合理选择摩擦片参数车辆

4.1 合理选择摩擦片参数
4.1.1 初选摩擦片的相关要求
通常情况下，我们用D 来表示摩擦盘的外径，它是初选摩擦片的条件之一，具体包括两个方面：一是离合器寿命，二是设计重量。

摩擦盘外径属于离合器的尺寸，与后者的扭矩传递紧密相关。

D =mm mm A T e 58.15147
108
100100
max == 式中，max e T 为发动机最大转矩，取m N T ⋅=108max ； 对于小轿车的使用条件和结构， 取A=47。

离合器摩擦片尺寸系列和参数表4.1
表4.1
摩擦片标准系列尺寸，取mm 140mm 200==,d D mm 53. b =700.0=c 。

4.1.2 后备系数β
安全系数有助于减少启动时的车辆滑动距离，从而保证离合器能够将发动机扭矩准确无误地进行传递。

不过为避免离合器由于尺寸太大而造成的传动系统的过载减少，操作低，储备系数不会太大。

由于离合器离合器是膜片弹簧离合器，因此在使用过程中摩擦片的磨损工作压力几乎不会降低（在开始时略高）。

此外，汽车的备用功率相对较大，运
行条件较好，采用较小的值更好，因此首先应用β= 1.3。

4.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩c T
m N T T e C .4.1401083.1max =⨯==β
4.1.4 单位压力0P
通常情况下，我们用P 来表示单位压力，而单位压力的大小是由多方面因素共同决定的，如摩擦板的质量和直径，再比如离合器的材料和工作条件等。

由于离合器的使用频率相对较高，而且往往不具备良好的工作条件，所以其单位压力相对较小。

由于其他条件相同，由于摩擦板的外径增大，摩擦板的外边缘的线速度大，并且在滑动期间产生热量。

另外，由于整个部件很大，部件的温度梯度也很大，部件不能均匀加热。

为了避免这些缺点，单位压力P 应当随着摩擦板的外径增加而减小。

应考虑联轴器工作条件的选择，发动机辅助力的大小，摩擦衬片的尺寸，材料及其质量和安全系数。

)1(12
3
3
30D
d
ZD fp T c -=
π
⇒
a c
MP D d
ZD f T p 0.23)
200140
1(20023.04
.14012)
1(123
3
33
3
30=-⨯⨯⨯⨯=
-⨯=
ππ
上述公式中，f 代表摩擦因数，通常按照0.3来计算；
Z 和0p 分别代表摩擦面数和单位压力，前者通常按照2来计算，后者的单位为
a
MP ；
D 和d 则分别代表摩擦片的外径和内径，在实际计算过程中，前者取200mm ，后者取140mm ；
石棉基材料是摩擦片的主要材料；
摩擦片的工作条件相对较差，为了保证永久稳定运行，摩擦片的性能应符合汽车运行条件的要求：
⑴摩擦系数应当具备非常强的稳定性，几乎不会受到滑膜速度、单位压力或者温度等各个方面的影响；
⑵具备较强的耐高温性和耐磨性；
⑶有足够的机械强度，并且能适应高温条件；
（4）耐热性较好，需要在高温下分离粘合剂，无气味，不易燃烧; （5）运行性能良好，不会划伤飞轮和压板等部件表面。

（6）油和水对摩擦性能的影响应该是最小的。

（7）组合应光滑而不“咬住”和“抖动”。

根据上述要求，石棉塑料摩擦片经常用于本发明的车辆离合器中，该离合器 是通过混合石棉的热压，粘合剂和其它具有良好耐热性和化学稳定性的辅助材料制成的。

摩擦系数约为0.3，在设计中选择石棉复合摩擦片。

4.2 离合器基本参数的校核
4.2.1 最大圆周速度
s m s m D n v e D /70/6810200650060
1060
33max <≈⨯⨯⨯=
⨯=
--π
π
上述公式中，D v 代表摩擦片的最大圆周速度，单位为m/s ；
max e n 代表发动机的最大转速，一般按照6500r/min 来计算；
D 代表摩擦片外径，一般按照200mm 来计算。

4.2.2 单位摩擦面积传递的转矩c0T
0c T =
=-)(422d D Z Tc π)
140200(24.14042
2-⨯⨯⨯π0043.0≈（N ·m /2
mm ） 上述公式中，c T 代表离合器对静摩擦力的最大传递值，通常按照140.4m
N ⋅进行计算；
当摩擦片外径D ≤210mm 时，][0c T =0.28 N ·m /2mm >0.0043 N ·m /2mm ，故符合要求。

4.2.3 单位压力0P
为了减小离合器滑动期间的热应力并防止损坏摩擦板，单元的最大压力设定为0.15至35。

4.2.4单位摩擦面积滑磨功
在驾驶室启动时，如果离合器发生滑动，会导致摩擦片表面发生摩擦，进而提升表面温度，甚至有造成灼伤的可能性，因此，应当尽可能避免发生滑动现象。

联轴器的组合摩擦值w 应低于允许值w 。

我们可以用以下公式来表示车辆启动过程中离合器组合的滑动功总量：
1800n w 2
e 2π=(2g
202r a i i r m ) = 1800200014.322⨯(2223.454388.40.31386⨯) = 11898 （J ）
上述公式中，w 代表起步过程中，离合器每次结合生成的滑磨功总量，单位为J ；
a m 代表汽车的质量，此式中按照1386kg 进行计算； r r 代表轮胎的滚动半径，此式中按照0.3m 进行计算；
g i 代表起步过程中变速器档位的传动比，此式中按照4.388进行计算； 0i 代表主减速器传动比，此式中按照3.454进行计算； e n 代表发动机转速，此式中按照2000 r/min 进行计算;
=-=
)(w 422d D Z W π 37.0)
140200(214.311898
42
2=-⨯⨯ 根据上述公式的计算结果，符合[]240.0mm J W W =<的条件要求。

6.扭转减振器的设计
6.1 主要参数
图6.1就是扭转减振器中从动盘弹簧摩擦式的结构简图：
图6.1带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
示意图上半部分的1-4分别代表从动盘、减振弹簧、碟形弹簧垫圈以及紧固螺钉；
示意图下半部分的5-8分别代表从动盘毂、减振摩擦片、减振盘以及限位销。

由于该设计是根据以往的经验和实验方法通过连续屏蔽获得的，因此使用越来越多的单级减振器。

极限转矩受诸如阻尼弹簧的允许载荷之类的因素限制，并且与发动机的最大转矩相关并且通常是优选的。

可取
()max 0.2~5.1e j T T =
对于乘用车，系数取2.0。

则m N T T e ..2161080.20.2max j =⨯=⨯=。

6.1.1 扭转刚度ϕk 由经验公式初选
j 13k T ≤ϕ即()rad m N T j .28082161313k =⨯=≤ϕ。

6.1.2阻尼摩擦转矩μT
()emax 17.0~06.0T T =μ，系数按照0.1计算， m N T .8.101081.0=⨯=μ。

6.1.3 预紧转矩n T
安装过程中，通常在减震弹簧方面会有特定预紧。

n T 满足以下关系：
()max 15.0~05.0e n T T =且m N T T .8.10n =≤μ
而()m N T T e .2.16~4.515.0~05.0max n ==
则初选m N T .10n =。

6.1.4减振弹簧的位置半径0R
0R 尺寸越大越好，通常为
()2d 75.0~60.00=R
mm R 5.45214065.02d 0.650=⨯==,约等于mm 46。

6.1.5减振弹簧个数j Z 当mm D 250≤时，
6~4j =Z
因此6j =Z 。

6.1.6 减振弹簧总压力∑F
减震弹簧在转矩的传递过程中，如果到达j T ，即最大值时，我们用∑F 来表示减震弹簧所承受的压力，其大小如下式所示：
)
KN
R T F 6957.4104621630j =⨯==-∑
6.2 减振弹簧的计算
在初始选择阻尼器的主要参数之后，可以基于该布置的可能性来确定与阻尼器设计相关联的尺寸。

6.2.1 分布半径1R
1R 应当在给定范围内尽可能取最大尺寸，大部分情况下为
()2d 75.0~60.01=R
故mm R 5.45214065.02d 65.01=⨯==。

6.2.2单个减振器的工作压力P
N Z F P 6.77667.4695≈==∑
6.2.3 减振弹簧尺寸 1）弹簧中径C D
通常决定于布置结构，数值为
mm 15~11=C D
则mm D 12c =。

2）弹簧钢丝直径d
==3
]
[8d τπPDc
3.45mm 580
12
6.77683
=⨯⨯⨯π
上述公式中，[]τ代表扭转许用应力，其范围在a 600~550MP 之间,本设计中取
a 580MP d 为3.5mm 。

3）减振弹簧刚度K
K 的大小主要取决于两个值：第一个是ϕk ，也就是选定减震器的扭转刚度值；第二个是1R ，即布置尺寸。

其计算公式可表示为
=
K =
n
2
11000R k ϕ)/(2.2216
)1046(10002808
23mm N ≈⨯⨯⨯-
4）有效圈数i
4.010
2.221)1012(8)105.3(10
3.883
3343434≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--k D Gd i c 5）总圈数n
()62~5.1n =+=i ，i 代表有效圈数，最小高度为：
23.1m m 1.1)(min =≈+=dn d n l δ
弹簧以及减震弹簧的总变形量分别表示如下：
mm 51.32
.22162.776===
∆k P l mm l l l 61.2651.31.23min 0=+=∆+=
预变形量为：
==
∆1'kZR T l n 0.164mm 46
62.22110≈⨯⨯ 安装工作高度为：
26.4mm 0.164-26.61'0==∆-=l l l
6）从动片相对从动盘毂的最大转角α
α和)('''''l l l l ∆-∆=∆∆有关，具体数值为
01" 4.16976)2/arcsin(2=∆=R l α
7）从动盘毂缺口侧边和限位销之间的间隙1λ
αλsin 21R =
上述公式中，2R 代表限位销的安装尺寸。

1λ通常在4mm ~2.5之间，本次暂取
3.8mm , 2R 为52mm 。

8）限位销直径'd
12mm ~9.5'=d 。

本次暂取10mm 。