车辆工程毕业设计（论文）-桑塔纳轿车离合器设计【全套图纸】 .doc

i 目 录 摘要. abstract. 第 1 章 绪论.4 1.1 研究目的.4 1.2 研究背景.4 1.3 研究现状.4 1.4 研究内容.5 第 2 章 离合器结构方案选取7 2.1 设计参数.7 2.2 离合器形式的选择7 2.3 压紧弹簧和布置形式的选择8 2.4 压盘的驱动方式9 2.5 离合器的通风散热措施10 2.6 分离轴承类型.10 2.7 本章小结.11 第 3 章 离合器主要参数的确定12 3.1 摩擦片尺寸的确定.12 3.2 离合器后备系数的确定12b 3.3 单位压力 p 的确定.13 3.4 离合器基本参数的优化14 ii 3.5 本章小结.15 第 4 章 离合器从动盘总成设计16 4.1 从动盘结构介绍16 4.2 摩擦片的材料选取及固紧方式17 4.3 从动盘毂的设计18 4.4 从动片的设计.20 4.5 扭转减振器的设计21 4.5.1 扭转减振器的功能.21 4.5.2 扭转减振器的结构类型的选择.21 4.6 减振弹簧设计.23 4.7 本章小结.25 第 5 章 离合器盖总成的设计26 5.1 压盘传力方式的选择.26 5.2 压盘几何尺寸的确定.26 5.3 压盘材料的选择27 5.4 传动片片几何尺寸的确定及材料选择.27 5.5 离合器盖的设计29 5.6 支撑环的设计.29 5.7 离合器分离套筒和分离轴承的设计30 5.8 本章小结.31 第 6 章 离合器膜片弹簧的设计32 6.1 膜片弹簧的结构特点.32 6.2 膜片弹簧的变形特性.32 iii 6.3 膜片弹簧的弹性变形特性.33 6.4 膜片弹簧的参数尺寸确定.34 6.4.1 h/h 比值的选取.35 6.4.2 r 及 r/r 确定35 6.4.3 膜片弹簧起始圆锥底角36 6.4.4 膜片弹簧小端半径 r f 及分离轴承的作用半径 r p .36 6.4.5 分离指数目 n、切槽宽 1 、窗孔槽宽 2 、及半径 re36 6.4.6 支承环的作用半径 l 和膜片与压盘接触半径 l36 6.4.7 膜片弹簧材料选择36 6.5 膜片弹簧的计算与强度校核36 6.6 本章小结.40 第 7 章 离合器操纵机构的设计41 7.1 操纵机构踏板力和行程41 7.2 操纵机构的结构形式.41 7.3 操纵机构的设计计算.42 7.4 本章小结.43 结论.44 参考文献45 致谢.47 附录 a.48 附录 b51 4 第 1 章 绪 论 1.1 研究动机与目的 了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构， 掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设 计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找 文献资料、相关书藉，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项 目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好 的基础。通过这次的毕业设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步 骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社 会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。 1.2 研究背景 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对 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 受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损 5 坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合 器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器 结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式 发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离 合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响，而离合器又是汽 车传动系中的重要部件。在离合器设计中，合理地选择离合器的结构型式和设计参数 不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，还使其有足够的使用寿命。 1.3 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，而周布置弹簧离合器在高速时，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 6 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。 1.4 研究内容 通过毕业设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片 弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车 离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过自己动手拆装桑塔纳 vista 志俊轿车 膜片弹簧离合器，对其有进一步的了解，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器 设计。 为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： 1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 2)接合时要平顺柔和，以保证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。 6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小， 以保证有稳定的工作性能。 9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、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。 7 第 2 章 离合器结构方案选取 汽车离合器广泛采用摩擦离合器，本次设计也是采用摩擦式，要根据选定车型的 参数进行机构方案的选择。 2.1 设计参数 表 2.1 桑塔纳 vista 志俊整车参数 项目参数 汽车的驱动形式42 最高车速 =187 km/h maxa v 发动机最大功率及转速 =74 kw =5200 maxe p p n r/min 发动机最大转矩及转速 =155 nm =3100 r/min maxe t t n 主减速器传动比 =4.193 0 i 变速器最大传动比 =3.024 g i 轮胎型号195/60r1486h 8 滚动半径r=0.28m 整备质量m=1220kg 在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化” （系列化， 通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。 在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点： 1. 保证离合器结合平顺和分离彻底; 2. 离合器从动部分和主动部分各自的连接形式和支承; 3. 离合器轴的轴向定位和轴承润滑; 4. 运动零件的限位，离合器的调整。 2.2 离合器形式的选择 选取单片干式摩擦离合器，因为这种结构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺 寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘结合平 顺，广泛用于轿车及微、中型客车和货车上，在发动机转矩不大于 1000n.m 的大型 客车和重型货车上也有所推广。 2.3 压紧弹簧和布置形式的选择 离合器的压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜 片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根据本所设计的离合 器的已知系数和使用条件选取膜片弹簧离合器比较合适。 作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的 截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余 未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定 在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓 固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形， 锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平，图 2.11描述了膜片弹簧离合器的工作原理， 同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时， 分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大 端后移，并通过分离钩拉动压盘移到膜后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多 优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎 不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置 对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定， 9 平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大 为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压 盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现 良好的通风散热等。 （a）自由状态； （b）结合； （c）分离状态 图 2.1 拉式膜片弹簧离合器的工作原理图 膜片弹簧的安装有正装和反装。正装应用于压式操纵机构，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。反装应用于拉式操纵机构，将支承圈在 膜片弹簧的大端附近，原理如图 2.22b,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，原理如图 2.2a,设计选用压式操纵机构，即膜片弹簧正装。 (a) 一般压式操纵 (b) 拉式操纵 图 2.2 拉式操纵机构与压式操纵机构的原理 10 图2.3 膜片弹簧离合器结构图 2.4 压盘的驱动方式 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， 在不传递扭矩时，又应能够与从动盘脱离接触，所以这种连接应允许压盘在离合器分 离过程中能自由的作轴向移动。 压盘与飞轮的连接方式或驱动方式有：凸块窗孔式、传力销式、键式以及弹性 传动片式等如图 2.42,近年来广泛采用弹性传动片式。因为另外几种方式有一个共同 的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为 0.2mm） 。这样在传动时 将产生冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外， 在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。 弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成（见图 2.4e） ，其一端铆在离合器盖上，另一 端用螺钉固定在压盘上，且一般用 34 组（每组 23 片）沿圆周切向布置以改善传动 片的受力状况，这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用 传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的 要求且有利于压盘的定中。所以该离合器采用弹性传动片。 11 a凸块窗孔式；b传力销式；c键槽指销式；d键齿式；e弹性传动片式 图 2.4 压盘的驱动方式 2.5 离合器的通风散热措施 提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。 在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在 180以下，随着其 温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过 180200时， 摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到 1000。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦 片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有 足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋； 在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上 也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前 提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩 擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗， 在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散 热等。为防止压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。鉴于以上对质量和刚 度的要求，一般压盘都设计得比较厚，一般不小于 10。 2.6 分离轴承的类型 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旋转产生离心 力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者 适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况.常用含润滑油脂的密封止推球轴承;小 型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨， 当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承 与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置结构原理如 图 2.52。分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有 34mm 间隙，以免在摩擦 片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使 踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧 力使分离轴承与杠杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。本 设计采用拉式自动调心分离轴承，其结构如图 2.5 所述。 12 1轴承内圈；2州城外圈；3外罩壳；4波形弹簧； 5分离套筒；6蝶形弹簧；7挡环；8弹性锁环 图 2.5 拉式自动调心式分离轴承装置 2.7 本章小结 本章根据选定车型的参数，为满足汽车要求，对离合器的结构方案进行选择，包 括从动盘干湿的选择，压紧弹簧的类型选择，压盘的驱动方式分离轴承的类型，离合 器通风散热措施等。 第 3 章 离合器主要参数的确定 在初步确定了离合器的结构形式之后，就要根据其结构形式确定其需要确定的结 构参数，如摩擦片内外径、后备系数单位工作压力等。 3.1 摩擦片尺寸的确定 摩擦片的外径 d 是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命， 所以应先确定摩擦片的外径 d 13 在确定外径时，可以根据以下经验公式（3.13）计算出： d= 100 (3.1) maxe t a 式中:d摩擦片外径，mm； t发动机最大扭矩，n.m； maxe a和车型及使用条件有关的常数。 将数据：t=155n.m，轿车单片摩擦离合器 a=47,代入式（3.1） ，则得： maxe d=181.6mm。 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，由 3.13“离合器摩片尺寸系列和参数” （即 gb145774）可取摩擦片有关标准尺寸： 外径 d=200，径 d=140mm 厚度 h=3.5mm 内径与外径比值 c=0.7。 表 3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 d/160180200225250280300325350380405430 内径 d/110125140150155165175190195205220230 厚度/3.23.53.53.53.53.53.53.54444 =d/d c 0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5350.532 1 3 c 0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847 单位面积/ 3 cm 1061321602213024024665466787299081037 3.2 离合器后备系数的确定 后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步 时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的 过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。在开始设计离合器时一般是参照统计质 料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式等特点，初步选定后备系数。 表 3.2 离合器后备系数的取值范围 车 型后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车1.201.75 最大总质量为 614t 的商用车1.502.25 挂车1.804.00 14 本设计的是轿车用离合器，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使 用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小，再加上小轿车的后备功率比较大， 使用条件好故宜取小值，选定其后备系数=1.2。 3.3 单位压力 p 的确定 摩擦面上的单位压力 p 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系 数,摩擦片材料及质量等有关. 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压 力 p 较小为好2。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力 p。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大， 滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀， 为了避免这些不利因素，单位压力 p 应随摩擦片外径的增加而降低。 前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸： 外径 d=200mm 内径 d=140mm，厚度 h=3.5mm，内径与外径比值 c=0.70 。 又初选=1.20 运用公式（3.2）可以校核单位压力4p： temax=fzp0d3(1c3) （3.2） 12 1.2155=0.32p00.2030.667 12 则 p0=0.23mpa 式中：z 对单片离合器取 2 c f 为摩擦系数，可取 f=0.3 又由表 3.21中的查得：石棉基材料（在后面设计中，摩擦片材料选择石棉基材料） 单位压力p=0.150.35mpa，也即是摩擦面上的单位压力 pp,没有超出允许范围. 因此上述各基本结构参数合适。 表 3.3 摩擦片单位压力的取值范围 0 p 摩擦片材料 单位压力 /mpa 0 p 模压0.150.25石棉基材料 编织0.250.35 铜基粉末冶金材料 铁基 0.350.50 15 金属陶瓷0.701.50 3.4 离合器基本参数的优化 （1）摩擦片外 d(mm)的选择应使最大圆周速度 vd不超过 6570m/s： (3.3) 3 max 10 60 de vnd 3 5200 200 10 60 54.43/65 70/m sm s 式中：摩擦片最大圆周速度 d v nemax发动机的最高转速（r/min） ； 故所选摩擦片符合要求 （2）摩擦片的内外径比 c 应在 0.530.70 范围内： 0.530.70 140 0.7 200 c c 故所选摩擦片符合要求 （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， 应在 1.21.75 之间。 = tc/ temax=1.2 故所选摩擦片符合要求 （4）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减震弹簧位置直径 2 约 50mm，即 0 r 0 250 14024550 140140 dr 故所选摩擦片符合要求 （5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应 小于其许用值，即 16 00 22 max 00 22 4 () 4 1.2 155 0.00580.28 3.14 2(200140 ) c cc ce cc t tt z dd tt tt 故所选摩擦片符合要求 3.5 本章小结 本章首先根据经验公式计算出摩擦片的内外径尺寸，再由标准尺寸表中选出合适 的尺寸。后备系数的选择是根据车型的不同选择出一个范围，在选定范围内，根据车 的使用情况，车的配置等选择出合适的后备系数。单位压力是根据摩擦片的尺寸、后 备系数计算出来的，最后看单位压力是否在允许范围内，本设计的数据经过优化设计， 选择的都比较合适，单位压力合适。 第 4 章 离合器从动盘总成设计 离合器从动盘是离合器的从动部分，与变速器输入轴相连，动力最终经过从动盘 传到变速器输入轴上。从动盘对离合器的工作性能有着很重要的作用，是离合器不能 17 缺少的一部分。 4.1 从动盘结构介绍 在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振, 缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起 步。图 4.11说明了离合器从动盘的结构，从动盘主要由从动片，从动盘毂， ，摩擦片 等组成，由下图 4.1 可以看出，摩擦片 1，10 分别用铆钉铆在波形弹簧片上，而后者 又和从动片铆在一起。从动片 3 用限位销 5 和减振盘 9 铆在一起。这样，摩擦片，从 动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片 3 和减振盘 9 上圆周切线方向开有 6 个 均布的长方形窗孔，在在从动片和减振盘之间的从动盘毂 6 法兰上也开有同样数目的 从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧 8，以便三者弹性的连接起来。在从动片和 减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间 还装有减振摩擦片 4。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来 回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。 1，10摩擦片；2 波形弹簧片；3从动盘钢片；4摩擦阻尼片； 5铆钉；6 从动盘毂；7调整垫片；8减震弹簧；9减震盘； 图 4.1 带扭转减振器的从动盘 设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求: 1、为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； 2、为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等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，从动盘中应装有扭转减振器； 4、要有足够的抗爆裂强度 4.2 摩擦片的材料选取及固紧方式 离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生 18 大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能： （1）在工作时有相对较高的摩擦系数； （2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现，摩擦系数衰退现象； （3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能； （4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能； （5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏； （6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度； （7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好； （8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦 性能； （9）摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用； （10）具有良好的性能/价格比，不会污染环境3。 鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是： （1）满足较高性能标准； （2）成本最小； （3）考虑用石棉。 由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳 定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在 0.3 左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都 将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高 温、耐磨和较高摩擦系数（可达 0.5 左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在 该设计中汽车使用条件良好，所以仍选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。 固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条 件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜 铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作 表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便 等优点。 4.3 从动盘毂的设计 从动盘毂的结构由两部分组成：盘毂和法兰，如图 4.21所描述。详细尺寸见设 计图纸。 19 图 4.2 从动盘毂 从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键， 花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。 本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键 时，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。 图 4.3 花键结构示意图 根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，表 4.11阐 述了摩擦片外径、发动机转矩与从动盘毂尺寸之间的关系，可以根据表 4.1 确定花键 毂的尺寸： 表4.1 所选从动盘毂花键参数 20 从动盘外径 d/mm 花键齿数 n 花键外径 d/mm 花键内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力 20010292342511.3 从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过 =20mp，本从动盘毂材料选用 40cr。 为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分 离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情 况下工作的离合器，其长度更大，可达到花键外径的 1.4 倍。 花键的尺寸选定后应进行强度校核。由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而 破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。 花键挤压应力校核公式如下： 挤压应力计算公式： 挤压= （mpa） （4.1） p nhl 式中，p为花键的齿侧面压力，n。它由下式确定： 花键的齿侧面压力 max 4 (d) e t p d z 式中，d，d分别为花键的内外径，m； z为从动盘毂的数目； temax为发动机最大转矩，nm； n为花键齿数； h为花键齿工作高度，m； 1 () 2 hdd l为花键有效长度，m。 则 max 44 155 11923 ()(0.0290.023) 1 e t pn dd z 故 挤压= mpa 挤压=20mpa p11923 18.34 10 (0.0290.023)/2 0.025nhl 该花键毂花键的=18.34mp=20mp，所以该花键毂花键的尺寸合适,花键的 21 结构简图见图 4.31,从动盘毂见零件图纸。 表 4.2 从动盘毂花键尺寸系列 从动盘外 径 d/ 发动机转 矩/n.m e t 花键齿数 n 花键外径 / d 花键内径 / d 齿厚/有效齿 长 l/ 挤压应力 /m a p 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 10 108 113 115 104 127 107 116 132 152 131 135 125 4.4 从动片的设计 设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得 小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转 速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速 （由低档换为高档） 。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿 轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯 量成正比，因此为了减小转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用 1.32.0厚的 薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨 至 0.651.0,使其质量更加靠近旋转中心3。 为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具 有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐 渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力 的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。 22 具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式3：整体式的弹性从动片，分开式的弹 性从动片、及组合式弹性从动片。 在本设计中，因为设计的是桑塔纳轿车的离合器，故可以采用分开式弹性从动片， 图 4.4 说明了分开式从动片的结构3，离合器从动片采用 2厚的的薄钢板冲压而成， 其外径由摩擦面外径决定，在这里取 d=200，内径由从动盘毂的尺寸决定，由以后 的设计取得 d=40。 采用分开式弹性从动片，其结构简图见下图 4.2,从动片采用 08 钢板冲压而成， 氰化表面硬度 hrc45。 1波形弹簧片；2，6摩擦片；3摩擦片铆钉；4从动片；5波形弹簧片铆钉 图 4.4 分开式弹性从动片 4.5 扭转减振器的设计 4.5.1 扭转减振器的功能 为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是 装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降 低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速 范围；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷。 4.5.2 扭转减振器的结构类型的选择 23 图 4.5 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。 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，结构中阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘 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，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，就可实现阻尼力矩的非线性 变化5。 图 4.6 减振器尺寸简图 24 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 4.5 减振器结构图 4.6 减振弹簧设计 减震弹簧的材料采用 65 号弹簧钢丝，即根据布置上的可能性来确定减振器弹簧 设计相关尺寸。 减振弹簧的分布半径 r ： 1 r 的尺寸应尽可能取大些，一般取 r =（0.60.75）d2(式中 d 为离合器摩擦 11 片内径) 所以 r =（0.60.75）1402=4252.5mm 1 取 r =45mm 1 减振弹簧数量 z： 参看下表 4.21，表对摩擦片的外径与减震弹簧的关系做了相关描述。 表 4.3 减振弹簧数量选取表 离合器摩擦片外径/ 减振弹簧数量 z 225250 46 250325 68 325350 810 350 10 以上 25 查上表 4.3 可得：z=6 全部减振弹簧总的工作负荷 p ：指限位销在从动盘毂法兰上缺口中的间隙消除 z 时减震弹簧压缩到极限时的工作负荷 p =t r (4.2) zj1 式中：t 为极限转矩，乘用车取 t =2.0 t jjmaxe t 代入上式得：p = t r =2.0 tr =6889n jzj1maxe1 单个减振弹簧的工作负荷 p (4.3)/ z ppz 代入数据得:p= p z=6889n6=1148n z 减振弹簧尺寸 减震弹簧的各尺寸在图 4.71中已经标出。 图 4.7 减振弹簧计算简图 弹簧中径 d :一般由结构布置来决定 ,通常 d =1115左右,取 d =11。 ccc 弹簧钢丝直径 d: 通常 d 取 34，所以取 d=3。 扭转刚度： (4.4) 0 23 10 j kkz r 式中 k每个减震弹簧的线性刚度（n/mm） 减震弹簧个数 j z 减震弹簧分布半径 0 r 设计时可按经验初选k 13=4030 nmk j t 取=4000 nmk 26 每个弹簧线性刚度为 k=/1000=k j z 0 2 r 4 2 4000 3.29 10 1000 6 45 n mm 减振弹簧的有效圈数 i： i= (4.5) 4 3 8 c gd d k 式中，g 为材料的剪切模量，对碳钢可取 g=8.310 mpa。 4 代入相关数据得：i=4 减振弹簧的总圈数 n,一般在 6 圈左右 n=i+（1.52）=4+2=6 减振弹簧的最小高度 l: l=n(d+)1.1dn=1.136=19.8 minmin 减振弹簧总变形量： =pr=1148220=3.5。l 减振弹簧自由高度 l = l+=19.8+3.5=23.3。 min l 减振弹簧预变形量： l = (4.6) l 1 kzr tn 式中：是预紧力矩，=15.5mm。 n t max 0.1 ne tt 数据代入公式（4.6）得：=0.2。 l 减振弹簧安装工作高度 l：l= l =23.1。 l 从动片相对从动盘毂的最大转角: =2 arcsin(2r ) (4.7) l 1 式中=-=3.3,代入上式得=4.2。 l l l 4.7 本章小结 本章先对从动盘进行了介绍，对其结构、作用、连接做了详细的解释。然后进行 零件的设计，包括从动片的尺寸设计、从动盘毂的尺寸选择，从动盘毂的强度校核， 最后对各部分的紧固方式、材料做出的选择。扭转减震器的弹簧计算出扭转刚度。 27 第 5 章 离合器盖总成的设计 压盘和离合器盖式离合器的主动部分，要有足够的强度来传递动力。此外，压盘 要有足够的质量来吸收摩擦产生的热量，离合器盖要保证通风散热等，防止离合器过 热，影响工作性能。 5.1 压盘传力方式的选择 压盘（其结构见零件图）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，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合 器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由 弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善 传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 5.2 压盘的几何尺寸的确定 由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘的 外径 d=215，压盘内径 d=135。 那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据3以下两点： （1） 压盘应有足够的质量 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而 每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右） ，因此热量根本来不及全部传到空气中去， 这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为 严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和 压盘的损坏。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和 压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以 吸收热量。 （2） 压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离 合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于 15） ，但一 28 般不小于 10。 在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为 15。 在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一 次的温升不得超过 810。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。 根据下面公式（5.13）来进行校核： = (5.1) 压 cm l 式中：温升，； l滑磨功，n.m； 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘=0.50； c压盘的比热容，对铸铁压盘，c=544.28j/(k)； m压盘质量，。 压 m= 压 2293 215135 ()() 15 107.83 102.58 22 vkg 取 m=2.6kg 压 整备质量=1220kg；滚动半径 r=0.28m；汽车起步时发动机转速 a m =2000r/min；主减速器传动比=4.193；变速器最大传动比=3.024 e n 0 r g i 滑磨功 w= 222222 2222 3.1420001220 0.28 13035 18001800 4.1933.024 ea g n m r j ii 温升= 压 cm l0.5 13035 4.61 544.28 2.6 =4.61=8 故该厚度符合要求，压盘设计合理。 5.3 压盘的材料选择 压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数， 故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 hb170227，其摩擦 表面的光洁度不低与 1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素3。在 本设计中用材料为 3 号灰铸铁 js1，工作表面光洁度取为 1.6。 5.4 传动片的几何尺寸的确定及材料选择 传动片材料选用 60si2crva 钢,根据前面所设计的压盘,摩擦片及从动片的厚度,以 及以往的设计经验,传动片的结构示意图可确定为图 5.11所示。 29 图 5.1 传力片示意图 初步定传动片的设计参数如下：共设 3 组传动片（i=3）,每组 4 片（n=4）,传动 片的几何尺寸为：宽 b=15，厚 h=0.5,传力片上孔间的距离 l=40,孔的直径 d=6，传力片切向布置，圆周半径（也即是孔中心所在圆周半径）r=125，传动 片的材料弹性模量 e=210 mp，根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核， 5 根据下面几个相关公式1： =1.5d (有效长度) (5.2) 1 ll 1 l 式中：d 为空的直径，代入 d 的值求得 =31mm。 1 l （总刚度） (5.3) 3 1 12/ nx kkej ni l k 式中：e 为传动片材料弹性模量； 为每一片传动片截面惯性矩。 x j （最大弹性恢复力） (5.4) 3 maxmax1 12/ x pej nifl 式中：为传力片最大轴向变形。 max f (总装时的最大应力) (