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含CAD图纸、说明书 膜片弹簧离合器设计说明书 毕业设计-东风EQ1135F19D中型货车膜片弹簧离合器设计 车辆工程毕业设计 膜片弹簧离合器设计 膜片弹簧离合器 膜片弹簧离合器设计毕业设计说明书

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摘 要汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。本设计主要是对中型货车的膜片式弹簧离合器进行设计。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，首先进行了基本参数的选择，其次对零部件设计：压盘、离合器盖、弹性传动片，分离装置，以及从动盘、从动片和从动盘毂，操纵机构，扭转减震器中的螺旋弹簧的设计。根据各零部件的工作条件，并对其进行了相关校核。确保所设计的离合器能最大限度传递发动机的输出转矩。关键词：压盘；膜片弹簧；摩擦片；操纵机构；离合器ABSTRACTAutomobile clutch gearbox is located between the engine and flywheel shell, with screw assembly will be fixed in the clutch after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft. In the car, the driver can be down or release the clutch pedal, so that the temporary separation of the engine and gearbox, and the gradual bonding to cut off or transfer the engine to the transmission input power. At present, widely used in all kinds of cars on friction clutch is a moving part of the friction between the subordinate to transfer power and can separate device. This design is mainly to the medium truckloads of diaphragm type spring clutch on the design. According to the using conditions and vehicle parameters of vehicles, according to clutch system design steps and requirements, the basic parameters of the first choice, second to parts design: pressure plate, clutch cover, elastic transmission piece, separation device, and driven plate, driven plate and platen hub, operation, reverse design of the spiral spring shock absorber. According to various spare parts working conditions, and analyses the relevant respectively. Ensure that the design of the clutch can utmost transfer engine torque. Keywords: Pressure Plate; Diaphragm Spring; Friction Disc; Control agencies;ClutchII目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 离合器的研究背景11.2 国内外研究现状31.3 离合器设计的主要内容4第2章 离合器方案设计及功能52.1膜片弹簧离合器结构以及运动方式52.2膜片弹簧离合器性能构造62.3 膜片弹簧离合器工作原理62.4 膜片弹簧离合器的优点62.5 膜片弹簧离合器设计基本要求72.6 本章小结7第3章 膜片弹簧离合器零部件的结构设计93.1 摩擦片基本结构尺寸参数的选择93.2 从动盘总成设计113.2.1 从动片设计113.2.2 从动盘毂设计113.3 压盘设计133.3.1 压盘参数的选择和校核133.3.2 传动片设计153.3.3 离合器盖设计163.4 离合器分离装置的设计173.4.1 分离轴承及分离套筒173.4.2 分离轴承的设计计算173.5 膜片弹簧的设计183.5.1 膜片弹簧结构形状的特点183.5.2 膜片弹簧的变形特性193.5.3 膜片弹簧基本参数的选择193.5.4 膜片弹簧参数的校核213.5.6 膜片弹簧的强度计算223.6 扭转减振器设计253.6.1 扭转减振器的功能253.6.2 扭转减振器的结构类型的选择253.6.3 扭转减振器参数确定263.7 本章小结31第4章 离合器操纵机构设计324.1操纵机构的设计要求324.2 液压式操纵机构的结构原理324.3 操纵系统周边工作环境和时间因素的影响334.4 离合器踏板的设计344.5 操纵系统的传动比计算344.6主缸及工作缸的设计计算354.6.1 主缸的设计364.6.2 分缸的设计364.7 本章小结37结论38参考文献39致谢41附录42黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论1.1 离合器的研究背景自十九世纪末第一辆货车诞生以来，货车工业经历了一百多年的发展过程。由于社会生产力和科学技术日新月异的发展，也推动了货车设计日臻精巧，并且其运输能力和各项性能也得到不断提高。现今货车不管是国民经济，还是人们的日常生活中都是一种不可缺少的交通工具。因此货车工业的发展规模和技术水平往往标志着一个国家的经济水平和科技水平1。货车传动系统的基本功用是将发动机发出的动力传给驱动轮。离合器是货车传动系中直接与发动机相联系的部件。在货车起步前，先要起动发动机，这时应使变速器处于空挡位置，将发动机与驱动轮之间联系断开，以卸除发动机负荷。待发动机已起动并开始正常的转速运转后，方可将变速器挂上一定档位，使货车起步。货车起步时，货车是从完全静止的状态逐步加速的。如果传动系（它联系着整个货车）与发动机刚性地联系，则变速器一挂上档，货车将突然向前冲动一下，但并未能起步。这是因为货车从静止到前冲时，产生很大惯性力。对发动机造成很大的阻力矩。在这惯性阻力矩作用下，发动机在瞬时间转速急剧下降到最低转速（一般为300-500r/min）以下，发动机即熄火而不能工作，当然货车也不能起步。离合器的首要功用是保证货车平稳起步。在传动系中装设了离合器后，在发动机起动后，货车起步之前，驾驶员先踩下离合器踏板，将离合器逐渐接合，在离合器逐渐接合过程中，发动机所受阻力矩也逐渐增加，故应同时逐渐踩下加速踏板，即逐步增加对发动机的燃料供给量，使发动机的转速始终保持在最低稳定转速以上，不致熄火。由于离合器的接合紧密程度增大，发动机经传动系传给驱动车轮的转矩便逐渐增加。到牵引力足以克服起步阻力时，货车即从静止开始运动并逐步加速。离合器的另一项功用是保证传动系换档时工作平稳。在货车行使过程中，为了适应不断变化的行使条件，传动系经常要换用不同档位工作。实现齿轮式变速器的换档，一般是拨动齿轮或其它挂档机构，使原用档位的某一齿轮副退出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前也必须踩下离合器踏板，中断动力传递，便于使原用档位的齿轮副脱开，同时有可能使新档位齿轮副的啮合部位的速度逐渐相等（同步），这样，进入啮合时的冲击可以大为减轻。 离合器的第三功用是防止传动系过载。当货车进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系刚性相连而急剧降低转速，因此其中传动件会产生很大的惯性力矩（数值可能大大超过发动机正常工作时所发出大最大转矩），对传动系造成超过其承载能力的载荷,而是其机件损坏。有了离合器，便可依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一危险。欲使离合器起到以上几个作用，离合器应该是这样一个传动机构，其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动。所以，离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联系，而是借二者接触面之间的摩擦作用来传递转矩（摩擦离合器），或是利用液体作为传动的介质（液力耦合器），或是利用磁力传动（电磁离合器）。在摩擦离合器中，为产生摩擦所需的压紧力，可以是弹簧力、液压作用或电磁吸力。如图1.1所示： 图1.1 离合器离合器的具体结构，首先，应在保证发动机最大转矩的前提下，满足四个基本性能要求：（1）离合迅速，平稳无冲击，分离彻底，动作准确可靠。（2）结构简单，重量轻，惯性小，外形尺寸小，工作安全，效率高。（3）接合元件耐磨性高，使用寿命长，散热条件好。（4）操纵方便省力，制造容易，调整维修方便。其次，离合器从动部分的转动惯量要尽可能小。离合器的功用之一是当变速器换档时，中断动力传递，以减轻齿轮冲击。如果与变速器主动轴相连的离合器从动部分的转动惯量大，当换档时，虽然由于分离了离合器，使发动机与变速器之间联系脱开，但离合器从动部分较大的惯性力矩仍然输入给变速器，其效果相当于分离不彻底，就不能很好的起到减轻齿轮间冲击的作用。此外，还要求离合器散热良好。因为在货车行驶过程中，驾驶员操纵离合器的次数是很多的，这就使离合器中由于摩擦面间频繁地相对滑磨而产生大量的热。离合器接合愈柔和，产生热量愈大。这些热量如不及时地散发，对离合器的工作将产生严重影响。1.2 国内外研究现状膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器2。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片弹簧是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降3。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究在改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为802000N.m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上1。甚至某些总质量达2832t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程2。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。1.3 离合器设计的主要内容摩擦离合器所能传递的最大转矩的数值取决于摩擦面间的压紧力和摩擦系数，以及摩擦面的数目和尺寸。若欲增大离合器所能传递的最大转矩，可选用摩擦系数较大的摩擦材料，或适当加强压紧弹簧的压紧力，或加大摩擦面的尺寸。摩擦离合器根据从动盘的数目可分为单盘离合器、双盘离合器和多盘离合器。采用若干个螺旋弹簧作压紧弹簧，并沿摩擦盘圆周分布的离合器称为周布弹簧离合器。仅具有一个或两个较强力的螺旋弹簧，并安置在中央的离合器则称为中央弹簧离合器。还有一种采用膜片弹簧作为压紧弹簧的，称为膜片弹簧离合器。主要设计的内容如下：（1）从动盘总成设计，包括从动片、从动盘毂； （2）压盘设计，包括传动片、压盘； （3）分离装置设计，包括分离套筒、分离轴承； （4）膜片弹簧设计； （5）扭转减振器设计，包括减振片、减振弹簧；（6）离合器操纵机构设计，包括主缸、分缸。第2章 离合器方案设计2.1膜片弹簧离合器结构以及运动方式 膜片弹簧离合器的主要特点是用一个膜片弹簧代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧离合器的主要结构为飞轮，离合器盖，分离轴承，夹扣，分离叉，保护罩。 (l)主动部分 离合器凡直接与发动机连接在一起的机件称为主动部分,主要要由飞轮、膜片弹簧和离合器盖组戚。离合器盖由螺栓固定在发动机飞轮上,与发动机一起旋转。因此,离合器盖必须具有良好的旋转平衡性和散热性能。 膜片弹簧是用优质弹簧薄钢板制成碟形的弹簧,开有若干径向的槽,槽的末端有圆孔,形成若干个弹性杆件,它既可以起压紧机构的作用,又可起分离杠杆的作用。这样可使离合器的结构大为简化,缩短了离合器的轴向尺寸。 (2)从动部分 它由钢片总成、摩擦片和扭转减振器组成。钢片的周围用铆钉固装着波浪形曲面的扇形弹簧片,在波浪形弹簧片两侧分别铆着摩擦片,在其摩擦面上开有许多槽,以防止真空吸附作用,也有助于分离彻底。 (3)操纵机构 中型货车的离合器操纵机构均为液压机械传动,它主要由踏板、离合器总泵、挠性软管、分离叉、离合器分泵、分离轴承等组成。离合器总泵由贮液筒、活塞、连接管、防尘套等组成。总泵采用制动液,其液压是由活塞在泵体内的滑动而产生的,离合器分泵主要由泵体、弹簧、活塞、防尘套、推杆、溢流孔塞等组成。离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。当离合器接合时，主、从摩擦元件总是经历转速不等到转速一致的摩擦过程。在交通繁忙的城市使用条件下，离合器频繁的接合和滑磨，使摩擦片很容易磨损，滑磨产生的热量使压盘和飞轮等零件的温度升高。若摩擦表面温度过高，将加剧摩擦片磨损，降低离合器使用寿命。离合器在起步过程中的滑磨比换档时严重得多，而离合器滑磨的严重程度常用滑磨功来衡量.2.2膜片弹簧离合器性能构造膜片弹簧离合器所用的压紧弹簧是一个用薄弹簧钢板制成的带有一定锥度，中心部分开有许多均布径向槽的圆锥形弹簧片。膜片弹簧是碟形弹簧的一种，它可以看成由碟簧部分和分离指部分所组成。膜片弹簧：用优质弹簧钢板制成，形状为碟形，开有径向切槽，切槽内端连通，外端为圆孔。两个切槽之间钢板形成一个弹性杠杆，即是压紧弹簧又是分离杠杆。压紧装置：压紧装置由压盘、离合器盖、膜片弹簧、支承圈、定位铆钉、分离钩、传动片组成。接合状态：弹簧将压盘、飞轮及从动盘互相压紧，发动机的转矩经飞轮及压盘通过摩擦面的摩擦力矩传至从动盘。分离过程：踩下踏板，套在从动盘毂滑槽中的拨叉，便推动从动盘克服压紧弹簧的压力右移而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力传动。 接合过程：缓慢地抬起离合器踏板，使从动盘在压紧弹簧压力作用下左移与飞轮恢复接触，二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩逐渐增加，离合器从完全打滑、部分打滑，直至完全接合。2.3 膜片弹簧离合器工作原理由图2.1可知，离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘6摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力要分离离合器时，将离合器踏板8踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成7前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。2.4 膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：（1）膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；（4）膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好12。（a）接合位置 （b）分离位置1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴图2.1 膜片弹簧离合器的工作原理图2.5 膜片弹簧离合器设计基本要求膜片弹簧设计的基本要求如下：（1）能可靠地传递发动机的最大转矩；（2）接合过程要平衡、柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击；（3）分离时要迅速、彻底；（4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换挡；（5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡并免受离心力的影响；（6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收共振、冲击和减小噪声的能力；（7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长22。2.6 本章小结本章主要介绍了膜片弹簧离合器的结构运动方式及其组成和工作原理，通过对膜片弹簧离合器的类型对比，确定本设计的离合器为拉式膜片弹簧离合器。还介绍了膜片弹簧离合器的优点及其设计的基本要求。第3章 膜片弹簧离合器零部件的结构设计3.1 摩擦片基本结构尺寸参数的选择为了可靠地利用离合器中的摩擦传递发动机转矩,离合器静摩擦力矩(实为力偶矩)T应大于发动机转矩T,其数学表达式为: Tc= T0max （3.1）式中：-离合器的后备系数,必须大于1。根据摩擦定律, 静摩擦力矩可写为: Tc=FZRc （3.2）式中：F-压盘加于摩擦片的工作压力，N; Z-摩擦面数目; -摩擦系数,计算时一般取0.25-0.30; Rc-摩擦片平均半径，mm。假定摩擦片上的压力均匀分布,则: Rc= D3-d33D2-d2 （3.3）式中：D-摩擦片外径，mm;d-摩擦片内径，mm。当d/D0.6时, Rc可相当准确地由下式计算: Rc= D+d4 （3.4）压盘工作压力F为摩擦面单位压力0与一个摩擦面的面积A之积F=0A=0D2-d24将上式与式3.3代入式3.2可得: Tc=Temax=Z120D3(1-C3) （3.5）式中: C-摩擦片内、外半径之比，d/。当发动机最大转矩Temax已知，离合器结构型式和摩擦片材料已定，和f便已定，根据式3.5便可求出后备系数、单位压力和摩擦片尺寸应满足的关系式，例如，选好和0，则摩擦片尺寸即可确定。后备系数是离合器的重要参数，它能反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度在选择时，应从以下考虑出发，摩擦片在使用中磨损后，离合器还能确保传递发动机的最大转矩；要能防止离合器自身滑磨过大；要防止传动系过载。为了可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大, 不可过小；为使离合器尺寸不致过大，防止传动系严重过载，保证操纵轻便，又不可过大。当发动机后备功率较大，当使用条件较好，离合器压紧弹簧压力在使用过程中可以调整或变化不大时，应选小些。使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器滑磨，应选大些为宜通常值，对于中型货车为1.602.25。单位压力0的选择应考虑离合器的工作条件、发动机后备系数的大小、摩擦片外径、摩擦片材料以及质量等因素若离合器使用频繁，发动机后备功率较小，则0应取小些，反之则可取大些当摩擦外径较大时，为降低摩擦片外援的热负荷，0应降低当采用摩擦材料时，0在0.14-0.3MPa(N/mm2)范围内选取。摩擦片尺寸主要外径和内径d可根据已知参数按式35估算摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准1457-74。所选的D应使 最大圆周速度不超过65-70m/s。内、外径之比C在0.53-0.7之间。根据设计要求，查资料可知Temax=165Nm（35000r/min）；Pemax=100kw（10000r/min）。查资料选取=0.3，Z=2，P0=0.3 MPa，C=0.7，=2由公式3.5D = 312TemaxZP01-C3 = 239.50mm取D= 250mm 则d=155mm3.2 从动盘总成设计从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于0.2mm，从动盘本体采用45号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。设计从动盘时应该注意满足以下几个方面的要求：（1）为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；（2）为了保证汽车平稳起步摩擦面上的压力分布均匀，从动盘应具有轴向弹性；（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘应装有扭转减震器；（4）要有足够的抗爆裂力17。3.2.1 从动片设计设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应该使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。这是因为在汽车行驶中进行换挡时，首先要切断动力分离离合器，而在变速器挂挡的过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定要发生变化，或者是增速，或者是减速。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得比较薄，通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。从动片的材料与其结构型式有关，本设计选用整体式从动片，整体式即不带波形弹簧片的从动片，用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC，厚度选取为1.8mm。3.2.2 从动盘毂设计从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-74选取(见表3.1)。从动盘毂花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。从动盘毅通常由40Cr、45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，表面和心部硬度在2832HRC，本设计选45号钢。表3.1 GB1144-74从 动 盘外 径D/mm发 动 机 转矩/Nm花 键齿 数n花 键外 径D/mm花 键内 径d/mm键 齿宽b/mm有 效齿 长l/mm挤 压应 力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.1由于本次设计从动盘外径为D=250mm由表3.1选取得：花键齿数n=10；花键外径=35mm；花键内径=28mm；键齿宽b=4mm；有效齿长=35mm；挤压应力=10.4MPa。花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，挤压应力的计算公式： （MPa） （3.6）式中：P花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： （3.7）式中：，分别为花键外径及内径，mm；从动盘毂的数目；发动机最大转矩，Nm；花键齿数；花键齿工作高度，m；h=(-)/2；花键有效长度，m。代入公式（3.7）得： 代入公式（3.6）得：经校核所选尺寸符合强度要求。3.3 压盘设计对压盘结构设计的要求：（1） 压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520gcm。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面得距离）公差要小18。3.3.1 压盘参数的选择和校核 压盘的材料选用HT20-40铸造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于0.8。压盘壳用M812mm螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于15mm)。本设计初选压盘厚为24mm。压盘的外径略大于摩擦片外径D，取压盘外径为272mm，内径略小于摩擦片内径d，取压盘内径为150mm。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过810温升的校核按式为： （3.8）式中：温升，；传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，=0.5；压盘的质量，kg。 （3.9）式中：铸铁密度为。代入公式（3-8）： = 7.57kg式中：压盘的比热容，铸铁的比热容为=544.28J/(kgK)；滑磨功，J。L = 0.5JaW0 （3.10）式中：离合器开始滑磨时发动机角速度；=334.9rad/s； 汽车整车质量转化为相当的转动惯量。 (3.11)式中：汽车总质量，kg； =1760kg车轮滚动半径，cm；=30cm主减速器传动比； =4.56变速器传动比。 =4.87代入公式（3.11）得：0.32代入公式（3.10）得： 选择压盘厚度为=24mm，外径=272mm，内径=150mm。代入公式（3.8）进行校核计算， =1.788 符合要求，压盘厚度选择的合理。3.3.2 传动片设计传动片在膜片弹簧离合器中要承担传递发动机的转矩，还有依靠传动片的弹性作用使压盘分离。利用传动片来分离压盘，在离合器结构设计上要简单些，但传动片受力状况要复杂得多，传动片的负荷也更严重，故必须仔细地对它进行强度校核。压盘通过传动片和离合器盖相连而被驱动。根据对传力片的功能要求，决定了它一端用铆钉固定在压盘上，另一端用螺钉与离合器盖相连，它们沿圆周切向布置，本设计布置3组，而每组由4个弹性薄片组成。这里取长为65mm，宽为20mm，片厚为1mm保证其既有足够的轴向弹性使压盘容易分离，又有足够的强度不至于因弯曲拉压而断裂。在布置传动片是要注意，通常情况下（即发动机正向输出转矩）传动片应该受拉力，但是当由车轮驱动发动机时，传动片将受压，此时要当心它受压时的压杆稳定性问题。传动片与压盘、离合器连接时的安装高度，这样设计：在离合器彻底分离时，压盘由传动片拉离至极端位置，此时，传动片应处于或接近于非弯曲状态（平直状态，相当于弯曲应力为零）。按照这一设计思路，当离合器在结合状态并传递转矩时，传动片将在弯、拉联合作用下工作20。传动片有效长度为，则 （为螺钉孔直径） （3.12）= 65-1.520=35mm每组传动片总刚度 Kn = 12Ejxn/l13 （3.13）全部 组传动片合成的总刚度为 K = Kn = 12Ejxni/l13 （3.14）式中：E为传动片的弹性模量，为代入公式（3.14）得：K=1221051/122043/3531/1000=0.112MN/M压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时，则应进行挤压应力的强度校核： (3.15)式中：考虑发动机转矩分配到压盘上的比例系数，单片离合器取；力的作用半径，1.2m；工作元件(例凸块一窗孔、传动销、键)的数目，这里取3组每组4片；接触面积，mm2，这里取长为65mm，宽为20mm，所以F=1300 mm2 。计算得=15.22符合标准。3.3.3 离合器盖设计离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，一般采用厚2. 55mm的低碳钢钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可，选厚度为5mm的低碳钢。3.4 离合器分离装置的设计3.4.1 分离轴承及分离套筒分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有两类：径向推力轴承和推力轴承。径向推力类适用于高速、低轴向负荷的情况；推力类则使用低速、高轴向负荷的情况。除此之外。在某些轻型汽车上还采用由浸油的碳和石墨混合压制而成的滑动推轴承。在以往的设计中，分离轴承的内圈通常压配在铸造的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管外轴颈上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于接合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙=34mm，以备在摩擦片磨损的情况下，分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩。由于现今大多数发动机转速超过了6000r/min，离心力造成的径向力很大，因此，汽车离合器分离轴承广泛采用了角接触式的径向推力球轴承，并把它做成完全密封，充满耐高温的锂基润滑脂的轴承，而且把传统的由轴承外圈转动变成为由轴承内圈转动，这些结构措施使轴承的使用寿命更加长并免维护。3.4.2 分离轴承的设计计算分离轴承选取推力球轴承，经机械设计手册查得如下尺寸D=85, d=45, T=28, B=12,额定动载荷=75.8kN，额定静载荷=150KN。1、 轴承寿命的计算 L = 10660ncp3 （3.16）式中：P当量动载荷：P = pFa； 载荷系数：=1.21.8 选取=1.8。 P = 1110.1MPa额定寿命 L=8.14h 2、 分离轴承在离合器彻底分离时的载荷 =1916.7N75.8KN3、 分离轴承静强度计算 （3.17）式中：为静载荷安全系数，选取=4代入公式（3-17）得： =4440.4N = 150kN故所选分离轴承符合设计要求。 3.5 膜片弹簧的设计膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。3.5.1 膜片弹簧结构形状的特点膜片弹簧是由弹簧钢板冲制而成的。膜片弹簧在结构形状上分成两部分，第一部分在膜片弹簧大端处，为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子，是膜片弹簧实际起弹性作用的部分，它和一般机械上所有的碟形弹簧完全类似，故把它称为膜片弹簧的碟簧部分。碟形弹簧的工作原理为：沿碟簧的轴线方向加载，碟簧受到轴向载荷逐渐变平，卸载后又恢复原形。这就是碟形弹簧的弹性作用所反映出来的弹性表现现象。3.5.2 膜片弹簧的变形特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性(见图3.1)。当(H/h)时，P为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当H/h)2，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取1.5(H/h)2，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构20。 图3.1 不同时的无弹性特性曲线3.5.3 膜片弹簧基本参数的选择1、比值(H/h)的选择和H、h的确定H为膜片弹簧内截锥高，h为膜片弹簧钢板厚度，比值(H/h)对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取： 钢板厚度h为24之间。选取h=3mm，H/h比值为1.5则膜片弹簧原始内截锥高H=4.5。R/r和R、r的选择R为膜片弹簧大端半径。r为膜片弹簧分离指半径。膜片弹簧的大端半径R应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。比值R/r的选定影响到材料的利用效率。R/r愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.82.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/r =1.21.3(即1.25左右)。本设计选取R=125mm；R/r=1.2计算得r =104mm。3、膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角与膜片弹簧内截锥高H关系密切，一般在1012范围内选择。 = arctanHR-r = arctan4.5125-104 = 12.09 （3.18）取=13。4、分离指的数目n的选择 汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n12，一般在18左右，采用偶数，便于制造时模具分度：n取18。 5、膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径膜片弹簧小端半径由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。变速器第一轴的花键外径为35mm，取膜片弹簧小端半径=30mm。分离轴承作用半径应大于。按花键外径选用=35.5mm。6、切槽宽度、窗孔槽宽及半径的确定=4mm =12mm =91.8mm 7、支承圈作用半径L和膜片弹簧与压盘的接触半径l支承圈平均半径与膜片弹簧与压盘的接触半径的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r；应略小于R且尽量接近于R。 =124 =100.253.5.4 膜片弹簧参数的校核（1）摩擦片外径D的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s （3.19）=（3.14/60）50000.25=65.42m/s 所以摩擦片外径D选取合适。（2）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨防止摩擦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应小于其许用值，即 （3.20）该车型 （3.21） 式中：车轮的滚动半径 rr=Fd2 （3.22） 式中： F=3.05 (子午线胎) d=750 mm代入公式（3.22）（3.21）得： W = 5802.6J 所以该离合器离合器单位面积滑磨功符合要求。3.5.6 膜片弹簧的强度计算已选定 H=4.5mm, h=3mm，R=125mm，r=104mm，=124mm， =100.25mm，n=18，=30mm，=35.5mm，=4mm，=12mm，=91.8mm。工作压力和膜片弹簧在压盘接触点S处的轴向变形关系式 P1=Eh161-2lnRrL-l2H-1R-rL-lH-12R-rL-l+h2 (3.23)设 式中： 弹性模数，取； 泊松比，取； 大端变形，mm； 碟簧部分内截锥高，mm。因此公式就成为 (3.24)把有关数值代入上述各式，得 = 1617.4 = 3 =0.738-0.553-0.671、确定弹簧工作点的位置取离合器结合时大端变形量=0.65H=2.9,得= 5465N。校核后备系数 ： (3.25)其中103.6mm =2把数值代入得 符合1.72.25 之间离合器彻底分离时，大端的变形量为 (3.26)式中： 压盘升程 =2.4mm 离合器刚开始分离时，压盘的行程，此时膜片弹簧大端的变形量为，摩擦片磨损后，最大，磨损量。 2、求离合器彻底分离时分离轴承的载荷由公式 (3.27)取=5.3mm则得： (3.28)代入有关数值，得 =1689N3、求分离轴承行程由公式 (3.29)取，则 由公式得 由公式得 把有关数值代入(3.29)，得： 1.85mm故 4、强度校核膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）。 (3.30)把有关数值代入(3.30)中，得： =1735MPa3.6 扭转减振器设计 汽车传动系中的扭转减振器，按其所在位置可分成两类：一类装在从动盘总成中，另一类装在飞轮处。本设计选装在从动盘总成中的扭转减振器。3.6.1 扭转减振器的功能扭转减震器主要由弹性元件和阻尼元件等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶段固有频率，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，谐调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。3.6.2 扭转减振器的结构类型的选择图3.2给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器见图3.2(a-d)得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器(图3.2e为三级的)。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见图3.2(f)或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在图3.2(a)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从1-从动片；2-从动盘毂；3-摩擦片；4-减振弹簧；5-碟形弹簧垫片；6-压紧弹簧；7-减振盘；8-橡胶弹性元件图3.2 减振器结构图动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧(图3.2c，d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力(图3.2d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。3.6.3 扭转减振器参数确定1、极限转矩Tj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 Tj =（1.52.0）Temax （3.31）式中商用车：系数取1.5；乘用车：系数取2.0。本设计取系数为1.5 Temax =190 Nm代入公式（3.31）得： Tj = 1.5190 = 285 Nm2、扭转减振器的角刚度Ca减振器扭转角刚度Ca决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 Ca13Tj （3.32）式中：Tj为极限转矩，Ca 13285=3705 Nm/rad本设计初选Ca=3000Nm/rad。3、扭转减振器最大摩擦力矩T由于减振器扭转刚度Ca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。一般可按下式初选为 T=（0.060.17）Temax （3.33）取系数为0.15，代入公式得 T= 0.15190 = 28.5 选取T=28.5Nm。4、扭转减振器的预紧力矩减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取为=（0.050.15） （3.34）取系数为0.1，代入公式得 = 0.1190 = 19选取=19 Nm5、扭转减振器的弹簧分布半径R0减振弹簧的分布尺寸R1的尺寸应尽可能大一些，一般取 R0 =（0.600.75）d/2 （3.35）其中d为摩擦片内径，选取系数为0.7代入数值，得R0 = 0.7155/2=54.25mm选取R0 = 56mm。6、扭转减振器弹簧数目可参考表3.2选取，表3.2 减振弹簧的选取离合器摩擦片外径减振弹簧数目Z 225250 46 250325 68 325355 810 350 10以上本设计摩擦片外径D=250mm，故选取= 6。7、扭转减振器减振弹簧的总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除时，减振弹簧传递扭矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为 （3.36）式中：的计算应按的大者来进行，代入数值得 每个弹簧工作压力 （3.37）8、减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径：一般由结构布置决定，通常选取=1115mm左右。本设计选取=12mm。弹簧钢丝直径： （3.38）式中：扭转许用应力=550600MPa，本设计取=600MPa ，算出后应该圆整为标准值，一般为34mm左右。代入公式（3.38）得：， 符合上述要求。减振弹簧刚度： （3.39）式中：减振弹簧的分布半径，为6mm，代入数值得 减振弹簧的有效圈数： （3.40）式中：G材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得减振弹簧的总圈数：一般在6圈左右，总圈数和有效圈数间的关系为=7.157.65 取= 7。减振弹簧最小高度：指减振弹簧在最大工作负荷下的工作高度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为 lmin=nd1+1.1d1n （3.41）代入数值： lmin=1.13.57=24.5mm式中：=0.35为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量：指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为 （3.42）减振弹簧的自由高度：指减振弹簧无负荷时的高度，为 （3.43）减振弹簧的预变形量：指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关系，为 （3.44）代入数值： 减振弹簧安装后的工作高度：它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为 （3.45）代入数值： = 29.45mm9、从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量l(l=l-l)有关，其值为 （3.46） l= 5.3-0.35=4.95mm代入数值得 = 5.0710、限位销与从动盘缺口侧边的间隙 （3.47）式中：R2限位销的安装半径， 1一般为2.54mm。本设计取1=3。11、限位销直径d限位销直径d按结构布置选定，一般d=9.512mm，本设计取d=12mm。12、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图3.2所示。 图3.3 从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A=a=1.416mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=4mm，A=30.1mm，A1=34.1mm。3.7 本章小结本章重点阐述了膜片弹簧离合器的设计过程，根据所选车型的技术参数设计各零部件尺寸大小及其组成部分，并进行参数校核。通过校核确定参数选取是正确的，能够保证离合器正常工作及其使用寿命长。其中主要设计的零件有，摩擦片、从动盘、压盘、分离装置、膜片弹簧、扭转减振器。第4章 离合器操纵机构设计4.1操纵机构的设计要求离合器操纵机构是指从离合器踏板到分离杠杆的全部机构，是驾驶员借以实现将离合器分离，而后又将其接合的一套机构。操纵机构它应满足的要求是：（一）踏板力要小，中型货车不大于150200N。（二）踏板行程对中型货车最大不超过180mm。（三）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原。（四）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏。（五）应具有足够的刚度。（六）传动效率要高。（七）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。本次东风EQ1135F19D中型货车操纵机构采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛。4.2 液压式操纵机构的结构原理离合器液压操纵机构由主缸、分缸、管路系统等部分组成。1、主缸的结构组成主缸的上部是贮油罐，并有孔与主缸相通，阀杆后端穿在活塞的中心孔中，无配合关系。后弹簧座紧靠在活塞的前端并被轴向定位，它可单向拉动阀杆，在阀杆的前端装有橡胶密封圈的阀门，后端装有锥形的回位弹簧。前弹簧座具有轴向中心孔和轴向径向的槽，回位弹簧安装在前后弹簧座之间。2、分缸的结构组成分缸内装有活塞、两皮圈、推杆和放气螺钉等。两皮圈的刃口方向相反，其作用是不同的：左侧皮圈是用来密封油液防止泄漏的；右侧皮圈是防止迅速抬起离合器踏板时，工作缸内吸入空气的。放气螺钉的作用是放净系统内的空气。推杆的长度一般是可调整的，或采用偏心螺钉连接推杆与踏板，以便通过调整使推杆与活塞保持一定的间隙，保证活塞彻底回位。 离合器分缸的功能是接受主缸输送过来的液流及油压，直接或间接地推动分离轴承，使离合器分离。分缸一般装在飞轮壳外。此种布置形式的分缸将通过分离叉推杆间接推动分离轴承移动。分缸中活塞的左右极限位置分别由限位块和挡环限制。为了放出渗入管路中的空气，在分缸上装有放气螺钉。分离叉推杆的长度可以调整，以保证分离轴承和离合器分离杆之间有合适的间隙。特别是当摩擦片磨损后，要随时注意调整，以免因压盘压紧力不够造成从动盘打滑烧损。踩下离合器踏板时，活塞左移，在压缩回位弹簧的同时放松了阀杆，锥形回位弹簧使杆端阀门压紧在主缸的前端，密封了主缸与贮油罐之间的通孔，继续踩下离合器踏板，则缸内油液就在活塞及皮圈的作用下，压力上升，并通过管路输向工作缸。工作缸内压力升高，推动活塞和推杆移动，使分离叉工作。 当抬起离合器踏板时，回位弹簧的一端使主缸活塞后移，另一端使前弹簧座压在主缸缸体的前端，活塞后移到位时，通过后弹簧座拉动阀杆及杆端密封圈阀门，压缩锥形弹簧，打开贮油罐与主缸通孔，并通过前弹簧座径向和轴向槽，使管路与工作缸相通，整个系统无压力。4.3 操纵系统周边工作环境和时间因素的影响操纵系统周边工作环境对操纵系统的功能、使用和安装都有影响。在设计操纵系统时应予考虑，这将有助于改善系统使用的可靠性和维修性能，提高顾客对产品的满意程度。下面是要考虑的一些因素：（1）元件安装支撑面。要考虑到系统中各元件在安装支撑面处的刚度；（2）静态和动态状况。静止不动时，系统与相邻各不动零件间有足够间隙，系统和相邻的转动、移动零件有足够间隙； （3）维修空间。便于手和工具能容易地接近、安装和拆修零件；（4）污染。对容易进水、进尘、进土、进油的和易氧化的零件作必要的防护；（5）热。对离合器系统内部和周围的发热器件，要注意隔热，防止过高的温度对操纵系统的影响。 操纵系统元器件在污染、热的环境下长时间工作，就是它们老化，失去原有的性能。系统中的零件若用润滑脂润滑，大多很容易沾上尘土从而降低系统的效率，因此在为操纵系统的元器件选择材料时，要充分考虑到污染、温度、润滑等因素在时间上的影响，以保证操纵系统工作的可靠性并能在较长时间内保持良好。 4.4 离合器踏板的设计踏板位置应该以人体左右对称为准向左偏移80100mm，作为离合器踏板中心线的位置。踏板行程是指从踏板最高点至其最低点所划过的距离。踏板最佳行程受许多因素影响，其中要考虑人群应从5%分位的女性到95%分位的男性。从有关方面获得的人体工程学资料为：踏板最大行程应小于175mm。对于一定的离合器总成，离合器踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵系统的传动比，加大传动比会使踏板力减小但行程增加、踏板力大小直接影响到离合器操纵的轻便性。一般来说，对于轿车和轻型卡车，其踏板力Pt可取： 较轻的踏板力：Pt 100N 较重的踏板力：Pt 130N4.5 操纵系统的传动比计算 在设计操纵系统时，为了满足前述对踏板力和踏板行程的要求，需根据具体离合器的分离杆传动比i分，最终合理地定出操纵系统的传动比i操离合器踏板行程Sn与压盘的升程S有如下关系： Sn=S0+ZcSi分i操/ （4.1） 式中：分离轴承与分离杠杆之间的间隙，=24mm，取=4mm；摩擦片与压盘、飞轮间的间隙S =0.751.3mm，取=1.2；摩擦面数，本设计为单盘离合器，所以Zc=2；为考虑传动比中由于变形等原因造成的行程损失，小于1。初选：踏板驱动臂=75mm，踏板臂长=320mm，主缸推杆直径=8mm，主缸缸径，分缸缸径=22mm，分离叉驱动臂长=70mm，分离叉臂长=80mm。 踏板传动比： 分离拨叉传动比： 液力传动比： 分离指传动比： 总传动比： 有效行程： 空行程： 踏板总行程： 踏板行程推荐在150170mm之间，故认为本设计大致符合要求。4.6主缸及工作缸的设计计算离合器的主缸的油缸和储油室在结构上做成一体，主缸有补偿孔和进油孔与储油室相通，主缸的油缸内装有铝合金活塞。活塞中部较细，使活塞右方形成环形油室。皮碗位于补偿孔和进油孔之间。两孔同时开放，离合器处于接合状态。分离离合器时，踩下踏板，通过推杆使油缸活塞向左移，当皮碗将补偿孔关闭后，油管中的油压开始上升，油液进入管路流进分缸。当迅速放松离合器踏板时，复位弹簧使油缸活塞较快地向右移动，而油液在管路中流动有一定阻力，所以流动缓慢，这样就有可能在活塞左边形成一定的真空度，在活塞两腔压力差的作用下，少量的油液推开单向阀，经皮碗的间隙流到左腔以弥补真空，同时油液由储液室经进油孔补充到右腔中去。当原先由主缸压到分缸中去的油液重新回到主缸时，由于已有少量的油液经单向阀流到主缸左腔，故总流量多了，这多余的油即从补偿孔流回储液室。4.6.1 主缸的设计初选内径D=13mm，管路压强P=3.5MPa活塞杆直径d=(0.50.55)D=8mm 取标准值d=8mm活塞宽度B=(0.61.0)D=9.6mm 活塞强度计算： 为材料的许用拉力 强度合适危险截面校核：n1.8703.3682=19.77MP np避免塑性变形：（0.350.42） =114.5MPa额定工作压力应低于一定极限值： Pn0.35sD12-D2D12 = 59.4 MPa4.6.2 分缸的设计 初选内径D=25mm 外径=29mm活塞杆直径d=(0.50.55)D=12.5mm 取标准值d=15mm活塞宽度B=(0.61.0)D=15mm压力 活塞杆理论推力F1 = 4D2P10-6 =1717N 拉力 F2 = 4D2-d2P10-6 =1099N活塞强度计算： 为材料的用拉力 =400Mpa 强度合适危险截面校核： 避免发生塑性变形：（0.350.42） =53.37MPa4.7 本章小结本章主要介绍了膜片弹簧离合器操纵机构，液压式操纵机构的设计过程及工作原理，并对其参数的选取进行校核，从而保证离合器操纵机构的操纵稳定灵活，工作可靠、寿命长、维修保养方便。结 论本设计分析了本设计所要采用的的膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。主要叙述了膜片弹簧离合器的发展现状和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了膜片弹簧离合器，为后面的计算提供了理论基础。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成。这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高中型货车使用性，舒适性，并提高了货车的工作效率的目的。参考文献1徐石安，江发潮.汽车离合器M.清华大学出版社,2005,2.2王望予主编.汽车设计M.机械工业出版社,2004,8. 3林世裕主编.螺旋弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造M.东北大学,2005.4汽车标准汇编(20002004) M.中国汽车技术研究中心标准研究所,2005.5司传胜.汽车螺旋弹簧离合器的优化设计J. 林业机械与木工设备,2004,12. 6张卫波.汽车螺旋弹簧离合器智能优化设计技术研究J.中国工程机械学报,2007,1.7余仁义,梁涛.汽车离合器操纵机构的设计J.专用汽车,2003.8曲秀全等.超越离合器综述J.机械传动,2005.9浦定真.螺旋弹簧离合器的设计与研究J.汽车技术,2006,6.10肖文颖,许海华.离合器螺旋弹簧的优化设计J.公路与汽运,2007,4.11高健.机械优化设计基础M.北京:科学出版社,2000.12张铁山,高翔,夏长高,朱茂桃.江苏理工大学学报（自然科学版）N,2001.13刘国光、周剑平改进蚁群算法设计拉式膜片弹簧 J工程设计学报2004年06期14阎春利,张希栋.汽车离合器螺旋弹簧的优化设计J. 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Leamington spa:Automotive Products plc,1981.22S.S.Rao.Optimization theory and applicationM.Wiley Eastern Limited,1984.致 谢首先向全体老师表示衷心的感谢，在这几年的时间里，他们为我们的成长和进步做出了贡献。在这次毕业设计中，有许多老师给予了指导和帮助,尤其是孙远涛老师，在这次毕业设计的整个过程中，给了我们很大帮助,做为我们的辅导老师，尽职尽责，一丝不苟。至此，这次毕业设计也将告以段落，但老师的教诲却让人终生难忘，通过这次毕业设计，不但使我学到了知识，也让我学到了许多的道理，总之是受益匪浅。尽管我在毕业设计过程中做出了很多的努力，但由于我的水平有限，设计中的错误和不当之处仍在所难免，望老师提出宝贵的意见。最后，向文中引用到其学术论著及研究成果的学术前辈与同行们致谢！再次向敬爱的老师表示衷心的感谢！附 录Rumsfeld diaphragm spring clutch of productionCar exquisite machine that mankind create, it change and change world of us. At present, the car recoverable amount in the whole world passes over 700 million ownly. Since entering the WTO, the auto industry of our country has demonstrated the momentum developed at full speed, the status in our countrys national economic development of auto industry comes more and more outstandingly, own through becoming the pillar industry of our country. Science and technology is the first productivity of promoting the development of society, accelerate sending in the auto industry of our country Paces of the exhibition, further shorten with the disparity among the trades of developed country, standing in the breach will strengthen science and technology Input, improve the independent innovation ability of enterprises. With the development at full speed of science and technology, the performance of the car engine is improved rapidly. Rotational speed of the engine that at present and spraining The square is generally relatively high, such as 05 sections of maximum power 78KW/5750rpm of Citroen zx, the biggest torsion 42Nm / 420rpm BMW53oi maximum power 170KW/5900rp m, the biggest torsion 300Nm/3500rpm; The torsi