膜片彈簧離合器畢業(yè)設計.docx

洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文）膜片彈簧離合器畢業(yè)設計摘 要汽車是現(xiàn)代生活中不可或缺的交通工具。汽車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。 根據傳遞動力的方式，離合器分為摩擦式和液力式兩種,目前摩擦式應用比較廣泛。摩擦式離合器，根據從動盤的數目，可分為單片式 、雙片式和多片式3種；根據加壓方式，可分為常接合式和非常接合式兩種；根據其作用原理，還有單作用式和雙作用式之分。雙作用離合器是汽車及拖拉機的部件之一，它是由安裝在一起的兩個不同功能的離合器：即將動力傳給驅動輪的主離合器和將動力傳給動力輸出軸的副離合器。單片離合器和雙片離合器的優(yōu)缺點對比：單片摩擦離合器具有從動部分轉動慣量小、散熱性好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點；而雙片和多片式離合器接合雖較平順，但分離不徹底、從動部分轉動慣量大、中間壓盤散熱不良，結構復雜、成本高 。故雙片離合器一般只應用在徑向尺寸受限或采用單片時摩擦轉矩不夠的場合。 關鍵詞 ： 單片離合器 ，雙片離合器 ,摩擦式離合器 ，液力式離合器 變速箱 Diaphragm spring clutch graduation designABSTRACTAutomotive is an integral part of modern life transportation. The main function of tractor clutch is the driving force came from the engine, so that the transmission of gearbox shift smoothly ; flexibility and joint force to ensure a smooth start of vehicles; overloaded when the clutch slipping to protect components from damage. According to convey the driving force, friction clutch is divided into two-and-hydraulic, a comprehensive range of friction applications. Friction clutch, according to the number-driven, can be divided into single-and double-and multi-chip three kinds; under pressure, can be divided into joint-and often very junction of the two, according to its principle role , Single-and dual-role of the sub-type role.Double-action clutch of motor vehicles and tractors is one of the components, it is installed with a clutch two different functions: to be the main force driving wheel transmission clutch and the power transmission power output shaft of the clutch.Single and double-clutch clutch the advantages and disadvantages compared: Friction clutch single moment of inertia has driven some small amount of heat is good, simple structure, the adjustment convenient, compact size, the advantages of complete separation, while dual-and multi-chip clutch engagement Although more smoothly, Zhang is not completely isolated from the Portion moment of inertia, the middle-pressure cooling bad, structural complexity and high cost. Therefore, double-clutch is generally limited size of the radial or friction torque when using single-chip not enough occasions.KEY WORDS: Friction clutch single ， Double-clutch friction ， Friction clutch Hydraulic clutch ， Gearbox3目錄前言1第1章 汽車離合器整體描述21.1 離合器的概述21.1.1 離合器的基本組成21.1.2 離合器的功用及分類21.1.3 離合器的設計的基本要求2第2章 離合器結構方案分析42.1摩擦離合器的組成42.2 從動盤的選擇52.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇52.4 壓盤的驅動形式62.5 離合器的通風散熱72.6 設計方案的確定72.6.1 離合器結構圖72.6.2 離合器工作原理和構造示意圖8第3章 離合器主要參數的選擇103.1 后備系數103.2摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t103.3 單位壓力113.4 摩擦片主要參數的確定及校核123.4.1 摩擦片外徑D、內徑d和厚度h123.4.2 摩擦力的平均作用半徑133.4.3 摩擦片壓緊力的計算133.4.4 摩擦片的校核14第4章 離合器零件的結構選型及設計計算154.1 從動盤總成設計154.2 離合器蓋總成設計164.2.1 離合器蓋設計164.2.2 壓盤設計174.3 扭轉減震器的設計194.3.1 扭轉減震器的概述194.3.2 扭轉減震器的概述204.3.3減震彈簧的計算214.4 膜片彈簧設計234.4.1 膜片彈簧的結構特點234.4.2 膜片彈簧基本參數的選擇244.4.3 膜片彈簧的優(yōu)化設計254.4.4 彈簧材料及制造工藝26第5章 離合器的操縱機構275.1操縱機構的要求275.2. 操縱機構結構形式選擇275.3操縱系統(tǒng)結構設計275.4操縱機構設計計算285.4.1操縱力傳動比的計算285.4.2 操縱機構踏板行程295.4.3 操縱力的校核30結論32謝 辭33參考文獻34前言隨著科技的飛速發(fā)展，特別是液壓技術、電子技術在汽車領域的廣泛應用，汽車傳動系發(fā)生了巨大的變化。作為傳動系重要組成部件之一的離合器總成，擔負著傳力、減震和防止系統(tǒng)過載等重要作用。伴隨著自動變速器技術及與之相配套的離合器技術的完善，離合器產品不論是性能結構方面還是生產制造方面都發(fā)生了很大變化。隨著汽車運輸業(yè)的發(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷地提高改進，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的各項性能指標有了新的提高，載貨汽車趨于大型化，國內也有類似情況。此外隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。汽車傳動系的設計對汽車的動力學和燃油經濟性有重大影響，而離合器又是汽車傳動系中的重要部件。在離合器設計中，合理地選擇離合器的結構形式和設計參數不僅保證了其在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動機轉矩，還使其有足夠的使用壽命。 第1章 汽車離合器整體描述1.1 離合器的概述離合器位于發(fā)動機和變速器之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據需要踩下離合器或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力1.1.1 離合器的基本組成一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）、分離機構（分離拉桿、分離叉、分離套筒、分離軸承、分離杠桿等）和操縱機構（離合器踏板）五大部分組成。 1.1.2 離合器的功用及分類離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(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；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，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。汽車離合器有摩擦式離合器、液力偶合器、電磁離合器等幾種。目前在汽車上廣泛采用的是用彈簧壓緊的摩擦離合器(簡稱為摩擦離合器)。摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。干式摩擦式離合器，按其從動盤的數目，又分為單盤式、雙盤式和多盤式等幾種。濕式摩擦式離合器一般為多盤式的，浸在油中以便于散熱 1.1.3 離合器的設計的基本要求為了保證離合器具有良好的工作性能，對汽車離合器設計提出如下基本要求：(1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。(2)接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3)分離時要迅速、徹底。(4)離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。(5)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。(6)應使傳動系避免扭轉共振，并具有吸收振動、緩和沖擊和減小噪聲的能力。(7)操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。(8)作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中變化要盡可能小，以保(9)應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。(10)結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 第2章 離合器結構方案分析2.1摩擦離合器的組成主動部分：包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件。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34個傳動片傳遞轉矩的。從動部分：從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，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。壓緊機構：壓緊機構主要由螺旋彈簧或膜片彈簧（又稱碟簧）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，從而將處于飛輪和盤壓間的從動盤壓緊。操縱機構：操縱機構是為駕駛員控制離合器分離與接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、助力機構等組成。其他部件：為了避免轉動方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大多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）為了使汽車能平穩(wěn)起步，離合器應能柔和接合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在動盤本體園周部分，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，壓緊力隨翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到接合柔和的效果。（如圖2-2） 圖2-1扭轉減震器 圖2-2 帶減震器的從動盤 2.2 從動盤的選擇對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大。在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，用時能保證分離徹底、接合平順。因此，廣泛用與各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000 N.m的大型客車和貨車上也有所推廣。雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設計時在結構上必須采取相應的措施。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。 多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。但它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。本次設計為轎車膜片彈簧離合器的設計，設計原始數據為：發(fā)動機的最大轉矩 T=373.4N.m，其小于1000 N.m，故選用單片磨擦離合器作為本次設計對象。2.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其特點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目不應太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數。在某些重型汽車上，由于發(fā)動機最大轉矩較大，所需壓緊彈簧數目較多，可將壓緊彈簧布置在兩個同心圓周上。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，此結構軸向尺寸較大。由于可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利于減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱退火，通過調整墊片或螺紋容易實現(xiàn)對壓緊力的調整。這種結構多用于重型汽車上。斜置彈簧離合器的彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，并通過壓桿作用在壓盤上。這種結構的顯著優(yōu)點是在摩擦片磨損或分離離合器時，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點。此結構在重型汽車上已有采用。膜片彈簧離合器（圖2-3）的制造工藝較復雜，對材質和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛采用。綜上，本次設計的轎車離合器應選擇推式膜片彈簧離合器2.4 壓盤的驅動形式壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式多種。前三種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅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，降低了離合器傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。使用彈性傳動片的方式不僅消除了前三種的缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中，固選用彈性傳動片式驅動壓盤。2.5 離合器的通風散熱試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂，為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設置。2.6 設計方案的確定2.6.1 離合器結構圖鑒于以上結構方案的分析比較，再結合離合器的實用性、可靠性、工藝性及經濟性分析，本課題36.7kW輪式拖拉機離合器設計，方案最終確立為干式單片摩擦離合器。 主副離合均采用單摩擦片。主離合器壓盤采用6組圓柱形組簧壓緊，采取圓周型的布局方式；副離合器壓盤采用膜片式彈簧（膜片彈簧）壓緊。主、副離合器由同一個操縱系統(tǒng)控制，即靠離合器腳踏板的行程來控制主、副離合器的開合。主、副傳動軸同軸安裝，其中主傳動軸為空心軸，副傳動軸為實心軸。二者均采用漸開線花鍵與摩擦片盤轂配合。2.6.2 離合器工作原理和構造示意圖發(fā)動機工作時，飛輪和壓盤通過它們與摩擦片之間的摩擦帶動從動盤轂一起旋轉，再由花鍵連接將扭矩傳遞給主、副傳動軸。當駕車者踩下離合器踏板，操縱部分的分離叉將分離軸承推向前，推動分離杠桿克服壓緊簧反力，拉動主離合器壓盤向后移動，解除了主離合器壓盤與摩擦片之間的壓緊力，此時主離合器分離，發(fā)動機只能帶動主動部分及副離合器旋轉，無法將扭矩傳遞給主傳動軸。當駕駛者繼續(xù)踩離合器踏板時，分離拉桿螺栓將克服膜片彈簧及組合彈簧反力拉動副離合器壓盤向后移動，解除了副離合器壓盤與副摩擦片之間的壓緊力，此時，副離合器也分離，發(fā)動不再有功率輸出。當駕車者松開離合器踏板，操縱部分通過回位彈簧將分離軸承拉回來，膜片彈簧先恢復原位，副離合器嚙合；隨后分布在主離合器壓盤上的組合彈簧恢復原位，主離合器也嚙合。具體工作過程圖如下； 圖2-5摩擦離合器構造示意圖1-飛輪 2-從動盤 3-踏板 4-壓緊彈簧 5-從動軸 6-從動盤轂1）分離過程l 踩下踏板 分離叉頂壓分離軸承前 壓向分離杠桿內端 分離杠桿內端向前外端向后運動 拉動壓盤克服壓緊彈簧彈力向后移動 解除飛輪、從動盤、壓盤三者之間的壓緊狀 中斷動力傳遞 。 2）接合過程l 抬起踏板 分離叉離開分離軸承 分離軸承在回位彈簧作用下回位 在壓緊彈簧作用下壓盤前移 帶動分離杠桿內端向后外端向前運動 此時飛輪、從動盤、壓盤三者之間處于壓緊狀態(tài) 接通動力傳遞。第3章 離合器主要參數的選擇3.1 后備系數 后備系數是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮以下幾點：1)摩擦片在使用磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。2)要防止離合器滑磨過大。3)要能防止傳動系過載。 顯然，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??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；貨車總質量越大，也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應大于單片離合器。各類汽車離合器的取值范圍通常為：轎車和微型、輕型貨車 =1.201.75中型和重型貨車 =1.50225越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 =1.804.00中型貨車的離合器推薦其后備系數值為2.0，因為大部分中型貨車的離合器都采用膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力會發(fā)生變化，故宜取較大值。結合設計實際情況，本次設計取 = 2.0 3.2摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數f較大且穩(wěn)定。各種摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍見表3-1。表3-1 摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍摩 擦 材 料摩擦因數石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.4本次設計取f = 0.30 。摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計取單片離合器 Z = 2 。離合器間隙t是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm 。本次設計取t =3 mm 。3.3 單位壓力單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時，加應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應取小些；后備系數較大時，可適當增大。當摩擦片采用不同的材料時，取值范圍見表3-2。表3-2 摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力p/Mpa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.350.50鐵基金屬陶瓷材料0.701.50本次設計取單位壓力的值為0.30MPa 。3.4 摩擦片主要參數的確定及校核3.4.1 摩擦片外徑D、內徑d和厚度h摩擦片外徑是離合器的主要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，適當選取后備系數和單位壓力p，可估算出摩擦片外徑。1）摩擦片外徑D(mm)也可根據發(fā)動機最大轉矩 (Nm)按如下經驗公式 （3-1）式中，為直徑系數;取值范圍見表3-3。由選車型得=373.4 Nm，=17。將各參數值代入式(3-1)后計算得D=328.5mm。表3-3 直徑系數的取值范圍車型直徑系數乘用車14.6最大總質量為1.8-14.0t的商用車16.018.5（單片離合器）13.515.0（雙片離合器）最大總質量大于14.0t的商用車22.524.0根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3-4。表3-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數（即GB1457-74）外徑D/mm160180200225250280300325350內徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54C=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5401- C30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/mm3106132160221302402466546678可?。耗Σ疗嚓P標準尺寸：外徑D=325mm，內徑d=190mm，厚度h=3.5mm，單位面積F=546cm33.4.2 摩擦力的平均作用半徑假設摩擦面磨損均勻，當d/D0.6時，摩擦片的平均作用半徑下式得出 （3-2）3.4.3 摩擦片壓緊力的計算單位摩擦片的壓緊力P。決定了摩擦表面的耐磨性對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選去適應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備系數的大小，摩擦片尺寸、才老機器質量等因素。當摩擦片外徑較大時，要適當降低摩擦片的單位壓力P。，對于載貨車D=300mm時，P。約為0.15MPa。主離合器摩擦片的總壓力=8186.5N (3-3)3.4.4 摩擦片的校核（1）摩擦片外徑D的選取應使最大圓周速度不能超過65-70m/s 即 VD = /60nemaxD65-70m/s VD = 34.02m/s 滿足要求（2）為反映離合器的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用即 【】 Z為摩擦面數 （3-4） =0.003MPa表3-5【】按下表取值離合器規(guī)格D/mm210210-250250-325325【】/0.280.300.350.40 所以滿足要求。32第4章 離合器零件的結構選型及設計計算4.1 從動盤總成設計從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和花鍵轂等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應滿足如下設計要求：1)轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 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。摩擦片采用有機材料。采用帶扭轉減震器的從動盤（整體式彈性從動片），從動片通常在1.32.0mm厚的鋼板沖壓而成。將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉動慣量。整體式彈性從動片一般用高碳鋼（如50）或65Mn鋼板，熱處理硬度3848HRC。從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵軸與孔采用動配合。花鍵轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1014倍的花鍵軸直徑?；ㄦI轂一般采用鍛鋼(如45鋼，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝，對減振彈簧窗口及與從動片配合處應進行高頻處理。減震彈簧常采用60Si2MnA、65Mn等彈簧鋼絲?；ㄦI的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T由表5-1選取。表5-1 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑 D/mm發(fā)動機最大轉矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0本次設計D = 325mm ，T= 374.4Nm 故選擇花鍵類型為：表5-2所選從動盤轂花鍵參數摩擦片外徑 D/mm發(fā)動機最大轉矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm325374.410403254011.44.2 離合器蓋總成設計4.2.1 離合器蓋設計對離合器蓋結構設計的要求：1)應具有足夠的剛度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2540mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也可采用止口對中。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口，將離合器制成特殊的葉輪形狀，或在蓋上加設通風扇片等，用以鼓風。為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器蓋常用厚度35mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。4.2.2 壓盤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 。3)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 。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。1.壓盤的傳力方式的選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。采用傳動片式的傳力方式，由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。2.壓盤幾何尺寸的確定確定了摩擦片內外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內外徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結為確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據以下兩點：1)壓盤應具有足夠的質量在離合器的接合過程中，由于滑磨的存在，每接合一次的過程中都要產生大量的熱，而每次接合的時間又短(大約3s左右)，因此熱量根本來不及全部傳到周圍空氣中去，必然導致摩擦副的溫升。在使用頻繁和艱難條件下工作的離合器，這種溫升就更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數下降，加劇磨損，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的燒損。由于用石棉(或其他有機物)材料制成的摩擦片導熱很差，在滑磨過程中所產生的熱主要有飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤具有足夠大的質量來吸收熱量。 2)壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度和合理的結構形狀，以保證在受熱的情況下不致因產生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因，壓盤一般都做的比較厚(一般不小于10mm)，而且在內緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。此外，壓盤的結構設計還應注意加強通風冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內開有許多徑向通風孔，近年來這種結構也開始在單片離合器的壓盤中采用。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15mm。壓盤設計時，在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過810。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。校核計算公式：t = （5-1）式中，t為壓盤溫升()，不超過810；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 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：=0.5，對雙片離合器壓盤：=0.25，中間壓盤：=0.5。其中壓盤質量：整備質量ma=9310kg，滾動半徑R=0.306m，汽車起步時發(fā)動機轉速ne=2000r/min，主減速器傳動比i0=3.38，變速器最大的傳動比ig=3.45。故滑磨功為將各參數代入式（5-1），得所以壓盤設計合理。3.壓盤傳動片的材料選擇壓盤形狀一般比較復雜而且還需要耐磨，傳熱性好具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170227，其摩擦表面的光潔度不低于1.6。為了增加機械強度，還可以另外增加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS-1，工作表面光潔度取為1.6。4.3 扭轉減震器的設計4.3.1 扭轉減震器的概述扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下功能：1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲。4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩是兩個主要參數，決定了減振器的減震效果。其設計參數還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等4.3.2 扭轉減震器的概述1）極限轉矩T極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 T = (1.52.0) T 一般中型貨車：系數取1.5 即 T = 1.5T = 560.1 Nm 2）扭轉角剛度k為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。扭轉角剛度決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸，設計時可按經驗來初選，即 =7200mrad，3）阻尼摩擦轉矩T由于減振器扭轉剛度受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選：T=(0.060.17)T，取T= 0.15T = 56.01 Nm4）預緊轉矩T減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，T增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是T不應大于T ，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 T= (0.050.15)T取T = 0.12T=44.81Nm5）減振彈簧的位置半徑R 故R0 的尺寸應盡可能大些，一般取 R =(0.600.75)d/2，故R0 = （0.600.75）175/2 = （52.565.6）mm 同時R0滿足R0（d-50）/2=62.5取R0=60mm6）減振彈簧個數Z Z參照表5-3選取。表5-3 減振彈簧個數的選取摩擦片外徑D/mm225250250325325350350Z466881010摩擦片外徑D = 325 mm ，可選擇Z為68，選取Z=6。7）減振彈簧總壓力 F當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值T時，減震彈簧受到的壓力F為F = T/R = 560100/60 N= 9335 N8）極限轉角減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為式中，L為減振彈簧的工作變形量。通常取3O12O，對平順性要求高或對工作不均勻的發(fā)動機，取上限。本次設計 取10。4.3.3減震彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。1.減振彈簧的分布半徑R1根據根據汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，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=0.65d/2=0.65190/2=61.75(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=93356=1555.83 N3.減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc根據根據汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結構來決定，通常Dc=1115mm，故取Dc=12mm。 2）彈簧鋼絲直徑d 式中，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為550Mpa，所以d=4mm 3）減振彈簧剛度k根據根據汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，應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 4）減振彈簧有效圈數 根據根據汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 5）減振彈簧總圈數n其一般在6圈左右，與有效圈數之間的關系為n=+(1.52)=6減振彈簧最小高度 彈簧總變形量 減振彈簧總變形量 =26.4+4.67=31.07mm 減振彈簧預變形量 減振彈簧安裝工作高度 =31.07-0.37=30.7mm6）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，其值為 7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為4mm, 為55.6mm。比稍大一些取=4.58）限位銷直徑按結構布置選定，一般9.512mm?？扇?1mm。4.4 膜片彈簧設計膜片彈簧的設計比較復雜，必須利用反求工程原理進行設計。即按照參考樣件或先期的經驗初步選定膜片彈簧的結構尺寸，然后對其工作彈性、應力強度等作出分析，最終經過優(yōu)選定出其合理的結構尺寸。為此，需要清楚地了解膜片彈簧的結構特點、工作特性及失效的形式和原理，在此基礎上要掌握有關膜片彈簧的彈性、強度等方面的計算方式。4.4.1 膜片彈簧的結構特點由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用拉式結構。 膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣：沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形所。可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角R4.5。4.4.2 膜片彈簧基本參數的選擇1）比值H/h 和 h 的選擇 H/h比值是指碟簧的原始內截錐高度H及彈簧片厚度h之比。設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其彈性特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能。膜片彈簧的彈性特性和H/h比值有關，不同的H/h比值可以得到不同的彈性特性曲線。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.52.5之間，板厚 h 為24 mm 。本次設計取h =2.5 mm ，H/h =2.2 ，即 H = 2.2h =5.5mm 。2）R/r比值和 R、r的選擇通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3的范圍內取值。本設計中取R/r = 1.3，,由于摩擦片的平均半徑為=128.75故取R=120mm，則r=R/1.3=92.3mm 。3）膜片彈簧起始圓錐底角膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內截錐高度H關系密切，一般在915范圍內。 = arctan H/(R-r) ，代入數值計算可得=10，符合要求。4）分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r汽車離合器膜片彈簧的分離指數目n12，一般在18左右，采用偶數，本次設計取分離指數目n =18。切槽寬=3.23.5 mm，窗孔槽寬=910 mm，半徑r的取值應滿足r- r。本次設計取= 3.5 mm，=10 mm ，rr-=92.3mm。5）膜片彈簧小段內半徑r及分離軸承作用半徑r的確定r的值主要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。分離軸承作用半徑r應大于r。本次設計取r=55mm，r=57mm。6）壓盤加載點半徑R 和支承環(huán)加載點半徑r 的確定R和r的取值將影響膜片彈簧的剛度。r應略大于r且盡量接近r，R應略小于R且盡量接近R。故選擇R=118，r=92.3。4.4.3 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，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H/h 與初始底錐角H/(R-r)應在一定范圍內，即 2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即4）根據彈簧結構布置要求，R1與R，rf與r0之差應在一定范圍內，即5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即4.4.4 彈簧材料及制造工藝國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離38次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產生殘余反向應力。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產生塑性變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片上同一范圍內的硬度差不大于3個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不得超過厚度3。膜片彈簧的內外半徑公差一般為H1l和h11，厚度公差為0025mm，上、下表面的表面粗糙度為1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm，初始底錐角公差為10。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。第5章 離合器的操縱機構5.1操縱機構的要求1）踏板力要小，轎車：80150N，貨車：小于150200N。2）踏板行程在一定的范圍內，轎車：80150mm，貨車：小于180mm。3）摩擦片磨損后，踏板行程應能調整復原。4）有對踏板行程進行限位的裝置，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。5.2. 操縱機構結構形式選擇 常用的離合器操縱機構主要有機械式、液壓式等。機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系傳動機構結構簡單、工作可靠，有穩(wěn)定的傳動比，機械效率較高，可適應溫度較高的環(huán)境，因此廣泛應用于各種汽車拖拉機中。繩索傳動機構可遠距離布置，且可采用吊掛式踏板結構。但其壽命較短，機械效率仍不高。多用于輕型轎車中。液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。但油的泄漏和液體的可壓縮性會影響執(zhí)元件運動的準確性故無法保證嚴格的傳動比。鑒于以上比較及實際要求，