螺旋弹簧离合器设计说明书

毕业设计螺旋弹簧离合器机械学院王归尼 2010年6月67陕西理工学院（机械学院）汽车检测与维修毕业设计摘 要离合器装在发动机与变速器之间，汽车从启动到行驶的整个过程中，经常需要使用离合器。它的作用是使发动机与变速器之间能逐渐接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换档和减少换档时的冲击；当汽车紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，起到一定的保护作用。离合器类似开关，接合或断离动力传递作用，因此，任何形式的汽车都有离合装置，只是形式不同而已。其结构是否合理，性能是否与整车匹配，直接关系到汽车的操纵性、动力性及经济性。本论文主要研究离合器与整车的匹配性设计，具体内容做了以下几个方面：（1）根据设计的要求完成了汽车的总体设计，并且对汽车的结构型式和主要参数进行了选择。（2）对离合器的结构方案进行了分析对比，选择离合器形式。（3）根据前面的汽车总体设计，对离合器基本尺寸、参数进行了选择。（4）对离合器各零部件进行选型、匹配性设计和校核计算。 （5）对离合器操纵系统的设计。通过对机械式操纵系统和液压式操纵系统特点的分析，并选取了液压式式操纵系统，对其进行了设计和尺寸计算。 关键词： 离合器 螺旋弹簧 匹配目 录第1章绪 论11.1汽车离合器的发展11.2汽车离合器的作用21.3汽车离合器的分类和结构原理31.3.1汽车离合器的分类31.3.2汽车离合器的结构原理4第2章汽车总体设计62.1设计要求给出的参数62.2汽车总质量的确定和型式选择62.3汽车主要尺寸的确定72.4汽车主要性能参数的选择82.4.1动力性能参数82.4.2燃油经济性参数82.4.3汽车最小转弯直径92.5发动机的选择92.5.1发动机型式的选择92.5.2发动机主要性能指标的选择102.6轮胎选择122.7本章小结12第3章离合器的工作特性和结构型式的选择143.1离合器的工作特性143.1.1离合器接合过程分析及滑磨功计算143.1.2摩擦副的摩擦磨损特性153.1.3离合器的热负荷163.2离合器型式的选择173.2.1周置弹簧离合器173.2.2中央弹簧离合器183.2.3膜片弹簧离合器183.3本章小结18第4章离合器基本结构尺寸和参数的选择204.1离合器转矩容量的确定204.2基本性能关系式214.3摩擦片外径的确定214.4摩擦片后备系数的确定244.5单位压力的确定244.6摩擦片的一些约束条件254.6.1最大圆周速度的约束264.6.2单位摩擦面积传递的转矩的约束264.6.3每次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束274.7本章小结28第5章离合器零部件的结构选型和设计295.1从动盘选型设计295.1.1从动片设计305.1.2摩擦片的摩擦材料325.1.3从动盘毂设计325.2压盘和离合器盖345.2.1压盘设计345.2.2离合器盖的设计395.3离合器分离装置395.3.1分离杆设计395.3.2分离轴承及分离套筒425.4圆柱螺旋弹簧设计425.4.1结构设计要点425.4.2弹簧计算公式、材料及许用应力455.5扭转减震器设计465.5.1扭转减振器的结构选择、功用和工作原理475.5.2扭转减振器的主要参数及相关计算495.5.3减振弹簧的设计525.5.4目前通用的从动盘减振器的局限性525.6本章小结53第6章离合器操纵系统设计546.1离合器踏板位置、行程和踏板力546.5.1踏板位置546.5.2踏板行程546.5.3踏板力566.2操纵系统周边工作环境和时间因素的影响576.3离合器操纵系统576.3.1机械式传动576.3.2液压式传动596.4助力器616.5操纵传动的设计与计算616.5.1操作系统传动比的计算616.5.2液压传动各主要尺寸的确定626.3.3油管设计要点646.6本章小结64结 论65致 谢66参考文献67第1章 绪 论1.1 汽车离合器的发展根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。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。在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动见根本无法分离的自锁现象。现今所用的盘片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接合比较平顺，无冲击。早起设计中，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，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片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材料后可以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是由于单片干式离合器结构紧凑散热量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小里轴向尺寸。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上有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不至于的烧损摩擦片。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离合器的5-6倍。1.2 汽车离合器的作用汽车离合器是汽车传动系统中一个重要部件，主要用来接合或切断动力的传递，以满足汽车的起步、行驶、制动等情况时的需要，汽车在启动时如果不设置离合器则变速器中的一些齿轮及轴将会参与到工作中来，结果会造成发动机的启动负荷增加；设置离合器后，在汽车启动时，分离离合器使变速器不参与工作，这样发动机启动负荷减小便于启动，尤其对于一些较大功率的发动机或蓄电池存点不足的发动机而言尤为重要。离合器的设置还可以使换挡时减轻变速器的打齿现象。一方面使换挡时将进入啮合的齿轮的转速差减少，是换挡更加轻便，另一方面，让发动机逐步地承受载荷同时通过油门的控制来加大牵引力，以克服汽车的全部载荷，使汽车平稳地进入运行状态，这样才能保证乘坐的舒适性，另外使机件逐步参与工作，而延长使用寿命。离合器不当能完成以上任务，它在汽车上还可以承担一个保险器的作用，用来防止发动机及相关传动部件因承受过大负荷而损坏，当车速急剧变化时，在惯性力的作用下，负荷将大大增加，这是已超过离合器所传递的扭矩，它便通过离合器大话的形势对这种超负荷加以限制，保护了机件免遭损坏。1.3 汽车离合器的分类和结构原理 1.3.1 汽车离合器的分类摩擦式离合器结构类型较多，并且可以有多种组合。为了表达清晰，用图1-1显示其相互关系。图 1-1 汽车机械式离合器分类图1.3.2 汽车离合器的结构原理全套离合器应由两部分组成：离合器和离合器操纵就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结构上应该由下列几部分组成：主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。结构原理如图1-2所示(a) (b)图 1-2 离合器结构简图（a） 接合； （b） 分离1-飞轮；2-从动盘总成；3-压盘；4-分离杆；5-分离套筒；6-离合器制动；7-离合器踏板；8-压紧弹簧；9-离合器盖；10-变速器第一轴（离合器输出轴）；11-分离拨叉及操纵连接杆离合器通常总是处于接合状态如图1-2（a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板7，并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分离套筒5向前，消除间隙，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹簧8的工作压力，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。离合器分离时的状态如图1-2（b）所示，此时，从动盘总成2不再输出转矩。分离套筒向左移时，在消除间隙后，输出轴10受到制动，转速很快下降。此种状况成为离合器制动，其目的是为了容易换挡。但这种离合器制动主要用在重型离合器上，一般离合器不一定采用。本次设计以单片干式离合器的设计为指导思想。尽管离合器的设计已经趋于成熟，但是为了更高的舒适性和更好的质量。研究还应该继续向前。希望在设计中，加深对单片离合器的原理，结构的理解 。第2章 汽车总体设计2.1 设计要求给出的参数要求根据给定的汽车参数设计一套螺旋弹簧式汽车离合器系统，并使之满足相应的工况要求。具体给定参数如下表2-1所示表 2-1 给定参数汽车最高时速115最小转弯直径12.5装载质量2.0最大爬坡度0.3路面附着系数0.42.2 汽车总质量的确定和型式选择汽车质量参数包括整车整备质量、载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。质量系数是指汽车的装载质量与整备质量的比值，即其取值一般在（0.8 1.1）之间，初取=1.0，所以货车的载客量取3人，即=3货车的总质量可按下面公式计算汽车的轴数是根据车辆的用途、总质量、使用条件、公路车辆使用法规和轮胎负荷能力而确定的。根据该设计车型的2载重量，参考现有车型初选2轴，42后轮驱动后轮双胎的车型。根据下表2-2选择该车型的轴荷分配表 2-2 42后轮双胎车型的轴荷分配车型空载满载前 轴后 轴前 轴后 轴货 车后轮单胎50% 59%41% 50%32% 40%60% 68%初步选取该货车的轴荷分配，如下表2-3所示表 2-3 设计货车的轴荷分配空载满载前轴后轴前轴后轴55%45%35%65%1.10.91.46832.7267由此可以得出单侧前轮的负荷为：734.15满载时单侧后轮的负荷为：1363.352.3 汽车主要尺寸的确定选择平头式，发动机前置后驱的布置形式，轻型货车的轴距和轮距由表2-4查到，初步选取轴距：，轮距：前悬、后悬和外廓尺寸等参考同类车型，这里参考轻型货车解放CA1041，初取以下数据：长宽高：540019002100；前悬：800；后悬：1300；车头长度：1400；空载重心高度：690；最小离地间隙：250表 2-4 各类汽车的轴距和轮距车型类别轴距轮距/42货车总质量/t2.21.72.91.151.352.23.02.33.21.301.503.55.02.63.31.401.656.09.03.64.21.701.8510.014.03.65.51.842.014.017.04.55.61.842.02.4 汽车主要性能参数的选择2.4.1 动力性能参数轻型货车平均车速和加速性的要求比较平庸，一般在0.060.1范围内取值，在此选取直接档的最大动力因数：；档最大动力因数标志着汽车的最大爬坡能力和越过困难路段的能力，还标志着起步连续换档的能力，对于公路用车，这个参数设计在0.30.4之间，选取档的最大动力因数。表 2-5 汽车动力性能参数汽车类别最高车速比功率比转矩轻型货车总质量/t1.86.08013515253844设计要求最高车速：；最大爬坡度为0.3。根据表2-5选取汽车的比功率和比转矩，20；40。2.4.2 燃油经济性参数汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶的百公里耗油量来评价。该值越小燃油经济性越好。货车由于载重量不同对油耗影响很大，有时则用单位质量百公里油耗来评价。此轻型货车采用柴油机，由表2-6可知该车型发动机单位燃油消耗量约为2.0/(100)。表 2-6 货车单位燃油消耗量总质量/t汽油机柴油机总质量/t汽油机柴油机 43.04.02.02.86122.682.821.551.86462.83.21.92.1122.502.61.431.532.4.3 汽车最小转弯直径由设计要求可知，汽车的最小转弯半径12.5,经查表2-7可知最小转弯半径值与设计车型相符。表 2-7 商用货车的最小转弯半径车型级别/商用货车最大总质量/1.88.0121.86.010.019.06.014.012.020.014.013.021.02.5 发动机的选择2.5.1 发动机型式的选择（1）汽油机与柴油机的选用目前世界上绝大多数汽车发动机是采用往复式内燃机。近20年来在少数汽车上出现新的动力装置，如转子发动机，燃气轮机，高能蓄电池等，但由于技术上和经济上的原因，这些新型发动机至今尚未被广泛采用。而且据专家们预测：在本世纪初或者更长的时间内，外复式内燃机仍将是汽车发动机的主要型式。因此，下面讨论的选型问题是针对这种发动机而言的，它可分为汽油机和柴油机两大类。目前在我国汽车上主要采用汽油机，它与柴油机在数量上的百分比为88：12。但世界发展的趋势是汽车发动机逐步走向柴油化。现在欧美大型汽车的发动机已经柴油化，中型汽车也多采用柴油机。与汽油机相比，柴油机具有燃料经济性好，工作可靠，寿命长，使用成本低及排污少等优点。但是柴油机也有工作粗暴，振动及噪声大，尺寸和质量大，造价高，起动较困难及易生黑烟等缺点。近年来，由于柴油机设计的不断完善，以上缺点得到较好的克服，并提高了转速，故在轻型车和轿车上采用柴油机的也日益增多。设计选用平头式车型，发动机布置在驾驶室下面，不存在布置上影响驾驶员的视线的问题，所以可以选用尺寸稍大于汽油机的柴油机，从而获得更好的工作可靠性并且获得更高的燃油经济性，以降低该车型维修费用和运输成本。（2）汽缸排列形式与冷却方式的选择按气缸排列的形式分，有直列，水平对置和V型几种。直列式结构简单，宽度小，布置方便。但发动机缸数过多时会显得过长，因此直列式只适用于 6缸的发动机。V形发动机具有长度小，高度低，曲轴刚度大等优点，且易成系列，故在大型轿车和长度受限的重型货车上得到应用。但是其造价也较高，宽度大，在平头车上布置较困难，故这里不会采用。水平对置式的主要优点是平衡性好，高度低，在一些微型轿车上应用。所以选用结构简单、维修容易、工作可靠的直列式四缸发动机。发动机按冷却方式分为水冷和风冷发动机两种。风冷发动机的优点是冷却系统简单，维修方便，对沙漠和异常气候环境的适应性好，但存在冷却不均，消耗功率大和噪声大等缺点，在汽车上应用不多，只在22kW以下的小发动机和军用越野车上有所应用。大部分汽车都采用水冷发动机，它的主要优点有冷却均匀可靠，散热性好，噪声小，能解决车内供暖等，所以选用水冷发动机。根据车型以及上述资料选择：四缸直列式水冷柴油机。2.5.2 发动机主要性能指标的选择（1）发动机最大功率及其相应转速汽车的动力性在很大程度上取决于发动机的功率值。发动机功率越大，动力性越好。粗略估计发动机功率时，可参考同级汽车的比功率统计值选定新车所用的比功率值，乘以所设计车型的总质量，即可求得所需的最大功率值。它也可根据汽车应达到的的最大车速，用下式估算最大功率 式中，为发动机最大功率（）；为传动系效率对于猪减速器驱动桥的42的汽车取0.9；为汽车总质量（4195）；为重力加速度（9.8）；为滚动系数，对货车取0.02；为空气阻力系数，这里取0.8；为汽车正面投影面积（）；为最高车速（115 km/h）。可选取发动机最大功率：此外，还应规定最大功率转速的范围，它可以根据发动机类型，最高车速，最大功率，活塞平均速度及发动机制造条件等因素来确定。目前汽油机的在30007000之间，轿车上的较高，在4000以上的较多，轻型货车的在40005000之间，中型货车的就更低些。柴油机的值在18004000之间。乘用车和总质量小一些的货车用高速柴油机，常取在32004000之间；总质量大一些的货车的柴油机值在18002600之间。初选该货车的转速：（1）发动机最大转矩及其相应转速用下式确定式中为最大转矩，为转矩适应性系数；一般在1.11.3之间选取，这里选取1.1；为做最大功率转矩；为最大功率；为最大功率转速。可选取发动机最大转矩：选择时希望在1.42.0之间，这里取，所以（1）发动机适应性系数值越大，说明发动机适应性越好。采用值大的发动机可减少换挡次数，减小传动系磨损和减低油耗。现代汽油机在1.42.4之间，而柴油机在1.62.6之间。显然值在1.62.6之间。2.6 轮胎选择根据轴荷分配来考虑轮胎所能承受的最大负荷以及根据动力性要求选择轮胎半径R根据该车型的最小离地间隙和满载轮荷结合下页表2-8进行初步的选择，选用轮胎的规格为：10层7.50-15。轮胎的最大负荷为10600。2.7 本章小结本章完成了汽车的总体设计，选择了汽车的结构形式和主要尺寸和性能参数，发动机的主要性能指标以及轮胎型号等。表 2-8 国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件轮胎规则层数主要尺寸使用条件断面宽外直径最大负荷相应气压0.1标准轮辋允许使用轮辋普通花纹加深花纹越野花纹轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎6.50-1468180705-585069003.24.24.50J5J6.50-16(6.50R16)68755765765-635075503.2(3.5)4.2(4.6)5.50F5.50E5.50F7.55-15(7.00R15)68200750760-680080003.2(3.5)4.2(4.6)5.50F6.00G7.00-16(7.00R16)810200780790-850096504.2(4.6)5.3(5.6)5.50F6.00G7.50-15(7.50R15)810220785790-9300106004.2(4.6)5.3(5.6)6.00G5.50F6.50F7.50-16(7.50R16)81012220810820-970011050124004.2(4.6)5.3(5.6)6.3(6.7)6.00G5.00F6.50H8.25-16(8.25R16)12240860870-135005.3(5.6)6.50H6.00G9.00-16(9.00R16)810225890900-12200135503.5(3.9)4.2(4.6)6.50H6.00G第3章 离合器的工作特性和结构型式的选择摩擦离合器接合过程的滑磨功是其重要特性，必须充分了解离合器在接合过程中滑磨的特性及其评价和分析进算方法、压盘等零部件的热负荷状况，以便能正确设计和使用离合器。另外离合器的结构型式很多，本章还分别以几种典型结构分析各自的特点，并根据本次设计要求进行选型。3.1 离合器的工作特性3.1.1 离合器接合过程分析及滑磨功计算离合器的接合过程为：在汽车起步前，驾驶员首先要踩下离合器踏板，是离合器分离，变速器挂上抵挡，此时离合器的主动件与发动机相连，从动件通过传动系和车轮相连。主、从动件间转速相差很大。起步时，驾驶员逐渐放松离合器踏板，并踩下加速踏板，这时离合器的主、从动件开始接合。其工作过程大致可以分成两个阶段：a. 压紧力快速增长，但摩擦力矩开始还不足以克服外界阻力让汽车很快起步，由此，发动机转速较离合器从动盘转速上升快。这一段时间约0.5s。b. 工作压力p几乎不变，从动盘转速增长很快，尽管驾驶员继续加大油门开度，发动机转速还是几乎呈直线下降，直到和离合器从动盘转速同步，停止打滑为止。在离合器接合过程中要通过评价其滑磨严重程度来说明离合器接合过程的负荷状况，通常用指标“滑磨功”来评价。按定义，滑磨功L可由下式来决定：式中，为离合器从接合开始到接合终了离合器停止打滑所经过的时间；为摩擦力矩；为发动机转速；为离合器从动盘转速。在不懂得驾驶员的不同操作技巧下，所得到的滑磨功不完全一样，但比较接近。由于滑磨功在计算上的不确定因素很多，难以精确计算，为此基本上有3类处理方法。（1）分析计算法：把起步滑磨过程依据实际情况适度理想化，以便计算。此种方法在忽略道路阻力矩的情况下，可以得到下式：式中，是由汽车整车质量转化为相当的转动惯量，为离合器开始滑磨时发动机的角速度。此法简单明了，对影响滑磨功主要因素的数量关系分析得相当清楚，但是他只能反映一般情况。（2）图解法：它是方法（1）的发展，进一步考虑到了发动机转矩变化等非线性因素对滑磨功的影响。由于求解困难，只能采用图解的方法来代替分析计算。智力不多做解释。（3）统计试验分析法：它考虑到更多的实际使用情况。由于汽车的使用情况复杂，所以要对大量的汽车起步情况进行分类，并做各类起步试验、统计。按理说此方法更能反映实际情况，但若运用不当还不如前两种方法。3.1.2 摩擦副的摩擦磨损特性作用在摩擦表面上的发向载荷（工作压力）N和切向载荷（摩擦力）之间的关系式，一般可以写成： 式中，为摩擦系数。众所周知，摩擦系数和滑动速度、压力、温度等一些因素有关，但通常在摩擦式离合器的有关计算中，认为是一常数。但也可以利用如下页图3-1所示的近似的单因子关系曲线来确定不同的温度和不同滑磨速度下的摩擦系数。磨损的分析就更复杂了，但现今已经有可能利用电脑来分析发生在摩擦离合器滑磨的动态过程中和它有关摩擦表面的磨损情况。只要知道摩擦系数及磨耗强度与其有关引述之间的函数关系即可。至于大家关心的摩擦副的磨损率，可以肯定地说，滑磨速度或温度升高都将使增加，而且温度因素影响更大。摩擦副的摩擦磨损特性是表明摩擦副身份的“护照”，可以用来评价摩擦副的寿命和能引起传动系统 自激振动倾向性的程度。 （a） （b）图 3-1 石棉及材料-铸铁摩擦副摩擦系数变化曲线（a）对滑磨速度；（b）对温度3.1.3 离合器的热负荷离合器接合时发生滑磨。此时，离合器处于高速大负荷下工作，伴有大量热的生成。热会使摩擦副的机械物理性能发生变化，摩擦片的磨损就和其热负荷状况有很大关系。热负荷导致摩擦片的对偶件飞轮、压盘可能出现裂纹和翘曲变形，这又将加剧摩擦片的磨损。在设计阶段如能计算摩擦副的温度，预测咋使用条件下的摩擦热状况，明确影响热过程各因素得到相互关系，就能有效地改变着些因素，做好摩擦副的材料匹配，降低热应力，减少压盘裂纹的生成和变形，从而可有效地提高离合器的可靠性。离合器的热负荷受许多因素的左右，定量的准确计算有相当难度，但从物理上作一定量的分析还是必要的，其目的不是为了作定量计算，而是从量上去了解一些物理因素对离合器热负荷所发生的影响。摩擦副摩擦时的热负荷状况可由摩擦副表面的最高温度来表现。对离合器的摩擦副来说，它由以下3项组成：这说明摩擦副的热负荷状况，不是简单地看它们平均的提温度和表面温度，而要更深入到表面局部点的温度，故为3项之和，即摩擦副元件体积温度、表面温度和表面热点温度。3.2 离合器型式的选择3.2.1 周置弹簧离合器周置弹簧离合器目前主要用在商用载重汽车上，结构上，螺旋弹簧沿着压盘的圆周作同心圆布置。压盘，分离杆及螺旋弹簧均装在离合器盖中组成离合器总成。离合器盖固定在发动机飞轮上，飞轮作为离合器的一个主动摩擦面，而另一个主动摩擦面是压盘。压盘由发动机直接驱动，使压盘成为离合器的主动件。这是离合器结构设计中的重要一环。在两个主动件飞轮和压盘之间装有从动盘，从动盘的两面都铆有摩擦片，从动盘的盘毂花键中孔中，插入变速器第1轴的花键轴段。在压紧弹簧的作用下，压盘将从动盘紧压在在飞轮上。这样，发动机的转矩，依靠飞轮和压盘对从动盘的摩擦传给从动盘，并通过从动盘的花键传给变速器第一轴。周置弹簧离合器所用的螺旋弹簧是线性的，当摩擦片磨损后，弹簧伸长，压紧力下降，这对离合器可靠传扭是不利的。如果采用刚度小的弹簧，压紧力P的下降就不会很明显。但降低弹簧刚度需要增加弹簧的圈数，以增加弹簧高度尺寸，这对压簧来说容易产生纵向不稳定性，尤其在发动机高转速时，压簧处有很大的离心力作用，容易使簧丝鼓出。压簧沿圆周布置时，弹簧压紧力直接作用于压盘。为了保证摩擦片上压力分布尽量均匀，压簧的数目不应太少，且要随摩擦片的直径增加而增加。有时甚至布置成两排。 3.2.2 中央弹簧离合器采用一到两个圆柱螺旋弹簧或用一个矩形断面的的锥形螺旋弹簧做压簧并布置在离合器正中间的结构型式，称为中央弹簧离合器。中央弹簧离合器的压簧不和压盘直接接触，因此压盘由于摩擦而生成的热量不会直接传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而达到足够大的压盘压紧力。在结构设计上，压盘的压紧力可通过调整垫片或螺纹进行调整。当从动盘摩擦面磨损后，通过调整可以回到原来的压紧力，也就减轻了操纵。为了使压盘的压紧力分布均匀，使离合器接合柔和，中央弹簧离合器的传力杠杆常常采用数目较多并由弹簧钢片做成扁平杆有些中央弹簧离合器弹性压杆的中段常常做成叶片形状，成为风扇叶片，有利于离合器的通风散热。3.2.3 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器是用膜片代替了一般螺旋弹簧及分离杆机构而做成的离合器，因为它分布在中央，所以可做成中央弹簧离合器。在离合器中采用膜片弹簧有许多优点。首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杆的作用，使零件数目减小，重量减轻；其次离合器结构大大简化并显著地缩短了离合器的轴向尺寸；再者，膜片弹簧具有良好的非线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能维持很小的变化，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便。综合设计要求，本次设计选用单片周置螺旋弹簧离合器。第4章 离合器基本结构尺寸和参数的选择汽车上所用的摩擦离合器，既要传递发动机的转矩，又要靠它的滑磨使得汽车平稳起步，工作条件甚为恶劣。因此在设计离合器时，不仅要求它在任何情况下都能可靠的传递发动机的转矩，而且还应该使它有足够的使用寿命，这就要合理的选择离合器的结构尺寸及其设计参数。 4.1 离合器转矩容量的确定摩擦定律说明，摩擦力是非线性的，它有多个值，其最大值为。如果作用力,则摩擦力就只能等于作用力，当时，滑块就要产生运动运动。当滑块绕其作用半径等速旋转时，最大的摩擦力产生的摩擦力矩为：式中，为有效作用半径。对于离合器而言，有效作用半径：式中，为离合器摩擦片的外圆半径；为摩擦片的内圆半径。离合器摩擦片上的摩擦面积：摩擦片上的单位作用压力为：离合器的转矩容量可以由下式计算得到：式中，Z为离合器摩擦工作面数，对于单片式离合器Z =2，双片Z =3；为摩擦系数。4.2 基本性能关系式离合器转矩容量是离合器最基本的性能之一，但通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。由于参数N，等的选取和发动机的最大转矩特性的变动有关，为保证能可靠传扭，确定离合器转矩容量时应含有设计因子。将离合器矩容量和发动机最大转矩写成下式关系：要保证离合器又做狗的磨损寿命，只能拥有足够允许磨损的体积来保证摩擦片有可靠的使用期限，这是最为切实有效的办法。通常具体的做法是，让摩擦片有足够大的摩擦面积A来保证。因此引入单位压力p这一参数。这样上式就可以改写成将有效半径公式：和摩擦面积公式：带入式中得：式中，为摩擦面单位压力，为一个摩擦面的面积；为摩擦片外径；为摩擦片内径。4.3 摩擦片外径的确定摩擦片的外径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，它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。当按发动机最大转矩（）来选定时，有下列公式可供参考：式中，系数反映了不同结构和使用条件对的影响，可参考下列范围：小轿车=47；一般载货汽车=36（单片）或=50（双片）；自卸车和使用条件恶劣的载货汽车=19根据设计要求可知这里应该取=36 初步计算：按初取后，还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化，并且选取时选取尺寸应略大于计算尺寸。表4-1是我国摩擦片尺寸的标准。所以综合表4-1各组数据，选择最佳的摩擦片外径D为250。表 4-1 离合器尺寸选择参数摩擦片外径/发动机最大转矩/单片离合器双片离合器重负荷中等负荷极限值225250280300325350380410430450350380410130170140160320410510620680820980150200280310380480600720800950115017023032036045055070083093011001320摩擦片内径不做为一个独立的参数，它和外径有一定的关系，用比值来反映，定义为比值关系到从动片总成的结构设计和使用性能。具体来说，由于现在广泛采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径，从而要增大；但过分增大值会使摩擦面积变小，这也是不利的。按照目前的设计经验，推荐=0.530.7发动机的转速越高，取值越大。表 4-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径/160180200225250280300325350380405内径/110125140150155165175190195205220厚度/3.23.53.53.53.53.53.53.54440.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.840单面面积/106132160221302402466546678729908 对摩擦片的厚度，我国已规定了三种规格：3.2，3.5，4， 无更多选择余地。根据初取值和表4-2选择=250 =155 =3.5 =0.620 单位面积302 4.4 摩擦片后备系数的确定后备系数保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。 设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器的结构型式的特点等，初步选定后备系数。汽车离合器的后备系数推荐如下（供参考）： 小轿车：=1.21.3 载货车：=1.72.25带拖挂的重型车或牵引车：=2.03.0国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为1.2，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（开始时有些增大），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件比较好，故宜取小值。反之对于有拖挂的载货汽车，由于它们起步时阻力比较大，相对于小轿车来说，其后备功率较小，就要选取较大的后备系数。在同类型的汽车中，其后备系数也可不完全一样。例如，像一般螺旋弹簧离合器，摩擦片磨损后工作压力要减小，就要适当加大后备系数。初步选定：=2.0此后经计算，在做修正。4.5 单位压力的确定影响磨损的物理因素是。单独考虑的大小对摩擦片耐磨耗的影响是没有意义的。但是对离合器来说，降低就意味着要增加摩擦片面积，提高了允许磨耗量，直接意义是提高了摩擦片的磨耗里程。因此，在一定意义上来说，的大小反映了离合器的使用寿命，值小，寿命长；值大，寿命短。这样确定摩擦片上的单位压力值大小，应和离合器本身工作条件，摩擦片的直径大小，摩擦材料及其品质等因素有关。 例如，离合器使用频繁，工作条件比较恶劣时，单位压力取较小的值为好。因为只有降低单位压力，增大摩擦面积，加大容许的磨耗的体积，增加使用磨耗量，才能延长使用时间。当摩擦片的外径比较大的时候，要适当降低摩擦面上的单位压力。因为在其他条件不变时，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热严重，再加上因整个零件尺寸较大，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，单位压力应随摩擦片的外径增加而降低，实际上是降低值。对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，下列一些数据可作为参考：对于小轿车，230时，约为0.25；230时，可由下式选取： =1.18/。对于载货车，=230时，约为0.2；=380480时，约为0.1（考虑中间盘散热困难）。 采用替代石棉材料的摩擦片可以根据以下经验公式计算：把=2.0，=2，=0.62代入上式得值稍大，修正值，取=1.8，此时，此外 4.6 摩擦片的一些约束条件 4.6.1 最大圆周速度的约束摩擦片的外径 ()的选取应使最大圆周速度不超过6570，即式中，为摩擦片最大圆周速度 ()；为发动机最高转速()。=4000=52.35 符合要求扭转减振器布置半径的约束 是为了保证扭转减振器的安装和其总刚度，这个由后面的扭转减振器安装半径决定，这里不作校核。4.6.2 单位摩擦面积传递的转矩的约束为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，即式中，为单位摩擦面积传递的转矩()； 为其允许值()，按表4-3选取。表 4-3 单位摩擦面积传递转矩的许用值 ()离合器规格/210210250250325325 /028030035040符合校核标准。4.6.3 每次接合的单位摩擦面积滑磨功的约束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积滑磨功应小于其许用值，即式中，为单位摩擦面积滑磨功()； 为其许用值()，对于轿车： =040，对于轻型货车： =033，对于重型货车： =025；为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功()，可根据下式计算式中，为汽车总质量()；为轮胎滚动半径()；为起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速()，计算时轿车取2000，货车取1500。得到：将代入式得符合要求4.7 本章小结本章主要对离合器的基本结构尺寸、参数进行了选择和给定约束。其中包括摩擦片外径、内径、厚度，离合器后备系数，单位压力等的确定。第5章 离合器零部件的结构选型和设计本章将详细介绍所选型式的离合器的主要零部件的结构选型及设计计算5.1 从动盘选型设计从动盘有两种结构形式：带扭转减震器的和不带扭转减震器的。不带扭转减震器的从动盘结构简单，重量轻。但是现在汽车上几乎都采用带扭转减震器的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，缓和冲力，减少噪声，传送系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳。不论从动盘是否带有减震器，它们都有从动片、摩擦片和从动盘毂等3各级本组陈部分。这里设计采用的是带有扭转减震器的从动盘，其从动片和从动盘毂之间是通过减震弹簧弹性地连接在一起的。图5-1是离合器的各组成部件的模型图片。图 5-1 带扭转减震器的从动盘的结构分析图在从动盘设计是考虑到以下问题：使从动盘的转动惯量尽可能小，从动盘具有轴向弹性，并具有足够的抗爆裂强度。5.1.1 从动片设计设计从动片时，为了减轻其重量，并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。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，从动片一般都做得很薄，通常用1.32.0厚的钢板冲制而成。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薄至0.651.0，使其质量分布更加靠近旋转中心。为是离合器接合平顺，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，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。图5-2中示出了从动盘轴向弹性结构和盖总成压簧在离合器接合过程中摩擦面上加紧载荷的变化曲线。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。图 5-3 整体式弹性从动片1-从动片；2-摩擦片；3-铆钉整体式弹性从动片如图5-3所示，能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每一片扇形部分的刚度完全一致。图 5-4 分开式弹性从动片1-波形弹簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片铆钉；4-从动片；5-波形弹簧铆钉分开式弹性从动片如图5-4所示，可以消除整体式弹性从动片的缺点，但是对制造、装配等要求较高，制造成本较高，一般用于小轿车上。图 5-5 组合式弹性从动片1-从动片；2-摩擦片铆钉3-波形弹簧铆钉；4-摩擦片；5-波形弹簧片载货汽车上则经常采用组合式弹性从动片如图5-5所示，在这种构造中，靠压盘一侧的从动片1上铆有波形弹簧片5，摩擦片4用铆钉2铆在波形弹簧5上；靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动盘1上。为保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取0.81.1之间，至少不应小于0.6。这里选用组合式弹性从动片，从动片外径250，厚1.5，外缘磨薄至0.8，选用0.7厚波形弹簧片，波形弹簧片压缩行程1.0，摩擦片厚3.5。5.1.2 摩擦片