3吨柴油动力货车设计(传动轴、离合器及操纵机构设计).doc
3吨柴油动力货车设计（传动轴、离合器及操纵机构设计）（全套含CAD图纸）
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购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 1 3 吨柴油动力货车设计（ 传动 轴、 离合器 及操纵机构设计） 摘 要 本文介绍了近年来发展的新型拉式膜片弹簧离合器的结构特点和工作原理，并与传统的推式膜片弹簧离合器进行了对比。在相同的约束条件下，优化后的拉式膜片弹簧，无论是在后备系数的稳定性、膜片的最大当量应力方面，还是在分离力的大小方面，均优于推式膜片弹簧。然后，对于拉式膜片弹簧的载荷 变形特性作了详细分析。在分析的基础上，阐述了拉式膜片弹簧基本参数的选择和设计。由于拉式膜片弹簧离合器具有许多优点，故拉式膜片弹簧离合器是一种很有发展前途的汽车 离合器。 本设计通过对传动轴的传动类型分析，结合所设计车的特点以及市场趋势等因素，对传动方式和传动轴进行了选型；通过对传动轴的类型与结构分析，选择传动轴的十字轴滚针轴承的密封形式为盖板式密封，并在其密封部位采用橡胶骨架油封和毡圈油封相结合的密封形式，以适应农村地区的恶略路况；通过对万向节的十字轴、滚针轴承、万向节差的设计计算，确定了所设计车辆使用的这些部件的具体尺寸；通过对传动轴的临界转速和计算载荷的确定，用待定系数法确定了传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定了合适的安全系数。鉴于 矩形花键的一系列优点和国内的生产加工水平，传动轴花键采用了矩形花键。 关键词： 离合器，膜片弹簧式 , 传动轴 , 十字轴 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 2 6 (n of of in by is in of of of of of in on of of is a on to of of in we So we to is of On we to we of so of be to To up of we to of We 买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 3 符 号 说 明 物理量 代号 单位 物理量 代号 单位 摩擦片外径 D 动机最大功率时转速 n r/擦片最大圆周速度 V m/s 离合器后备系数 单位压力 0P 静摩擦力矩 擦 面 间 的 静 摩擦因数 f 压盘施加在摩擦面上的工作压力 F N 摩擦面数 Z 摩擦片的平均摩擦半径 位摩擦面积滑磨功 w 2/汽车总质量 胎滚动半径 r m 主减速器传动比 0i 轴的扭转切应力 T 轴的抗扭截面系数 3发动机最大转矩 物理量 代号 单位 物理量 代号 单位 传动轴计算载荷 变速器一挡传动比 1i 计算驱动桥数 n 万向传动的计算转矩 向传动的最大夹角 十字轴轴颈根部弯曲应力 w 滚针工作长度 料的弹性模量 E 临界转速 r/全系数 K 动载系数 传动花键轴的扭转切应力 h 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 4 目 录 第一章 前言 .二章 离合器概述 . 合器设计要求 . 合器的工作原理 . 合器功用及分类 . 合器结构方案分析 .三章 离合器设计计算 . 合器参数的选择 . 动盘总成 . 盘和离合器盖计算 . 式膜片弹簧计算 . 片弹簧的优化设计 . 转减震器计算 . 合器操纵机构设计 .四章 传动轴设计计算 . 向传动的计算载荷 . 字 轴设计计算 . 字轴滚针轴承的计算 . 向节叉的设计计算 . 动轴临界转速计算 . 管强度计算 . 动轴花键轴的计算 .五章 结论 .考文献 .谢 .侧挤压应力 h 变速器一挡传动比 1 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 5 第一章 前 言 全书共 5 章，主要阐述了 3 吨柴油货车中的离合器及操纵机构设计和传动轴设计。各章的主要内容包括：设计应当满足的主要要求、结构方案分析和选择、主要参数的选择、离合器的设计和计算、扭转减震器的设计、离合器的操纵机构和主要结构原件的分析、传动轴的设计与计算和结论。 本书在体系和内容方面，主要参考了第三版汽车设计、第三版汽车构造和离合器设计丛书。结合我国今年来汽车工业得到迅速发展的现实，本书积极引用其介绍的优化设计、可靠性设计等新的设计方法。 由于本人的学识有限，书中难免出现错误和疏漏之处，恳请各位老师和同学批评指正。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 6 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 7 第二章 离合器概述 合器设计要求 对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。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。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分，组成如下： 1. 主动部分：飞轮、离合器盖、压盘； 2. 从动部分：从动盘； 3. 压紧机构：压紧弹簧； 4. 操纵机构：分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动部件。 主、从动部分和压紧机构是 保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使主、从动部分分离的装置。 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. 在任何行驶条件下 ,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 . 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 8 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. 分离要迅速、彻底。 4. 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分散热效果，以保证工作温度不至于过高，延长 其使用寿命。 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过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。 合器的工作原理 发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴（即变速器的主动轴）相 连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系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。 由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板，套在分离套筒的环槽中的拨叉便推动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离， 摩擦力消失，从而中断了动力的传递。 当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳，应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向接合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 9 小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大，二者转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。 合器的功用及分类 离 合器是车辆（汽车）与发动机直接相连的部件。离合器在汽车上大部分时间是处与接合状态，只有需要时才暂时的切断动力传递。所以其功用主要有以下几点： 1在汽车起步时，通过离合器主、从动部分之间的滑磨 、转速的逐渐接近，确保汽车起步平稳。 2当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力的传递，以减轻齿轮齿间的冲击，保证换挡时工作平顺。 3当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将产生滑磨，防止传动系统过载。 现代各类汽车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器，可按从动盘 数目不同、压紧弹簧布置形式不同、压紧弹簧结构形式不同和分离时作用力方向不同分类如下： 片、双片、多片； 周布置、中央布置、斜向布置； 柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧、膜片弹簧； 式、拉式。 合器的结构方案 汽车使用的离合器大部分都是摩擦式离合器，从它的分离受作用力来看可分为拉式和推式两种；按从动盘数可分为单片、双片和多片，按其压紧弹簧布置可分为圆周布置、中央布置和斜置式三种；按其压紧弹簧可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥 螺旋弹簧和膜片弹簧。 一、盘的选择 对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 10 寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修太哦正方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、结合平顺。 故在本次设计中选用了单片摩擦离合器。 二、弹簧布置形式的选择 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其结构简单制造容易，因此用较为广泛。压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至出现弹簧断裂的现象。 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。 膜片弹簧的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。起结构特点如下： 1、膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大 ,这有利于在提高离合器传递转矩能力的情况下离合器的轴向尺寸。 2、膜片弹簧的分离指器分离杠杆的作用，故不需专门的分离杠杆，使离合器结构大大的简化，零件数目少，质量轻。 3、由 于膜片弹簧轴向尺寸小，所以可以适当增加压盘的厚度，提高热容量；而且还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。 4、膜片弹簧离合器的主要部件形状简单，可以采用冲压加工，大批量生产时可以降低生产成本。 故在本设计中选用了膜片弹簧离合器。 三、离合器按它的结构形式选择 根据膜片弹簧分离指在分离时所受的力是推力还是受拉力，可分为推式和拉式弹簧离合器。拉式与推式离合器最明显的特征就是膜片弹簧安装方向相反。 拉式膜片弹簧离合器与推式有其明显的优点： 1、减少中间支撑，零件数目相对要少。结 构简单，紧凑、质量较轻。 2、由于取消了中间支撑，减少了摩擦损失，传动效率高，使分离时的踏板力购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 11 更少， 3、拉式膜片弹簧无论在接合还是在分离时，膜片弹簧都与离合器盖接触，不会产生噪声和冲击。 4、由于拉式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下可使用直径相对较大的膜片弹簧，从而实现在不增加分离时的操纵力的前提下，提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件下，减小压盘的尺寸。 5、使用寿命相对要长。 所以在本设计中选择拉式离合器。 四、 扭转减振器 的选择 它能降低发动机曲轴与传动系接合部分 的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。 故要有扭转减振器。 五、 压盘驱动形式选择 窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可 靠 ，寿命长。 故选择传动片式。 六、操纵机构的选择 液压式操纵机 构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有传递效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机的震动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作离合器接合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。 所以在本次设计种选用了液压式传动操纵机构。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 12 第三 章 离合器设计计算 合器参数的选择 一、摩擦片外径的确定 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。发动机转矩是重要参数，按发动机最大转 矩 )(来选定 D 时，有下列公式可得： （ 3 根 据 所 设 计 的 车 型 和 采 用 单 片 摩 擦 片 ， 则 A=36。 由 （ 3得 查摩擦片尺寸的系列化和标准化，选取标准摩擦片外径 D=325径d=190度 h=外径之比 c ，单位面积 2546 . 验算摩擦片最大圆周速 度： 100060 （ 3 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 13 式中： r/m/s; 65/ 即满足设计要求。 二、离合器后备系数 的确定 后备系数 是离合器设计时应到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应考虑以下几点： 摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩； 要能防止离合器滑磨过大； 要能防止传动系过载。 为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大， 不易选取太小，当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨， 应选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳， 选取值应大些；发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些。 考虑以上影响因素和所设计车型为 3 吨货车，采用 4 缸柴油机，一般情况下不拖挂，基本上在公路上行驶，根据 的取值范围 =时参考其它同类车型选取 三、单位压力 0P 单位压力0取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸，材料及其质量和 后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，0 当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外源出的热负荷，0备系数较大时，可适当增大0P。 采用有机材料（金属陶瓷摩擦材料钢基）时， 。 四、离合器压盘力的计算 摩擦离合器是靠摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为： cc (3式中：位 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 14 f=位： N; Z 摩擦面数，单片离合器的 Z=2; 摩擦片的平均摩擦半径，单位： 假设摩擦片上工作压力均匀，则有： 4 )(2200 （ 3 式中：0位： D 摩擦片外径，单位： d 摩擦片内径，单位： 摩擦片的平均摩擦半径 据压力均匀的假设，可表示 )(3 2233 （ 3 将式（ 3（ 3入（ 3： )1(12 330 T c （ 3 式中： c 摩擦片内外径之比， c=0 之间。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时 T （ 3 则根据以上相应计算公式及相关数据可得： 由（ 3： 6 1 23 4 a x 由（ 3验算单位压力0P，则： )30 P ， 在所要求范围内。 由式（ 2 5）： mR c 2 33 由公式（ 2 3）： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 15 7 2713 1 2 五、单位面积滑磨功 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面计划磨功应小于其需用值，即： )( 4 22 w （ 3 式中 : w 单位摩擦面积滑磨功（ )/ 2w 许 用 单 位 摩 擦 面 积 划 磨 功 )/( 2轻型货车：w=; Z 摩擦面数， Z=2; D 摩擦片外径， D=325d 摩擦片内径， d=190W 汽车起步时离合器接合一次产生总滑磨功（ J） 汽车起步时离合器接合一次产生总滑磨功（ J）为： 2202221800 （ 3 式中：位： . 000； r 位（ m） ； 时计算用一挡起步 44.4 0i； 600 。 由公式（ 3得： )( 9 2 0 0 0 01 6 0 2 222 由公式（ 3得： )/(90325( 9 2 34 222 即 2/ 满足要求。 六、单位面积传递的转矩 0购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 16 为了反映离合器传递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 )( 4 0220 T （ 3 式中各参数以及数值与前计算相同，则： 22220 / 9 03 2 5( 4 04 c 即 2200 / 满足要求。 动盘总成 从动盘有两种结构型式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的 。本次设计从动盘为带扭转减震器的型式。 从动盘总成设计时应满足以下几个方面的要求： 为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； 为了保证汽车平稳起步，摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性； 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震器；具有足够的抗爆裂强度。 一、从动片 设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应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。从动片一般都做得比较薄，的钢板冲制而成。本次设计的 3 吨货车行使速度不高，最高车速不超过 95Km/200 。为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的接合过程中，助动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 17 具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种形式的优缺点，本次所设计从动片采用整体式弹性从动片。整 体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。 二、从动盘毂 发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴的花键接合方式采用齿侧定心的矩形花键。 设计花键的结构尺寸时参照国标 花键标准，从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数： n=10;花键外径： D=40键内径 :d=32齿厚： b=5有效尺长： l=45为了保证从动盘毂在变速器输入轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器的彻的分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取 其尺寸与花键外径大小相同，对在复杂情况下工作的离合器，其盘毂长度更大。考虑所设计 3 吨货车，工作条件较一般 ，所以取从动盘毂长为 L=40=40 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。由公式： （ 3 式中 :P 花键的齿侧面压力，由下式确定： e)(4 （ 3 式中： d,D 花键的内外径， n 花键齿数； h 花键工作高度 ,D+d)/2; l 花键有效长度， m. 由已知条件： 8 8 81)0 3 3 4 04 88 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 18 从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，所选花键尺寸满足要求。 盘和离合器盖计算 一、压盘传 力方式的选择 压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式连接、键式连接和销式连接。本次设计采用凸台式连接方式 但是以上的设计方式都有共同的缺陷：连接件之间都有间隙，在窗传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。 现在广泛采用传力片的传动方式，有弹簧钢带制成的传力片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。为了改善传力片的受力状况，它一般都是沿圆周切向布置，这种传力片的连接方式还简化了压盘的结构，减低了对装配精度要求，并且还有利于压盘的定中。 二、压盘几何尺寸的确定 在摩擦 片的尺寸确定后，与它摩擦相接触的压盘内外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。 压盘厚度的确定主要依据以下两点： 1）压盘应具有足够的质量，使每次接合时的温升不致过高： 2)压盘应具有较大的刚度，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和磨擦片的均匀压紧。 鉴于以上两原因， 本次设计压盘厚度取 15在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过 08 。 校核计算公式： （ 3 式中： L 滑磨功， ； c 压盘的热容量，对铸铁压盘： )./( ； m 压盘质量， 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 19 3 压盘由铸铁铸成 )200(由此部分可选择摩擦飞轮的厚度为 18此厚度必然也满足所需要求。 三、离合器盖设计 离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起 摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。 离合器盖常采用厚度约为 的碳钢板冲压而成。 式膜片弹簧设计 图 3膜片弹簧 一、膜片弹簧主要参数的选择 1. 比值 H/h 和 h 的选择 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 20 图 3不同 H/h 值的无因次特性曲线 图 3膜片弹簧的弹性变性特性 为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧 H/厚 h 为 2 4分析选为 h= H . R/r 比值和 R、 r 的选择 研究表明， R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求， R/r 一般为 取 式膜片弹簧 r 值宜取为大于或等于 取 r 125=. 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内锥高度 H 关系密切 ( H ( 一般在 9 15范围内。 ( 4 . 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线，如（图 3示。该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 1H= ( 1M + 1N) 2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般 1B =( 1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从 化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C，为最大限度地减小踏板力， C 点应尽量靠近 N 点。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 21 图 3膜片弹簧的弹性特性曲线 5 . 分离指数目 n 取为 18 6. 切槽宽度 1 =4孔槽宽 2 =10径 1r =108. 支承环作用半径 1R =152压盘 接触半径 1r =131片弹簧的优化设计 膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。 一、 目标函数 目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种； 弹簧工作时的最大应力为最小。 在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。 在分离过程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的 在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的 平均值为最小。 选 3）和 4）两个目标函数为双目标。 为了即保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，选取 5）作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调它们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则 f(x)= 1w 1f (x)+ 2w 2f (x) 式中， 1w 和 2w 分别为两个目标函数 1f (x)和 2f (x)的加权因子，视设计要购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 22 求选定。 二、 设计变量 图 3子午断面绕中性点的转动 图 3膜片弹簧在不同状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 c）分离状态 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O 转动，如图 3 通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷 中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 l，如图 3有关系式 （ 3 从膜片弹簧 载荷变形特性公式可以看出，应选取 H、 h、 R、 r、 六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力 大端变形量 1B 为优化设计变量，即 X = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T= H h R r 1B T 三、 约束条件 1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力 1要求压紧力 等，即 1 （ 3 2111 1 1221 1 1 111l n /261h R f H H hR r R 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 23 要求压紧力 c cT 713 1 2 2) 为了保证各工作点 A、 B、 C 有较合适的位置 (A 点在凸点 M 左边， 附近， C 点在凹点 N 附近，如图 2示 )，应正确选择 1B 相对于拐点 1H 的位置，一般 1B 1H=有 1111 r 符合要求。 3) 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 大于或等于新摩擦片时的压紧力 （ 3 114 8 1 3 3 6 9 7 符合要求。 4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H h 与初始底锥角 = r 应在一定范围内，即： H h 9 15 = r = 2 7/(a rc 符合要求。 5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即 R r R （ 3 R/r=26= R/ 5= 符合要求。 6) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 (D+d) 4 D 2 （ 3 (D+d)/4=r =131) 根据弹簧结构布置的要求， R、 r、 差应在一定范围，即 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 24 1 7 0 6 0 4 （ 3 571 1 2 51 3 11 f 329320 ，符合要求 8) 膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即 拉式： 111 rR rR f 11 52 321 52111 rR rR f 符合要求 四、强度校核 分析表明， B 点的应力最高，通常只计算 B 点应力来校核碟簧的强度。 1. 膜片弹簧工作位置 B 点的最大压应力： pp 2)(21( 2)2（ 3 2 （ 3 )(2 （ 3 式中 b 是膜片弹簧圆心点到子午断面上的中性点的距离（ p是到极大值是的转角（） 其它参数已 知。 把已知数据代入（ 3（ 3得 p=后把所有有关的数据代入（ 3中，得 . 膜片弹簧工作位置 B 点还受弯曲应力 ，其值为 =22)(6 （ 3 式中 分离指根部宽度；其它参数已知。 代入已知参数，得 =. 根据最大切应力理论 ,一般不大于 15001700N。工作位置 B 点的当量购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 25 应力为： 22 上计算表明，所设计的膜片弹簧符合强度要求。 转减震器计算 一、极限转矩 极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的 间隙时所能传递的最大转矩 。 m a x 二、减震弹簧的位置半径 d/2 因为 R70 d=190以 7 R70三、减震弹簧个数 Z 摩擦片外径 D=325据推荐选取减震弹簧个数 Z=6 。 四、减震弹簧总压力 P 当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震弹簧传递转矩达最大值 震弹簧受到的压力 P 为： j 400 单个减震弹簧压力： 0 3 06/6 1 8 24 合器操纵机构设计 一、
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