輕型拖拉機用單盤離合器的設計

輕型拖拉機用單盤離合器的設計,輕型,拖拉機,用單盤,離合器,設計 11 緒緒 論論1.1 概述概述對于以內燃機為動力的車輛，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是車輛傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。 離合器的功用主要的功用是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證車輛起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。1.2 題目背景、研究意義題目背景、研究意義 拖拉機是現代農業(yè)生產中不可替代的農業(yè)機械，在農業(yè)生產中與相應的農具配合具有廣泛的用途1。隨著科技進步，拖拉機將進一步創(chuàng)新2。拖拉機離合器的主要功用是分離發(fā)動機傳來的 動力以使變速箱順利掛擋或換擋柔順地接合動力保證車輛平穩(wěn)起步超負荷時離合器打滑以保護零件免受損壞3。拖拉機離合器結構簡單、工作原理明確，其結構發(fā)展經歷了上百年，應用現代設計手段和技術對其進行改造和提高，具有重要的應用價值 4。 1.3 國內外相關研究情況國內外相關研究情況 上世紀 80 年代，我國幾個廠家先后從國外引進了膜片彈簧設計與制造技術。這些企業(yè)引進工作有力地促進國內離合器行業(yè)的發(fā)展，為今后工作打下了一定的基礎5。如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。次外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸2車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向6。但由于技術與資金的有限，與國外先進產家相比仍有相當大的差距。在生產規(guī)模方面，由于受車輛市場，制造工藝和裝備的制約，我國的生產規(guī)模與國外先進廠家相差甚遠。試比較如下：法國Valeo 公司 1992 年離合器產量為 1000 萬套，銷售收入 26.81 億法郎，而我國目前最大生產廠家上海離合器總廠今年產量預計 40 萬套，相差幾十倍。在技術水平方面在產品技術方面， 國內離合器企業(yè)經過不斷地產品結構調整，國產膜片彈簧離合器的品種已經能全面覆蓋國內重、中、輕、轎、微及農用等車型的需求，跟蹤國外動力傳動系統(tǒng)技術7。研發(fā)新一代產品也取得了可喜成果，如雙質量飛輪、液力變矩器、適用于 300 馬力以上動力配套的由 430 拉式膜片彈簧離合器都獲得了成功。但由于引進產品品種比較窄，產品比較落后。而國外各廠家不僅產品品種多，從 160mm 到 430mm 有幾千種產品，而且深度上不斷突破，如復合整體雙飛輪及緊湊離合器系統(tǒng)、液力變矩器、電子控制離合器系統(tǒng)等均已商業(yè)化。隨著科技的發(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車趨向大型化，國內也有類似的情況8。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已經成為目前離合器的發(fā)展趨勢9。1.4 論文提出及本文的組織論文提出及本文的組織1.4.1 論文的提出及本人所做的主要工作論文的提出及本人所做的主要工作拖拉機離合器的主要功用是分離發(fā)動機傳來的 動力以使變速箱順利掛擋或換擋 柔順地接合動力，保證車輛平穩(wěn)起步，超負荷時離合器打滑以保護零件免受損壞。拖拉機離合器結構簡單工作原理明確，其結構發(fā)展經歷了上百年，應用現代設計手段和技術對其進行改造和提高，對離合器壽命，減少噪音，增強其穩(wěn)定性具有重要的使用價值。本人做的主要工作是通過查閱資料，了解其工作原理級特點，完成基礎的知識積累，然后進行方案的論證，深化方案的具體實施步驟，繪制離合器零件圖及裝配圖對離合器進行結構設計。1.4.2 本設計所選的方案及說明本設計所選的方案及說明本車設計采用單盤膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結構簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數汽車都采用這種形式的離合器。摩3擦式離合器按摩擦表面工作條件分為干式和濕式。而采用干式離合器是因為濕式離合器大多是多盤式離合器，用于需要傳遞較大轉矩的離合器，受溫度影響分離不徹底，同時考慮到經濟性所以選擇干式。 采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現良好的散熱通風等。 摩擦離合器按片數可分為單片、雙片和多片,離合器片材料摩擦行為強烈影響離合器的使用和整個車輛的動態(tài)行為10。從動盤選擇單片式從動盤是因位其結構簡單，調整方便，分離徹底，軸向尺寸緊湊，從動件轉動慣量小，散熱好。 壓盤驅動方式一般有螺栓驅動、凸塊驅動、銷驅動、傳動片驅動、鍵驅動和花鍵驅動。采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結構，降低了裝配要求又有利于壓盤定中。選擇拉式離合器是因為其較推式離合器零件數目更少，結構更簡化，軸向尺寸更小，質量更小；并且分離杠桿較大，使其踏板操縱力較輕。綜上本次設計選擇單片拉式膜片彈簧離合器。輕型拖拉機用單盤離合器，其結構如圖 1 示11：41-分離杠桿；2-輸出軸；3-球形聯軸器；4-壓簧；5-隔熱片；6-壓力盤；7-摩擦盤；8-殼體 圖 1 輕型拖拉機用單盤離合器1.4.3 論文主要內容論文主要內容(1)離合器主要參數的選擇與計算；(2)主動部分壓盤和離合器蓋設計；(3)從動部分從動片、摩擦片、從動盤轂設計；(4)壓緊裝置設計； (5)分離機構設計；(6)扭轉減振器設計；(7)離合器操縱機構設計。52 離合器的結構方案離合器的結構方案設計設計2.1 離合器主要結構離合器主要結構 2.1.1 主動部分主動部分主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠傳動片傳遞轉矩的。2.1.2 從動部分從動部分從動部分是由單片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免傳動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大對數汽車都在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。如圖 2.1 所示。6圖 2.1 離合器從動盤總成2.1.3 壓緊機構壓緊機構壓緊機構主要由膜片彈簧組成，與主動部分一起旋轉，它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和壓盤間的從動盤壓緊12。如圖 2.2、2.3 所示。圖 2.2 膜片彈簧7圖 2.3 壓盤2.1.4 扭轉減震器扭轉減震器離合器結合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減震器盤轉動。從動盤本體和減震器盤又通過六個減震器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和13。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于從動盤本體和減震器盤來回轉動，夾在它們之間的減震阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和結合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到結合柔和的效果。2.1.5 操縱結構操縱結構操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與結合程度的一套專設機構，它是由位于離合器殼內的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用） 、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機件組成的分離機構和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動機構、阻力機構等14組成。2.2 離合器的工作原理離合器的工作原理西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文）8發(fā)動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。由于汽車在行駛過程中，需經常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經常處于結合狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，攤在分離套筒的環(huán)槽中的撥叉邊推動分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向結合的方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤結合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉，既離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤結合緊密程度的逐漸增大，二者轉速也逐漸相等。直到離合器完全結合而停止打滑時，汽車速度方能與發(fā)動機轉速成正比。2.3 離合器結構方案選擇離合器結構方案選擇離合器的主要功用是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地結合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損害；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。2.3.1 從動盤數及干、濕試的選擇從動盤數及干、濕試的選擇單片干式摩擦離合器其結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能結合平順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車。因本設計的離合器是用于微型拖拉機上的，選用單片干式摩擦離合器。2.3.2 摩擦片的選擇摩擦片的選擇9 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。摩擦片數為 2。2.3.3 壓緊裝置選擇壓緊裝置選擇離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。膜片彈簧離合器的結構主要特點是采用一個膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。其結構特點如下：（1）由于膜片彈簧具有線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便。（2）膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好。（3）膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸。（4）由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷地提高，因而這種離合器在轎車及微型和中型客車、貨車上得到廣泛的應用，而且逐漸擴展到大型貨車上。綜上所述：本設計采用膜片彈簧。2.3.4 離合器的通風散熱離合器的通風散熱離合器的磨損是隨溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面溫度超過一定溫度時，摩擦片磨損急劇增加。在正常使用條件下的離合器壓盤工作表面溫度在180。在特別嚴酷的使用條件下，壓盤表面的瞬時溫度有可能高達 1000。過高的溫度能使壓盤受熱變形產生裂紋。為了使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠的重量以保證足夠的熱容量外，還要求通風散熱性良好。改善離合器的通風措施有：（1）在壓盤中間設置通風槽；（2）在離合器蓋上開較大的通風口，在離合器外殼上設有通風窗；2.3.5 壓盤驅動方式壓盤驅動方式壓盤驅動方式一般有螺栓驅動、凸塊驅動、銷驅動、鍵驅動和花鍵驅動、傳動片驅動。前幾種的共同缺點是在連接件之間有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是最近廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧10鋼帶傳動片兩端分別于離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓連接，傳動片的彈性允許壓盤做軸向移動。彈性傳動片驅動方式簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。故本次選用彈性傳動片式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結構，降低了裝配要求又有利于壓盤定中。2.3.6 分離杠桿、分離軸承分離杠桿、分離軸承分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承沿變速器前端蓋導向套作軸向移動，推動旋轉中的膜片彈簧中部分離前端，使離合器起到分離作用。分離本次設計選用的是油封軸承，它可以將潤滑脂密封在軸承殼內，使用中不需要增加潤滑，相比供油式軸承則需增加。2.3.7 從動盤總成從動盤總成從動盤總成由摩擦片、從動片、減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求：（1）轉動慣量要小，以減小變速器換檔時輪齒簡單沖擊；（2）應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。（3）應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。2.3.8 操作機構的選擇操作機構的選擇離合器操縱機構是離合器系統(tǒng)的重要組成部分，是駕駛員用以使離合器分離、接合的一套裝置，它始于離合器的踏板，終止于離合器殼內的分離軸承。離合器操縱機構按傳動方式劃分，主要有機械式、液壓式和助力式。而機械式操縱機構有桿系傳動和繩索傳動兩種形式。由于機械式結構簡單，制造容易，工作可靠多應用于農運、貨運車。本次設計選擇桿系傳動操作系統(tǒng)。113 離合器主要參數的選擇離合器主要參數的選擇為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：（1）能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩。（2）結合過程要平順柔和，使汽車豈不是沒有抖動和沖擊。（3）分離時要迅速徹底。（4）離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋是變速器輪齒間的沖擊力并方便換擋。（5）高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡免受離心力的影響。（6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力。（6）操縱輕便，工作性能穩(wěn)定，使用壽命長。12以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產和使用中的良好技術經濟指標和環(huán)保指標。3.1 離合器的參數選擇離合器的參數選擇設計所選發(fā)動機參數；功率 36.7kw，轉速 2000r/min。根據最大轉矩公式： （3.1）max9550PMeN式中：P-發(fā)動機額定功率；N-發(fā)動機額定轉速。將 P=36.7kw，N=2000r/min，代入上式。則最大轉矩 Memax =175.2。3.1.1 摩擦片內徑摩擦片內徑D D1 1外徑外徑D D2 2確定確定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩的大小有一定關系。發(fā)動機轉矩是重要參數15，安發(fā)動機最大轉矩Memax（N.m）來選定D，由下列公式可得： (3.2)32maxDeDKT式中KD一直徑系數,推薦在 48-2 范圍內選取;取KD =50。代入上式得D2=280mm。摩擦襯面內徑Dl=(0.6-0.7)D2。最終確定的D2、D1應符合標準化,系列化、通用化的要求。具體尺寸系列見表 2-1。表 2.1 干式離合器摩擦片尺寸系列 mm外徑 D2 內徑 D1 厚度 b 外徑 D2 內徑 D1 厚度 b160 110 3.2 300 175 3.5180 125 3.5 325 190 3.5200 140 3.5 350 195（190） 4.0225（220） 150 3.5 380 205 4.0250（254） 155（150） 3.5 405 220 4.0289 165（180） 3.5 430 230 4.0選取標準摩擦片外徑 D2=280mm，內徑 D1=180mm，厚度 h=4mm，內外徑比值C=0.643，摩擦片的平均半徑 R平=（R外+R內）/2=115，摩擦片面積 F=2R平(R外-R內)=36110mm。3.1.2 離合器后備系數離合器后備系數的確定的確定13后備系數是離合器設計時應該確定的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。16在選擇時，應考慮一下幾點：（1）摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。（2）要能防止離合器滑磨過大。（3）要能防止傳動系過載。為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太小，當使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，應選取大些。采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取值應大些。發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些。如下表 2-2。表 2.2 離合器后備系數車型(型式)機械操作（干式）液壓操作（濕式）重型履帶車輛4.03.0輕型履帶車輛2.52.0輪式農用車倆2.01.5輪式工業(yè)用車輛3.02.0本設計取=2.0。3.2 約束條件約束條件（1）摩擦片外徑的選取應使得最大圓周速度17VD不超過 65-70m/s。 smDnveD/706510603max式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉速（r/min）Dvmaxen所以：VD=29.3m/s 符合范圍。 （2）摩擦片的內外徑比c應在 0.530.7 范圍內。在本設計中c=0.643,符合要求。（3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為 1.24.0。（4）飛輪轉動慣量JO飛輪結構如下圖，其慣量計算滿足疊加定理，故可采用分割法來計算14圖 3.1飛輪結構簡圖計算轉動慣量時，可將其分成若干圓環(huán)，飛輪的轉動慣量即各圓環(huán)的轉動慣量之和，即：JO=J1+J2+J3每個圓環(huán)的轉動慣量為：J=(d4外-d4內)b厚/32式中:d外、d內、b厚為環(huán)的幾何尺寸。密度，在此取 = 37900m/kg。 帶入得：J1=3718.9(0.4184-0.184)0.025=2.74kg.m 秒2 J2=0.03 kg.m 秒3 J3=0.015kg.m 秒3 則：J0=J1-J2-J3=2.74+0.03+0.015=2.785 kg.cm 秒2（5）發(fā)動機轉動慣量：J發(fā)=1.2Jo=3.34 kg.m 秒2（6）整個機械組換算到變速箱第一軸的轉動慣量17JI (3.3)32=giGJ驅總變總式中：G總機械總重量，即：G總=G車+G拖=980kg+1500kg=2480kg驅-驅動輪半徑，驅=443mm g-重力加速度，g=980cm/秒2 i總-換擋時傳動系總傳動比，=3.05則:J變 I=15.45kgm/s3.3 壓緊力壓緊力F F(N)(N)的確定的確定公式： (3.4)ebp1000nTFR15式中 RP一摩擦合力作用半徑(mm)可取 計算得 Rp=116.811593321p22211=3DDRDD（）n-摩擦面對數,單片 n=2,雙片 n=4;-摩擦系數,見表 2 一 2。通常干式石棉摩擦襯面取=0.3。計算得 F=5028.319離合器摩擦襯面的磨損與單位壓力 p 有關。 =0.13922214FP（D -D）驗算的單位壓力 P 應在表 2-3 所給的范圍內。當摩擦襯面直徑較大時,相對滑磨速度大,p 應取小些。表 2-3 摩擦系數和許用壓力P摩擦副材料 干式 濕式 干式 濕式鋼、鑄鐵對剛0.15-0.180.03-0.080.25-0.400.6-0.1鋼、鑄鐵對石棉0.25-0.30.08-0.150.10-0.250.2-0.5鋼、鑄鐵對粉末冶金0.25-0.40.06-0.120.40-0.601.2-2.0鋼、鑄鐵對紙基襯面0.10-0.130.5-2.53.4 滑磨功滑磨功離合器接合過程中由于主,從動片轉速不同,產生相對滑磨,滑磨產生的熱量使離合器的摩擦元件溫度升高,摩擦系數降低,傳遞轉矩的能力下降,甚至導致摩擦襯面因過熱而燒損.可見離合器接合過程中,滑磨功產生的熱量是影響離合器壽命的重要因素18。離合器接合一次的滑磨功W(J)用下式估算: (3.5)1112IWJJ額發(fā)變（1-）（）式中 eb發(fā)動機曲軸的標定角速度(rads);離合器儲備系數;J發(fā)一一一換算到曲軸上的發(fā)動機運動部分的轉動慣量,一般按飛輪轉動慣量 Jm 的 1.2 倍計算(kg.m2)：16J發(fā)=1.2Jo=3.34 kg.m 秒2J變 I換算到離合器從動盤上的發(fā)動機的轉動慣量計算如下：J變 I = 15.45kgm/s額發(fā)動機標定角速度； (3.6)2 n60額 =209rad/s；即滑磨功W= 24748J 4 離合器主要零件的設計計算離合器主要零件的設計計算4.1 膜片彈簧的設計膜片彈簧的設計4.1.1 膜片彈簧主要參數的選取膜片彈簧主要參數的選?。?）比值H/h 和 h 的選擇17： 比值H對于膜片彈簧的彈性特性影響極大，如圖 4-1。通過分析可知，17當H時，F1為增函數；H時，F1有一極值，2)(f12)(f1該極值點恰為拐點；當F1F1時，F1有一極大值和一極小值；當2)(f1H2時，F1的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化2)(f1不大和操縱輕便，離合器用膜片彈簧的H/h 一般為 1.52.0 ，板厚 h 為24 mm 。圖 4.1 膜片彈簧的彈性特性曲線圖 4.2 彈簧膜片取h =2.5 mm ，H/h =2，即 H = 2h =5 mm。（2）R/r比值和 R、r的選：由于摩擦片平均半徑:R=115（mm），對于拉式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc=115mm.故取R=140mm,再結合實際情況取R/r=1.25,則r=116mm（3）的選擇：膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內截錐高度 H 關系密切，一般在18915范圍內。 = arctan H/(R-r) = 12，符合要求。（4）分離指數目n的選?。悍蛛x指數目 n 常取 18，大尺寸膜片彈簧可取 24，小尺寸膜片彈簧可取 12 。取分離指數目 n =18 。（5）膜片彈簧小段內半徑r及分離軸承作用半徑r的確定：0fr 由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。r 應0f大于 r 。0（6）切槽寬度、及半徑r 的確定12e= 3.23.5 mm，= 910 mm，r 的取值應滿足 r - r 。12ee2（7）壓盤加載半徑R1和支撐環(huán)加載點半徑的確定。R1和的取值將影響1r1r膜片彈簧得剛度。應略大于，R1應略小于R且盡量接近R。1r本次設計取h =2.5 mm ，H/h =2，即 H = 2h =5 mm，R=140mm,R/r=1.25,則r=116mm = arctan H/(R-r) = 12，n =18， = 3.5 mm，= 10 mm ，12r r -= 106 mm 。re =106mm，rf=32mm。e24.1.2 膜片彈簧的彈性特征膜片彈簧的彈性特征通過支持環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為（mm） ，則膜片彈簧的彈性特性18如下式表達1=（4.1）1F 2111111211211RrR2rrRr/ln16EhfhrHRHRrR式中，E為材料的彈性模量（M） ，對于鋼：E=2.1 M；為材料aP510aP的泊松比，對于鋼：=0.3；H 為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截面錐高度（mm） ；h為膜片彈簧鋼板厚度（mm） ；R、r分別為自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑（mm） ；R1、分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（mm） 。1r代入數據 F1=16126N當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化。設分離軸承對分離指端所加載荷為F2，相應作用點變形為(mm)；另外，在分離與壓緊狀態(tài)下，只要2膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態(tài)也轉過相同的角度，則有如下關系= （4.2）21111rrrRf19 =10mm2= （4.3）2F1111rrFrRf式中，為分離軸承和分離指的接觸半徑（mm） 。frF2=6450.6N4.1.3 膜片彈簧的強度校核膜片彈簧的強度校核子午斷面在中性點 O 處沿圓周方向的切向應力為零，O 點以外的點均存在切向應變力和切向應力7。建立坐標 xOy，則斷面上任意點（x、y）的切向應力 （M）為taP= （4.4）txeyE2/x12式中，為自由狀態(tài)時圓錐底角 （rad） ；為從自由狀態(tài)起，子午斷面的轉角（rad） ；e 為中性點半徑（mm） ，e=。rR/ln/rR由上公式可知，當一定時，一定的切向應力在坐標軸系中呈現線性分t布，當=0 時有ty= (4.5)x2/因很小，則表明：對于一定的零應力2/2/)2/tan(分布在過 O 點而與 x 軸成角的直線上。實際上，當 x=時，無論2/e為何值，均存在 y=，即對于一定的，等應力線都匯交與 K 點，te2/其坐標為x=，y=。顯然，為零應力直線，其內側為壓應力ee2/區(qū)，外側為拉應力區(qū)；等應力線越遠離零應力線，其應力值越高。由此可見，彈簧部分內上緣點的切向壓應力最大。當點的縱坐標時，e2/2/h點的切向拉應力最大。、A分析表明，B 點的應力值最高，通常只計算 B 點的應力來校核其強度。將B 點坐標和代入（4-4） ，可得 B 點的應力為rex2/yhtB （4.6）tB2re2r122heE代入數據可得：=1149MtBPa令0，可求出達到極大值時的轉角ddtB/tBp （4.7）pr2he20式（4.7）表明，B 點最大壓應力發(fā)生在比其壓平位置再多轉動一個角度的位置。re2/h當離合器徹底分離時，膜片彈簧子午斷面的實際轉角，計算時，pftB??；如果，則取。 ，ppff在分離軸承推力的作用下，點還受彎曲應力，其值為2FrB （4.8）rB22r6hnbFrrf式中，為分離指數目；為一個分離指根部的寬度（） 。rb代入數據可得：=101.2MrBPa考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉力，根據最大切應力rBtB強度理論，B 點的當量應力為+ （4.9）BjrBtB代入數據可得=1250.2 MBjPa實驗表明，裂紋首先在最大應力點點產生，但此時裂紋并不發(fā)展到損壞，且不明顯影響其承載能力。繼后，在點由于拉應力產生裂紋，這種裂紋是發(fā)A展性的，一直發(fā)展到使其破壞。在實際設計中，當膜片彈簧采用時，AM2Si60n不應大于 1700M。BjaP4.1.4 膜片彈簧的優(yōu)化設計膜片彈簧的優(yōu)化設計膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數7，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角hH應在一定范圍內，即rRH2 . 226 . 1hH9H/(R-r)=11.6 15（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即35. 1255. 120. 1rR3.5R / r0=3.8 5.0（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外1R1r半徑之間，即推式： 24/ )(1DRdD21拉式： （D+d）/4=115r1D/2=120mm（4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，1RRfr0r即711RR 610rr 400rrf（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用， ，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即推式： 5 . 43 . 2111rRrrf拉式： 0 . 95 . 3111rRrRf由（4）和（5）得 rf=32mm，r0=30 mm。4.2 扭轉減振器的設計計算扭轉減振器的設計計算4.2.1 扭轉減振器的主要參數選擇扭轉減振器的主要參數選擇（1）極限轉矩 Tj極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素12，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取：Tj=(1.52.0) Memax系數取 2.0。則：Tj=2.0 Memax 2.0175.2350.4（Nm）（2）扭轉剛度k由經驗公式初選 k Tj 即：13kTj13350.44555.2（Nm/rad）13（3）阻尼摩擦轉矩T可按公式初選T（0.060.17）maxeT?。篢=0.1 =0.1175.2=17.52 (Nm)maxeT（4）預緊轉矩 Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。Tn 滿足以下關系：Tn（0.050.15）Memax且：TnT17.52 Nm22而：（0.050.15）Memax8.7626.28 Nm則初選Tn16 Nm（5）減振彈簧的位置半徑R0R0 的尺寸應盡可能大些，一般?。篟0=(0.600.75)D/2則?。篟0=68mm.（6）減振彈簧個數Zj可參考表 4.2 選取，本設計D=280mm，故選取Z=6。表 4.2 減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑D減振彈簧數目Z 225250 46 250325 68 325355 810 350 10 以上（7）減振彈簧總壓力F當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值 Tj 時，減振彈簧受到的壓力F為：FTj/R0175.2/(68)3102.6(kN)4.2.2 減振彈簧的計算減振彈簧的計算（1）減振彈簧的分布半徑R1，R1 的尺寸應盡可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d為離合器摩擦片內徑故：R1=68(mm)，即為減振器基本參數中的R0。（2）單個減振器的工作壓力PP= F/Z=2600/6=433.4(N)（3）減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc一般由布置結構來決定，通常Dc=1115mm故?。篋c=15mm2）彈簧鋼絲直徑d23d= （4.10）38PDc式中，扭轉許用應力可取 550600Mpa,故取為 550Mpa所以：d=3.04mm3）減振彈簧剛度k根據已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R1 確定，即：k= （4.11）)/(1000Rk21mmNn則：K=0.249（mm）4）減振彈簧有效圈數i =3.335 （4.12）5）減振彈簧總圈數 n與有效圈數 之間的關系為：in= +(1.52)=5i減振彈簧最小高度：=18.53mmdndnl1 . 1)(min式中：=0.337 為彈簧圈之間的間隙。10.1d 彈簧總變形量： （4.13）Plc =2.42減振彈簧總變形量：0l=20.95mm0lllmin減振彈簧預變形量：= 0.207 1kZRTln減振彈簧安裝工作高度：l=25.57-0.125=20.743mm0lll6）從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，)( llll其值為：=2.2)2/arcsin(21Rl7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙124sin21R式中，為限位銷的安裝尺寸R2=76.9mm。2R值一般為：2.54mm。1所以可取為 3mm。18）限位銷直徑d按結構布置選定：一般9.512mm?？扇?10mm。dd5 主要零件設計計算主要零件設計計算5.1 從動盤總成設計從動盤總成設計25從動盤有兩種結構形式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的，本次設計從動盤為帶扭轉減震器的形式18。從動盤總成設計時應滿足一下幾個方面的要求：為了減少變速器換擋是輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能??；為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器；具有足夠的抗暴裂強度。5.1.1 從動片從動片設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。從動片一般都做的比較薄，通常使用1.32.0mm 厚的鋼板沖制而成。本次設計的輕型拖拉機用離合器，故取從動片厚度取 1.5mm。為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。具有軸向彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種型式的優(yōu)缺點，本次設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產效率高，生產成本低。5.1.2 從動盤轂從動盤轂發(fā)動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵結合方式采用齒側定心的矩形花鍵。設計花鍵的結構尺寸時參照國標 GB1144-1974 的花鍵標準，如下表 5-1。表 5.1 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑 mm發(fā)動機最大轉矩N.m齒數n外徑 mm內徑 mm齒厚 mm有效齒長mm擠壓應力MPa160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.026從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數：n=10；花鍵外徑：D=35mm；花鍵內徑：d=32mm；齒厚：B=4mm；有效齒長：l=40mm。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。有公式： （5.1）nhlP式中：P-花鍵的齒側面壓力，由下式確定：P= （5.2）ZdD)(T4maxe式中：d，D-花鍵的內外徑，；Z-從動盤轂的數目；-發(fā)動機的最大轉矩，N.m；maxeT-花鍵齒數；-花鍵工作高度，（D）2；-花鍵有效長度，。由已知條件： P10447.76N 6.53MaP從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20MPa。故所選花鍵尺寸滿足要求。5.2 壓盤和離合器蓋的設計壓盤和離合器蓋的設計5.2.1 壓盤的設計壓盤的設計對壓盤結構設計的要求:（1）壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。（2）壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為 1525 mm 。在本設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為 25（30 與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于 1520 gcm 。27（4）壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，通常采用灰鑄鐵，一般采用 HT200、HT250、HT300，硬度為 170227HBS。鑒于以上原因，本次設計壓盤厚度取 25mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器結合一次的溫升，它不應超過 810。校核公式：t = （5.3）mcW式中，t-為壓盤溫升(),不超過 810；c-為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=544.28 J/(kg)；m-為壓盤質量(kg)；-為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤，=0.50；雙片離合器壓盤，=0.25；雙片離合器中間壓盤，=0.50W-滑磨功，N.m。m = = h（）7800 = 7.8 kg (5.4)V取 h=25 為鑄鐵密度，取 7800 kg/m ，V 為壓盤估算面積3t = =0.524748/(544.283.1) =7.3 mcW5.2.2 離合器蓋的設計離合器蓋的設計離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。對離合器蓋結構設計的要求：（1）應具有足夠的剛度14，否則將會影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此采取以下措施：適當增大蓋得板厚，一般為 2.54mm。（2）應與飛輪保持良好的隊中性，以免影響總成的平衡和正常的工作。（3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。（4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。經以上敘述與實物類比，本次設計取厚度 4mm。5.2.3 支承環(huán)支承環(huán)支承環(huán)和支承鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環(huán)一般采用34mm 的碳素彈簧鋼絲。本次設計取 4mm。西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文）16 操作機構操作機構汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在1離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等18。離合器操縱機構應滿足的要求是16（1）踏板力要小，轎車一般在80150N 范圍內，貨車不大于150200N；（2）踏板行程一般在mm 范圍內，最大不超過180mm；15080（3）踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；（4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞；（5）應具有足夠的剛度；（6）傳動效率要高；（7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠。本次設計的輕型拖拉機用單盤離合器，采用桿系傳動操作機構。6.1 操作傳動的設計與計算操作傳動的設計與計算（1）操作系統(tǒng)傳動比i操在設計操作系統(tǒng)時，為了滿足前述對踏板力行程要求18，需要根據離合器的分離傳動比i分，最終合理地定出操作系統(tǒng)的傳動比i操。離合器踏板行程Sn 與S壓盤的升程有如下關系： (6.1) (i )i/ nocSSZS分操式中，So 為分離軸承與分離桿之間的間隙，對于沒有間隙自動調節(jié)機構的離合器來說，So 一般為 2-4mm；有自動調節(jié)機構的，So=0.S為摩擦片與壓盤、飛輪之間的間隙，對于單片離合器S=0.75-1.3。雙片離合器取S=0.5-0.9mm。Zc 為摩擦面數目，單片為 2，雙片為 4。i分=a2/a1。 對于機械傳動，。 (6.2)2211bci =bc操=為考慮傳動中由于變形等原因造成的行程損失，1。 根據人體工學要求確定踏板行程值Sn，按下式定i操： (6.3)=S /(i )nociSZS操分1由i操，校驗離合器踏板力 Pn 是否合適： （6.4）n/( )PPi i分操分總式中，P分為壓盤載荷；總為總的系統(tǒng)效率，一般為 0.8-0.9，若為桿系機械傳動有可能小于 0.8。一般離合器i分i操的大致范圍如下表 6-1 所示。表 6.1 離合器i分i操范圍壓緊彈簧類型i分i操周置螺旋彈簧3.6-6.27-12膜片彈簧2.7-5.410-16中央彈簧7-813-15則Sn=（2+2*1*4）10/0.8=125mm。由于Sn 一般為 80-150mm，所以范圍符合。Pn=5028/（4*10*0.8）=157N。由于Pn 一般為 150-200N，所以范圍符合。結論結論通過以上對膜片彈簧離合器及液壓操縱機構的工作原理的闡述及各構件的1計算說明，可以看出離合器操縱機構的設計要從材料，尺寸約束，傳遞發(fā)動機扭矩，駕駛員操作等各方面的綜合考慮。計算方面：離合器的主要參數，P0,D2,D1，結果按照基本公式運算得出并通過約束條件，檢驗合格。操縱機構自由行程符合規(guī)格，在此前提下同時也保證了機件具有足夠的剛度，在有外部壓力的情況下不會輕易變形。設計所得尺寸既符合工作機理的需求又滿足安裝的要求。選材方面：摩擦片選用石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、磨合性，不會發(fā)生粘著現象。扭轉減振器中的扭轉彈簧選用 65Si2MnA，其中所含硅成分提高了機件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；設計后的離合器順利通過溫升校核，目的是防止摩擦元件過快地磨損和溫度過高。綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，數據全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，完全符合計劃書及國家標準。參考文獻參考文獻11 鄭春麗 . 小型拖拉機在農業(yè)中的發(fā)展空間J. 農友之家，2008， （14）：79-862 Andreas Fuchs . 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Derived through a detailed process of the accumulation of a large amount of data and to map out the success of the diaphragm spring clutch of the finished map. Describes the development of the clutch, and its working principle, in the process, after comparison with the right to determine the initial structure of the clutch, select the pull-type diaphragm spring clutch, and a reverse shock absorber for the back calculation provides a theoretical basis. In the calculation,