机械毕业设计（论文）-欧曼CTX-1型载货汽车膜片弹簧离合器的设计【全套图纸】.doc

湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计 欧曼CTX-1型载货汽车膜片弹簧离合器的设计THE DESIGN OF CTX-1 TRUCK DIAPHRAGM SPRING CLUTCH DE学生姓名： 学 号： 200841930131年级专业及班级： 2008级汽车服务工程(1)班指导老师及职称： 学 部： 理工学部湖南长沙提交日期：2012 年 5月湖南农业大学东方科技学全日制普通本科生毕业设计诚 信 声 明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要1关键词11 绪论21.1 引言21.2 汽车离合器的现状发展21.2.1 汽车离合器的现状21.2.2 汽车离合器的发展31.3 本文研究的主要内容42 离合器结构原理分析42.1 离合器机构类型的分析42.2 膜片弹簧离合器的结构和工作原理42.3 膜片弹簧离合器的优缺点及特性62.3.1 膜片弹簧离合器的优缺点62.3.2 弹性变形特性分析72.5 本章小结83 膜片弹簧的设计与计算83.1 离合器设计原则及主要参数的选择83.1.1 离合器的设计原则83.1.2 单位压力93.1.3 摩擦片的主要尺寸93.1.4 后备系数93.1.5 摩擦因素、摩擦片数、离合器间隙的选取103.2 膜片弹簧基本参数的选择103.2.1 内截锥高度和厚度的确定103.2.2 大端外径和小端外径的选择113.2.3 膜片弹簧的小端内径及分离轴承作用半径的确定113.2.4 切槽宽度及分离半径的确定113.2.5 自由状态下圆锥底角的选择113.2.6 分离指数的选择113.2.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径123.3 膜片弹簧的校核123.3.1 外径的校核123.3.2 滑磨功的校核123.3.3 膜片弹簧的强度校核133.4 本章小结154 扭转减振器的设计计算154.1 扭转减振器的特性及主要参数的选取154.1.1 扭转减振器的角刚度164.1.2 减振器摩擦力矩164.1.3 预紧力矩164.1.6 减振弹簧的总压力164.1.4 减振弹簧的分布半径164.1.5 减振弹簧数目174.2 减振弹簧的尺寸确定174.3 从动片相对从动盘毂的最大转角184.4 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸184.5 限位销与从动盘缺口侧边的间隙184.6 限位销直径184.7 本章小结185 离合器其它零件的设计及计算195.1 从动盘毂花键的设计计算195.2 压盘的设计计算205.3 分离轴承的设计计算225.4 从动片的设计235.5 分离杆的材料235.6 本章小结236 离合器操纵机构的设计246.1 离合器的踏板位置、行程、和踏板力246.1.1 踏板位置246.1.2 踏板行程246.1.3 踏板力246.2 操纵系统的传动比计算256.3 主缸和工作缸的设计计算266.3.1 主缸的工作原理及计算266.3.2 分缸的工作原理及计算276.4 本章小结287 结论28参考文献29致谢30欧曼CTX-1型载货汽车膜片弹簧离合器的设计学 生：指导老师：（湖南农业大学 长沙 410128）摘 要：本设计是以典型欧曼CTX-1系BJ1049V9JEA汽车技术参数为依据，对其进行膜片弹簧离合器设计。由于欧曼BJ1049V9JEA使用助力离合，而膜片弹簧具有良好的非线性特性，具有减轻分离离合器时的踏板力，从而达到简化离合器的机构目的。本文了解了欧曼汽车离合器及其操纵机构系统的结构知识、设计理念及方法等。并且对欧曼汽车离合器及其操纵机构的主要零件进行了设计计算，其中对膜片弹簧、扭转减振器、操纵机构和摩擦片的结构元件分析、主要参数及零件载荷的确定、强度计算方法进行了介绍。本设计得到了以粉末冶金材料作为离合器摩擦片的摩擦材料。关键词：欧曼汽车；离合器；膜片弹簧；摩擦片；操纵机构；设计全套图纸，加153893706The Design of CTX-1 Truck Diaphragm Spring ClutchAuthor: Tutor:(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract:This essay is based on the typical auman CTX-1 BJ1049V9JEA vehicle technical parameters and designs the diaphragm spring clutch for it. As the auman CTX-1 BJ1049V9JEA uses the power assistance clutch, and the diaphragm spring has good nonlinear characteristics, has the ability to reduce the footstep force when cut-off the clutch, and then it can simplify the mechanism of the clutch. This essay has a understanding of the structure, the design philosophy, and its methods, of the auman vehicle clutch and its operative mechanism system, and so on. The essay also calculates the main parts of the auman clutch and its operative mechanism, and has a introduction about the diaphragm spring, the twisting absorber, the analysis of the operative mechanism and the structure of friction plate, and the assurance of the main parameter and the parts loading, the strength calculation methods. This design got the friction material of the clutch from the powder metallurgy material.Key words: Auman car; Clutch; Diaphragm spring; Friction plate; Control mechanism; Design1 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。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1.3.1 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。1.3.2 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。 2 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。 2。2.2 膜片弹簧离合器的结构和工作原理2.2.1 膜片弹簧离合器的结构(1) 离合器的结构：发动机的飞轮是离合器的主动部件，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，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。2.2.2 膜片弹簧离合器的原理离合器的工作原理：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 膜片弹簧离合器的优缺点及特性2.3.1 膜片弹簧离合器的优缺点膜片弹簧离合器的优点：(1) 由图1可知,在摩擦片磨损达容许的极限位置时，弹簧压缩变形量减小到b，此时螺旋弹簧压紧力下降较大，将使离合器压紧力不足而产生滑磨； 膜片弹簧压紧力相差不多，离合器仍能继续工作。当离合器分离量时，膜片弹簧离合器所需作用力比螺旋弹簧离合器的作用力小的多，膜片弹簧离合器操作轻便。其中b是装配好后正常工作的位置，结构形式分为，压式和拉式。图1 膜片弹簧离合器工作原理图Fig 1 Diaphragm spring clutch schematic(2) 膜片弹簧离合器本身兼压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大大简化并显著地缩短了离合器的轴间尺寸；(3) 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，压紧力仍能维持很少改变，且减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便。(4) 由于膜片弹簧与压盘的整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； (5) 膜片弹簧是一种旋转对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很小，而周置的螺旋弹簧在高速下因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低对压盘的压紧力；(6) 易于实现良好的通风散热。膜片弹簧离合器缺点：在一般的压式膜片弹簧离合器中，在支承环磨损时，在膜片弹簧与支承环之间形成的间隙导致离合器踏板自由行程增大，但在拉式膜片弹簧离合器中能消除上述缺点。2.3.2 弹性变形特性分析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之比有关，不同的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) 如图2 中的曲线，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。(2) 如图2中=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) 如图2中的曲线，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) 如图2中的曲线，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。图2 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响Fig 2 H/h on the elastic characteristics of the diaphragm spring2.5 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。3 膜片弹簧的设计与计算3.1 离合器设计原则及主要参数的选择3.1.1 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。(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。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PO。本设计摩擦片材料选取粉末冶金材料。P0的范围为0.350.5 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欧曼CTX-1系中卡141马力4X2载货车(BJ1049V9JEA)车为参考而进行设计的，BJ1049V9JEA有关参数如下所示：整车重量:2.56吨额定载重:1.74吨，最大总质量:4.495吨,最高车速:95KM/h，最大输出功率:105KW马力:141马力，发动机最大扭矩Temax=375N.m，最高转速2600r/min；离合器直径380，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。(1) 摩擦片外径D，可根据发动机最大扭矩选取 (1)式中，一般载货汽车A=36（单片），本次设计取=325。 (2) 内径，在0.530.70范围内，本设计选取。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1，本次设计取b=3.5。 表1 干式离合器摩擦片尺寸系列（mm）Table 1 Dry clutch friction plate size series(mm)外径D2 内径D1 厚度b 外径D2 内径D1 厚度b160 110 3.2 300 175 3.5180 125 3.5 325 190 3.5200 140 3.5 350 195（190） 4.0225（220） 150 3.5 380 205 4.0250（254） 155(150) 3.5 405 220 4.0280 160(180） 3.5 430 230 4.03.1.4 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：=1.21.3；载货车：=1.72.25，本次设计选取=2.0。3.1.5 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=0.350.50 ，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34 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中所示去设计计算。图3 膜片弹簧的尺寸简图Fig 3 Size diagram of the diaphragm spring3.2.1 内截锥高度和厚度的确定内截锥高度H和厚度h如图4所示，为保证离合器压紧力变化不大，操纵轻便，一般为1.52.0之间，厚度h为24之间，选取h=3.0。由上述分析得比值为2.0故H=5.6。 图4 膜片弹簧内截锥示意图Fig 4 Diaphragm spring cone schematic3.2.2 大端外径和小端外径的选择比值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，一般取值为1.21.3。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=1.25，故r=108。3.2.3 膜片弹簧的小端内径及分离轴承作用半径的确定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： (2)式中，经验系数为4.04.6，本次设计选取K=4.0； 发动机最大转矩。代入数值得=28.8 ，本次设计选取=30 ，应大于，选取= 44。3.2.4 切槽宽度及分离半径的确定切槽宽度的范围为3.23.5，本次设计选取=3.5。窗孔槽宽=910，本设计选取=10。窗孔的内半径的取值应满足。本次设计选取=12。3.2.5 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。 (3)式中，内截锥高度； 膜片弹簧厚度。代入数值得=12.445，本次设计取=13。3.2.6 分离指数的选择分离指数目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=183.2.7 压盘加载点半径和支承环加载点半径压盘的加载点半径和支承环加载点半径影响膜片弹簧的刚度。应略大于且接近，应略小于且接近。本次设计选取=110，=130。 3.3 膜片弹簧的校核3.3.1 外径的校核摩擦片外径的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s。 6570 (4)式中，发动机的最高转速； 摩擦片最大圆周速度。 代入数值得=57.8，故认为摩擦片外径选取合适。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。 (5)式中，单位摩擦面积滑磨功； 许用值，本次设计车型=0.33J/mm2； 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：=77387.3 (6)式中，为轮胎的滚动半径；汽车总质量，=9545kg；汽车起步时所用变速器挡位传动比，=7.640；主减速器传动比，=5.77；发动机转速，=3000 r/min；车论的滚动半径为 =364.3 (7)式中，计算常数，子午线轮胎=3.05 ； 车轮半径，本设计中=750 mm； 综上所述并代入数值，得=77387.3J，=0.158J/mm2。所以。 故认为该离合器单位面积滑磨功符合要求。3.3.3 膜片弹簧的强度校核由上述分析可知=5.6，=3.5，=135，=108，=130，=110，=40，=18，=55。根据图2.2膜片弹簧特性曲线图，设 (8) (9)式中，工作压力；弹性模数，钢材取=2.0105； 泊松比，钢材取=0.3； 碟簧部分内截锥高； 大端变形；整理上面两式得： (10)把有关数值代入上式，得=3015 (11)= 3.5 (12)=0.485- 0.42+ 0.102 (13)(1) 确定弹簧工作点的位置取离合器接合时大端变形量=0.65，H=5.6由式（10）、（11）算得膜片弹簧压紧力：=5304校核后备系数：= (14)式中，=131.7，=2。把数值带入上式，得=1.25，符合1.21.75之间。离合器刚开始分离时，大端的变形量为 (15)式中，=，为压盘升程 = (16)式中，每对摩擦片间隙=0.8 ，代入数值，得=1.6，=5.8。摩擦片磨损后，最大磨损量 (17)其中在0.651.1之间，本设计取=1.05，代入数值得=2.1。故 =4.2-2.1=2.1(2) 求离合器彻底分离时分离轴承的载荷 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和的关系式： (18)取=5.8，代入数值得=660.7。(3) 求分离轴承行程 轴向变形和小端分离轴承的轴向变形的关系式 (19)取=1.6 则代入数值，得=8.32。宽度系数，为 (20) (21)代入数值=0.83，=0.73。弯曲附加变形由分离指受力引起 (22)代入有关数值，得=1.2，故=9.52(4) 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： (23)把有关数值代入上式，得=1207，通常强度不大于15001700，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。4 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5 扭转减振器特性曲线示例Fig 5 Reverse shock absorber characteristic curve example图5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。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 Ca13 (24)式中，为极限转矩；按下式计算 =（1.52.0） (25)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，为发动机最大扭矩，代入数值得，Ca 7273.5本设计初选Ca=7000Nm/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。一般可按下式初选为 =（0.060.17） (26)取=0.11，本设计按其选取=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=（0.050.15）=37.34.1.6 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。 = (27)式中，的计算应按Tj的大者来进行=5650N每个弹簧工作压力 =706N (28)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 R1 =（0.600.75）d/2 (29)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2选取，本设计D=325，故选取Z=6。表2 减振弹簧的选取Table 2 Damping spring selection离合器摩擦片外径 减振弹簧数目Z225250 46 250325 68325355 810 350 10以上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：一般由结构布置决定，通常选取=1115左右。本设计选取=12。弹簧钢丝直径： (30)式中，扭转许用应力=550600Mpa , d1算出后应该圆整为标准值，一般为34mm左右。代入数值，得=3.398，符合上述要求。减振弹簧刚度 =200.9N/mm (31)减振弹簧的有效圈数 = (32)式中，G为材料的扭转弹性模数，对钢=83000N/mm2，代入数值，得=3.984。减振弹簧的总圈数=5.98。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度 =22.37 式中，=0.337为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量 =3.51 (33)减振弹簧的自由高度 =25.88 (34)减振弹簧的预变形量 =0.35 (35)减振弹簧安装后的工作高度 =25.534.3 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（=） (36)=3.04 (37)4.4 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6所示。 图6 从动盘窗口尺寸简图Fig 6 Driven Disk window size diagram一般推荐A1-A = a =1.41.6mm。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。4.5 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 (38)式中，R2为限位销的安装半径，一般为2.54mm。本设计取=3。4.6 限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm，本设计取=12。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。5 离合器其它零件的设计及计算5.1 从动盘毂花键的设计计算图9 从动盘毂花键 Fig 9 Driven disc hub spline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9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