毕业设计（论文）-重型载货汽车双片离合器系统设计与仿真（全套图纸三维）.doc

重型载货汽车双片离合器设计与仿真摘 要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。本文通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径D的确定，离合器后备系数的确定，单位压力P0的确定。并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计）和膜片弹簧设计等。关键词：离合器，双片摩擦片，机械操纵，膜片弹簧全套图纸，加153893706AbstractClutch is important automotive driveline components , the main function is to realize the engine is off and the power transmission to the drive train to ensure a smooth start the car , when the transmission shift work to ensure smooth torque transmission and limit the maximum exposure to prevent transmission overload . Diaphragm spring clutch is a clutch in recent years on cars and light-duty vehicles is widely used , it s a large torque capacity and relatively stable , easy operation, good balance , but also to mass production , for which research has become more and more important . This design specification in the form of a detailed description of the structure of light vehicles diaphragm spring clutch , parameter selection and calculation process.This paper compares the various parts of the design principles of interpretation and the advantages and disadvantages to determine the basic structure of the relevant parts of manufacturing materials and components. According to the vehicle conditions and vehicle parameters , in accordance with the requirements of the design steps and clutch systems , mainly for the following work: mainly select the relevant design parameters : Determine the outer diameter D of friction plates and clutch reserve coefficient is determined , the unit pressure OK. And were designed primarily for assembly : Design separation device , and driven plate design ( driven disc hub design ) and diaphragm spring design.Keywords : Clutch , Two-piece friction plate, Mechanically operated , Diaphragm spring目 录摘 要IAbstractII第一章 绪论11.1 离合器概述11.2 汽车离合器的现状及发展11.2.1 汽车离合器的现状11.2.2 汽车离合器的发展21.3 离合器设计要求3第二章 方案分析与选定42.1 从动盘数的选择42.2 压紧弹簧和布置形式的选择52.3 膜片弹簧支承形式的选择82.4 压盘的驱动方式9第三章 摩擦片参数设计103.1 摩擦片参数设计基本原理103.2 摩擦片参数设计计算113.2.1摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t113.2.2摩擦片外径D、内径d和厚度b的确定113.2.3离合器后备系数的确定123.2.4离合器传递的最大静摩擦力矩TC123.2.5 单位压力123.3 离合器摩擦片基本参数的校核133.3.1 最大圆周速度133.3.2 单位摩擦面积传递的转矩133.3.3 单位压力143.3.4 单位摩擦面积滑磨功14第四章 膜片弹簧设计154.1 膜片弹簧主要参数的选择154.1.1 H/h比值的选择154.1.2 R及R/r的确定164.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角164.1.4 分离指的数目n和切槽宽1、2及半径re164.1.5 支承圈平均半径l和膜片弹簧与压盘的接触半径L164.2 绘制膜片弹簧的特性曲线164.3 确定膜片弹簧的工作点位置174.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2184.5 求分离轴承的行程2184.6 膜片弹簧强度校核194.7 膜片弹簧材料及制造工艺19第五章 其他主要部件的设计205.1 从动盘总成设计计算205.1.1 从动片205.1.2 从动盘毂205.2 压盘和离合器盖的设计215.2.1 压盘几何尺寸的确定215.2.2 离合器盖的设计225.2.3 支承环225.3 操纵系统的设计225.3.1 对操纵机构的基本要求235.3.2 踏板位置235.3.3 踏板行程23结 论24参考文献25致 谢2627第一章 绪论1.1 离合器概述以内燃机作为动力的机械传动汽车中,无论是AMT或MT，离合器都作为一个独立的部件而存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但是有人指出：根据德国出版的2003年世界汽车年鉴，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(当然并不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品)。谈到未来，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分将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。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，以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坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。1.2 汽车离合器的现状及发展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。1.3 离合器设计要求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。摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。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，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。本次设计的原始数据为：1）发动机的最大功率 P=157 KW2）发动机的最大转速 P=1500 r/min3）发动机的最大扭矩 T=1086 N.m4）摩擦片外径 D450 mm设计方向：双盘式摩擦离合器第二章 方案分析与选定汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型，其中摩擦式的应用最广。盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉式和推式两种形式。2.1 从动盘数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(图2-1)结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。因此，广泛用与各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000 N.m的大型客车和货车上也有所推广。图2-1 单片离合器双片离合器(图2-2)与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺但中间压盘通风散热不良，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。设计时在结构上必须采取相应的措施。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。本次设计为重型载货汽车离合器的设计，设计原始数据为：发动机的最大转矩 T=1086 N.m，其大于1000 N.m，故选用双片磨擦离合器作为本次设计对象。它由从动盘、压盘驱动装置、压紧弹簧、离合器盖、分离杠杆、分离轴承等构成。图2-2 双片离合器2.2 压紧弹簧和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(图2-1)，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。在某些重型汽车上，由于发动机最大转矩较大，所需压紧弹簧数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。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，甚至会出现弹簧断裂现象。中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧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。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。膜片弹簧离合器(图44)中的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组成，它与其它形式的离合器相比具有如下一系列优点：1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性如图2-12所示，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变(从安装时工作点B变化到A点)，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从月点变化到A，点)。离合器分离时，弹簧压力有所下降 (从B点变化到C点)，从而降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加(从月点变化到C，点)。2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，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，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。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，可提高使用寿命。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。 图2-3 膜片弹簧离合器 图2-4 拉式膜片弹簧离合器但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材质和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。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，而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。拉式膜片弹簧离合器(图2-4)中，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有如下优点： 1)由于取消了中间支承各零件，并只用一个或不用支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小。2)由于拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，因此在同样压盘尺寸条件下可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与传递转矩的能力，而并不增大踏板力；或在传递相同转矩时，可采用尺寸较小的结构。3)在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效率更高。4)拉式的杠杆比大于推式杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，使踏板操纵更轻便。拉式踏板力比推式一般约可减少2530。5)拉式无论在接合状态或分离状态，膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会产生冲击和噪声。6)使用寿命更长。但是，拉式膜片弹簧的分离指是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需专门的分离轴承(参见图2-19)，结构较复杂，安装和拆卸较困难，且分离行程略比推式大些。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，它已在一些汽车中得以应用。2.3 膜片弹簧支承形式的选择推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图2-5为双支承环形式，其中图2-5a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承 图2-4 拉式膜片弹簧离合器环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；图2-5b在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；图2-5c取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。图2-5 推式膜片弹簧双支承环形式 图2-6 推式膜片弹簧单支承环形式图2-6为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环(图2-6a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图2-6b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。图2-7为无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环(图2-7a)；或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环(图2-7b)，使结构更简化；或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起(图2-7c)，结构最为简单。图2-8为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图2-8a为无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上；图2-8b为单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。这两种支承形式常用于轿车和货车上。图2-7 推式膜片弹簧无支承环形式 图2-8 拉式膜片弹簧支承形式由于膜片弹簧结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小，广泛用于中、重型货车上，固本次设计采用膜片弹簧的布置形式。2.4 压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前三种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱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，降低了离合器传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接(图2-2)，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。使用弹性传动片的方式不仅消除了前三种的缺点，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，固选用弹性传动片式驱动压盘。第三章 摩擦片参数设计3.1 摩擦片参数设计基本原理摩擦离合器是靠摩擦表面间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 （3-1）式中，为静摩擦力矩；为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25-0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，是从动盘数的两倍；为离合器的后备系数；为发动机的最大转矩。假设摩擦片上工作压力均匀，则有 （3-2）式中，为摩擦面单位压力，A为一个摩擦面的面积；D为摩擦片外径，D=2R；d为摩擦片内径，d=2r。摩擦片的平均摩擦半径R，根据压力均匀的假设，可表示为 （3-3）当dD0.6时，可相当准确地由下式计算将式(3-2)与式(3-3)代人式(3-1)得 (3-4)式中，C为摩擦片内外径之比，C=dD，一般在0.550.65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 (3-5)式中，为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。离合器的基本参数主要有性能参数和，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。3.2 摩擦片参数设计计算3.2.1摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t表摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦片材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50金属陶瓷材料0.70-1.50本离合器选取摩擦因数f为0.3本次设计为双片摩擦片离合器，所以取Z=4离合器间隙t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉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之间留有的间隙。该间隙t一般为3-4mm。3.2.2摩擦片外径D、内径d和厚度b的确定摩擦片外径D、内径d和厚度b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关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（Nm）来选定D时，有 (2.7)式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：小轿车A=47，载货车A=36（单片）或A=50（双片）；本次设计选取A=50。所以求得D=419.4466mm。离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm250280300325350380405430内径d/mm155165175190195205220230厚度b/mm3.53.53.53.54444c=d/D0.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-c30.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积3024024665466787299081037根据离合器摩擦片尺寸系列和参数表取得：D=430mm；d=230mm；b=4mm；C=0.537；1-c3=0.8473.2.3离合器后备系数的确定后备系数是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择时，应从以下几个方面考虑：1.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；2.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系2过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75。本设计为重型货车的离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2-2），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=1.201.75，结合设计实际情况，故选择=2。表2-2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1.804.003.2.4离合器传递的最大静摩擦力矩TC3.2.5 单位压力摩擦面上的单位压力P0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,工作条件比较恶劣单位压力P0较小为好。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2力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P0应随摩擦片外径的增加而降低。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。 （2.8）由公式（2.8）的式中，f为摩擦因数取0.3；为单位压力（MPa）Z为摩擦面数取4；D为摩擦片外径取430；d为摩擦片内径取230；摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,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,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。3.3 离合器摩擦片基本参数的校核3.3.1 最大圆周速度式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取1500；为摩擦片外径径取430；故符合条件。3.3.2 单位摩擦面积传递的转矩=(N/)式中，为离合器传递的最大静摩擦力矩1090.5；当摩擦片外径D325mm时，=0.006N/，故符合要求3.3.3 单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.101.50Mpa，由于已确定单位压力0.205Mpa，在规定范围内，故满足要求3.3.4 单位摩擦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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W=()=()=2486.6(J)式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)m为汽车总质量取15800kg；rr为轮胎滚动半径0.775m；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比6.0；i为主减速器传动比2.92；n为发动机转速1500r/min;=J/mm式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取2486.6J满足2。本设计取n=18，1=3.2mm；2=10mm。4.1.5 支承圈平均半径l和膜片弹簧与压盘的接触半径Ll应略大于且尽量接近r，L应略小于R且尽量接近R。本设计取L=275mm，l=225mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60Si2MnA，当量应力可取为17001900N/mm2。4.2 绘制膜片弹簧的特性曲线根据工作压力F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形1关系式（4.4）画出F11特性曲线。设，则（4.5）已知，把数值代入得，由不同的计算出的及和，结果列表如下：表4-1载荷F与变形之间的关系0.10.20.40.60.81.0261.21.41.61.8962.00.0710.1310.2200.2740.3020.3100.3070.2990.2950.3120.328mm0.210.420.841.261.682.152.522.943.363.984.20N8121494250831293443353934993414336735593743画出F11特性曲线，如图4-2。图4-2 膜片弹簧的F1-1弹性特性曲线4.3 确定膜片弹簧的工作点位置取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为，由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：校核后备系数：离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为压盘的行程，故离合器刚开始分离时，压盘的行程，此时膜片弹簧大端的变形量为摩擦片磨损后，其最大磨损量，故4.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力F2时膜片弹簧压盘接触处的变形1和F2的关系式（4.6）取则得4.5 求分离轴承的行程2由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形1和小端分离轴承处的轴向变形2的关系式，取得，宽度系数在F2力作用下膜片弹簧的小端变形2由两部分组成：在F2力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形1而引起的小端变形2，以及因分离指受F2力作用引起的弯曲附加变形。即（4.7）代人有关数值，得，则4.6 膜片弹簧强度校核膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）。（4.8）代人有关数值，得=1700故满足强度要求。4.7 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等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，即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38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。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，可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。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，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3。膜片弹簧的内外半径公差一般为H1l和h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。第五章 其他主要部件的设计5.1 从动盘总成设计计算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，通常扭转减震器的适用于乘用车和中小型载货车，不带扭转减震器的适用于重型载货，因此本次设计的从动盘为不带扭转减震器的形式。从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求：为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；具有足够的抗暴裂强度。5.1.1 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的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用1.32.0mm厚的钢板冲制而成。本次设计的重型货车，故取从动片厚度为2.0mm。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做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。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。比较三种型式的优缺点，本次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。5.1.2 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结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的花键标准表5-1从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径mm发动机最大转矩N.m齿数n外径mm内径mm齿厚mm有效齿长mm挤压应力MPa160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.04301200105040655从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n=10；花键外径：D=50mm；花键内径：d=40mm；齿厚：B=6mm；有效齿长：l=30mm。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。有公式： （5-1）式中：P-花键的齿侧面压力，由下式确定：P= （5-2）式中：d，D-花键的内外径，mm；Z-从动盘毂的数目；-发动机的最大转矩，N.m；-花键齿数；-花键工作高度，h（Dd）/2；-花键有效长度，。由已知条件：P38785.7N15.4MPa从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故所选花键尺寸满足要求。5.2 压盘和离合器盖的设计5.2.1 压盘几何尺寸的确定在摩擦片的尺寸确定以后，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，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高：2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约1525mm。3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520g.cm。4）压盘高度公差要小。鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过810。校核公式：（5-4）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-压盘的热容量，对于铸铁压盘：c=481.4J/(Kg.K)；m-压盘质量，Kg。m=v=7.03.14（0.2250.2250.150.145）40.020=2.78Kg=9.810符合要求5.2.2 离合器盖的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。对离合器盖结构设计的要求：1）应具有足够的刚度，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为2.55mm。2）应与飞轮保持良好的队中性，以免影响总成的平衡和正常的工作。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窗孔，或在盖上加设通风扇片等。经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度5mm。5.2.3 支承环支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用34mm的碳素弹簧钢丝。本次设计取4mm。5.3 操纵系统的设计本次离合器的操纵系统采用机械操纵的方式5.3.1 对操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小；2）踏板行程一般在80150mm内，最大不要超过180mm；3）应有踏板行程