毕业设计（论文）-GD1041型商用车离合器设计.docx

全套图纸加扣 3012250582机电工程学院毕业设计说明书设计题目:GD1041型商用车离合器设计学生姓名：学号：专业班级：车辆工程1002指导教师： 2014 年 05 月 15 日目 次1 绪论11.1 概述11.2 离合器的设计要求12 离合器概述22.1 离合器的主要结构22.2 离合器的工作原理32.3 离合器的功用及分类43 离合器方案的选定43.1 离合器从动盘数选择43.2 离合器压紧弹簧的选择53.3 离合器分离方式的选择64 离合器的设计计算74.1 离合器设计要求74.2 离合器基本参数的确定75膜片弹簧的设计135.1 膜片弹簧主要参数的确定135.2 膜片弹簧的弹性特性155.3 膜片弹簧材料及制造工艺175.4单位面积滑磨功185.5 离合器温升验算195.6 单位面积传递的转矩196 扭转减震器设计206.1 扭转减振器的结构206.2扭转减振器的功能206.3 扭转减震器参数的选择206.4减振弹簧尺寸237离合器操纵机构的设计247.1 离合器操纵机构的基本要求247.2 操纵机构结构的选择257.3 离合器操纵机构的设计计算258离合器主要零部件的结构设计278.1从动盘总成设计278.2离合器盖总成的设计计算28设计总结32参考资料33致谢341 绪论1.1 概述现代各类汽车应用的最为广泛的便是干式摩擦离合器。它由主动部分、从动部分，压紧机构，分离机构及操纵机构等五部分组成。其中离合器得主、从动部分和压紧机构是能够使离合器处于接合状态并传动发动机动力的基本结构，而离合器的分离机构则是中断发动机动力传递的机构。离合器用来切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时发动机与传动系能够平顺的结合，使汽车平稳起步；在汽车即将换挡时，它能够将发动机与传动系迅速的彻底的分离，大幅度减少变速器齿轮间的冲击，以便于变速器顺利换挡；当汽车在工作过程中受过较大的动载荷时，能够靠离合器打滑来保护传动系，防止传动系的零件因过载而损坏。大部分的离合器都是根据摩擦原理设计的。摩擦式离合器的工作表面形状大致有盘形，锥形，鼓形等三种。虽然后两种能够传递较大扭矩，但是有从动部分的转动惯量太大，换挡困难，结合不够平顺，同心度不好调整的缺点，因此这两种已经被淘汰。1.2 离合器的设计要求离合器的设计应满足一定的要求，具体要求如下：(1)汽车在任何行驶工况下，离合器均能可靠地传递发动机的最大转矩，而且要有一定的转矩储备，同时也要防止传动系过载；(2)离合器在接合时，要保证完全，平顺，柔和，以此减少汽车起步时的抖动和冲击现象；(3)离合器分离时要保证迅速、彻底；(4)离合器从动部分的转动惯量要小，减轻变速器换挡时齿轮间的冲击，便于变速器换挡，同时减少同步器的磨损；(5)离合器应具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，从而使其工作温度不致过高，延长它的使用寿命；(6)离合器应具有避免和衰减传动系的扭转共振的结构，使其具有吸收振动、缓和传动系冲击和减小离合器工作噪声的能力；(7)作用在离合器从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中过程中变化要尽量小，以保证它稳定的工作性能；(8)离合器的操纵机构应保证操纵轻便、准确，从而减轻驾驶员的疲劳；(9)离合器应有一定的强度和良好的动平衡，使其能可靠地工作；(10)离合器的结构应简单、紧凑，较好的制造工艺，同时具有拆装、维修、调整方便的特点。提高离合器的可靠性和延长它的使用寿命，同时适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力，简化离合器的结构、降低成本而且便于拆装维修，已成为离合器未来的发展趋势。2 离合器概述2.1 离合器的主要结构2.1.1 离合器主动部分 离合器的主动部分由发动机的飞轮、离合器盖、压盘等机件等几部分组成，它与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，离合器压盘与离合器盖之间是靠一定的结构传递转矩的，可以通过凸块窗孔式、键块式、传力销式和弹性传动片式等几种结构来驱动压盘。针对本次设计车型GD1041，压盘的驱动方式采用弹性传动片式。 2.1.2 离合器从动部分 从动部分包括单片、双片或多片从动盘，它是依据摩擦原理将离合器主动部分传来的动力传给变速器的第一轴轴。从动盘总成由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂等三个部分组成。大部分汽车都在离合器的从动盘上装有扭转减震器，以此缓和传动系受到的冲击载荷。2.1.3离合器压紧机构压紧机构主要由膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧，实现动力的传递。2.1.4离合器扭转减振器离合器在接合时，发动机所发出的转矩经过飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，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。从动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传递给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系所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从动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，从而将扭转振动衰减下来。为了能使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力沿翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。2.2 离合器的工作原理发动机飞轮是离合器总成的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动盘毂借滑动花键与从动轴（即变速器的第一轴）相连。压紧弹簧将从动盘总成压紧在飞轮端面上。发动机转矩靠飞轮与从动盘总成中的摩擦片的接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再经过变速器，传动轴，主减速器，差速器传给驱动轮。一般情况下，压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。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，与飞轮分离，此时主动部分和从动部分之间的摩擦力消失，从而中断动力的传递。a.结合状态 b.分离状态图2-1 离合器工作原理图当需要恢复动力传递时，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。随着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小时，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。2.3 离合器的功用及分类离合器安装在发动机与变速器之间，用来分离或接合前后两者之间动力联系。其功用为：(1)保证汽车平稳起步；(2)保证传动系换挡时工作平顺；(3)防止传动系统过载。 汽车离合器有摩擦式离合器、液力变矩器(液力偶合器)、电磁离合器等几种。现代汽车广泛使用的是摩擦式离合器，它又分为湿式和干式两种。目前，与手动变速器相配合的绝大多数离合器为干式摩擦式离合器。离合器有多种分类，按其从动盘的数目，分为单片式、双片式和多片式；按弹簧布置形式的不同，可分为圆周布置，中央布置和斜向布置；按弹簧形式的不同，可分为圆柱螺旋弹簧，圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧；按作用力可分为推式和拉式两种。3 离合器方案的选定在设计离合器时，主要根据车型的类别、使用要求、制造条件以及“三化”要求等而合理的选择离合器的结构。3.1 离合器从动盘数选择按从动盘数分类，摩擦离合器可分为单片式离合器（如图3-1），双片式离合器（如图3-2）和多片式离合器。单片式离合器与双片式离合器相比较：单片式结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用中能保证分离彻底、结合平顺。适用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车。图3-1 单片离合器图3-2双作用离合器双片离合器（图3-2）摩擦面数是单片离合器的两倍，传递转矩能力较大，但是中间压盘通风散热性不好，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离不够彻底。此结构一般只用于传递转矩较大的场合。针对此次设计任务，首选单片式摩擦离合器。3.2 离合器压紧弹簧的选择弹簧压紧式离合器的压紧力可由布置在圆周上的若干个螺旋弹簧产生，也可以由一个中央弹簧或膜片弹簧产生。在大多数结构中，弹簧直接压紧压盘，也有采用中央弹簧，压紧力通过分离杠杆传至压盘，此时压紧力应考虑杠杆比的影响。在离合器中应用较多的是圆柱螺旋弹簧和膜片弹簧，其中膜片弹簧由于它自身的优势，应用的最为广泛。故本次设计的压紧弹簧采用膜片弹簧（如图3-3）。图3-3膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。与其它形式的离合器相比较膜片弹簧离合器有以下特点： （1) 弹簧具有较理想的非线性弹性特性（如图3-4），膜片弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变（从安装工作点B变化到A点），因而离合器工作时能保持传递转矩大致不变。离合器分离时，弹簧压力有所降（从B点变化到C点），从而降低了踏板力。 （2) 膜片弹簧能起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构简单紧凑，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，性能稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力明显下降。图3-4膜片弹簧工作点（4) 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，使用寿命长。（5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长。（6) 平衡性好。 （7) 有利于大批量生产，降低制造成本。但是它也有一定的缺点：（1) 制造工艺复杂，对材质和尺寸精度要求高。（2) 非线性特性不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。（3) 分离指舌尖部易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟，因此，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在货车、客车和拖拉机上也被广泛的采用。3.3 离合器分离方式的选择分离轴承总成由分离轴承和分离套筒等组成。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。膜片弹簧离合器根据分离时分离指内端的受力不同，可分为推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器。在同样压盘尺寸下，拉式膜片弹簧离合器可采用直径较小的膜片弹簧，从而可提高压紧力和转矩容量；或者在传递相同转矩的情况下，尺寸较小的拉式膜片弹簧离合器可以代替尺寸较大的推式膜片弹簧离合器。但是拉式膜片弹簧离合器分离轴承的结构复杂，拆装较困难等缺点。 参考同类车型，本次设计采用推式膜片弹簧离合器。4 离合器的设计计算4.1 离合器设计要求载货汽车广泛采用片式摩擦离合器，其结构简单、接合后传递动力时几乎没有功率损失。对离合器的设计要求是：（1）要能够可靠地传递发动机产生的全部转矩，并且接合后不会产生滑磨现象；（2）要分离彻底、迅速；（3）接合平顺，保证起步平稳，减少起步过程中传动系冲击载荷的影响；（4）保证散热良好，防止由于摩擦片的滑磨引起温度过高，以烧至烧坏摩擦衬面；（5）离合器从动部分转动惯量要小，以减少换档时齿轮间冲击，便于换档；（6）操纵机构要保证操纵轻便；（7）防止传动系过载；（8）保证结构简单，机构维修、调整方便，使用寿命长。以上这些要求中最重要的是使用可靠，使用寿命长以及生产和使用中良好的经济技术指标和环保指标。4.2 离合器基本参数的确定4.2.1商用车离合器设计的原始参数表4.1 商用车离合器设计参数整备质量最大总质量最高车速比功率比转矩2000Kg4530Kg100km/h16kw/t30N.m/t4.2.2 初选离合器后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，后备系数的大小对离合器的工作性能影响很大，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选时，应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠的传递发动机的最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。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；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，不宜取得过大；当发动机后备功率较大，使用条件较好时，可以取得较小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减小离合器滑磨，应选取大些；汽车总质量越大，也应取得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取值应取得比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，值可比螺旋弹簧小些。通常轿车和轻型货车=1.201.75。考虑以上影响因素和所设计车型为商用车，同时参考其它同类车型初步选取后备系数=1.5，表4.2 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1.804.004.2.3 估算摩擦片外径D，内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它对离合器的轮廓尺寸，质量和使用寿命有着决定性的影响，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Temax(N.m)来选定D时，根据经验公式可初选： （41）式中：直径系数，取值见表3.2，推荐值在16.018.5范围内选取，参考部分货车的值选择， 。得：。表4.3直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0由公式（41）得：(1)摩擦片外径：(2) 摩擦片内径：由式子： 得 关于摩擦片的内、外径的尺寸，汽车行业已制订了标准(JB145774)。标准见表3.3：表4.4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.5C=d/D0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546由上表可选择参数如下：外径：D=200mm内径：d=140mm摩擦片的厚度b主要有3.2mm,3.5mm和4.00mm三种，厚度：b=3.5mmC=d/D：C=0.7单面面积cm2：160 cm2根据此标准确定摩擦片内、外径尺寸如下：摩擦片外径D=200mm,内径d=140mm,厚度b=3.5mm,内外径之比C=0.7。摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料可由表3.4查得：表4.5摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4由于石棉基材料的摩擦因数受工作温度，单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数较大且稳定。针对本次设计要求，选取石棉基摩擦材料。由上表则取摩擦因数f=0.25。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计为单片离合器，因此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离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm，取t=4mm。4.2.4 验算摩擦片最大圆周速度 摩擦片最大圆周速度公式为： （42）-发动机最高转 速，r/min；V-摩擦片最大圆周速度，m/s；由式（42）得：即满足设计要求。4.2.5 压紧力F（N）的确定： （43）式中： 摩擦合力作用半径（mm）；由于d/D=0.70.6,则可有下式相当准确地计算： （44）其中，摩擦面数，单片双片；摩擦系数，通常干式石棉摩擦衬面取；由式子（44）得摩擦力合力作用半径：所以，根据公式（43）得压紧力4.2.6单位压力的确定 离合器摩擦衬面的磨损与单位压力有关： （45）验算的单位压力应在所给出的范围之内，采用石棉材料时，之间。单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，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，应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘处的热负荷，应取小些；后备系数较大时，可适当增大。有式子（45）可得：在所规定范围0.2MPa0.35MPa之内，符合设计要求。4.2.7 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： （46）式中：为静摩擦力矩，单位：N.m；摩擦面间的静摩擦因数，取=0.25；F压盘施加在摩擦面上的工作压力，单位：N； Z摩擦面数，为从动盘数两倍。取Z=2；摩擦片的平均摩擦半径，取Rc=85mm；假设摩擦片上工作压力均匀，则有： （47）式中：c摩擦片内外径之比，c=0.7即在0.53-0.70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，设计时应大于发动机最大转矩，即 （48）则根据以上相应计算公式及相关数据可得：由（47）得:此时,则选取后备系数5膜片弹簧的设计5.1 膜片弹簧主要参数的确定（1) 比值的选择比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大。一般为了保证离合器的压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的值一般为:；板厚。本次设计选取：,。（2) 比值的确定研究表明，的比值越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，比值一般为。为使摩擦片上压力分布均匀，推式膜片弹簧的外径R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R值要比推式大。因此本次设计选取:，比值，所以,。即：膜片弹簧外径：；膜片弹簧内径：。（3) 圆锥底角的确定膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切如下式： （5-1）圆锥底角在推荐范围之间，所以符合要求。（4) 分离指数目n得选取分离指数目常在范围之间取值。一般常取Z为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小图5-1 膜片弹簧的尺寸简图a.推式 b.拉式 c.俯视图尺寸膜片弹簧可取12。 本次设计选取分离指数目：。（5) 分离指切槽宽度及re的确定的经验范围是：3.23.5mm；的经验范围是：910mm；本此设计选取：（6) 根据约束条件选取、膜片弹簧各部分有关尺寸的比值应符 合一定的范围。由关系式：确定膜片弹簧小端内半径:r0=26mm； 根据弹簧结构布置要求，与R，与r，与之差应在一定范围内，即： （5-2） （5-3） （5-4）所以，由式子（5-2）确定压盘的加载点半径:；由式子（5-3）确定支承环加载点半径：；由式子（5-4）确定分离轴承作用半径；根据式子可取分离指切槽半径。5.2 膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，可看成由两部分组成碟簧部分和分离指部分（靠近小端被径向槽分离隔开的指状部分）。膜片弹簧在离合器上安装时，实际支承点（即加载点）是稍偏离其碟簧部分大、小端的，在支承点处所加载荷为，加载点间的相对轴向变形为量（mm），则膜片弹簧的弹性特性（图4-2）如下所示： （5-5）图 5-2 膜片弹簧的弹性特性曲线 式中 弹性模量，对于钢：；泊松比，钢材料取；弹簧钢板厚度，mm；碟簧的内截锥高，mm；碟簧大端半径，mm；系数，；碟簧大、小端半径之比，。图5-3 膜片弹簧在不同工作状态时的变形a)自由状态 b)压紧状态 c)分离状态 在接合位置时，通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷（N）集中在支承点处，以A点为支承，在半径为的加载点B处产生大端变形量，在分离指端小端半径处产生变形量。推式和拉式膜片弹簧具有相同的大端变形公式： （5-6)式中 膜片弹簧与压盘接触处的半径，mm；支承圆平均半径，mm；碟簧部分大、小端的半径，mm。膜片弹簧的弹性特性曲线，如图5-2所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且=(+)/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H点处，一般=(0.81.0)，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大。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。如图5-2所示。图5-4 膜片弹簧工作点位置 在膜片弹簧的载荷变形特性曲线上各特性点对应的变形量为： 凸点M： （5-7）拐点H： （5-8）凹点N： （5-9）工作点B： （5-10）根据公式（5-10）确定工作点B变形量：5.3 膜片弹簧材料及制造工艺此设计的膜片弹簧采用60Si2MnA优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3 8次，即将弹簧压平并保持，使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。为了提高疲劳寿命，对膜片弹簧的内锥面进行喷丸处理。对分离指端部进行高频感应加热淬火或镀铬处理可以提高其耐磨性。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，而对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度为45 50HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3。膜片弹簧的内外半径公差为H1l和h11，厚度公差为0025mm，初始底锥角公差为。上、下表面的表面粗糙度为16m，底面的平面度一般要求小于01mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差要求小于08 10mm。制造后进行压平试验，不允许有残余应力变形。5.4单位面积滑磨功离合器接合过程中由于主、从动片转速不同，产生相对滑磨，滑磨产生的热量使离合器的摩擦元件温度升高，摩擦系数降低，传递转矩的能力下降，甚至导致摩擦衬面因过热而烧损。严重影响离合器的使用寿命，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： （5-11）式中： w 单位摩擦面积滑磨功（；w许用单位摩擦面积划磨功，总质量大于6.0t的商用车：w=0.25；摩擦面数，Z=2；摩擦片外径，D=350mm；摩擦片内径，d=195mm；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： （5-12）式中 :汽车总质量，单位（）； 轮胎滚动半径，单位（）；起步时所用变速器挡位的传动比。此时计算用一挡起步；主减速器传动比。； 发动机转速。由公式（5-12）可得：由公式（5-11）可得：即满足要求。5.5 离合器温升验算当采用石棉衬面应验算压盘温升（单片式）或中间压盘（双片或多片式）的温升。验算受热最严重的零件在离合器接合一次中温升。如果过大，应采取措施加强通风散热或加大零件质量，保证摩擦表面的最高温度不致过高，防止摩擦系数急剧降低导致衬面烧损。也可改用高温下性能较稳定的粉末冶金衬面或采用湿式离合器。此次设计为单作用离合器采用石棉衬面时，压盘温升为： () （5-13）其中： 所验算零件吸收热量占总热量的百分比，单片式； 双片或多片式的中间压盘；验算零件的质量；0.35比热容，钢、铁比热容为481.5。根据公式（5-13）得：即满足要求。5.6 单位面积传递的转矩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（5-14）表5.1单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210210250250325325028030035040式中各参数以及数值与前计算相同，则由公式（5-14）得：即。满足要求。6 扭转减震器设计6.1 扭转减振器的结构扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)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(通常为三阶)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引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。6.2扭转减振器的功能（1) 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。（2) 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。（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与噪声。（4) 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。6.3 扭转减震器参数的选择（1）极限转矩：极限转矩为扭转减震器在消除了限位销与从动盘毂缺口间的间隙（图6-1）时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减震弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取：式中，商用车：系数取1.5；乘用车：系数取2.0。本设计中极限转矩确定为：(2)减震弹簧的位置半径： （6-1）根据公式（6-1）：初定:验算：为保证扭转减振器安装摩擦片内径d必须比2倍减振器弹簧位置半径大50，即：；所以，经验算，符合要求。减振弹簧的位置半径。(3)减震弹簧个数：因摩擦片外径D=200mm，所以根据汽车设计手册推荐以及实际情况选取减振弹簧个数。表6.1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径Dmm225250250325325350350466881010(4) 扭转角刚度决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为： (6-2) 式中，T为使从动片相对从动盘毂转过（rad）所需加的转矩（Nm）；K为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；为减振弹簧个数；为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义，则减振器扭转刚度 (6-3)式中为减振器扭转刚度(Nm/rad)。设计时可按经验来初选 (6-4)初选图6-1 扭转减振器示意图(5)阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度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。一般可按下式初选取=0.1135.9=13.59N/m。(6)预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 (6-5)取=0.08135.9=10.87 N/m。(7)减震弹簧总压力：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时，减震弹簧受到的压力F为：单个减震弹簧压力：6.4减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝， 设弹簧丝直径,。（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表6.2旋绕比的荐用范围d/mmC确定旋绕比，曲度系数（3）强度计算，与原来的d接近，合格。中径 ；外径 （4）极限转角取，则（5）刚度计算弹簧刚度 其中，为最小工作力，弹簧的切变模量，则弹簧的工作圈数取，总圈数为（6）弹簧的最小高度（7）减振弹簧的总变形量（8）减振弹簧的自由高度（9）减振弹簧预紧变形量（10）减振弹簧的安装高度（11）定位铆钉的安装位置取，则，合格。7离合器操纵机构的设计7.1 离合器操纵机构的基本要求(1) 踏板力要尽可能小，乘用车一般在80150N，商用车不大于150200N。(2) 踏板行程在一定的范围内，乘用车一般在80150mm，商用车最大不应超过180mm。(3) 应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以调整复原。(4) 应有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。(5) 应具有足够的刚度。 (6) 传动效率要高。(7) 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。(8) 工作可靠、寿命长，维修方便。7.2 操纵机构结构的选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器、气压式和自动操纵式等。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。本次设计的离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）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；（2）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，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。7.3 离合器操纵机构的设计计算踏板行程由自由行程和工作行程两部分组成(7-1)式中，为分离轴承自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程一般为2030mm；、分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：=0.851.30mm，双片:=0.750.90mm。、为杠杆尺寸（图7-1）。图7-1 离合器液压式操纵机构示意图踏板力可按下式计算 (7-2)式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；为操纵机构总传动比， 为机械效率，机械式：=70%80%，液压式：=80%90%为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。 不考虑离合器回位弹簧的作用，分离离合器所做的功 (7-3) 其中离合器接合状态下压紧弹簧的总压紧力。在规定的踏板力和行程允许的范围内，驾驶员分离离合器所做的功不应大于30J。工作缸直径的确定，与液压系统所允许的最大油压有关。考滤到橡胶软管及其管接头的密封要求，最大允许油压一般为58MPa。8离合器主要零部件的结构设计8.1从动盘总成设计从动盘总成主要有由从动盘毂，摩擦片，从动片，扭转减震器等组成。从动盘总成有两种结构型式，分为带扭转减震器的从动盘总成和不带扭转减震器的从动盘总成 。本次设计的从动盘总成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：（1)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；（2)为了保证汽车平稳起步，摩擦面片上的压力分布更均匀，以减少磨损，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震器；(4)要具有足够的抗爆裂强度。8.1.1从动盘设计设计从动盘时，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。为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动盘一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，还能够使摩擦面压力均匀并减小磨损。从动盘一般都做得比较薄，通常使用1.32.0mm厚的中碳钢板或低碳钢板冲制而成。本次设计的为商用车，柴油发动机最高转速。故选取从动盘厚度为2.0mm. 8.1.2从动盘毂的设计发动机转矩经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴插在该花键孔内。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GB1144-1974的花键标准，从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：；花键外径：；花键内径:；齿厚：；有效齿长：.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，一般取花键轴直径的1.01.4倍。考虑所设计车辆为商用车，工作条件较复杂，所以取从动盘毂长为。花键尺寸选定后应进行挤压应力及剪切应力的强度校核。计算公式为：（8-1） （8-2）式中： d,D花键的内外径，mm； Z从动盘毂的数目；发动机最大转矩，N.m； n花键齿数； h花键工作高度, L，t花键的有效齿长和齿宽，m.由公式（8-1）得：由公式（8-2）得：故所选花键尺寸满足要求。从动盘毂由40Cr、45号钢、35号钢锻造而成，并经调质处理，表面和心部硬度一般在2832 HRC,本次设计从动盘毂的材料选为45号钢。8.2离合器盖总成的设计计算离合器盖总成有压紧弹簧、离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置和支承环等结构组成。8.2.1 压盘的设计(1)压盘结构设计的要求压盘应具有足够的质量，以增大热容量，减小离合器接合过程中的温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可以设置各种形状的散热筋或鼓风筋以帮助散热通风。压盘应具有较大的刚度，保证膜片弹簧对摩擦面的压紧力分布均匀，并减小受热后的变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约1525mm。与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520g.cm。压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。(2)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：压盘应具有足够的质量，使每次接合时的温升不致过高；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，参考同类车型，又根据经验压盘的厚度一般为15mm25mm，所以本次设计压盘厚度取18mm。(3)参数验算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。校核计算公式： （8-3）式中：温升，； W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=0.5； c压盘的热容量，对铸铁压盘：； m压盘质量（Kg）根据公式（8-3）得：所选参数符合要求。压盘形状复杂，要求导热性好，具有较高的摩擦因数，通常选用灰铸铁，一般选用HT200、HT250、HT300,硬度为170227HBS本设计中选用HT200作为压盘材料。（4）压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，由飞轮或离合器盖驱动所以压盘应与飞轮保持良好的对中。这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能自由做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、键块式、传力销式和弹性传动片式等多种。本次设计采用弹性传动片式的驱动形式。 8.2.2传动片的设计传动片的作用是在离合器结合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。传动片常用34组，每组23片，每片厚度为0.51.0mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。本设计中选取传动片3组，每组3片，每片厚度为0.8mm，由弹簧钢带65Mn制成。8.2.3 离合器盖设计对离合器盖结构设计的要求：（1）应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。（2）应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。（3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。（4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状，或在盖上加设通风扇片等，用以鼓风。乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢，载质量较大的商用车则常用铸铁件或铝合金压铸件。本设计中离合器盖采用4厚的铸铁铸造而成。8.2.4 分离杠杆装置的设计对分离杠杆装置的设计要求：（1）分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时弯曲杆件变形过大，减小了压盘的分离行程，使分离不彻底。（2）应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。（3）分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的的同一平面，其高度差不大于0.2 mm。（4）分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以