轻型货车离合器总成设计

河北工业大学城市学院 毕业设计说明书 作 者： 仲昭远 学 号： 085259 学 院： 机械工程学院 系 (专业 )： 车辆工程 题 目： 轻型货车离合器设计 指导者： 刘芳 讲师 (姓 名 ) (专业技术职务 ) 评阅者： (姓 名 ) (专业技术职务 ) 2012 年 6 月 4 日 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 毕业设计（论文）中文摘要 轻型货车离合器设计 摘要 : 此次设计是对轻型载货汽车的离合器进行设计，目前较流行的是膜片弹簧离合器，其工作性能稳定、效率较高，应用较为广泛，鉴于拉式结构较以往的推式结构有较多优点，所以 此次离合器设计为拉式结构。 离合器的设计有比 较成熟的系统方法，对行驶条件和载重要求等，对离合器进行了如下设计： （ 1） 离合器的零部件结构尺寸确定，如摩擦片的直径、减震弹簧 及从动盘 数目 选择、扭转减震器 等 （ 2） 离合器的零部件受力及强度校核 （ 3）离合器相关参数的优化 （ 4） 离合器的操纵机构的设计 关键词： 离合器 膜片弹簧 从动盘 扭转减 震 器 毕业设计（论文）外文摘要 Title The clutch design of light truck Abstract： The design is more popular light truck clutch design, the diaphragm spring clutch, its performance and stability, high efficiency, is widely used in view of the pull-type structure than the previous push-type structure moreadvantages, so the clutch is designed to pull the structure More mature systems approach to the design of the clutch, clutch driving conditions and load requirements, the following design: (1) clutch size of the parts structure to determine, such as the diameter of the friction plate, shock absorber spring and follower plate number the design of choice, to reverse the shock absorber (2) clutch parts the force and strength check (3) the optimization of the parameters of the clutch (4) clutch control mechanism Keywords： Clutch Diaphragm spring Driven disc Torsion dampers 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 目 录 1 绪论 . 1 1.1 引言 . 1 1.2 离合器国内外发展概况 . 1 1.3 国内离合器设计理论概况 . 2 2 轻型货车离合器的设计方案的确定及主要参数 的选择 . 3 2.1 离合器的设计问题分析与解决方案 . 3 2.2 离合器工作原理 . 3 2.3 离合器的功用及设计要求 . 6 2.4 离合器的型式比较与选择 . 7 2.5 离合器主要参数的选择 . 10 3 主要零部件的结构设计与计算 . 14 3.1 扭转减振器的设计 . 14 3.2 从动盘总成的设计 . 19 3.3 离合器盖总成的设计 . 24 3.4 离合器的分离装置 . 27 3.5 分离轴承的寿命计算 . 28 3.6 操纵机构的计算 . 29 3.7 离合器膜片弹簧的设计 . 32 4 本次设计的总装配图及爆炸图 . 40 4.1 拉式膜片弹簧离合器总装图 . 40 4.2 拉式膜片弹簧离合器爆炸图 . 41 结论 . 42 参 考 文 献 . 43 致 谢 . 44 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 1 1 绪论 1.1 引言 近 些 年 来随着世界经济的发展，各国都在资金和技术方面大力支持汽车工业。我国人民的生活水平也在日益提高，对汽车等恶需求量也在与日俱增，我国汽车工业发展前景广阔，据有关数据表明，我国在 2010 年度作为一个整体，汽车产销量均突破1800 万辆，产销量在世界均排在第一位，由此可见汽车行业规模增长至速度毋庸置疑，汽车工业已经成为我过支柱产业之一，其同时也是国家工业发展水平之标志，再次契机，中国离合器行业正面临重要机遇。 1.2 离合器国内外 发展概况 以内燃机为动力源的汽车来说，离合器在机械传动系中是一个独立的总成，在汽车传 动系中直接相连于发动机。现今，各类汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分在同轴线上传递动力或运动时，具有接合或分离功能的装置。 在历史前期研发的离合器中，锥形离合器性能较优越，目今所使用的盘片式离合器先驱是多盘离合器，自 1925 年以后出现，二十世纪三十年代初，只有一些工程车辆、大功率高级轿车、比赛用车上才会采用多片离合器。随着人们对技术上的不断改进和实践经验的积累，使单片干式离合器趋于首选。 人们对汽车的各种性能要求越来越高，当然随之对离合器的要求也越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构越发地向拉式 膜片弹簧离合器结构方向发展，相对于传统的操纵形式，自动操纵形式则显现出其优势，所以，提高离合器的稳定可靠性，延长其使用年限，适应发动机不断提高的转速，增大离合器所能传递的最大转矩和提高其操纵方便性、快捷性，称为离合器当今发展的主题，是大势所趋。 据行业分析报告指出，目前国内汽车离合器厂家较多，分布比较广泛，主要分布在汽车工业较密集地区，如长春、上海、广州、南京、重庆等地 。随着离合器新技术如 DCT 在国内的推广，这将使国内的离合器行业有一个崭新的开始。另外双质量飞轮一直是我国离合器发展探索的方向，已经有相关外资 企业驻足国内进行生产，但其未来发展前景是否广阔我们还不能完全明朗，还有待于时间的验证。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 2 随着计算机技术的发展和互联网资源的越发丰富，以及相关产业材料和技术的不断革新，促使整个技术领域的全面提高。以往的手工设计已逐渐转向计算机设计，包括前期计算、 计算机二维绘图， 计算机三维绘图、 有限元分析、仿真运动分析、 计算机虚拟演示等等，这不仅大大缩短了设计周期、提高了工作效率，而且还节约了可观的成本 ，提高了企业的效益 。 1.3 国内离合器设计理论概况 汽车工业在世界发展史上已超过百年，随着时间的延续，在对实践与理论的不断整 合、不断完善的过程中，离合器的设计早已趋于系统化，已形成一套有理可循、有据可依的可靠的设计方案，类似于计算机程序一样，把每一步要如何去做都很系统的做了很好的规划，再次系统中把该领域的相关知识都有机的结合在一起 ，对于对设计要求及设计品质的提升具有重要指导作用。 在对理论和实践的不断探索和创新上，有关智能优化方面，学者对以往的设计方法进行研究，得出了新的适应性更强的模型创建方法，通过结构细化，对离合器相关零件做出更加精确的分析，这样使得设计非常的合理精准，使离合器的设计变的不再复杂繁琐，这种方法还可以用于更多零 部件的设计，对于提高汽车整体研究和设计质量有着不可忽视的意义。 在汽车动力系统中离合器时非常重要的部件，对于手动挡的汽车来说，不论在复杂多变的路段驾驶，还是在平坦的城市公路上行驶，最频繁的使用部件之一即是离合器，能最客观反映驾驶员驾驶技术的水平高低，其中离合器的使用好坏是非常直接的体现，正确使用离合器能有效的保护车辆，对车辆的震动噪声和车辆使用年限都有重要的影响，理解离合器工作原理以及如何在状况特殊的情况下利用离合器来解决问题和困难，是每一个手动挡车型车友的最根本常识。 汽车离合器较类似于开关，所谓离合器， 从其字面意思来看，无非是“离”与“合”的相辅相成，对立统一。具有断离或者接合动力传递的作用，因此，任何形式的汽车都有离合装置，而对于不同形式的汽车来说，只是其形式有一定的区别而已。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 3 2 轻型货车离合器的 设计方案的确定及主要参数的选择 2.1 离合器 的设计问题分析 与 解决方案 2.1.1 离合器 主要设计问题分析 离合器的设计问题主归结于离合器的寿命耐久性和工作可靠性。对于离合器寿命影响因素包括内在和外在因素共同影响，内在包括离合器的零件材料选择及强度预算等，外在因素包括离合器的工作环境，工作环境是否恶劣最直接影 响离合器寿命。离合器的工作稳定性则由摩擦片与飞轮之间的摩擦系数、弹簧的压紧程度共同决定，压紧弹簧的安装位置对压紧程度有重要影响，摩擦系数则由相接触面的表面质量和工作环境所影响。我们可以在离合器厂家选用分离轴承，直接选用即可，无需做过多设计。另外，对离合器的操纵机构要做精确度较高的计算，包括踏板力和踏板行程，要分布较为合理，以免发生干涉。 2.1.2 针对离合器设计的 相关 问题的解决方案 前面已经提到，汽车相关零部件包括离合器的设计与生产都早已成熟，有着比较系统的流程，此次设计主要是对离合器零部件进行更加细致的 计算和分析，以及在此基础上进行优化设计，最终提高离合器的工作可靠性和使用寿命。 离合器在工作过程中由于摩擦的原因会产生大量的热，这对于摩擦系数有很大影响，鉴于此我们可以选择通过传感器来提醒驾驶员，通过采取相关措施或方案来主动避免离合器失效。经过综合考虑我们选择如下方案： 将温度传感器直入摩擦产生部位，传感器信号直接输送到汽车 ECU 进行处理，然后给出相关警告或提醒，是的驾驶员注意。但此方案具有局限性，我们选择另外一种方案，我们在设计时可以加强离合器的通风散热，使产生的热量可以更快的散发出去，这关键在于离合器盖的 通风散热，方法简单有效，我们决定采用此方案。 2.2 离合器工作原理 2.2.1 离合器工作原理描述 摩擦离合器由弹簧片、摩擦片、压盘以及动力输出轴组成。如前所述，其属于动力总成范畴。在半连动的情况下，适量的动力通过其转速差实现，也就是动力输出端与输入端可以允许有转速差。按离合器的工作状态不同，可分为三种，踩下离合器的河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 4 断开连接即是不联动，部分踩下不完全结合时的半连动，还有不踩下离合器让其完全结合的全连动状态。 当汽车处于正常行驶状态时，飞轮的摩擦片与压盘是紧紧的接合的，即具有相同的转速，输出轴与输入轴之间一 直保持相对的静摩擦，在此时摩擦片与压盘之间的摩擦力达到最大。在车辆起步时，离合器被司机踩下之后，压盘被离合器踏板的运动拉动而随之向后靠，飞轮在此时与压盘完全断开连接，不接触，也就是摩擦片与压盘分离开来，此时相对摩擦不存在。最后一种状态，摩擦片与压盘之间的摩擦力小于全连动状态，这时候，就是离合器工作的半连动状态，飞轮上的摩擦片与离合器压盘之间处于相对的滑动摩擦状态。输出轴的转速小于飞轮的转速，传给变速箱的部分动力就来自于飞轮，此时驱动轮与发动机之间处在一种软连接状态。 除特殊情况下，车辆换挡和起步时候是 离合器发挥主要作用，此时位于变速箱内的一轴二轴转速不同，有一定的差速度，一轴与发动机的连接必须切开，此后，同步器发挥作用，它将两轴速度同步，挂进档位以后，离合器再将发动机与一轴动力结合，动力得以继续传递。 另外，离合器中有一个缓冲装置，它非常必要，不可或缺，两个圆盘对在 一起，圆盘形状与飞轮较相似，盘上打有凹槽，凹槽形状为矩形，其内布置弹簧，每当遇到激烈冲击时，圆盘之间的弹簧因弹性而相互作用，对外界刺激起到缓冲作用，保护了离合器和发动机。 离合器的关键性能取决于摩擦片的摩擦系数、压盘弹簧的刚度、摩擦片的位置 、离合器的直径以及离合器的数目等离合器的各个配件，摩擦片的摩擦系数越高弹簧的刚度越大，离合器的直径越大，离合器性能就越好。 我们结合图 2.1 进行说明：离合器处于压紧状态时，内燃机动力通过曲轴转入离合器，通过飞轮 2 和压盘 4 摩擦片之间的相互作用传给从动盘 3，然后通过变速器 1轴 9 传入变速器。当离合器处于松开状态时，通过杆机构以及液压系统，然后再到分离叉，将膜片弹簧拉动，离合器盖上 5 上的支撑圈和膜片弹簧外端紧贴在一起，其外端又与压盘连接，这时候，作用在从动盘上的压力消失，摩擦力也因此消失，此时扭矩不再传递。这样在每 次驾驶员踩动踏板时候离合器就这样工作。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 5 图 2.1 离合器装配图 2.2.2 膜片弹簧离合器工作过程示意图 图 2.2 为推式膜片弹簧离合器的工作过程 。安装后，膜片弹簧会加上预紧力。 分离轴承和膜片弹簧离合器之间会有间隙，这个间隙是自由间隙，是为了离合器磨损 后仍能可靠地传递转矩 而预留的间隙。 如图 2.2c，离合器分离时分离轴承把膜片弹簧小端推到左边极限位置，带动压盘脱离摩擦。松开踏板时，在回位弹簧作用下回到 b 位置。 拉式膜片弹簧离合器的工作原理与推式基本相同，只是分离轴承 的作用方向相反而已。 图 2.2 膜片弹簧离合器工作原理示意图 1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 6 2.3 离合器的功用及设计要求 2.3.1 离合器的主要功用 保证汽车平稳起步。在汽车起步挂档之前汽车处于静止状态，挂档后，假如变速箱与发动机是刚性连接的，那么汽车会突然向前冲，驱动力不足以克服汽车前冲所产生的惯性力，使发动机转速下降到临界转速，而使发动机熄火，还会造成机件的损伤破坏。所以在起步时应使变速箱和发动机暂时处于分离状态，这就需要用到离合器，然后逐渐使离合器接合，是由离合器传出 的扭矩不断增大，离合器的主、从动部分之间有滑磨状态，随着汽车的驱动力逐渐增大，之后汽车平稳起步。 便于换挡。由于行驶条件不同，为了适应形势条件，驾驶员在驾驶汽车的过程中需要经常变换档位，变速箱与发动机必须暂时分离，否则变速箱中相互啮合的传力齿轮依然有载荷没有被卸除，由于相互压力很大，导致啮合齿很难分开，因为圆周速度不同，另一对即将啮合的齿轮因为圆周速度不同而很难啮合。如果强行使其啮合，则齿端对产生很大的冲击，会导致机件的损坏。通过离合器使变速箱和发动机暂时分离，之后进行换挡，由于先前啮合的齿轮卸除载荷，相 啮合的齿面间压力相对减小很多，就容易分离。由于转动惯量在发动机与主动齿轮分开后变的很小，另一对即将进入啮合的齿轮，通过适当的换挡动作，就可以使其圆周速度接近相等或者相等，从而有效减轻或避免齿轮间的冲击。 防止传动系过载。驾驶员紧急制动汽车时，车轮转速急剧下降，但是传动系与发动机相连，传动系仍具有旋转的惯性，会保持原有转速，传动系统中产生的这个惯性矩甚至远远大于发动机转矩的惯性矩，导致传动系零件易损坏。而离合器传递转矩是通过摩擦力的，当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的极限转矩时，离合器的主、从动部分，会打滑 ，这样就起到了过载保护的作用。 降低扭振冲击。输出转矩不平稳是汽车发动机的工作原理所决定，在内燃机做功冲程，燃烧室内可燃气体因爆炸而产生极大冲击扭矩，其他冲程中，反托发动机主要依靠惯性。扭振虽然可被发动机本身转动系所具有的惯性降低，但后续变速箱、传动轴仍然由于剩余冲击力产生不好的影响。减震弹簧（切向分布）位于离合其中则可以有效降低来自于发动机的扭振冲击，延长和提高变速齿轮寿命。 2.3.2 离合器的设计要求 为保证离合器有良好的工作性能，离合器的设计应满足如下要求： 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 7 维修保养方便，操纵简单省力； 接合 柔和，分离彻底，散热能力较强； 噪音小，缓和转动方向冲击，并且具有衰减来自该方向的震动的能力； 有一定的传递转矩余力，并且能保证，可以传递发动机发出的最大转矩； 从动部分转动惯量应尽可能小。以便于在离合器分离换挡时，与变速器输入轴相连部分转速变化相对较容易，以减轻齿轮间的冲击； 工作稳定，摩擦片和压盘压力的摩擦系数变化小； 2.3.3 离合器的设计要 点 离合器的可传递最大转矩是设计的关键点和前提，在设计时应满足以下条件： 分离轴承与分离弹簧之间应留有一定的间隙，这是因为离合器接合时为使摩擦片与压盘 接合的很好，离合器运动零件需要加以限位。对踏板的最大行程加以限制，这是分离轴承回位弹簧加以保证。 前面已经提及，为保证离合器接合柔和应在从动盘上设置扭转减震器，扇形波状弹簧对称布置铆接在从动钢片上，摩擦片应制成一定锥度其锥度大概为 0.5mm，并使其大端面相飞轮，这样从动毂安装在位于变速器第一轴（即从动轴）上的花键上时容易滑动，容易使离合器分离更彻底。 为了方便从动轴在拆卸时容易从离合器中抽出来，离合器的从动轴需要在安装后保持轴向定位，所以设计时应使飞轮与从动轴轴承外圆为过渡配合，但是从动轴与前轴承内圈 是间隙配合，通过从动轴后轴承来保证离合器的从动轴轴向定位。从动轴前轴承靠油杯按期注入进行润滑，而离合器分离轴承靠注入黄油润滑。为防止离合器打滑，不仅要在轴承处安装自紧油封还要在飞轮上开泄油孔，以防止润滑油流道摩擦衬面。 离合器的主、从动部分分别为：主动（飞轮、离合器盖与它们一起转动并且能轴向移动的压盘）、从动（从动盘、从动轴），压盘通过钢片与离合器盖相连接。从动轴安装在飞轮与压盘之间并且可在从动轴花键上滑动，设计时需要把离合器从动的前轴安装在发动机曲轴的中心孔内。 2.4 离合器的型式比较与选择 2.4.1 离合器种类 及 选择 离合器的种类比较繁多，按其工作性质划分为两大类： 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 8 操纵式离合器。其操纵方法有液力的、气动的、电磁的、机械的，例如嵌入离合器（通过键、齿、牙的嵌合传递扭矩）、电磁转差离合器（用激磁电流产生磁力来传递扭矩）、空气柔性离合器（用压缩空气胎胀缩以操纵摩擦件接合或分离的离合器）、摩擦离合器（利用摩擦力传递扭矩）、磁粉离合器（用激磁线圈使磁粉磁化，形成磁粉链以传递扭矩）。 自动式离合器。通过简单的机械方法自动完成分开或接合动作，又分为离心离合器（当主动轴的转速达到一定值时，由于离心力的作用能 使传动轴间自行联接或超过某一转速后能自行分离）、安全离合器（当传递扭矩达到一定值时传动轴能自动分离，从而防止过载，避免机器中重要零件损坏）、定向离合器（又将其称为超越离合器，利用棘轮 -棘爪的啮合或滚柱、楔块的楔紧作用单向传递运动或扭矩，当主动轴反转或转速低于从动轴时，离合器就自动分开）。 在此我们选择摩擦式离合器。 2.4.2 从动盘数选择 对于轻型汽车而言，因发动机最大转矩数值一般不太大，在使用时能保证接合平顺分离彻底，选用单片离合器即可满足要求。其结构简单、从动部分 转动惯量小、维修调整方便、散热良好，应 用十分广泛。 2.4.3 压紧弹簧形式选择 通过对离合器的作用、所应满足的要求、基本参数和尺寸要求，又因为现今汽车市场上对压紧的摩擦式弹簧离合器应用最为广泛，等因素进行综合考虑，最后选择，膜片弹簧离合器，相对于螺旋弹簧离合器其在技术上比较先进、结构简单、经济性合理、操作轻便、性能良好、紧凑，其优点如下： 散热性能很好； 可轻便操纵； 震动、冲击很小，接合很平和、柔顺； 经久耐用，使用年限较长； 工作性能（最大摩擦力矩和后备系数保持稳定）； 离合器可以彻底分离 从动部分惯量小，有利于减轻换挡时齿轮副的 冲击； 具有吸收震动、较小噪声和冲击的能力，可以避免汽车传动系共振； 在高速回转时，强度可靠； 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 9 摩擦片在使用过程中磨损达到允许极限位置时，弹簧压缩变形量减小，膜片弹簧压紧力相差无几，而螺旋弹簧压紧力下降较大，这时膜片弹簧离合器仍能继续工作，螺旋弹簧离合器则会产生滑磨。对于相同的分力量来说，膜片弹簧离合器操纵轻便许多，所需作用力更小。 因为压盘的整个圆周与膜片弹簧相接触，摩擦片接触良好，压力呈均匀分布，磨损均匀。 另外膜片弹簧旋转对称，在转速很高情况下，其平衡性好，压紧力降低小，而在高速旋转下周置螺旋弹 簧离合器在离心力作用下会产生横向挠曲，影响弹簧性能使弹簧鼓出，使其对压盘压紧力降低。 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。 所以我们最后选择拉式膜片弹簧离合器。 2.4.4 分离时离合器受力形式选择 推式摸片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。 膜片弹簧将分离杠杆和压紧弹簧的作用集于一身，显著地缩短了离合器的轴间尺寸，很好地简化了离合器结构；另外，非线性特性良好是膜片弹簧所具有的，相对合适的设计，即使摩擦片磨损到极限，压紧力仍可维持很少改变，会对离合器分离时的踏板力减轻有很好的效果，操纵更加轻便。 综合比较，选择拉式膜片弹簧。 2.4.5 压盘驱动形式选择 扭矩在膜片弹簧离合器中从离合器盖传到压盘有三种方式： （ 1）径向传动驱动式：这种传动方式略微复杂，但是操纵方便，压盘和离合器盖被弹簧钢制的径向片连接在一起，它没有相对滑动部分，在工作时离合器盖和压盘的径向相对位置不会发生变化，它们不存在磨损，需要的踏板力小，因此旋转件不会因为失去平衡而产生震颤和噪音。 （ 2）径向传动片驱动方式：压盘与离 合器盖被弹簧钢制的传动片连接在一起，与径向传动驱动基本相同，只是传动片的布置方向是沿压盘的弦向外布置。 （ 3）凸台 -窗孔式：这种结构比较简单，通过压盘背面的凸起部分嵌入离合器盖上的窗孔内，扭矩在二者的正确配合后开始传递，应用较多，但是在传动过程中压盘上凸台与窗孔之间存在滑动摩擦，所以分离可能不够彻底。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 10 本次选用径向传动驱动方式。 2.4.6 扭转减振器 它 可以 降低发动机 输出的扭矩给传动系带来的冲击 ，调谐传动系扭振固有频率，使其在预想范围之内， 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， 并有效控制 怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和 在 非稳定工 作环境 下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。 故要有扭转减振器。 2.4.7 离合器的操纵机构选择 对于机械式而言，因其整体质量较大，在长距离操控时较为麻烦，而且效率较低，维修不方便，现在流行的液力式传动机构，由于效率较高，反应快，容易布置等许多优点，被越来越广泛的应用于各类汽车上，而且其结构日趋成熟。 故此次设计选用液压式。 2.5 离合器主要参数的选择 2.5.1 后备系数 后备系数 是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器 传递发动机最大转矩的可靠程度。 结合实际情况 ， 表 2.1 查得 ， 本次设计 取 。 表 2.1 离合器后备系数的取值范围2.5.2 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t 摩擦片的摩擦因数 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。摩擦因数 f 的取值范围见下表 2.2。 表 2.2 摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 11 本次设计取 0.3f 。 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。本次设计取单片离合器 2z 离合器间隙 t 是指离合器处于正常结合状态、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结合，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 3 4mm 。本次设计取 t =3 mm 。 2.5.3 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 摩 擦 片 外 径 是 离 合 器 的 重 要 参 数 ， 它 对 离 合 器 的 轮 廓 尺 寸 、 质 量 和 使 用 寿 命 有 决定 性 的 影 响 。 在 确 定 外 径 时 ， 可 以 根 据 以 下 经 验 公 式 选 用 ： maxD eD TK（ 2.1） 式中： D 摩擦片外径， Tmaxe 发动机最大扭矩， N.m DK 为直径系数，取值见表 2.3 表 2.3 直径系数的取值范围 取 DK 为 16，则 D 16 170 =208.6，可取 D 为 225 mm 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 12 当摩擦片外径 D 确定后，摩擦片内径 d 可根据 d/D 在 0.53 0.70 之间来确定。 取 c d / D 0 .6 6 ， d 0 . 6 6 D 0 . 6 6 2 2 5 1 4 8 . 5 m m ，取 d 150mm 摩擦片厚度 b 主要有 3 . 2 m m 3 . 5 m m 4 . 0 m m、 、三种。取 b 3.5 mm 。 2.5.4 单位压力 p0 离合器工作可靠性能和使用耐久性在很大程度上取决于单位压力， 在选择时应综合考虑多方面的因素，如离合器的工作环境、选用材料、摩擦接触面积、发动机功率以及质量等。 离合器所能传递的最大静摩擦力矩 mNTTec 2551705.1m a x（ 2.2） 而 12)1( 330 cfZDpTc ， （ 2.3） 则 M P acf Z DTp c 23.0)1(12330 （ 2.4） 单位压力 p0 取值范围见表 2.4。 表 2.4 摩擦片单位压力 p0的取值范围 2.5.5 离合器基本参数的优化 在离合器的设计过程中需要对其尺寸及性能参数进行优化，这将对离合器的工作可靠性、 稳定性和结构尺寸产生影响。其确定方式是提前预选，然后在经过反复验证、校核，最后确定这些参数。 1） 摩擦片外径 D mm（ ） 的选取应使最大圆周速度 vD 在 65 70m / s 之间 ，即 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 13 vD =60nemaxD 10 3 =60 4500 225 10 3 =52.99m/ s 65 70m / s （ 2.5） 符合要求。 式中 , Dv m / s ； n r / m i n为 摩 擦 片 最 大 圆 周 速 度 为 发 动 机 最 高 转 速。 2）摩擦片的内、外径比 c 应在 0.53 0.70 范围内，本次设计取 c 0.67 。 3） 为了使发动机转矩能有效可靠的传递 ， 传递过程中不发生过载 ， 根据 不同的车型 选取不同 的 值 ，其选取应该在适当范围内 ， 其 范围为 1.2 4.0 之间 ，本 次设计取 1.5 。 4） 扭转减震器在安装时应保证其位置正确 ，摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径 2R0约 50 mm ，即 d 2R050 mm 5） 为了体现出离合器 工作过程中能有效 传递转矩并 且有 过载保护的能力 ，单位摩擦面积 所 传递的转矩应 该 小于其许用值，即 0220 2 1 2.04 ccc TdDZ TT （ 2.6） 式中，0cT为单位摩擦面积传递的转矩 (Nm/mm2)，可按表 2.4 选取 经检查 ,合格。 表 2.4 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nm/mm2) 6） 为了降低离合器在工作过程中产生的热 ,预防 摩擦片 因过热而 损伤 ,可根据 不同车型 以及 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 .10 1.5 0 M p a 。 本次设计取 p0= 0.23 MPa 。 7） 摩擦片在滑磨过程中因温度过高很容易被烧伤，所以应当控制离合器在车辆起步过程中的滑磨 ，离合器每一次结合 时 的单位摩擦面积滑磨功 应该 小于其许用值。 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 (J)为： 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 14 W = 1800n2e2 (2g202rarmii) = 1800150014.322 (222913.517.6 6.04325 ) 14431.153 (J) （ 2.7） 式中， ma 为汽车总质量 (kg)； rr 为轮胎滚动半径 (m)； ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比； i0为主减速器传动比； ne为发动机转速 ( /minr )；商用车 ne取1500 r / min。 224 dDZ W = )1 4 02 1 0(214.3 9.1 4 4 1 64 22 0 . 3 2 7 w 0 . 3 3 J / m m （ 2.8） 满足要求。 3 主要零部件的结构设计 与计算 3.1 扭转减振器的设计 3.1.1 扭转减振器的概述 发动机将转矩传递传动系统中的转矩一直是变化的，这样就会在传动系统中产生扭转振动，假如这个振动频率与传动系的自振动频率相 吻合，那么系统将发生共振，传动系中的零件会因此而受到很大的影响，直接降低其寿命。此外，在不分离离合器的情况下进行紧急制动或进行猛烈接合离合器时，瞬间将会对传动系的零件造成严重的冲击，造成零件使用寿命降低，因此，绝大部分的汽车上都装有扭转减震器，这是很必要的。扭转减震器的弹性特性又可以分为两种，即是线性和非线性，弹性元件采用圆柱螺旋弹簧的减振器，其弹性特点为线性。 它主要由弹性元件和阻尼元件组成。弹性元件可以降低固有频率从而改变固有振型，防止共振的发生。 阻尼元件采用摩擦片通过蝶形弹簧建立阻尼膜片弹簧建立阻尼膜 片的正应力，其阻尼力矩比较稳定 ，主要功用是耗散振动过程中所产生的能量 。扭矩在最开始从发动机传递到一些弹性元件最后传递到传动系。 摩擦式扭转减震器的工作原理：离合器在工作的过程中，扭矩逐级传递，先从摩擦片开始再传递到从动钢片、从动盘毂，于是弹簧就被压缩，此时从动钢片相对于从动盘毂向前移动，（从动毂边 缘上的缺口控制着钢片与毂的最大位移）。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 15 3.1.2 扭转减振器的设计 1）极限转矩 Tj限位销和从动盘毂缺口之间留有一 定间隙 1 ，当这个间隙被消除时能传递的最大有效转矩就被称为极限转矩。它受较多因素影响，其中主要影响因素为减震弹簧许用应力和发动机传递最大转矩。可取 Tj(1.5 2.0) Temax一般货车：系数取 1.5 即 Tj =1.5 Temax = 255 N .m （ 3.1） 2）扭转角刚度 k13Tj=1 3 2 5 5 3 3 1 5 N m/rad （ 3.2） 3）阻尼摩擦转矩 T由于发动机所传递的最大转矩会对材料刚度要求较高，又为了防止发动机在工作时振动过于剧烈，在设计过程中必须 对减震阻尼装置的阻尼摩擦转矩 T做出较为合理的选择。 根据已有公式 初选： T= (0 .0 6 0 .1 7 )Temax（ 3.3） 取 T= 0.15Temax = 25.5 N m （ 3.4） 4）预紧转矩 T n 为保证减振弹簧在工作过程中不论正向或者反向，都能正常的工作，根据相关资料表明在 Tn 增加时共振频率有所降低，这对工作可靠性很有利， Tn 小于等于 T，这样就可以取 T n ( 0 .0 5 0 .1 5 ) Temax取 T n = 0.14 Temax =23.8 N m （ 3.5） 5）减振弹簧的位置半径 R0 R0 的尺寸应尽可能大些，一般取 ( 0 . 6 0 0 . 7 5 ) d / 2 ? （ 3.6） 又由 d 2R 0 50mm ，取0R 48 m m6）减振弹簧个数 ZjZ j 参照表 3.1 选取。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 16 表 3.1 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径 D 225mm ，可选择 Zj为 46 ，选取 Zj 67）减振弹簧总压力 F 前所述及的间隙 1 或 2 减小至零时，减振弹簧所传递的转矩达到最大，其最大值为 Tj，此时总压力 F F = Tj / R 0 2 5 5 0 0 0 / 4 8 5 3 1 2 . 5 N （ 3.7） 8） 单个减振弹簧的工作负荷 P P=F Zj 5 3 1 2 . 5 N 6 8 8 5 . 4 N （ 3.8） 3.1.3 扭转弹簧的尺寸设计 减振弹簧尺寸图，如下图 3.1： 图 3.1 减震弹簧示意图 弹簧中径 Dc:通常 取 Dc 11 15 之间 ,取 Dc 15 ， 弹簧钢丝直径 d : 通常 d 取 34 之间 ， 本次 取 d3 在选定 Ti过后， 根据结构设计选取一定的转角 ，一般 为 4，极限可达 12，此次设计选 6。 目前较流行单级 ， 故本次 设计也采用单级， 可取： 扭转刚度 Kd=10Tj 2 5 5 0 N .m r a d （ 3.9） 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 17 弹簧刚度 K ： K =nRKd01000147.6N （ 3.10） 减振弹簧的有效圈数 i： i=kDGdc348（ 3.11） 式中， G 为材料的剪切模量，对碳钢可取 G 8.3 104 MPa 代入相关数据 i 4.5 减振弹簧的总圈数 n, n=i+（ 1.5 2） =4.5+1.5=6 （ 3.12） 所以取 n=6 减振弹簧的最小高度 minl : minl =n(d+ ) 1 . 1 d n 1 . 1 3 6 1 9 . 8 （ 3.13） 减振弹簧总变形量： l P R 8 8 5 . 4 1 4 7 . 6 5 . 9 9 8 6 （ 3.14） 减振弹簧自由高度0l= minl + l =1 9 .8 6 2 5.8 （ 3.15） 减振弹簧预变形量： l =0RkZTjn 0.56 mm（ 3.16） 减振弹簧安装 作高度 lll 25.24 （ 3.17） 从动片相对从动盘毂的最大转角极限转角 02ar cs in2Rlj （ 3.18） 因为 l = l - l 6 0 . 5 6 5 . 4 4 m m 所以 j 6.497 6.5 （ 3.19） 限位销与从动盘毂缺口间隙 1 =R2 sinj（ 3.20） 式中 R2 为限位销的安装尺寸，取 R2 53 所以 1 5 , 限位销直径 d d按结构布置选定，一般 d 9.5 12 ,所以取 d 10 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 18 3.1.4 本设计 扭转弹簧设计 图 图 3.2 减震弹簧 减振弹簧（如图 3.2）采用 65Mn，弹簧采用磨平处理，弹簧总圈数为 6,工作圈数为4，弹簧刚度 147.6N/mm，右旋 ,两端部并紧。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 19 3.1.5 本设计 扭转 减震器总成 设计 图 图 3.3 扭转减震器 设计图 扭转减振器（如图 3.3）中的阻尼片常采用摩擦材料制成，表面不得有毛刺，裂纹，划痕，锈蚀等缺陷。减震弹簧为周布，数目为 6，详细数据和加工要求可参看零件图和前文。此外扭转减震器总成上还有减震弹簧限位销和两种铆钉。 3.2 从动盘总成的设计 在结构和材料上的选择是很重要的，从动盘对离合器的工作性能有很大的影响，它由扭转减震器、从动片、从动盘毂和摩擦片组成，工作寿命短是其主要缺点，对其设计主要应具有下面几点： A 转动惯量要尽可能的小，以减小变速器在换挡时因为惯性而引起的冲击； B 缓和冲击，以避免传动系统产生共振，应装有扭转减震器； C 离合器应接合平顺，且具有轴向弹性，便于起步而且使摩擦表面的压力相对均匀，降低磨损程度。 3.2.1 从动盘的轴向特性 需要单独制造扇形波状弹簧与从动钢片铆接，这样可使从动盘有轴向弹性，这种弹性特 性可改善离合器的工作性能，摩擦面接触均匀，接合柔和而且磨损小。波状弹簧有诸多优点，譬如说轴向弹性好、弹簧对置分布、转动惯量小、弹性好适宜高速旋转，而且可以用比较轻薄的材料制作。所以我们选用这类弹簧。 3.2.2 从动盘毂 在离合器中承受载荷最大的零件就是从动盘毂，他需要承受全部的来自发动机的河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 20 转矩，材料一般都选择用碳钢，需要经过调制处理，对硬度要求较高，一般为26 32HRC 。 另外需要对花键内孔表面进行镀铬，这样可有效的提高其硬度和耐磨性，另外对减震弹簧窗口与从动片配合处 需要进行高频处理。 它一般采用齿侧对中的矩形花键安装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 Tmaxe由表 3.2 选取。 表 3.2 从动盘毂花键的尺寸 本次设计 D 225 mm ， Tmaxe 170 Nm 综合考虑选择花键类型为： 表 3.3 花键尺寸 花键在工作过程中会受到较大的挤压应力，所以在设计时应对其进行校核，以防止预算强度不够而在工作过程中因受力过大而破坏。应力如果超出一定范围，可以增河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 21 加花键毂的轴向长度。 挤压应力的计算公式为：nltRc （ 3.21） 式中 ， P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定： ZdDTP e)(4 m a x（ 3.22） 从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底， D ， d 分别为花键的内外径； Z 为从动盘毂的数目；取 1Z h 为花键齿工作高度； 2/)( dDh （ 3.23） 得 44.12P N， 16.10cMPa 2.10 MPa （ 3.24） 所以该花键毂花键的尺寸合适 3.2.3 本设计 从动盘毂 设计图 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 22 图 3.4 从动盘毂 从动盘毂（如图 3.4）的材料为 40Cr，加工时须经过锻压和调质处理。从动盘毂内花键为渐开线花键， 可查阅机械设计手册 并最终确定加工方式。 从动盘毂上的相关孔槽具有严格的定位要求，在加工时须谨慎。 3.2.4 摩擦片的设计 应具有足够的强度和耐磨性，摩擦系数稳定耐磨性好，热稳定性好，温度的变化对其影响要小，密度小以减小其质量，单位压力的变化对其影响程度要小，接合平顺，并且在停置较长时间后不会出现粘着现象。 根据以上，我们选择价格相对便宜、质量轻耐磨、摩擦系数较小的石棉基材料。它由石棉织物、粘结剂（硅胶或树脂）、特种添加剂热压而成，在汽车离合器上久经考验，使用效果很好，摩擦片需要用铆钉连接，这样更换摩擦片较为方便又可以保证可靠连接，把波形弹簧片安 装在从动钢片上来获得轴向弹性。 摩擦片在性能上需要满足一下几点： A：接合平顺，长期停放时离合器摩擦面不至于发生粘着的状况。 B：热稳定性要好，受温度的影响要小，还要具有很好的耐磨性以及机械强度。 C：摩擦系数要比较稳定，单位压力以及滑磨速度对其影响要小。 D：石棉基的摩擦系数为 0.20.35，其工作温度小于 180，效果好而且价格便宜。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 23 3.2.5 本设计 摩擦片的设计 图 图 3.5 摩擦片 摩擦片（如图 3.5）采用石棉基材料，石棉基材料为石棉纤维和钢丝绕制成石棉线绳。摩擦片表面不得有毛刺，裂纹，划 痕，锈蚀等缺陷， B-B处铆钉为沉头 120铆钉。摩擦片上开又 12个周布的沟槽，是用来散热的。 3.2.6 本设计从动盘总成图 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 24 图 3.6 从动盘总成 从动盘总成（如图 3.6） 对离合器的工作可靠性影响最为重要，根据要求， 在装配前部分零件需要用煤油进行清洗。从动片是采用 1.3-2.0mm 厚的钢板冲制而成的，要求有一定的伸缩性和轴向弹性。从动盘的表面 有较高 要求 ，不能有 缺陷， 在加工时需要注意工艺顺序 ， 对 加工精度 要求很高 ，此外从动盘还应有足够的抗爆强度。 3.3 离合器盖总成的设计 3.3.1 离合器盖 结构设计的要求 摩擦离合器在工作过程中将会产生大量的热，必须想办法将热量及时散出，以避免零件受热温度过高而造成不良后果，如果摩擦片温度太高将会使摩擦性能下降，严重时还有可能会烧毁摩擦片，从动盘本体如果是一个整圆盘形，可能会因温度升高而拱曲变形，影响离合器的正常使用。为了使离合器摩擦表面不至于过热，要求压盘的热容量足够大，还要求有很好的通风。离合器盖一般用钢板冲压成特殊形状，在侧面飞轮接触处有缺口，装合后形成窗口，当离合器旋转式，空气将不断地循环流动，以利于通风散热，另外，还可以在压盘上设置散热筋，加大散热面 积。 在设计中应注意以下几个问题： 离合器盖的刚度：希望离合器盖的刚度足够大，在离合器工作时不至于对其工作造成影响。 离合器盖的通风散热：在离合器盖上应开有通风散热孔，避免其温度过高，还可以在盖上加通风扇片等。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 25 离合器盖的对中问题：离合器盖的对中具有重要意义，对中良好则可以避免离合器在工作过程中的不平衡问题，保持离合器的正常工作。 乘用车离合器盖一般用 08、 10 钢等低碳钢板。 3.3.2 压盘的设计 对压盘结构设计的要求 : 1)压盘需要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量，进而防止温度过高所产生的弯 曲变形。 2)对其材料选用 HT-20 铸造制成 ，应具有较大刚度 。 3)为了进行静平衡，飞轮与压盘应保持良好的对中，对其工作表面得粗糙度有一定的要求，工作面需要光滑而且平整，粗糙度 0.8，压盘壳一端固定在压盘端面上，一端固定在飞轮端面。 4)压盘高度 (从承压点到摩擦面的距离 )公差要小。 3.3.3 压盘的结构设计与选择 前面已经述及摩擦片的尺寸，由此我们知道压盘内外径 压盘外径 231D 压盘内径 140d 知道了 其内外径还需要知道厚度，厚度的选择一般有如下依据： 1） 压盘应有足够的质量 离合器在滑磨的过程中有摩擦功的存在，这样就会在短时间内积聚大量的热，尤其在离合器使用频繁的环境条件下就更为严重，磨损就更为剧烈，很容易引起摩擦片和压盘的损坏，还会影响到摩擦系数，有可能是工作可靠性降低，热量在短时间内无法全部散发到空气中，所以摩擦片需要有足够大的热容量，这样势必会增加压盘的质量。 由石棉材料制成的摩擦片导热性相对较差，所以，为了使离合器结合时温升控制在一定范围内，热量就需要由飞轮和压盘来吸收。 2) 压盘应具有较大的刚度 由于在温度很高的环境下，材料容易产生变形翘曲，这样会严重影响离合器的分离和压紧。 因此，压盘一般做的都较厚一些， （载重汽车上一般不小于 15 ） ，但一般不小于 10 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 26 在 此次 设计中， 初选 压盘的厚度为 13 。 在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过 8 10 。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。 根据下面公式来进行校核： =压cmL （ 3.25） 式中： 温升， L 滑磨功， N .m , L 0.5JaW2o=22221800 graeiirmn ,m压 =ma = v 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 压盘的比热容，对铸铁压盘， C 544.28J /( K) m压 压盘质量， 根据 公式代入相关数据可得； 4.76 此数值 4.76 8 10 故该厚度符合要求 . 3.3.4 本设计 压盘的结构设计 图 图 3.7 压盘 离合器压盘（如图 3.7）的材料为 HT12 ，每接合一次，压盘 温升为 4.76 。 压盘的加工表面不得有缺陷、裂纹、划痕、毛刺、锈蚀 ，尤其是摩擦面的表面精度 要求较高，河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 27 必须得到保证。离合器外围的三个耳孔是用来和离合器盖之间安装传动片的，其定位也应该加以保证。此外螺纹孔 M2为周布，数目为 12个。 3.4 离合器的分离装置 离合器的分离装置包括分离杆，分离轴承和分离套筒。 由于膜片弹簧兼起到分离杠杆和压紧弹簧的作用。 分离杠杆工作时需要承受 较大弯曲应力，而且作用力反复加载其上，所以需要足够的强度和刚度，它可使从动盘与压盘分离，可以有效的截断动力传递， 分离时，分离轴承克服离合器弹簧的推力推动压盘工作。可压动膜片弹簧的中部使离合器分离，这时候分离轴承起作用，他通过分离叉使分离轴承沿变速器前端导向套作轴向移动。本次选用油封轴承，使用中不需要再增加润滑。 3.4.1 分离杆的设计 本设计才用的是膜片弹簧的压紧机构， 膜片弹簧的分离指兼起到分离杆的作用 。其尺寸参数等将在后面的设计中确定 。 分离杆的设计需要考虑以下几个主要因素 ： 分离杆 应该具有 有足 够的刚度 ； 分离杆的铰接处应避免运动 干涉 ； 分离杆内端的高度 是 可以调 节的。 3.4.2 离合器分离套筒和分离轴承的设计 分离轴承工作时需要承受轴向载荷，离合器分离的过程中分离轴承需要旋转，这样就会受到离心力的作用。目前在汽车上应用较为普遍的主要是径向推力球轴承，轴承内圈转动。 应该使分离轴承与膜片弹簧的接触较为均匀而且紧密，可以采用自位分离装置。其具体结构见图 3.8。 可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。 1 分离轴承罩； 2 分离轴承； 3 分离套筒； 4 波形弹簧片 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 28 图 3.8 自动调心轴承 自位分离轴承和分离套筒 通过碟形弹簧装配在一起成为一体，碟形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。图中间隙 A 所允许的调节量为 1.4 2.4 。这种轴承的内外圈可由 80Cr2 轴承钢冲制加工而成，外密封环用 0.5 厚板材冲制 ,表面有硫化氟橡胶 ,其密封刃口朝向轴承内座圈来密封 .轴承中分布了 15 个钢球。 分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有 0.5 的间隙 .在离合器处于结合状态时 ,分离 轴承的端面与分离杠杆之间应留有 3 4 间 隙 。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。 在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸 因而根据有关结构尺寸数据可初选一系列有关分离轴承和分离套筒及轴颈之间的配合尺寸： 表 3.4 分离轴承和分离套筒及轴颈之间的配合尺寸 分离轴承的润滑对其工作性能和寿命有重要影响，所以要对其进行定期润滑，此次设计在分离套筒上开有注油的缺口， 而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。 3.5 分离轴承的寿命计算 分离轴承的参数 表 3.5 分离轴承参数表 则由下式： 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 29 )(60106PCnL h （ 3.26） rpFfP（ 3.27） 得： hLh 49113（ 3.28） 此次设计中认为分离轴承的工作环境较为理想一些，每次分离时间较短，因此不必对其进行校核，而认为其性能满足预想要求。 3.6 操纵机构的计算 3.6.1 离合器操纵机构的设计要求及液压操纵的优点 离合器操纵机构应满足的要求是： （ 1）踏板力 小 ，货车 一般 不大于 150 200N ； （ 2）踏板行程最大不超过 180mm ； （ 3）踏板行程 可调节； （ 4） 对踏板行程进行限位； （ 5） 刚度 足够大 ； （ 6）传动 过程中 效率要 较 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。 此次设计 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。 （ 2） 结合时较为柔和 ，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷 。 3.6.2 离合器踏板行程计算 离合器操纵机构杠杆尺寸： a1 50mm , a2 120mm , b1 50mm , b2 95mm , c1 21.4 , c2 50mm , d1 67mm , d2 135mm 踏板行程 S =由自由行程 1S +工作行程 2S ： 2111222212021 dba dbaccSZSSSS f （ 3.29） 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 30 式中，fS0为分离轴承的自由行程， 为 0.35.1 mm 之间 ，取 5.10 fSmm； 1S 一般为 3020 mm； 1d 、 2d 分别为主缸和工作缸的直径； Z 为摩擦片面数； S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： 30.185.0S mm，取 2.1S mm； 1a 、 2a 、 1b 、2b 、 1c 、 2c 为杠杆尺寸。 得： 131S mm， 77.271 S mm，合格。 c1c2S 0fb1b2d2d1a1a2S图 3.9 液压操纵机构示意图 3.6.3 踏板力的计算 踏板力为 sf FiFF （ 3.30） 式中， F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； i 为操纵机构总传动比，2111122222dcbadcbai ； 为机械效率，液压式： 9080 %，机械式： 8070 %；sF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。 30.3467 F N，26.43i ， 80 %；则 19.100fFN （ 3.31） 合格。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 31 分离离合器所作的功为 SZFFWL )(5.0 1（ 3.32） 式中， 1F 为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力， 32.108351 F N，则 45.21LW J （ 3.33） 合格。 3.6.4 从动轴 选材 40Cr 调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr 调质 。 3.6.5 确定轴的直径 3 nPAd （ 3.34） 式中， A 为由材料与受载情况决定的系数，见表 3.6: 表 3.6 轴常用几种材料的 及 A 值 取 100A ， n 为轴的转速， 4500n r/min，则 54.25d mm，取 36d mm。 3.6.6 本设计变速器第一轴 （从动轴） 的设计图 图 3.10 变速器第一轴 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 32 这根轴是变速器第一轴（如图 3.10），也是一根花键轴。轴的材料为 40Cr ，调质处理。 轴加工时， 表面不得有毛刺，裂纹，划痕，锈蚀等缺陷，渐开线外花键的相关加工方式参看机械设计手册。 3.7 离合器膜片弹簧的设计 3.7.1 膜片弹簧材料 膜片弹簧的材料一般为合金钢，在工作过程中需要承受较大的冲击的载荷，这就要求其要有足够大的塑性变形能力和较高的弹性极限屈服极限。 按上述要求， 目前 膜片弹簧材料 一般 为硅锰钢 60Si2MnA。 3.7.2 膜片弹簧的结构特点 由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式， 在本设计中采用拉式结构。 膜片弹簧的结构形状如下图 3.11，它是由弹簧钢板冲压而成的。 （ a）膜片弹簧 （ b）碟形弹簧 图 3.11 膜片弹簧示意图 从图 3.11 中可以看出， 膜片弹簧整体为圆锥状结构，中间开有圆孔，周围均布分离指。 像图 3.11 中 b 的样子，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。 膜片弹簧起作用的部位是分离指 部分，通过变形产生应力，在被压动的时候弹簧被压平，去掉应力后弹簧有恢复原状，这样在离合器工作过程中就是膜片弹簧在起作用 。 膜片弹簧的结构形式较为特殊 。分离 指 根部的过渡圆角河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 33 R 4.5 3.7.3 膜片弹簧的弹性特性曲线 图 3.12 膜片弹簧的弹性特性曲线 前面已经述及膜片弹簧较为特别，它的工作特性和以往所使用的螺旋弹簧有区别， 其工作特性与 原始内截锥高 H 及弹簧片厚 h 的比 值 H/h 有关 不同的 H/h 值可以得到不同的特性变形特性 。主要分四种 情况： hH 2 如图 3.12 中 H / h 0.5 的曲线表明随着载荷增加变形增大。弹簧承受能力较大。 hH= 2 如图 3.12 中 H / h 1.52 的 曲线，此时随着载荷的增加弹簧不变形，曲线出现了一小段直线 ，这时将其称作零刚度弹簧。 2 hH 2 2 如图 3.12 中hH=2.75， 弹簧特性曲线中存在负刚度区，即刚度增大载荷减少。 这样 很适合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 力过大 . hH 2 如图 3.12,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区 ,而且有载荷为负值的区域 .这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。 3.7.4 膜片弹簧基本参数的选择 3.7.4.1 比值 H/h 和 h 的选择 需要将离合器的压紧力控制在一定、范围内，还要使其操纵轻便 ，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.5 2.0 ，板厚 h 为 2 4 mm 。 河北工业大学 城市学院 2012 届本科毕业设计说明书 34 取 h 3 m m H / h 1 . 7， ，即 H 1. 7 h 5 . 1 m m 。 3.7.4.