汽车用离合器摩擦片尺寸系列标准GB/T5764-1998是什么?我做课程设计,题目是汽车离合器设计,发动机型号为D6114ZLQ16A,最大扭矩950N,最大功率191KW,整车最大总质量24000Kg,最高车速90Km/h.属于重型载货

汽车用离合器摩擦片尺寸系列标准GB/T5764-1998是什么?我做课程设计,题目是汽车离合器设计,发动机型号为D6114ZLQ16A,最大扭矩950N,最大功率191KW,整车最大总质量24000Kg,最高车速90Km/h.属于重型载货
汽车用离合器摩擦片尺寸系列标准GB/T5764-1998是什么?
我做课程设计,题目是汽车离合器设计,发动机型号为D6114ZLQ16A,最大扭矩950N,最大功率191KW,整车最大总质量24000Kg,最高车速90Km/h.属于重型载货汽车,谁能帮我做出离合器主要参数的选择,及基本参数的优化,最好有计算步骤.

汽车用离合器摩擦片尺寸系列标准GB/T5764-1998是什么?我做课程设计,题目是汽车离合器设计,发动机型号为D6114ZLQ16A,最大扭矩950N,最大功率191KW,整车最大总质量24000Kg,最高车速90Km/h.属于重型载货
我们正好做离合器的设计,给你我做的,你参照我的修改数据就好.其实我也是按《汽车设计》书来写的,有错误请指教
　　技术参数:
　　车型：沃尔沃
　　整车质量（kg）：1637
　　最大扭矩/转速（N•m/rpm）：400/4000
　　主减速比：3.38
　　一档速比：3.77
　　滚动半径：306mm
　　4、离合器主要参数的选择
　　4.1后备系数β
　　后备系数β是离合器设计中的一个重要参数,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,应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素.乘用车β选择：1.20～1.75 ,本次设计取β = 1.2.
　　4.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t
　　摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素.摩擦因数f的取值范围见下表.
　　表4-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
　　摩 擦 材 料 摩擦因数
　　石棉基材料 模压 0.20～0.25
　　编织 0.25～0.35
　　粉末冶金材料 铜基 0.25～0.35
　　铁基 0.35～0.50
　　金属陶瓷材料 0.70～1.50
　　本次设计取f = 0.30 .
　　摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍,决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸.本次设计取单片离合器 Z = 2 .
　　离合器间隙△t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时,为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合,在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙.该间隙△t一般为3～4mm .本次设计取△t =3 mm .
　　4.3单位压力p
　　单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性,对离合器工作性能和使用寿命有很大影响,选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素.p 取值范围见表4-2.
　　表4-2 摩擦片单位压力p 的取值范围
　　摩擦片材料 单位压力p /Mpa
　　石棉基材料 模压 0.15～0.25
　　编织 0.25～0.35
　　粉末冶金材料 铜基 0.35～0.50
　　铁基
　　金属陶瓷材料 0.70～1.50
　　p 选择：0.10 MPa ≤ p0 ≤ 1.50 MPa ,本次设计取 p = 0.3MPa .
　　4.4摩擦片外径D、内径d和厚度b
　　摩擦片外径是离合器的重要参数,它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响.
　　D = = ≈292 mm (2-1)
　　取D =250 mm
　　当摩擦片外径D确定后,摩擦片内径d可根据d/D在0.53～0.70之间来确定.
　　取c = d/D = 0.62 ,d = 0.6D = 0.62 250 = 155 mm ,取d = 150 mm
　　摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三种.取b = 3.5 mm .
　　T = βT = 1.2 400 = 480 N.m
　　5、离合器的设计与计算
　　5.1离合器基本参数的优化
　　设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数,这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸.这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法.下面采用优化的方法来确定这些参数.
　　1） 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度v 不超过65～70m/s,即
　　v = n D 10 = 4000 250 10 =65.4/s ≤65～70m/s (2-2)
　　符合要求.
　　式中, v 为摩擦片最大圆周速度(m/s);n 为发动机最高转速(r/min).
　　2）摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内,本次设计取c = 0.62 .
　　3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩,并防止传动系过载,不同的车型的β值应在一定范围内,最大范围为1.2～4.0 ,本次设计取β= 1.20 .
　　4）为了保证扭转减振器的安装,摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R 约50mm,即 d > 2R + 50 mm
　　5）为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力p 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取,p 的最大范围为0.10～1.50 Mpa.
　　本次设计取p = 0.3 MPa .
　　6）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨,防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w].
　　汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：
　　W = ( ) = ( ) = 13237.4 (J) (2-4)
　　式中,m 为汽车总质量(kg)；rr 为轮胎滚动半径(m)；i 为汽车起步时所用变速器档位的传动比；i 为主减速器传动比；n 为发动机转速(r/min)；乘用车n 取2000 r/min .
　　w = = = 0.21 < [w] = 0.4 J/mm (2-5)
　　满足要求
　　5.3膜片弹簧基本参数的选择
　　1）比值H/h 和 h 的选择
　　为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便,汽车离合器用膜片弹簧的H/h 一般为1.5～2.0 ,板厚 h 为2～4 mm .
　　取h = 2 mm ,H/h =1.7 ,即 H = 1.7h =3.4 mm .
　　2）R/r比值和 R、r的选择
　　研究表明.R/r越大,弹簧材料利用率越低,弹簧越硬,弹性特性曲受直径误差的影响越大,且应力越高.根据结构布置和压紧力的要求.R/r一般为1.20～1.35 .为使摩擦片上的压力分布较均匀,拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等级R .即
　　R=摩擦片外径120
　　取R/r = 1.3 ,R =r/1.3 = 92.3 mm .
　　3）α的选择
　　膜片弹簧自由状态下圆锥角α与内截锥高度H关系密切,α一般在9°～15°范围内.
　　α = arctan H/(R-r) = 10° ,符合要求.
　　4.）分离指数目n的选取
　　分离指数目n常取18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12 .
　　取分离之数目n =18 .
　　5）膜片弹簧小段内半径r 及分离轴承作用半径r 的确定
　　r 由离合器的结构决定,其最小值应大于变速器第一轴花键的外径.r 应大于r .
　　I轴外径D>= =34.73
　　P=T*n/9550=400x4000/9550=209.42
　　取r >I轴花键外径=40
　　由文献[4]得知花键尺寸
　　d=36 D=40 B=7
　　6）切槽宽度δ 、δ 及半径r 的确定
　　δ = 3.2～3.5 mm,δ = 9～10 mm,r 的取值应满足r - r ≥ δ .
　　本次设计取δ = 3.5 mm,δ = 10 mm ,r ≤ r -δ = 92.3 mm .
　　7）压盘加载点半径R 和支承环加载点半径r 的确定
　　R =118 r =92.3
　　5.4 膜片弹簧的优化设计
　　膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数,使其弹性特性满足离合器的使用性能要求,而且弹簧强度也满足设计要求,以达到最佳的综合效果.
　　1）为了满足离合器使用性能的要求,弹簧的H/h 与初始底锥角α≈H/(R-r)应在一定范围内,即
　　1.6 ≤ H/h = 1.7 ≤ 2.2
　　9°≤α≈H/(R-r)=10°≤ 15°
　　2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围,即
　　1.20 ≤ R/r=1.20 ≤ 1.35
　　3.5≤R / r0=2.4 ≤5.0=2.4
　　3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀,拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间,即
　　(D+d)/4 ≤ r1 = 92.3 ≤ D/2
　　4）根据弹簧结构布置要求,R1与R,rf与r0之差应在一定范围内,即
　　1 ≤ R-R1 = 2 ≤ 7
　　0 ≤ rf-r0 = 2 ≤ 4
　　5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定范围内选取,即
　　3.5 ≤ = 4.2 ≤ 9.0
　　6、主要零部件的结构设计
　　6.1扭转减振器的设计
　　6.1.1扭转减振器的概述
　　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段扭转刚度,从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率,改变系统的固有振型,使之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.因此,扭转减振器具有如下功能：
　　1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度,调谐传动系扭振固有频率.
　　2）增加传动系扭振阻尼,抑制扭转共振响应振幅,并衰减因冲击而产生的瞬态扭振.
　　3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振,消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声.
　　4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷,改善离合器的接合平顺性.
　　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,决定了减振器的减震效果.其设计参数还包括极限转矩T 、预紧转矩T 和极限转角 等.
　　6.1.2扭转减振器的设计
　　1）极限转矩T
　　极限转矩是指减振器在消除了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.它受限于减振弹簧的许用应力等因素,与发动机最大转矩有关,一般可取 T = (1.5～2.0) T (2-6)
　　一般乘用车：系数取2.0 即 T = 2 T = 800 N•m
　　2）扭转角刚度
　　K ≤13T =13x800=10400
　　3）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,不可能很低,故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振,必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T .
　　一般可按下式初选：T =(0.06～0.17)T (2-7)
　　取T = 0.1T = 40 N•m
　　4）预紧转矩T
　　减振弹簧在安装时都有一定的预紧.研究表明,T 增加,共振频率将向减小频率的方向移动,这是有利的.但是T 不应大于T ,否则在反向工作时,扭转减振器将提前停止工作,故取 T = (0.05～0.15)T (2-8)
　　取T = 0.1T =40 N•m
　　5）减振弹簧的位置半径R
　　R0 的尺寸应尽可能大些,一般取 R =(0.60～0.75)d/2 (2-10)
　　R0 = 0.70d/2 = 54.25 mm
　　6）减振弹簧个数Z
　　Z 参照表6-1选取.
　　表6-1 减振弹簧个数的选取
　　摩擦片外径D/mm 225～250 250～325 325～350 >350
　　Z
　　4～6 6～8 8～10 >10
　　摩擦片外径D = 250 mm ,可选择Z 为6～8,选取Z =6
　　7）减振弹簧总压力 F
　　当限位销与从动盘毂之间的间隙 或 被消除,减震弹簧传递的转矩达到最大值T 时,减震弹簧受到的压力F 为
　　F = T /R = 800000Nmm/54.25 = 14746.5 N (2-11)
　　8）极限转角
　　本次设计 取10°.
　　6.1.3扭转弹簧的设计
　　根据文献[5]129页表5-4查得
　　1）取弹簧钢丝直径d=3mm
　　2）弹簧指数比c=6
　　3）曲度系数K’=1.25
　　4）弹簧中径Dm=18mm
　　5）外径D=Dm+d=21mm
　　6）弹簧总圈数n=i+1.5
　　7）工作负荷下变形f=P/K=30
　　8）n=i+1.5=4.7
　　9)△f=1.5
　　10) =(n-0.5)d+f+△f+0.2=99.211.H= -f=30