丽 最大总质量为6T41的商用车 挂车2.1.3单位压力p的确定摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后 备系数,摩擦片材料及质量
5、等有关。离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P较小为好。当摩擦片的外径 较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况 下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上 因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因 素，单位压力 P 应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、 发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。这里选择石棉基材料的摩擦片，卩选择0.3.摩擦片的相关参数如下摩擦片外径D摩擦片内径d后备系数B厚度b单位压力Po槽数180mm120mm1.53.50.214MPa
6、242.2 从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压 力均匀，以减小磨损。为了使从动盘具有轴向弹性，在从动片的外缘开 6-12个 T 型槽，行程徐东扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两 侧的摩擦片分别铆接在相隔的一个扇形上。T型槽还有利于散热的作用。3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。4）从动片要求质量轻，一般厚度取1.3-2.5mm,本次设计初选从动片厚度为 1.5mm。具体的结构设计见图纸。2.3 从
7、动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部 转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T emax选择。发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔 内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。 花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上 自由滑动。为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分 离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰 难情况下工作的离合器，其盘毂的长
8、度更大，可达花键外径的1.4倍。 2.3.1 从动盘毂花键尺寸选择由从动盘的外径D，发动机转矩根据表3-6，表勺从动盘毂花键尺寸孫列D (nun宠渤乩转魁 存N“U(turn)d1 Jil mmi)ma山祝 f mfrl)挤压应力 crtMPa164)501&23IS3JO101就1W102621320ii.a2001101Q291343311.32251501032264対IIS250殴10354a510.428028010353244012J7Mm31(11Q32540JO JK5ID戦31s咼】M3501040325恥1JJ2ISO帧ID403Z53515241C17M104536560
9、13J43Csoa10453&545095U10SZ416feS123根据 GB11442001 选定从动盘毂花键尺寸系列表选取其尺寸如下：摩擦片D/mm最大转矩花键尺寸挤压应齿数n 外径内径齿 厚有效尺Te max/（ Nm）D/mmd/mmt/mml/mmc /MPa180108103262132011.8摩擦片与从动片之间有两种紧固方法：铆接法和粘接法，本次设计中选取铆 接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便。2.4扭转减振器的设计2.4.1扭转减振器方案设计扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。 弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的
10、固有振型，尽可 能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散 振动能量。依据弹簧元件的不同，扭转减振器又可以分为弹簧摩擦式、液阻式和橡胶金 属式。目前应用广泛的是弹簧摩擦式。本设计选用弹簧摩擦式扭转减振器。带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图 4.1 所示弹簧摩擦式:带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片 7减振盘；8限位销2.4.2扭转减振器主要参数计算减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩T是两个主要参数,决定了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩T、预紧转矩T和极限 jn 转角
11、等。1）极限转矩Tj 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的 最大转矩,即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关,一般可取,T = （1.52.0） Tje max对于商用车，系数取1.5,则T =1.5X T =1.5X 108 = 162 N-mj e max2) 扭转刚度k为了避免引起系统的共振，要合理的选择减振器的扭转刚度 k ，使共振现9 象不发生在发动机常用的工作转速范围内。由经验公式初选k 13 T9j即k 13T =13X 170 = 2210 N-m/rad 9j3) 阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度 k 受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很
12、低，故9 为了在发动机工作转速范围内最有效的消除振动，必须合理的选择减振器阻尼装 置的阻尼摩擦转矩T，一般可按公式初选uT = (0.060.17) Tu e max即 T = (0.060.17) T = (0.060.17)X 108=6.4818.36 Nmue max初选T =15 Nmu4) 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。T满足以下关系：nT =(0.050.15) T 且 T T =20 N -mne maxn u而 T =(0.050.15) T =5.416.2 N mne max则初选T =10 N - mn5) 减振弹簧的位置半径R0R的尺寸应尽可能大些，一般
13、取0R=(0.600.75)d/20则 R = (0.600.75)d/2=(0.600.75) X 120/2=3645mm,又为了保证扭转0减振器的正确安装，摩擦片的内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R,可取为035mm.6）减振弹簧个数Zj参照表2-6,当摩擦片外径D 250mm时，Z =46j故取Z=4j7）减振弹簧总压力F，当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值T时，减振弹簧受到的压力F,为jF =T/R =170/（35X 10 -3 ）=4857.1 NE j 02.4.3减振弹簧的计算 在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器
14、 设计相关的尺寸。1）减振弹簧的分布半径R1即为减振器基本参数中的减振弹簧的位置半径R0。2）单个减振器的工作压力FF= F工 /Z=4857.1/6=1214.2 N3）减振弹簧尺寸计算c（1）弹簧中径D其一般由布置结构来决定，通常D=1115 mm c参见标准 GB/T1358-93，取 D=12 mmc(2) 弹簧钢丝直径d8FD式中，d=3k -扭转许用应力可取550600Mpa,故取为575 MpaF-单个减振器的工作压力，ND-弹簧弹簧中径，mmcd =弹=3：8 X1214.2 X12 =4.02mm3 兀T 3 兀 X 570参见标准 GB/T1358-93, d 取 4 mm(3) 减振弹簧刚度K应根据已选定的减振器扭转刚度值J及其布置尺寸R确定，即1k单 -“ 1000R 2ZK= 1 j式中，佇-减震弹簧扭转刚度，N -m
