离合器的基本结构和工作原理毕业论文.doc

河北工程大学毕业设计（论文）离合器的基本结构和工作原理毕业论文第1章绪论随着装载机发动机转速、功率的不断提高和装载机电子技术的高速发展，人们对离合器的要求也越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的圆柱弹簧与膜片弹簧再结构反面都在不断的得到优化创新，而传统的操纵形式也正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。本文以载货装载机离合器为例，介绍了离合器的不同分类及基本结构和工作原理，并设计了单片、周置圆柱螺旋弹簧离合器的主要参数及尺寸。另外还设计了压紧弹簧，扭转减振器以及离合器的操纵机构和主要零部件，并根据约束条件确定了离合器的各参数及尺寸是否符合要求，同时还对个别零部件进行了强度校核。最后，对机械零件进行了Pro/E三维建模。本次设计的离合器采用传统的设计方案并在其基础上进行了创新与改进，其特点在于结构简单、方便、轻巧、耐用其易于制造。第2章离合器简介2.1 离合器的功用1、保证装载机平稳起步这是离合器的首要功能。在装载机起步前，自然要先起动发动机。而装载机起步时，装载机是从完全静止的状态逐步加速的。如果传动系（它联系着整个装载机）与发动机刚性地联系，则变速器一挂上档，装载机将突然向前冲一下，但并不能起步。这是因为装载机从静止到前冲时，产生很大惯性力，对发动机造成很大地阻力矩。在这惯性阻力矩作用下，发动机在瞬时间转速急剧下降到最低稳定转速（一般300-500RPM）以下，发动机即熄火而不能工作，当然装载机也不能起步。2、保证传动系换档时工作平顺在装载机行驶过程中，为适应不断变化的行驶条件，传动系经常要更换不同档位工作。实现齿轮式变速器的换档，一般是拨动齿轮或其他挂档机构，使原用档位的某一齿轮副推出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前必须踩下离合器踏板，中断动力传动，便于使原档位的啮合副脱开，同时使新档位啮合副的啮合部位的速度逐步趋向同步，这样进入啮合时的冲击可以大大的减小，实现平顺的换档。 3、防止传动系过载当装载机进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系刚性连接而急剧降低转速，因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩（其数值可能大大超过发动机正常工作时所发出的最大扭距），对传动系造成超过其承载能力的载荷，而使机件损坏。有了离合器，便可以依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一危险。因此，我们需要离合器来限制传动系所承受的最大扭距，保证安全。2.2 离合器的分类装载机离合器常用的可分为机械离合器和牙嵌离合器两大类，另外还有安全离合器以及具有特殊功用的定向离合器、离心离合器、电磁粉末离合器等。2.3 离合器设计的基本要求 1）在任何行驶条件下，能可靠地传递发动机的最大转矩。 2）接合时平顺柔和，保证装载机起步时没有抖动和冲击。 3）分离时要迅速、彻底。 4）从动部分转动惯量小，减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。 5）有良好的吸热能力和通风散热效果，保证离合器的使用 寿命。 6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的 能力。 7）操纵轻便、准确。 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，保证有稳定的工作性能。 9）应有足够的强度和良好的动平衡。10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。2.4 离合器的工作原理 离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质(液力偶合器)，或是用磁力传动(电磁离合器)来传递转矩，使两者之间可以暂时分离，又可逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。 目前在装载机上广泛采用的是用弹簧压紧的摩擦离合器(简称为摩擦离合器)。 2.5 摩擦离合器结构方案分析2.5.1 摩擦离合器主要组成及工作原理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。摩擦离合器利用摩擦力传递扭矩。接合时，主、从摩擦片在一定压力下压紧。主动轴转动时，接合面间产生足够大的摩擦力，带动从动轴转动。分离时压紧力消失，接合面分离，摩擦力随之消失，从动轴不动。摩擦离合器的工作可分为接合正常工作和分离3个阶段。在接合和分离阶段，从动摩擦片的转速低于主动摩擦件，会产生打滑现象，导致工作面发热和磨损。如要求接合平稳，应尽量在空载下接合。摩擦离合器离合迅速，允许主、从动轴在任意转速下离合；接合时冲击与振动均较小，有过载保护作用。 2.5.2 摩擦离合器的分类现代各类装载机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：表2-1 摩擦离合器的分类1摩擦离合器按从动盘数分类单片、双片、多片按弹簧布置形式分类圆周布置、中央布置、斜向布置按弹簧形式分类圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧、膜片弹簧按作用力方向分类推式、拉式2.5.3 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，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。在某些重型装载机上，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 2-1 膜片弹簧离合器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装载机上。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。此结构在重型装载机上已有采用。膜片弹簧离合器(图21)中的膜片弹簧图2-2 拉式膜片弹簧离合器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，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变，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。离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加。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。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22)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。 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，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，它已在一些装载机中得以应用日趋广泛。3膜片弹簧支承形式 推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。图23为双支承环形式，其中图23a用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承 图2-2 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23b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23c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 图2-3推式膜片弹簧双支承环形式 图2-4 推式膜片弹簧单支承环形图24为单支承环形式。在冲压离合器盖上冲出一个环图形凸台来代替后支承环(图24a)使结构简化，或在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环(图24b)，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙。图25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25a)；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25b)，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25c)，结构最为简单。图26为拉式膜片弹簧支承结构形式，其中图26a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26b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2-5 推式膜片弹簧无支承环形式 图2-6 拉式膜片弹簧支承形式2.5.4 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27)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。双片离合器(图28)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。这种结构一般用传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。图2-7 单片离合器 图2-8 双片离合器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。2.5.5 对摩擦离合器的基本性能要求（1） 保证能传递发动机发出的最大转矩，并且还有一定的传递转矩余力；（2） 能作到分离时彻底分离，接合时柔和，并具有良好的散热能力；（3） 从动部分的转动惯量尽量小一些，这样，在分离离合器换挡时，与变速器输 出轴相连部分的转速比较容易变化，从而减轻齿轮间冲击；（4） 具有缓和转动方向冲击，衰减该方向振动的能力，且噪音小；（5） 压盘压力和摩擦片的摩擦系数变化小，工作稳定；（6） 操纵省力，维修保养方便。双片、推式、膜片弹簧离合器第3章 离合器主要参数及尺寸的选择摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的.离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 1 (3-1)式中f为摩擦面间的摩擦因数；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数；单片摩擦离合器Z=2，双片摩擦离合器Z=4。假设摩擦片上工作压力均匀，则有 (3-2) 式中p0为单位压力；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。 摩擦片的平均摩擦半径RC根据压力均匀的假设，可表示为 (3-3)当d/D0.6时，RC可相当准确地由下式计算 (3-4) 则有： (3-5)式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.530.70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TC应大于发动机最大转矩，即 TC=2 (3-6)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。离合器基本参数的选择 基本参数主要有性能参数和0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙t，最后还有摩擦因数f。3.1 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 D=100 3 (3-7)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=47一般载货车A=36（单片）或A=50（双片）；自卸车或使用条件恶劣的载货车A=19。本离合器选取A=54所以求得D=436mm 取D=430mm根据我国摩擦片尺寸的标准并查表得D=430mm d=230mm b=4mm C=0.535 3.2 后备系数后备系数是离合器一个重要设计参数，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，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；5）装载机总质量越大，也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的值应大于单片离合器。 表3-1 离合器后备系数的取值范围3车 型后备系数重型履带工程机械2.5-3.0轻型履带工程机械1.5-2.5轮胎式工程机械 1.5-2.0本离合器取值为2.23.3 单位压力0单位压力0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， 0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， 0应取小些；后备系数较大时，可适当增大0 。表3-2 摩擦片单位压力0的取值范围3摩擦片材料单位压力0/MPa石棉基材料模压0.15-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.70-1.50本离合器摩擦片单位压力0取值0.2MPa,摩擦片采用石棉基材料。3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t表3-3 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围1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。第4章 膜片弹簧的设计计算膜片弹簧尺寸初定后，需要计算出其载荷变形特性并做出分析，以便确认其弹簧的工作特性曲线的形状是否合理，能定出合适的工作点位置，然后还需要确定膜片弹簧的分离载荷及分离行程大小，对膜片弹簧的强度作出分析，判断其能否可靠工作，最终选出膜片弹簧的尺寸。参考一定的样品参数，并本次设计的数据的具体情况，初步选定膜片弹簧的尺寸：H/h=1.54, R/r=1.25, a=H/（R-r）= , H=8.0mm, h=5.2mm, D=430mm, d=230mm, L=195mm, l=161mm, R=200mm,r=160mm =27mm, =50mm, n=184.1 画出【1】P110 （461）P11特性曲线设： = 因此公式 【1】P110 （461）就成为 把相关数据代入上述各式，得 = 25437 由不同的，计算出的及和，结果列表如下：0.10.20.40.60.81.0261.21.41.61.8962.0 0.07890.1460.2480.31230.34680.3580.3510.3390.3230.3090.312/mm0.260.521.041.562.082.673.123.644.184.935.2/N12082233379347775304547653695185494047294772画出特性曲线4.2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，有特性曲线图可查得膜片弹簧的压紧力： =17422N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： 压盘的行程为=2.4mm，故 离合器刚开始分离时，压盘的行程=1.5mm，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 4.3求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷由公式【1】P114(4-6-4),取则得 4.4求分离轴承的行程由公式1P113（4-6-2）取，则 由公式1P114（4-6-8） 由公式1P114（4-6-7）得带入有关数据，得 故 4.5强度校核膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时） 第5章 扭转减振器的设计5.1 扭转减振器简介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。所以，扭转减振器具有如下功能：1)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。 2)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。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。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机装载机中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机装载机中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。图5-1 单级线性减速器的扭转特性图5-2 从动盘图5-3 扭转减振器示意图(1)图5-4扭转减振器示意图(2)5.2 参数计算减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。极限转矩极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取 7 （5-1）式中，货车：系数取15，轿车：系数取20。本离合器设计中T=1.5=1.5x1028=1542Nm图5-5 减速器尺寸简图扭转刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。 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Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为 （5-2）式中，T为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(Nm)；K为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义，则 （5-3）式中，为减振器扭转刚度(Nmrad)。设计时可按经验来初选是 13 （5-4）本离合器设计中=10=15420 Nm 阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度是，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 （5-5） 本离合器设计中113Nm 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 （5-6）本次设计中 = =102.8Nm 5.3 减振弹簧设计减振弹簧的位置半径RoRo的尺寸应尽可能大些，一般取 本次设计中 =74.75 取75mm 减振弹簧个数参照表51选取。表51 减振弹簧个数的选取3摩擦片外径Dmm225-250250-325325-350350弹簧个数4-66-881010根据上表=14减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为 =20560N （5-7）单个弹簧所受压力 F= /Z=1468.5N （5-8）减振弹簧尺寸 d= （5-9）式中Dc为弹簧中径 一般取11-15mm 取600MPa Dc取13mm 算得d=3mm 减振弹簧刚度k K=195N/mm （5-10）减振弹簧有效圈数 I=1.96 （5-11）减振弹簧总圈数 N=i+（1.5-2.0） （5-12）本次设计中n=2.0+2.0=4减振弹簧最小高度 =n(d+)=13.2mm （5-13）减振弹簧变形量L L=F/k=1231.5/228=7.5mm （5-14）减振弹簧自由高度 Lo= +L=30.8+5.4=20.7mm （5-15）减振弹簧顶预变形量 =0.5mm （5-16）减振弹簧安装工作高度 L= Lo-=20.7-0.5=20.2mm （5-17）极限转角针 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 （5-18）式中，为减振弹簧的工作变形量(=L-=4.86mm)。求得=6通常取3O12O，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。5.4 双质量飞轮减振器目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性：1) 它不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为4070Hz，相当于四缸发动机转速12002100rmin，或六缸发动机转速8001400rmin，一般均高于怠速转速。图56 双质量飞轮减振器81一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器2)它在发动机实用转速10002000rrain范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。近年来出现了一种称为双质量飞轮的减振器。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上，并以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。双质量飞轮减振器具有以下优点：1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。 2)增大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声，并可改善冬季的换挡过程。而且由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。但是它也存在一定的缺点，如由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。双质量飞轮减振器主要适用于发动机前置后轮驱动的转矩变化大的柴车中。第6章 约束条件6.1 摩擦片外径的D（mm）选取摩擦片外径的D（mm）选取应是最大圆周速度VD不超过6570m/s，即 VD=D6570m/s7 （6-1）符合要求式中，VD为摩擦片的最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。6.2 摩擦片的内、外径比C的选取摩擦片的内、外径比C应在0.530.70范围内，即0.530.70 C=0.535 符合要求6.3后备系数为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0,即1.24.0 =1.9 符合要求6.4 摩擦片内径为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm,即 （6-2）d2x75+50 符合要求 6.5 摩擦面积传递转矩的许用值为反映离合器传递的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 Tc0 （6-3）式中, Tc0 为单位摩擦面积传递的转矩(Nm/)；Tc0为其允许值(Nm/)，按下表选取。表6-1单位摩擦面积传递转矩的许用值(Nm/)2离合器规格D/mm210250250325325Tc00.280.300.350.40求得Tc0=0.25 Tc0 =0.4 符合要求 6.6 单位压力P0 为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取, P0的最大范围为0.101.50MPa,即0.10 MPa P01.50 MPa P0=0.30 MPa 符合要求第7章 离合器操纵机构的选择7.1 对离合器操纵机构的要求踏板力要尽可能小，乘用车一般在80150N范围内，商用车不大于150200N。踏板行程一般在80150mm范围内，最大不应超过180mm。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复原。应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因为受力过大而损坏。应具有足够的刚度。传动效率要高。发动机振动及车架和驾驶室的变形不会 影响其正常工作。工作可靠、寿命长，维修保养方便。图7-1 离合器操纵机构1- 离合器分离踏板 2-偏心弹簧 3-支承A 4-离合器拉线自动调整机构 5-传动器壳体上的支承B 6-离合器操纵臂 7-离合器分离臂 8-离合器分离轴承 9-离合器分离推杆7.2 操纵机构结构形式的选择常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、机械式和液压式操作机构的助力器、气压式和自动操作机构等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、工作可靠，广泛应用于各种装载机中。但其质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作， 在远距离操纵时，布置较困难。绳索操纵机构可克服上述缺点，而且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构；但其寿命较短，机械效率仍不高，多用于发动机排量小于1.6L的乘用车中。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，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机的振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装载机中。本离合器的操纵机构采用液压式操纵机构。离合器液压式操纵机构示意图如下S0f为分离轴承的自由行程，一般为1.53.0mm,d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；S为踏板行程图7-2 离合器操纵机构示意图7.3 液压式操纵机构的工作原理踩下离合器踏板时，推杆右移，密封了主缸与储液室之间的通孔，继续踩下离合器踏板，则主缸内的油液就在活塞的作用下，压力上升，并通过管路输向工作缸。工作缸内压力升高，推动缸内活塞及推杆右移，使分离杆工作。当抬起离合器踏板时，回位弹簧使推杆左移，打开储液室与主缸通孔，并使储液室通过管路与工作缸相通，整个系统无压力。示意图如下：分 离 叉工 作 缸踏 板推 杆储 液 室分 离 杠 杆推 杆分 离 轴 承 第8章 离合器主要零部件的结构设计8.1 从动盘总成从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1从动盘的转动惯量应尽量小，以减小变速器换档时轮齿间的冲击。2从动盘应具有转动惯量轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3应安装扭转减振器，以避免传动共振，并缓和冲击。轴向弹性从动盘的结构形式为了使从动盘具有轴向弹性，常有的方法有： 1在从动片外缘开6-12个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。2将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于1.0mm）比从动片（厚1.52.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转，主要应用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车上3利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的做片铆接在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆接在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程大，弹性特性较理想，可使装载机起步极为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于2.5L的乘用车上。4将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车上。8.2 从动盘毂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矩形花键安置在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由表81选取。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键候上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35，45，40Cr等），并经调质处理，表面和心部硬度一般都在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。表8-1 从动盘毂花键的尺寸11摩擦片的外径D/mm发动机的最大转矩Temax/(Nm)花键尺寸挤压应力齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效齿长l/mm160501023183209.81807010262132011.620011010292342511.122515010322643011.325020010352843510.228028010353244012.530031010403254010.532538010403254511.435048010403255013.038060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5本次设计中从动盘毂花键的尺寸为: n=10 D=45 d=36 t=5 l=65 =13.5MPa8.3 摩擦片离合器摩擦片在性能上应满足如下要求:1摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。2具有足够的机械强度与耐磨性。3密度要小，以减小从动盘的转动惯量。4热稳定性好，在高温下分离出的黏合剂少，无味，不易烧焦。5磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。6接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。7长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约0.30.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载重质量较大的商用车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。8.4 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢板（如50号）或低碳钢板（如10号）。一般厚度为1.3-2.5mm，表面硬度为35-40HRC。波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40-46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧常用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。离合器盖总成离合器盖总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。8.5 离合器盖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，减小压盘行程，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2.5-4.0mm；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. 盖的默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，或在盖上加设通风风扇片等。乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10刚等低碳钢板，载质量大的商用车则常用铸铁件或铝合金压铸件。8.6 压盘对压盘结构设计的要求：1压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。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小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15-25mm。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底于15-20gcm。4压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升 6 （8-1）式中，t为压盘温升，不超过8-10OC；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.5J/(kg OC);m为压盘质量(kg); 为传到压盘的热量所占的比例,对单片离合器压盘：=0.5，对双片离合器压盘=0.25，中间压盘=0.5。压盘的形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸