【毕业论文】中型载货汽车膜片弹簧离合器设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 1 目 录 摘要 . I Abstract. . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 汽车离合器的现状发展 . 1 1.2.1 汽车离合器的现状 . 1 1.2.2 汽车离合器的发展 . 2 1.3 本文研究的主要内容 . 3 第 2 章 离合器结构原理分析 . 4 2.1 离合器机构类型的分析 . 4 2.2 膜片弹簧离合器的结构和工作原理 . 4 2.3 膜片弹簧离合器的特性 . 6 2.4 离合器的设计原则 . 7 2.5 本章小结 . 8 第 3 章 膜片弹簧的设计与计算 . 9 3.1 离合器主要参数的选择 . 9 3.1.1 后备系数 . 9 3.1.2 单位压力 . 9 3.1.3 摩擦片的主要尺寸 . 9 3.1.4 摩擦因素、摩擦片数、离合器间隙的选取 .10 3.2 膜片弹簧基本参数的选择 .10 3.2.1 内截锥高度和厚度的确定 .10 3.2.2 大端外径和小端外径的选择 . 11 3.2.3 自由状态下圆锥底角的选择 . 11 3.2.4 分离指数的选择 . 11 3.2.5 膜片弹簧的小端内径及分离轴承作用半径的确定 . 11 3.2.6 切槽宽度及分离半径的确定 .12 3.2.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径 .12 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 2 3.3 膜片弹簧的校核 .12 3.3.1 外径的校核 .12 3.3.2 滑磨功的校核 .12 3.3.3 膜片弹簧的强度校核 .13 3.4 本章小结 .16 第 4 章 扭转减振器的设计计算 . 17 4.1 扭转减振器的特性及主要参数的选取 .17 4.1.1 扭转减振器的角刚度 .17 4.1.2 减振器摩擦力矩 .18 4.1.3 预紧力矩 .18 4.1.4 减振弹簧的分布半径 .18 4.1.5 减振弹簧数目 .18 4.1.6 减振弹簧的总压力 .18 4.2 减振弹簧的尺寸确定 .19 4.3 从动片相对从动盘毂的最大转角 .20 4.4 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 .20 4.5 限位销直径 的确定 .20 4.6 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸 .20 4.7 本章小结 .21 第 5 章 离合器操纵机构的设计 . 22 5.1 离合器的踏板位置、行程、和踏板力的设计计算 .22 5.1.1 踏板位置 .22 5.1.2 踏板行程 .22 5.1.3 踏板力 .22 5.2 操纵系统的传动比计算 .23 5.3 主缸和工作缸的设计计算 .24 5.3.1 主缸的工作原理及计算 .24 5.3.2 分缸的工作原理及计算 .25 5.4 本章小结 .26 第 6 章 离合器其它零件的设计及计算 . 27 6.1 从动盘毂花键的设计计算 .27 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 3 6.2 压盘的设计计算 .28 6.3 分离轴承的设 计计算 .30 6.4 从动片的设计 .31 6.5 分离杆的材料 .32 6.6 本章小结 .32 结论 . 33 参考文献 . 34 致谢 . 35 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 4 全套 资料 ， 扣扣 414951605 摘 要 我国的车辆工业相对于世界其他先进国家相当落后，虽然从国外引进了许多新产品、新技术，但是离全面掌握核心技术还有很长的差距。本设计最典型的中型载货汽车技术参数为依据，对其进行膜片弹簧离合器设计。希望能使我国离合器的自主开发能力及产品设计水平得到一定的提高。 现代汽车摩擦离合器在设计中根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地设计离合器总成的结构显的尤为重要。本 文研究了离合器及其操纵机构系统的结构知识、设计理念及方法等。并且对离合器及其操纵机构的主要零件进行了详细的设计计算，其中重点研究了膜片弹簧、扭转减振器、操纵机构和摩擦片的设计方法、思路、理论。对结构元件分析、主要参数及零件载荷的确定、强度计算方法都有详细的介绍。 本设计得到了以粉末冶金材料作为离合器摩擦片摩擦材料的单片推式膜片弹簧离合器，满足了较高性能的标准，取代了对环境有污染的石棉基摩擦材料。 关键词： 离合器；膜片弹簧；摩擦片；操纵机构；设计 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 5 ABSTRACT Vehicles industry of China is opposite to the world other advanced countries quite falls behind, although from overseas has introduced many new products, the new technology, but to comprehensively grasps the core technology also to have the very long disparity. This design most typical medium truck technology parameter is the basis, carries on the diaphragm spring coupling design to it. The hope can cause our country coupling the independent development ability and the product design level obtains the certain enhancement. The modern automobile friction clutch acts according to the vehicle type in the design the category, the operation requirements, with the engine match requirement, the manufacture condition as well as the standardization, the universalization, the serialized requirement and so on, reasonably designs the structure which the coupling always becomes to reveal especially is important. This article has studied the coupling and its the ontrols organization structure knowledge, the design idea and the method and so on. And has carried on the detailed design calculation to the coupling and its the ontrols organization major parts, has studied the disk spring, the reverse shock absorber, the ontrols organization with emphasis and the clutch plate design method, mentality, theory. To the structural element analysis, the main parameter and the components load determination, the strength calculation method all has the detailed introduction. 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 6 This design obtained monolithic has pushed the type disk spring coupling by the powder metallurgy material as the clutch plate friction material, satisfied has compared the high performance the standard, substituted had the pollution to the conditions the asbestos base to rub the material. Key words: Clutch； Diaphragm Spring； The Clutch Plate； Ontrols Organization； Design 第 1 章 绪 论 1.1 引言 在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器都是作为一个独立的零件存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系统的发展趋势，但也有专家指出：根据德国出版的 2003 年世界汽车年签， 2002 年世界各国 114 家汽车所生产的 1864 款乘用车中，手动机械变速器车款为 1337 款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.35%；若考虑商用车中更是多数采用手动变 速器，手动挡汽车目前仍是世界车款的主流（其中不排除一些国家或地区自动变速器车款是其主流产品）。谈到未来，考虑到手动传动系将向自动自动传动系过度，但现在手动传动戏也在不断改善，因此也是自动传动系的有力竞争对手。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。 1.2 汽车离合器的现状发展 1.2.1 汽车离合器的现状 如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器结合的平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的过载、共振，并且减 小了传动系噪声。 近年来，出现了扭转减振特性和性能价格比较为理想的双质量飞轮结构，这种飞轮由初级飞轮、扭转减振器和次级飞轮组成，采用径向布置减振弹簧，在有限的空间黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 7 可以获得相当好的减振效果。它突破了传统的飞轮铸造生产方法，以钢板冲压取而代之。 随着汽车运输业的发展，离合器还要在原有的基础上不断提高和改进，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来车辆在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载货汽车趋于大型化 ， 国内也有类似情况。此外，离合器的使用条件也日酷一日。因此，提高离合器的传扭能力、提高其使 用寿命、简化操作已成为离合器目前发展的趋势。 对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加了离合器扭转能力，提高其使用寿命，简化操作，已成为重型离合器发展的趋势。为了提高离合器的扭转能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的扭转能力和使用寿命是单片 1 倍。但受到其它客观因素的影响，实际效果要比理论值低一些。 近年来湿式离合器在技术上不断的改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上又开始采用多片湿式 离合器。与干式离合器相比，由于油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低，因此起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。据报道，这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式的 56 倍。 1.2.2 汽车离合器的发展 在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在德国戴母勒公司的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动部件。采用锥形离合器的方案一直延续到 20 世纪 20 年代中叶，对当时来说，锥形离合器修复比较简单，摩擦面容易修复。它的材料曾用过驼毛带、皮革带等。 现今所用的盘式 离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925 年以后才出现的，多片离合器最主要的优点是在汽车起步时离合器的结合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们置于油中工作，能达到更为满意的性能。 在油中的盘式离合器， 摩擦片 直径不能太大，以避免在高速时把油给甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不容易分离。但毕竟优点大于缺点。因为在当时，许多离合器还在探索原创阶段，性能很不稳定。 石棉基材料的引入和改进，使得盘式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更 高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。 20 世纪 20 年代末，直到 30 年代时，只黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 8 有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。 离合器执行系统的使用环境非常恶劣，长时间的经受高温，而且又暴露在压力油和润滑剂中。以往主动缸和从动缸组件都必须使用金属，近年来，美国一汽车产品公司向各大洲的车商提供用塑料制的离合器执行系统，该商品的商标为 CSC，是用 LFRT，即用 50%的长纤维增强的黑色尼龙，该材料的硬度大、重量轻、比模量超过铝合金。它的纤维分布均匀，是随机分布的，尺寸稳定性好、收缩率低、约为 0.2%。由于纤维完全浸润在尼龙树脂中，而且端头较少，完全能保证有出色的光亮表面。 50%的长纤维，使热膨胀系统几乎与金属相同，该公司认为，如果仔细地将注塑件的尼龙成份烧掉，留下的骨架部分（纤维）几乎仍保留制品的形状。这表明产品中的纤维的分布是各向同性，所以收缩一致，抑制了翘曲。 CSC 的表面光洁度较铸铝件好，有助于延长从动缸的密封寿命。该产品的型号是 PA66.GF50-02，完全符合所有的长期爆炸测试要求，室温下的抗拉强度几乎达到 50000lb/ft2，疲劳强度高，抗蠕变能力强，在 149 下，抗拉强度仍有 20000lb/ft2， 50%长玻纤增强的 PA，密度为 1.5g/cm3，所以也减轻了重量。通过注塑成型生产结构复杂的零件与铸铝相比，节约了成本。 多年的实践经验和技术上的改进以及材料的日新月异，使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、机构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到结合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中 1。 1.3 本文研究的主要内容 本设计的 主要 内容： （ 1）离合器类型的选择； （ 2）各部件参数的选择； （ 3）各部件的参数计算各部件的设计； （ 4）总体布置； （ 5）图纸的绘制。 主要 设计 步骤如下： （ 1）确定要设计的膜片弹簧离合器的基本结构，包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构 ； （ 2）根据设计的形式确定主要机构的基本数据 ； （ 3）根据具体结构和设计情况提出改进意见和措施，找出设计的不足和所受的条件限制，提出解决方案 ； （ 4）根据计算结果绘制图纸并撰写说明书。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 9 第 2 章 离合器结构原理分 析 2.1 离合器机构类型的分析 汽车离合器有摩擦式、液力式和电磁式三种类型，但摩擦式离合器用得最为广泛。 摩擦离合器的类型很多，主要有周置式离合器 、中央弹簧离合器、斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器。 周置式离合器主要用在商用载重汽车上，螺旋弹簧沿着压盘的圆周作同心圆布置：中央弹簧离合器，采用 12 个圆柱螺旋弹簧或用一个矩形断面的锥形螺旋弹簧做压簧并布置在离合器正中间的结构形式，称为中央离合器。中央离合器的压簧不和压盘直接接触，因此压盘由于摩擦生成的热量不会直接传递给弹簧使其回火失效。中央弹簧的压紧力通过杠杆系 统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用较小的弹簧力得到足够大的压盘压紧力。膜片弹簧离合器是用膜片弹簧代替了压紧弹簧及分离杆机构而作成的离合器，因为它布置在中央，所以也可算中央弹簧离合器：双片离合器，单片离合器由于受到压紧弹簧结构布置和设计的限制，其转矩容量也受到限制。其次还有斜置拉式螺旋弹簧离合器、金属陶瓷离合器、湿式离合器。 膜片弹簧离合器 与其他形式的离合器相比，具有一系列优点：膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变 ， 因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相 对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。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。高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 10 旋弹簧压紧力则明显下降。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。易于实现良好的通风散热，使用寿命长。膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 按其分离轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。 拉式膜片弹簧离合器较推式在性能上有更多的优点，但由于受到分离轴承机构设计、拆装复杂等因素的困扰，因此在本设计选用推式的结构形式 2。 2.2 膜片弹簧离合器的结构和工作原理 1、 离合器的结构：发动机的飞轮是离合器的主动部件（如图 2.1 所示），带有摩擦片的从动盘和从动盘毂借滑动花键与变速器第一轴（离合器从动轴）相连。压紧弹簧将从动盘压紧在飞轮端面。发动机转矩即靠飞轮与主动盘面之间的摩擦作用而传到从动盘上，在由此经过变速器的第一轴和传动系统的中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。 2、 从 动盘：主要由从动片、摩擦片、从动盘毂等三个基本部件组成。为了使单盘离合器结合柔和，起步平稳，从动盘一般具有轴向弹性。具有轴向弹性的从动盘结构大致有整体式、分开式和组合式几种。 3、 扭转减振器：发动机传到汽车传动系统中的转矩是周期地不断变化着的，这就使的传动系统中产生扭转振动。如果其振动的频率与传动系统的固有频率相一致，就会发生共振，这对传动系统零件寿命有很大影响。此外在不分离离合器的情况下进行紧急制动或猛烈接合时，瞬间将造成对传动系统极大的冲击载荷，从而缩短零件的使用寿命。为了避免共振，缓和传动系统所受的冲 击载荷，提高零件的寿命，通常在各种轿车，货车的传动系中都装有扭转减振器。 4、 操纵机构：离合器的操纵机构是驾驶员借以使离合器，或使之柔和结合的一套机构。它起始于离合器踏板，终止于离合器壳（飞轮壳）内的分离轴承。按照分离离合器的操纵能源不同，离合器操纵机构可分为人力式和气压式两类。前者是以驾驶员的肌体作为惟一的操纵动力，后者是以发动机驱动的空气压缩机作为主要操纵动力，而以人力作为辅助和后备的操纵动力。 5、 离合器盖总成：压盘、分离杆、压紧弹簧一起组装在离合器盖内，组成离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机的 飞轮上。飞轮和压盘为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮和压盘之间为从动盘总成，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩。压紧弹簧通过压盘那从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮和压盘一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 11 转，完成转矩的输出。 6、 离合器的工作原理： 离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起 ,当膜片弹簧被预加压紧 ,离合器处于接合位置时 ,由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力 ,使得与从动盘摩擦片之 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 ,将离合器踏板踏下 ,通过操纵机构 ,使分离轴承总成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离合片，是从动盘总成处于分离位置，切断发动机动力传递 3。 2.3 膜片弹簧离合器的特性 本设计采用膜片弹簧离合器，在离合器设计中采用膜片弹簧离合器有很多优点 ： （ 1）膜片弹簧本身起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使零件数目减 少，重量减轻； （ 2）其次，离合器的机构大大简化并显著地缩短了离合器的轴向尺寸； （ 3）膜片弹簧具有良好的线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能维持很少改变，切可减轻离合器踏板力，使操纵轻便。 （ 4）膜片弹簧的安装位置对离合器的旋转轴线是完全对称的，因此它的压紧力不会受离心力的影响，很适合高速旋转。 膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分。碟簧部分的弹性形变特性和螺旋弹簧的不一样，它是一种非线性的弹簧。其特性和碟簧的原始内截锥高度 H 及弹簧片厚度h 之比 hH 有关，不同的 hH 值可以得到不同的弹性变形特性。一般分成下列四种情况。 1、 2Hh 如图 2.1 中 hH 2 的曲线，载荷 P 增加时。变形 总是不断增加。这种弹簧的刚度很大，可以承受很大的载荷，适合作为缓冲装置中的形成限制弹簧。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 12 图 2.1 H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响 2、 2Hh 如图 2.1 中 hH = 2 的曲线，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直，变形增加时载荷 P 几乎维持不变。此种弹簧叫做零刚度弹簧。 3、 2 2 2Hh 如图 2.1 中 2 hH 22 的曲线，弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域，既当变形增加时，载荷反而减小。具有这种特性的膜片弹簧很有适用 于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区，达到分离离合器时载荷下降、操纵省力的目的。当然，负荷刚度过大也不适宜，以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力变化过大。本设计选取了此种情况。 4、 22Hh 如图 2.1 中 hH 22 的曲线，这种弹簧的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工况区，而且具有载荷为负值的区域（特性曲线穿过了横坐标，图中未示出）。这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构 4。 2.4 离合器的设计原则 离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求： （ 1）在任何行使条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。 （ 2）接合时 要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。 （ 3）分离时要迅速、彻底。 （ 4）从动部件转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 （ 5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 13 （ 6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。 （ 7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 （ 8）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作工程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （ 9）具有足够的强度 和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。 （ 10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 所谓使用可靠，指的是离合器机构或零部件在预定期内一直能正常工作。这意味着在使用中要注意保养，其耗费的劳动量也要尽量小。这就取决于制造和装配质量、结构设计和使用状况。很多情况下，离合器不能可靠工作就是和不完善的技术保养 零部件缺少必要的润滑和调整有关 5。 2.5 本章小结 本章着重介绍了离合器的类型 分析， 膜片弹簧离合器的 结构和 工作原理， H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响以及离合器的设计原则， 并分析了本文所选类型的特性。通过本章节可以清楚的了解离合器的工作原理和结构，为后面的设计提供一定的理论基础。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 14 第 3 章 膜片弹簧的设计与计算 3.1 离合器主要参数的选择 3.1.1 后备系数 后备系数 是离合器设计中一个重要的参数反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应该考虑摩擦片在使用中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、防止传动系过载及操纵轻便等因素。 小轿车：=1.2 1.3；载货车： =1.7 2.25， 本次设计选取 =2.0。 3.1.2 单位压力 单位压力 P0 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器的使用寿命有很大的寿命有很大影响，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，对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车 P0 应取小一些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦外缘处的热负荷， P0 应取大一些；后备系数较大时，可适当增加 P0。本设计摩擦片材料选取粉末冶金材料。 P0 的范围为 0.35 0.5 MPa， 本次设计选取 P0=0.42 MPa。 3.1.3 摩擦片的主要尺寸 本设计是以 CA1091 中 型 载货汽车 为参考而进行设计的， CA1091 有关参数如下所示： 最大总质量 9545kg；发动机最大扭矩 Temax=373N.m；最高车速 90km/h； CA6102发动机的最大功率 Pemax=99KW；发动机最高转速 3000r/min；变速器主减速比 i0=5.77；传动比 ig=7.640。摩擦片的主要尺寸有外径 D、内径 d、厚度 b。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 15 (1) 摩擦片外径 D，可根据发动机最大功率选取 mmAD T e 89.321100 m a x （ 3.1） 式中 ，一般载货汽车 A=36（单片） ，本次设计取 D =325。 (2) 内径， Dd 在 0.53 0.70 范围内，本设计选取 Dd =0.585。代入数值 d=190。 (3) 摩擦片厚 b 主要有 3.2、 3.5、 4.0 三种尺寸， 取值范围见表 3.1， 本次设计取b=3.5。 表 3.1 干式离合器摩擦片尺 寸系列 （ mm） 外径 D2 内径 D1 厚度 b 外径 D2 内径 D1 厚度 b 160 110 3.2 300 175 3.5 180 125 3.5 325 190 3.5 200 140 3.5 350 195（ 190） 4.0 225（ 220） 150 3.5 380 205 4.0 250（ 254） 155（ 150） 3.5 405 220 4.0 280 165（ 180） 3.5 430 230 4.0 3.1.4 摩擦因素、摩擦片数、离合器间隙的选取 摩擦片的摩擦因素 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。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因素 f 受工作温度、单位压力和滑磨速度影响较大， 并且它的粉尘对环境有污染， 而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因素 f 较大且稳定。本设考虑到经济性和实用性选取了粉末冶金材料的摩擦片。摩擦因素 f=0.35 0.50 ，取 f=0.4。 摩擦面数 z 为离合器从动盘数目的两倍，本设计为单盘故摩擦面数 z=2。 离合器间隙 t是指离合器处于正常接合状态、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 过程中仍能完全接合，在分离轴承和分离杆内断之间留有的间隙。一般为 3 4 mm， 取 t=4mm。 3.2 膜片弹簧基本参数的选择 膜片弹簧尺寸计算可参考图 3.1 中所示去设计计算。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 16 图 3.1 膜片弹簧的尺寸简图 3.2.1 内截锥高度和厚度的确定 内截锥高度 H 和厚度 h 如图 3.2 所示， 为保证离合器压紧力变化不大，操纵轻便，一般 hH 为 1.5 2.0 之间，厚度 h 为 2 4 之间，选取 h=3.0。由上述分析得 hH 比值为 2.0 故 H=5.6。 图 3.2 膜片弹簧内截锥示意图 3.2.2 大端外径和小端外径的选择 比值 rR 对弹簧的载荷及应力特性都有影响。从材料利用率的角度，比值在 1.82.0 时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧重量的利用率好。因此在设计用来缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧时选用。对于汽车离合器膜片弹簧，设计上并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离力的需要来决定，一般 rR 取值为 1.2 1.3。 对于 R，膜片弹簧大端外径 R 应满足结构上的要求而和摩擦片的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当 H， h 及 rR 等不变时，增加 R 将有利于膜片弹簧应力的下降。 结合同类车型，取 R=135， 取 rR =1.25，故 r=108。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 17 3.2.3 自由状态下圆锥底角的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截锥高度 H 关系密切。 a r c t a n ( )H H R rRr （ 3.3） 式中 ， H 内截锥高度； h 膜片弹簧厚度 。 代入数值得 =12.445，本次设计取 =13。 3.2.4 分离指数的选择 分立指数目 n 通常取为 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸膜片弹簧可取 12。本次 设计选取 n=18 3.2.5 膜片弹簧的小端内径及分离轴承作用半径的确定 r0 由离合器的结构决定，其最小值大于变速器第一轴花键外径。第一轴花键外径为： max3 ed K T （ 3.4） 式中 ， K 经验系数为 4.0 4.6，本次设计选取 K=4.0； maxeT 发 动机最大转矩 。 代入数值得 d =28.8 ，本次设计选取 r0=30 ， rf应大于 r0，选取 r0= 44。 3.2.6 切槽宽度及分离半径的确定 切槽宽度1的范围为 3.2 3.5，本次设计选取1=3.5。窗孔槽宽2=9 10，本设计选取2=10。 窗孔的内半径er的取值应满足2err。本次设计选取er=12。 3.2.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径 压盘的加载点半径 R1和支承环加载点半径 r1影响膜片弹簧的刚度。 r1应略大于 r且接近 r ， R1应略小于 R 且接近 R 。本次设计选取 r1=110， R1=130。 3.3 膜片弹簧的校核 3.3.1 外径的校核 摩擦片外径 D 的选取应使最大圆周速度DV不超过 65 70m/s。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 18 10 3m a x60 Dnv eD 65 70 （ 3.5） 式中 ，maxen 发动 机 的最高转速； DV 摩擦片最大圆周速度 。 代入数值得DV=57.8，故认为摩擦片外径 D 选取合适。 3.3.2 滑磨功的校核 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。 224 Wwwz D d （ 3.6） 式中 ， w 单位摩擦面积滑磨功； w 许用值，本次设计车型 w =0.33J/mm2； W 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功； 总滑磨功可根据下式计算： 2 2 22201800e a rgn m rWii =77387.3 （ 3.7） 式中 ，r 为轮胎的滚动半径； am 汽车总质量 ，am=9545kg； gi 汽车起步时所用变速器挡位传动比 ，gi=7.640； 0i 主减速器传动比 ，0i=5.77； en 发动机转速 ，en=3000 r/min； 车论的滚动半径为 2r Fdr =364.3 （ 3.8） 式中 ， F 计算常数，子午线胎 F =3.05 ； d 车 轮 半径，本设计中 d =750 mm； 综上所述并代入数值，得 W =77387.3J， w =0.158J/mm2。所以 w w 。 故认为该离合器单位面积滑磨功符合要求。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 19 3.3.3 膜片 弹簧的强度校核 由上述分析可知 H =5.6， h =3.5， R =135， r =108， R1=130， r1=110， rf=40， n =18，r0 =55。根据图 2.2 膜片弹簧特性曲线图，设 hrRPPE 422111116 ）（ （ 3.9） 11 h （ 3.10） 式中 ，1P 工作压力； E 弹性模数，钢材取 E =2.0105 aMP ； 泊松比，钢材取 =0.3； H 碟簧部分内截锥高； 1 大端变形； 整理上面两式得：1111 1 1 1l n 12Rr H R r H R rp h R r h R r （ 3.11） 把有关数值代入上式，得1P=30151P （ 3.12） 1 =3.51 （ 3.13） 1P=0.4851- 0.42 21+ 0.102 31 （ 3.14） 确定弹簧工作点的位置 取离合器接合时大端变形量1=0.65， H=5.6 由 式 （ 3.11） 、（ 3.12）算得 膜片弹簧压紧力： 1P=5304 校核后备系数： = T ZRpeCCmax1 （ 3.15） 式中 ， 332213cDdR =131.7， cZ =2。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 20 把数值带入上式，得 =1.25，符合 1.2 1.75 之间。离合器刚开始分 离时，大端的变形量为 11dbf （ 3.16） 式中 ， f =1f，1f为压盘升程 1f=csz （ 3.17） 式中 ， 2cz ，每对摩擦片间隙 s =0.8 ，代入数值，得1f=1.6，1d=5.8。摩擦片磨损后，最大磨损量 0czs （ 3.18） 其 中0s在 0.65 1.1 之间，本设计取0s=1.05，代入数值得 =2.1。故 11ab =4.2-2.1=2.1 求离合器彻底分离时分离轴承的载荷2P 膜片弹簧小断分离轴承处有分离轴承力与膜片弹簧压盘接触处的变形1和2P的关系式 ： 2112 21 1 1 1 1 1 1ln ( ) ( ) 6 ( 1 ) ( ) ( ) 2RrddfEh R r R rP H d H hu R r r r R r R r （ 3.19） 取11d=5.8，代入数值得2P=660.7。 求分离轴承行程 轴向变形1和小端分离轴承的轴向变形的关系式 12111r rfRr （ 3.20） 取1 f =1.6 则 1211r rff Rr 代入数值，得2=8.32。宽度系数1，2为 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 21 1101 ()enrr （ 3.21） 22 1 ()enrr （ 3.22） 代入数值1=0.83，2=0.73。弯曲附加变形 2由分离指受力2P引起 2 22 222 3 2 2 216 1 1 1 1 ( 1 ) 2 ( 1 ) l n ( ) 2 ( ) l n 22effr rrrf e e e ef f f f f fPr r r r rrrE h r r r r r r （ 3.23） 代入有关数值，得 2=1.2，故 2 2 2 =9.52 强度校核 膜片弹簧大端的最大变形量为离合器彻底分离时的变形量 ： 2 1 1 1222 1 1 1 1 1 131 ( 1 ) ( ) 1 2 2lnfB Rrrr P d d dE R r H hr h u R r R r R r r R rr （ 3.24） 把有关数值代入上式，得B=1207MP ，通常强度不大于 1500 1700MP ，故认为强度条件适合。 3.4 本章小结 本章 对离合器主要参数（后备系数、单位压力和摩擦片的主要尺寸）进行了选择，主要计算了 膜片弹簧离合器的主要参数，和对膜片弹簧尺寸的合理选择，并且对膜片弹簧进行了详细认真的校核，使其能更好的与实际相结合。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 22 转矩角度滑行驱动级扭转刚度弹簧预紧花键有间隙4级阻 尼 第 4 章 扭转减振器的设 计计算 汽车传动系扭转振动减振器，按其所在位置可分为两类：一类装在从动盘总成中，另一类装在飞轮处。两者都和离合器的结构有关。本设计采用第一类。 汽车行驶中，传动系传递发动机转矩时，由于内燃机工作不均衡，转矩周期性地变化会引起传动系扭转振动。如果传动系发生扭转共振，将会使传动系零件的应力成倍增加，而这种应力具有交变的性质，会使传动系零件的疲劳寿命大大下降。扭转振动还是引起齿轮噪声的重要原因，尤引人注目。 4.1 扭转减振器的特性及主要参数的选取 图 4.1 为离合器扭转减振器特性曲线图例。图中反映了扭 转减振器特性的一些参数，其中斜线表示扭转力矩 Td，朝上方共有 4 段斜线，表示有 4 级刚度；垂直线表示从一级进入另一级需要克服的预紧力矩 TN；两斜线间的间隔反映了减振器工作时的摩擦；离合器减振器特性曲线在水平坐标上的距离表示离合器从动盘毂花键中的间隙 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 23 图 4.1 扭转减振器特性曲线示例 4.1.1 扭转减振器的角刚度 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 Ca 13Tj （ 4.1） 式中 ， Tj为极限转矩 ； 按下式计算 Tj=（ 1.5 2.0） Temax （ 4.2） 式中 ， 2.0 适用 乘 用车， 1.5 适用 商 用车，本设计为商用车，选取 1.5，maxeT为发动机最大扭矩，代入数值得 Tj=559.5， Ca 7273.5 本设计初选 Ca=7000N m/rad。 4.1.2 减振器摩擦力矩 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=（ 0.06 0.17） Temax （ 4.3） 取 T=0.11Temax，本设计按其选取 T=41.03。 4.1.3 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 T预=（ 0.05 0.15） Temax=37.3 4.1.4 减振弹簧的分布半径 减振弹簧的分布尺寸 R1 的尺寸应尽可能大一些，一般取 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 24 R1 =（ 0.60 0.75） d/2 （ 4.4） 其中 d 为 摩擦片内径，代入数值，得 R1 =66。 4.1.5 减振弹簧数目 可参考表 4.1 选取，本设计 D=325，故选取 Z=6。 表 4.1 减振弹簧的 选取 离合器摩擦片外径 D 减振弹簧数目 Z 225 250 4 6 250 325 6 8 325 355 8 10 350 10 以上 4.1.6 减振弹簧的总压力 当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大 Tj。 P总=RTj1 （ 4.5） 式中 ， P总的计算应按 Tj的大者来进行 P总=5650N 每个弹簧工作压力 PP Z 总 （ 4.6） =706N 4.2 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2D：一般由结构布置决定，通常选取2D=11 15 左右。本设计选取2D=12。 弹簧钢丝直径： 231 8PDd （ 4.7） 式中，扭转许用应力 =550 600Mpa , d1 算出后应该圆整为标准值，一般为 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 25 3 4mm 左右。代入数值，得1d=3.398，符合上述要求。 减振弹簧刚度 211000acc Rz （ 4.8） =200.9N/mm 减振弹簧的有 效圈数 i = CGDd32418 （ 4.9） 式中 ， G 为材料的扭转弹性模数，对钢 G =83000N/mm2，代入数值，得 i =3.984。 减振弹簧的总圈数 1 .5 2ni =5.98。 减振弹簧在最大工作压力 P 时最 小长度 m in 1L n d （ 4.10） 11.1dn=22.37 式中 ，10.1d =0.337 为弹簧圈之间的间隙。 减振弹簧的总变形量 Pl c （ 4.11） =3.51 减振弹簧的自由高度 0 minl l l （ 4.12） =25.88 减振弹簧的预变形量 Tl预1czR （ 4.13） =0.35 减振弹簧安装后的工作高度 0l l l =25.53 4.3 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 = ll ） ）（ Rl 12/a r c s in2 （ 4.14） =3.04 4.4 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 2sin aR （ 4.15） 式中 ， R2 为限位销的 安装半径， 一般为 2.5 4mm。本设计取 =3。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 26 4.5 限位销直径 d d 按结构布置选定，一般 d =9.5 12mm，本设计取 d =12。 4.6 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 3.2 从动盘窗口尺寸简图 一般推荐 A1-A = a =1.4 1.6mm。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 =1.5mm， A =26.5mm， A1 =28mm。 4.7 本章小结 本章介绍了扭转减振器的特性以及扭转减振器的参数选取，对减振弹簧 的尺寸进行了确定 ， 还对从动片相对从动盘毂的最大转角、限位销与从动盘缺口侧边的间隙、限位销直径、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸进行了详细的计算， 并且列出了必要的公式。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 27 第 5 章 离合器操纵机构的设计 汽车离合器操纵机构是驾驶员用来离合器分离使之柔和接合的一套机构。它始于离合器壳体内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应该过大，另一方面是应该有踏板形成的校核机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力液压式等等。本设计选取操纵形式为液力操纵式。在众多的操纵机构中，气压助力液压式操纵机构具有操纵轻 便，布置简单而被中重型汽车广泛采用。 液压式传动操纵的工作原理简单：踩下踏板，由主缸产生的油压经管路传输至分缸，由分缸中的推杆推动分离叉使离合器分离。 离合器操纵系统功能是，把驾驶员对离合器的踏板的输入变成分离轴承上的输出，来控制离合器的接合和分离，从而完成对汽车传动系统的动力切断或传递。因此，离合器踏板的布置位置、相关尺寸、作用力以及行程大小都要符合人体工程学的要求。综合起来，设计离合器操纵系统需要考虑如下一些因素： （ 1） 操纵系统的输出对输入的放大比率； （ 2） 周边工作环境对系统的影响； 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 28 （ 3） 时间因素对系统性能的综合影 响。 5.1 离合器的踏板位置、行程、和踏板力 5.1.1 踏板位置 离合器踏板的操纵通常设计为由左脚控制，因此，踏板的最佳位置应和左脚保持处在一条直线上最为舒适，为此，离合器踏板在车内的位置就要更偏左，它给车内左侧留下的横向剩余空间要小一些。考虑到这些因素，大部分离合器踏板实际布置位置还需适当靠右，即靠向人体中间部位。具体布置应该以人体左右对称为准向左偏移80 100mm，作为离合器踏板中心线的位置。 5.1.2 踏板行程 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。 5.1.3 踏板力 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 130N 离合器踏板位置高度及其形成对踏板力的影响也要考虑，因踏板离地板高且行程大的车辆，操作离合器时，脚要完全离开地板，大腿 要抬离坐椅。这种情况下踏板就要就要能支持脚和腿的重量，轻的踏板力就会使踏板轻易地移动使离合器动作，而且由于脚和腿没有支撑，轻的踏板力反而使离合器的控制变得更为困难，若有较大的踏板力可以部分支撑脚和腿的重量，就能更安全、舒适地操作。 若离合器踏板离地较 近 且行程短，操纵时脚跟可不离开地板，脚完全依靠在坐椅上，此时，踏板只需支撑脚的部分重量，采用轻的踏板力是适当的，操纵也很舒适。 5.2 操纵系统的传动比计算 在设计操纵系统时，为满足前述对踏板力和踏板行程的要求，需要根据具体离合器的分离装置的传动比，最终合理地确定 出操纵系统的传动比。 离合器踏板行程 Sn 与压盘升程 s有下列关系： 0 cn s z s i iS 分 操 （ 5.1） 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 29 式中 ，0s 分离轴承与分离杠杆之间的间隙， S0=2 4mm，取 S0=4； s 摩擦片与压盘、飞轮间的间隙 ， s=0.75 1.3，取 s=1.2； cz 摩擦面数，本设计为单盘离合器，所以 Zc=2； 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 C1=75，踏板臂长 C2=320，主缸推杆直径 d0=8，主缸缸径 d1=16，工作缸缸径 d2=22，分离叉驱动臂长 b1=70，分离叉臂长 b2=80。 踏板传动比 12pCi C （ 5.2） =4.25 分离拨叉传动比 102bi b （ 5.3） =0.875 液力传动比 22202Hddi d （ 5.4） =2.19 总传动比 0z H f Pi i i i i （ 5.5） =48.9 有效行程 0czS s i （ 5.6） =117.36 空行程 00k H pS s i i i （ 5.7） =32.6 踏板总行程 n c kS S S=149.96 踏板行程推荐在 150 170mm 之间，原则上是在满足彻底分离及踏板力允许情况下，其踏板总行程越小越好，故认为本设计符合要求。 5.3 主缸和工作缸的设计计算 5.3.1 主缸的工作原理及计算 （ 1）主缸的工作原理 离合器的主缸的油缸和储油室在结构上做成一体（如图 5.1 所示），主缸有 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 30 图 5.1 离合器工作缸结构图 1 通气孔； 2 螺塞； 3 挡板； 4 盖； 5 螺钉； 6 储油室； 7 总泵推杆； 8 防 护罩； 9 端盖； 10 密封圈； 11 活塞； 12 弹性垫片 13 皮碗； 14 复位弹簧； 15 管接头 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，使活塞右方形成环行油室。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象阀流到主缸左腔，故总流量多了，这多余的油即从补偿孔 A 流回储液室。 （ 2）主缸结构尺寸的计算 初选内径 D=16，管路压强 P=3.5。活塞杆直径 0 .5dD 0.55=8，取标准值d=8mm，活塞宽度 0 .6 1 .0BD =9.6。 计算强度时，先确定 FP A （ 5.8） 代入数值，得 2163 . 52F P A =703。 活塞强度计算 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 31 62104pFd （ 5.9） 式中 ，p=400MP 为材料的许用拉力，代入数值，得 =14MP。p，强度合适。 5.3.2 分缸的工作原理及计算 （ 1）分缸的工作原理和结构 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（见图 5.2）。此种布置形式的分缸将通过分离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，在分缸中装有放气螺钉。分离差推杆的长度可以调整，以保证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的从动盘打滑烧损。 图 5.2 离合器分缸 1 放气螺栓； 2 分缸壳； 3 挡环； 4 活塞限位块； 5 进油管接头 （ 2）分缸结构尺寸的计算 初选定内径 D=25，外径 D1=29，活塞直径 0 .5 0 .5 5dD =12.5，取标准值 d=15，活塞厚度 0 .6 1 .0BD =15。 强度校核时，参考公式（ 5.8），得 P =3.5N/mm2。 活塞杆理论推力 261 104F D p （ 5.10） 代入数值，得1F=1717。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 32 拉力 2 2 62 104F D d p （ 5.11） 代入数值，得2F=1099。 活塞杆强度计算 62104pFd （ 5.12） 代入数值，得 =9.7MP p。故认为本设计强度合适。 5.4 本章小结 离合器的操纵机构在本章中进行了选取，选取了液压式传动。 系统的介绍了操纵机构的工作原理。 并且介绍了主缸和工作缸的结构组成，进行了基本尺寸、强度的计算，危险截面的校核等一系列工作。 第 6 章 离合器其它零件 的设计及计算 6.1 从动盘毂花键的设计计算 发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第 1 轴花键就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第 1 轴的结合方式，现今都采用齿侧定心的矩形花键，结构形状如图 6.1 所示。花键之间为动配合，这样在离合器分离和接合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 33 图 6.1 从动盘毂花键 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上 ，尺寸根据摩擦片外径选取。 本设计选取内径 d 1=32，外径 D1=40，齿数 n =10，齿厚 t=5，有效齿长 l =45。 （ 1） 计算挤压应力 计算挤压应力可参考 pnhl 挤 压 （ 6.1） 式中 ， p 为花键的齿侧应力， z 为单盘， z =1 m a x114()eTp D d z （ 6.2） =20.72 103 N 花键的高度 1 ()2h D d （ 6.3） =4 代入数值，得 挤 压=1.15104， 挤 压 2105N/m2， （ 2） 花键的剪切应力的计算 花键剪切应力可参考 Flbn 剪 切 （ 6.4） 式中 ， F 为作用在从动盘上的圆周力 m ax4()eTF n D d （ 6.5） =2072N 代如有关数值，得 剪 切 =0.92N/mm2，剪切应力低，故认为花键抗剪切能力足够强。 6.2 压盘的设计计算 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能自地做轴向移动，使压盘和 从动盘脱离接触。压盘和飞轮见常见的连接方式有凸台式、键式、销式。本设计选用的是凸台式连接。 离合器在接合的过程中，由于滑磨功的存在，每接合一次的过程中都要产生大量黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 34 的热，而每次接合的时间又短，因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，必然导致摩擦副的温升在使用频繁和艰难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。 由于摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘吸收，为了每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够的质量来吸收热量。 压盘的厚度一般为 15 25mm 之间 ，初选压盘厚为 25mm。压盘的外径略大于摩擦片外径 D，取压盘外径为 330mm，内径略小于摩擦片内径，取压盘内径为 180mm. (1)校核压盘的厚度 根据离合器一次接合的温升来校核 Wmc （ 6.6） 式中， 分配到压盘上的滑磨功所占的比例，单片离合器压盘选取 0.5； c 压盘的比热容，对铸铁压盘 c=544.28J/(kg.K)； W 为滑磨功， W =77387； 质量 22()22Ddm h h =11.86kg （ 6.7） 代入数值，得 =5.99 。校核离合器接合一次时的温升，它小于规定值 8 10 。所以压盘的厚度选择合适。 (2)压盘的传动形式设计 压盘的出动形式有，凸 块窗孔式、传力销式、弹性传动片式，本设计 选定弹性传动片式 ， 初定离合器压盘传力片的设计参数如下：共设 3 组传力片（ i=3），每组 4 片（ n=4），传力片的几何尺寸为：宽 b=25mm，厚 h=1mm，传力片上两孔间的距离 l=86mm，孔的直径 d=10mm，传力片切向布置，圆周半径 R=178mm，传力片材料的弹性模量1052 E Mpa。 其强度校核如下。 传力片的有效长度 l1： l1 l 1.5d 86 1.5 10 71mm （ 6.8） 传力片的弯曲总刚度： lJKK niEXn 31/12 （ 6.9） 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 35 代入数值 K=0.17MN/m 根据上述分析，计算以下 3 种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力： 彻底分离时，按设计要求 f=0， 0Te由式 i n R b hi n R bEh ThfTlf e m a x2m a xm a x21m a xm a x 63 （ 6.10） 或式 i n R b hi n R bEh ThfTlf e m a x2m a xm a x21m a xm a x 63 （ 6.11） 得 0 。 压盘和离合器盖组装成盖总成时， 0Te，通过分析计算可知 mmf 67.7max ，可用式 lf Eh21m a xm a x 3 （ 6.12） 计算最大应力。 71 1025m a x126.73 913Mpa 离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动， fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知 fmax=4.74mm。 正向驱动 max=71 1025 1274.43 1 22517843 100074.47006 +12517843 1000700 =204.5Mpa 反向驱动 max=71 1025 1274.43 +1 22517843 100074.47006 12517843 1000700 =923.5MPa 反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此，传力片的许用应力可取其屈服极限。鉴于上述传力片的应力状况，应选用 80 号钢。 （ 3）传力片的最小分离力（弹性恢复力） F弹发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 36 mmf 74.1 。 由公式（ 6.9）计算出传力片弯曲总刚度 K=0.17MN/m，当 mmf 74.1 时，其弹性恢复力为 NfKF 8.2 9 51 0 0 0/74.117.0 10 6 弹 6.3 分离轴承的设计计算 分离轴承 在工作中主要承受轴向作用力。在分离离合器时，由于分离轴承旋转，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。径向推力轴承适合用于高速、低轴向负荷的情况；推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。 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。在离合器接合状态时，分离轴承的端面与分离杆内端之间应留有一定的间隙，以备在离合器磨损的情况下，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。 分离轴承选取角接触球轴承， 结合相关材料 得为 d=55， D=92， B=23，额定动载荷 C=28.32KN，额定静载荷 C0=22.24KN。 (1) 轴承寿命的计算 寿命计算参考下列公式 610 ()60 cL nP （ 6.13） 其中0P为当量动载荷 0 paP f F （ 6.14） 式中，pf载荷系数，pf=1.2 1.8，本设计选取pf=1.8。代入数值，得0P =1110.1， 额定寿命 L =8.14104h。 (2)分离轴承在离合器彻底分离时的载 荷 在第 3 章中，我们计算出了载荷 P2=616.7N， P2 小于额定动载荷，故认为合适。 (3)分离轴承静强度计算 强度计算，参考下列公式 0 0 0C S P （ 6.15） 黑龙江工程学院本科毕业生毕业设计 37 式 中 ，0S为静载荷安全系数，选取0S=4，代入数值，得 0C=4440.4N。 0C小于额定静载荷，故所选分离轴承符合设计要求。 6.4 从动片的设计 设计从动片时应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更均匀，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振器。 （ 4）要有足够的抗爆裂力。 设计从动片时应尽量减小其重量，并使其质量的分布尽可能地靠 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，或是增速，或是减速。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的冲击，从动片一般做的很薄，厚度一般为 1.3