ZZ1141H5315W型重型载货汽车离合器的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 本科学生毕业设计 ZZ1141H5315W 型重型载货汽车 离合器的设计 系部名称 ： 汽车与交通工程学院 专业班级 ： 车辆工程 B07-3 班 学生姓名 ： 廉洪运 指导教师 ： 王永梅 职 称 ： 讲师 黑 龙 江 工 程 学 院 二一一年六月 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 Undergraduate graduation design Design of ZZ1141H5315W Type Heavy Cargo Cars Clutch Candidate： Lian Hongyun Specialty： Vehicle Engineering Class： B07-3 Supervisor： Lecturer.Wang Yongmei Heilongjiang Institute of Technology 2011-06 Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 离合器是汽车传动系的一个重要部件 ，其设计的成功与否决定着车辆的动力性、平顺 性、经济性等多方面的设计要求。 设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的 离合器 ，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展 。本文以 ZZ1141H5315W 型重型载货汽 车为例，根据 重型载货汽 车离合器的设计要求和车辆动力传动系统自身 的特点，通过参考多篇文献资料，以及国内外离合器设计手册，从经济性和实用性方面着手分析，对其做了详细的设计。 该设计分别从离合器总体方案的选择、膜片弹簧的设计、从动盘总成的设计和 离合器盖总成的计算设计着手 ，从而确定了离合器基本的结构类型并计算了各零部件的参数尺寸，经校核，符合结构设计要求 。 关键词 ： 离合器；传动系； 重型载货汽 车 ；总成；结构设计 黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT Clutch auto transmission system, its design is an important part of the success of the power, determines the vehicle smooth, economy, and other aspects of the design requirements. Design a simple structure, reliable operation and low cost, can greatly reduce the clutch atvproduce total cost, promote the development of car economy. Based on ZZ1141H5315W type heavy cargo cars for example, according to the heavy cargo clutch design requirements and vehicle power transmission system characteristic of oneself, through reference documents many articles, and domestic and foreign clutch design manual, from economy and practicability aspects of its analysis, to do a detailed design. This design separately from the clutch of choice, the overall design of diaphragm spring design, the design of the platen assembly and clutch cover assembly design to the calculation of, so as to determine the basic structure and the calculation of parts of the parameters, check with the size, structure the design requirements. Key words： The clutch； The transmission； Heavy cargo car； Assembly； Structure design黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 选题的依据、目的及意义 . 3 1.2 重型载货汽车离 合器发展现状 . 3 1.3 主要设计内容 . 5 第 2 章 离合器总体方案的确定 . 6 2.1 离合器的功用及设计要求 . 6 2.2 离合器的类型 . 7 2.3 重型载货汽车原始参数 . 9 2.4 从动盘的选择 . 9 2.5 膜片弹簧离合器的结构形式选择 . 9 2.6 压盘的驱动方式 . 10 2.7 本章小结 . 10 第 3 章 膜片弹簧 的设计 . 10 3.1 膜片弹簧主要参数的选择 . 10 3.2 约束条件 . 12 3.3 膜片弹簧的载荷与变形关系 . 12 3.4 膜片弹簧强度计算 .11 3.5 本章小结 . 14 第 4 章 离合器从动盘总体设计 . 15 4.1 从动盘设计 . 13 4.1.1 从动片设计 . 15 4.1.2 从动盘毂的设计 . 16 4.2 摩擦片的设计 . 17 4.2.1 摩擦片主要参数的选择 . 17 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4.2.2 离合器基本参数的校核 . 18 4.3 扭转减震器的设计 . 19 4.3.2 减震弹簧 设计 . 20 4.3.3 从动盘减震器在特性上的局限性 . 21 4.4 本章小结 . 23 第 5 章 离合器盖总成设计 . 24 5.1 离合器盖总成设计 . 24 5.2 本章小结 . 25 结论 . 27 参考文献 . 28 致谢 . 29 附录 1 . 30 附录 2 . 35 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 第 1 章 绪 论 1.1 选题的依据、目的及意义 重型载货汽车在 汽车行业中应用较广泛，而 离合器是重型载货汽车的一个重要部件 ，其设计的成功与否决定着车辆的动力性、平顺性、经济性等多方面的设计要求。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的 离合器 ，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。 所以本题设计一款结构优良的 重型载货汽车离合器 具有一定的实际意义。 1.2 重型载货汽车离合器发展现状 我国重型载货汽车产量从无到有直至发展到 2004年的 37万辆规模，用了近 50年的时间，其中 1999年前产量一直在 4万辆以内徘徊， 2000年以后，重型载货汽车的产量呈直线上升趋势。 2000年至 2004年产量分别为： 8.2、 15.7、 25.3、 26.2、 37.1万辆。 国内重型载货汽车市场呈现以下特点： 重型载货汽车产量和占载货汽车总产量的比重实现双增长； 重型载货汽车同比增长率出现新变化； 市场竞争格局发生明显变化。 在重型汽车市场中，大吨位车辆份额增速明显。在 2002、 2003和 2004年重型汽车市场的销量中，市场份额最大的虽然仍为的 8-15t，但所占市场份额 呈下降趋势；黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 15-25t市场份额逐年增长，增长速度明显；上升幅度最快的为 25t以上产品，虽然所占市场份额较少，但其销量和市场份额都出现了快速增长的势头。 而且， 近几年，随着国内重型载货汽车生产企业与国外重型载货汽车生产企业技术交流、合资合作的加强及发展，以及国内重型载货汽车生产企业为适应市场竞争的需要，研发工作受到广泛重视，在汽车舒适性、安全性、动力性、经济性、可靠性和环保性等方面取得了一定进步。 国内各大重型载货汽车生产企业纷纷推出新款驾驶室，新款驾驶室更加注重外观和内饰的高档化设计。外观设计大多追求整体 流线造型的风格，内饰设计体现 “ 以人为本 ” 的理念，内饰 “ 轿车化 ” 趋势明显。推出的主要新款驾驶室有：中国重汽集团的斯太尔王驾驶室、采用 MAN驾驶室技术的中重型黄河王子驾驶室、采用沃尔沃驾驶室技术的 “ HOWO” 车型驾驶室 等。 为满足市场高吨位装载的要求，国内主要重型载货汽车产品均采用了加强型改进设计，如加强型车桥、加强型悬架、加强型车架总成等。中国重汽、陕汽、重庆红岩、北汽福田、一汽解放及东风柳汽等厂家都在采取各种手段构建高吨位产品平台。 通过采用机电一体化技术，提高安全性及操纵方便性在安全性方面，目前国产重型 汽车已开始匹配制动防抱死装置 (ABS)和驱动防滑控制系统 (ASR)。电涡流缓速器、自动间隙调整臂、盘式制动器、汽车行驶记录仪等也得到一定程度的 应 用。 GPS等装置尚处于预研阶段 1 。 在操纵方便性方面，我国重型载货汽车开始应用发动机电喷控制装置、电控机械换挡装置、电动门窗、电加热后视镜、电动驾驶室翻转装置及电动备胎升降装置等。另外，集中润滑系统和自动充放气系统装置等有一定批量的应用。 国外重型载货汽车普遍采用空气悬架，使车辆具有良好的高速行驶平顺性，实现高运输质量，并 减小对路面的破坏程度。 2003年，中国重汽集团率先推出装用空气悬架的 4x2式牵引汽车；同时，中国重汽、一汽解放、北汽福田等厂家正在研制五轴公路运输车，其中的第五轴采用了浮动车桥技术。 原有的国产重型载货汽车用柴油机，如中国重汽集团的斯太尔 WD615、 WD618系列柴油机、上海柴油机厂的 D6114型系列柴油机等通过高压共轨等技术满足欧 、欧 排放要求；另一方面，一些厂家则利用合资等手段合作，引进大功率柴油机来提高功率、降低排放 ， 实现高功率化。 以内燃机在作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一 个独立的总成存在的。离合器安装在发动机与变速器之间，汽车从启动到行驶的整个过程中，经常需要使用离合器。是任何汽车都无法或缺的一部分。它的作用是使发动机与变速器之间能逐渐黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 接合，从而保证汽车平稳起步；暂时切断发动机与变速器之间的联系，以便于换挡和减少换挡时的冲击；当汽车紧急制动时能起分离作用，防止变速器等传动系统过载，起到一定保护作用。 在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结果形式是摩擦离合器。 它的原型设计曾装在 1889 年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。 锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结 构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器在接合时也不够柔和，容易卡住。 这种方案一直延续到 20世纪 20 年代中叶。 次后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是 这种离合器盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外， 多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住，导致分离不彻底，造成换挡困难 ，性能很不稳定 。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离合器的主要优点是由于接触面数多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但因片数较 多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。 多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动 部 分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。 近年来湿式离合器在技术上不断改进，国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制 冷却的结果，摩擦表面温度较低（不超过 93 ），因此，起步时长时间打滑也不致烧伤摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的 5-6 倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。 随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化 ，但离合器允许加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日， 此外，对离合 器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展 趋势 2 。 1.3 主要设计内容 结合这次设计要求，利用所选的发动机参数，完成离合器类型的选择和设计。设计的主要内容有选择设计所需要的发动机参数，离合器的结构方案分析，离合器主要参数选择，离合器主要零部件的结构设计等。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 （ 1）发动机的选择：通过对发动机的结构、汽车形式、发动机的基本参数的确定来确定发动机的类型。 （ 3）总体方案的确定：通过对离合器功用及设计要求，离合器 类型以及离合器发动机数据确定离合器的基本方案。 （ 4）离合器的计算与设计：通过离合器基本形式的确定，从而进一步完成膜片弹簧、从动盘总成的计算与设计。介绍了离合器的制造工艺。计算了离合器的强度。 （ 5）离合器的操纵机构及盖总成的设计：介绍了离合器的操纵机构设计要求，确定了离合器盖总成的结构。 第 2 章 离合器总体方案的确定 2.1 离合器的功用及设计要求 1、离合器的功用： （ 1）使发动机与传动系统逐渐接合，保证汽车平稳起步。 （ 2）暂时切断发动机与传动系统的联系，便于发 动机的起动和变速器平顺换挡。 （ 3）限制所传递的转矩，防止传动系统过载 3 。 2、离合器的设计要求： （ 1）具有合适的储备能力，既能保证传递发动机最大转矩又能防止传动系统过载。 （ 2）接合平顺柔和，以保证汽车平稳起步。 （ 3）分离迅速彻底，便于换挡和发动机起动。 （ 4）具有良好的散热能力。由于离合器接合过程中，主、从动部分有相对的滑转，在使用频繁时会产生大量热量，如不及时散出，会严重影响其使用寿命和工作的可靠性。 （ 5）操作轻便，以减轻驾驶员的疲劳。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 （ 6）从动部分 的转动惯量应尽量小，以减小换挡时的冲击 3 。 3、离合器的工作原理 当离合器工作时，发动机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上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触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。 由于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，所以汽车 离合器的主动部分和从动部分应经常处于接合状态。摩擦副之间采用弹簧作为压紧装置即是为了适应这一要求。欲使离合器分离时，只要踩下操纵机构中的离合器踏板，套在从动盘毂环槽中的拨叉便拨动从动盘，克服压紧弹簧的压力向右移动而与飞轮分离，摩擦副之间的摩擦力消失，从而中断了动力传递。 当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速的变化比较平稳，应该适当控制放松离合器踏板的速度，使从动盘在压紧弹簧的压力作用下向左移动，与飞轮恢复接触，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，摩 擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，即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，二者的转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度才与发动机转速成正比。 摩擦离合器所能传递的最大转矩取决于摩擦副间的最大静摩擦力矩，而后者又取决于摩擦间的压紧力、摩擦因数以及摩擦面的数目和尺寸。因此，对于结构一定的离合器来说，最大静摩擦力矩是一个定值。当输入转矩达到此值时，则离合器出现打滑现象，因而限制了传给传动系统的转矩，以防止超载。 由上述工作原理可以看出，摩擦离合器主要由主动部分、从动部分、 压紧机构和操纵机构四部分组成。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，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。 在保证可靠的传递发动机最大转矩的前提下，离合器的具体结构应能满足主、从动部分分离彻底，接合柔和，从动部分的转动惯量要尽可能小，散热良好，操纵轻便，良好的动平衡等基本性能要求 4 。 2.2 离合器的类型 根据所用压紧弹簧布置位置的不同，可分为周布弹簧离合器、中央弹簧离合器和周布斜置弹簧离合器；根据所用压紧弹簧形式的不同，可分为 圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 1、 周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆拄弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆周上，其特点是结构简单，制造容易，过去广泛的应用在各类汽车上。此结构的弹簧压力直接作用在压盘上，为了保证摩擦片上的压紧力均匀，压紧弹簧得数目要随摩擦片上的直径增大而增多，而且应该是分离杠杆的倍数。因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热回火失效。当发动机最大转速很该套时周置弹簧由于受离心力作用而受力向外弯曲，使弹簧有压紧力显著下降，离合器传递转矩的能力也随之下降，此外，弹 簧靠在定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至回出现弹簧短裂的现象。 2、 中央弹簧离合器 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱弹簧或用一个圆锥弹簧作为压力弹簧，并且布置在离合器的中心。由于可以选用大的杠杆比，因此可以得到足够的压力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧回火失效；通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧弹簧的调整。这种结构复杂，轴向尺寸较大，多用与发动机最大转矩大与 400500Nm的商用车上，以减轻其操纵力。 3、 斜置弹簧离合器 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，它具有工作稳定，踏板力较小的优点。此结构在最大总质量大于14t 的商用车上已有采用。 4、 膜片弹簧离合器 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有碟形结构的碟形弹簧，主要有碟形弹簧部分和分离指部分组成。 膜片弹簧两侧有钢丝支撑圈，借 6 个膜片弹簧固定钉将起安装在离合器盖上。再离合器盖没有固定到飞轮上时，膜片弹簧不受力，处于自由状态。此时离合器盖与飞轮安装面之间有一距离。当将离合器盖用连接螺钉固定到飞轮上时，由 于离合器盖靠近飞轮，后钢丝支撑圈则压向膜片弹簧使之发生弹性变形，膜片弹簧的圆锥角变小，几乎接近于压平状态。同时，在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力，使离合器处于接合状态。当分离离合器时，分离轴承作移，膜片弹簧被压在前钢丝支撑圈上，其径向截面以支撑圈为支点右移，膜片弹簧变成反锥形状，使膜片弹簧大端右移，并通过分离弹簧钩拉动压盘使离合器分离。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 摩擦离合器因其结构简单、性能可靠、维修方便，目前为绝大部分汽车所采用。本设计设计的就是膜片弹簧离合器 4 。 2.3 重型载货汽车原始 参数 本设计设计的车型为中国重汽 ZZ1141H5315W 型重型载货汽车，其主要参数如下： 总质量 (kg)： 14490 最高车速 (km/h)： 95 外形尺寸（长宽高 ） (mm):875024702880 额定功率 /转速（ kw/r/min）： 155/2300 最大扭矩 /转速 (N/m/r/min)： 750/14001500 Nemax（ r/min）： 1400 离合器：单片、干式、膜片弹簧 395mm 2.4 从动盘的选择 单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底结合平顺，因此该设计选择单片离合器。 2.5 膜片弹簧离合器的结构形式选择 膜片弹簧离合器有推式和拉式两种结构形式。本设计选择拉式膜片弹簧离合器（式膜片弹簧的支撑形式有两种：无支撑环式和单支撑环式。本设计选择单支撑环形式）。这是因为与推式相比有以下优点： （ 1） 结构更简化，拉式膜片弹簧离合器由于取消了中间各支撑零件，并只用一个（或不用）支撑环，因此结构更简单、紧凑、零件数更少、重量更轻。 （ 2） 转矩容量更大，由于拉式离合器的膜片弹簧式以中部而不是大端与压盘相压，因此在同样压盘尺寸可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与转矩容量，而并不增大分离操纵力。 (3)分离效率更高必须提高分离效率，在保证一定压盘升程时，应减少分离轴承的分离行程即分离空行程，由于拉式离合器的分离指必须嵌装在专门的分离轴承总成中，分离轴承与分离指之间没有自由行程，从而可以提高分离效率。 （ 4）踏板操纵更为轻便。由于拉式离合器膜片的杠杆比大于推式的杠杆比。又由于拉式离合器没有中间支撑，这样减少了许多摩 擦副和摩擦损失，传动效率较高，因此拉式离合器的踏板力相对推式膜片离合器要降低不少。 （ 5） 使用寿命更长。由于拉式离合器盖中央床空加大了，散热通风条件好。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 2.6 压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有凸块 -窗孔式、三种传力销式、键块式和弹性传动片式的多种。前三种的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传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，降低了离合器的传动效率。弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。但反向承载能力差， 汽车反拖时易折断从动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。经比较我选择传动片驱动方式。 2.7 本章 小结 本章介绍了离合器的工作原理、功用、分类以及膜片弹簧与其它类型的离合器对比所体现的优点， 还介绍了膜片弹簧的结构特点，对 离合器的 从动盘数及干、湿式做了选择，确定了 压紧弹簧的结构形式及布置、膜片弹簧的支撑形式 和压盘的驱动形式 。 介绍了各自的优缺点。从而确定了离合器的基本结构类型。 第 3 章 膜片弹簧的设计 3.1 膜片弹簧主要参数的选择 1.比较 H/h 的选择 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离 合器用膜片弹簧的 H/h 通常为1.52.0，膜片弹簧板厚为 24mm，本设计 H/h=2， h=4。 则 H=8。 2.R/r 比值和 R、 r 的选择 研究表明， R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹簧特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和紧压力的要求 R/r 一般为 1.201.35，本设计去 R/r=1.25，摩擦片的平均半径 mmdDRc 5.15 24 ， r Rc，取 r=153mm，则R=191.25mm，取整 R=192mm，则 R/r=1.255 3.圆锥底角 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内锥高度 H联系密切，一般在 915范围内， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 76.11)(a rc ta n rR H ，在 915之间。 4.切槽宽度 1、 2及半径 re 的确定， 1=3.23.5mm， 2=910mm， re 的取值应满足 rre2的要求。 5.压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定 r1 应略大于且尽量接近 r，1R应略小于 R 且尽量接近 R，本设计取1R=190mm，1r =159mm。 6、膜片弹簧工作点位置的选择： 图 3.1 膜片弹簧工作点位置 该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 1H=2 11 NM ,膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 H之间，且靠近或在 H 点处。一般 1B=（ 0.81.0） 1H，黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 取 1B=1H=4.58。 以保证摩擦片在最大磨损限度 范围内的压 紧力从 F1B 到 F1A 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C。为最大极限减少踏板力， C 点应尽量靠近 N 点。 7.分离指数目 n 的选择 分离指数目 n 常取为 18， 大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸弹簧可取 12，本设计取 18。 4 3.2 约束条件 （ 1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H/h 与初始锥角 =H/(R-r)应在范围内，即 1.6H/h=22.2 9H/(R-r)=11.7615 (3.21) （ 2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 1.20R/r=1.2551.35 702R/h=96100 3.5R/0r5.0 (3.22) （ 3）为了使摩擦片上的压紧力分布比 较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 1r 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 拉式：4 )( dD=158mm 1r =159mmD/2=197.5mm (3.23) （ 4）根据弹簧布置要求， R1 与 R、 r1 与 r 之差在一定范围内，即 1R-R1=27 0r1-r=66 0rf-r04 (3.24) （ 5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内取，即 拉式： 3.5R1-rf/R1-r19.0 (3.25) 由 （ 3-22）（ 3-24）（ 3-25） 得fr=53mm，0r=50mm 3.3 膜片弹簧的载荷与变形关系 1.碟形弹簧的形状如同锥形垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中，膜片弹簧伸出许多有由径向槽隔开的挂状部分 -分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷。假象集中在支承点处，用 F1 表示，加载点的相对变形为则压紧力 F1 与 1 之间的关系式为： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 2111111211211 2)()( )/l n ()1(6 hrR rRHrR rRHrR rRuEhF (3.31) 式中： E 弹性惯量，对于钢 E=2.1 510 MPa U 泊松比，对于钢 u=0.3 H 膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 H 弹簧钢板厚度 R 弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 R 弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 1R 压盘加载点半径 1r 支承环加载点半径 将 R=192mm,r=153mm， 1R =190mm， 1r =159mm， H=8,h=4 代入上式得： 1F =9300 1 -1755.53 21 +91.843 2.当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。设分离轴承对分离指端所加载荷为 2F ，相应作用点变形为 2 ， 另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系 5 ： 2 = 11 11 rR rr f (3.32) 2F = frrFrR1111(3.33) 3.4 膜片弹簧强度计算 假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O 转动，断面在 O 点沿圆周方向的切向应力为零，故该店的切向力为零， O 点以外得点均存在外向应力和切向应力。 现选定坐标与子午断面，使坐标原点位于中性点 O，令 X 轴平行于子午断面的下边，则断面上任意点的切向力为： xeyxuE 21 2 (3.41) 当 一定时，一定的切向应力t在 ZOY 坐标系中呈线性分布，当 0t时有： y= x)2( (3.42) 因为 2 的值很小，我们可以将 2 看成 tan 2 ，由上式可写成黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 Y=tan 2x，此式表明，对于一定的 ，零应力分布在过 O 点而与 X轴呈 2角的直线上。实际上， 当 x=-e 时，无论t为何值，均存在 y=- 2e，即对于一定的 ，等应力线都汇交与 K点，其坐标为 x=-e， y=- 2e。显然， OK 为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区，等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见，碟形部分内上缘 B 点的切向压应力最大。当 K 点的纵坐标 2 eh/2时， A 点的 切向拉应力最大；当 2 e2/h 时， A点的切向拉应力最大。 分析表明， B 点的应力值最高，通常只计算 B 点的应力来校核碟簧的强度。将 B点坐标 x-（ e-r） 和 y=h/2 代入式 （ 3.41） ，可得 B点的应力tB为： e-r。 tB=( E1-u2 ) 22 2 hrere (3.43) 令 d 0dtB,可求出tB达到极大值时的转角pp= + reh2(3.44) 式（ 3-44）表明， B 点最大压应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度arctanh/2(e-r)h/2(e-r)的位置处。 由于 e= rR rR ln=169.6mm 所以p=0.12 3.5 本章 小结 本章对膜片的基本参数做出了选择，研究了膜片弹簧的载荷与变形关系，并计算了膜片弹簧的强度 ,对膜片弹簧的尺寸做了进一步约束从而确定了膜片弹簧尺寸。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 第四章 离合器从动盘总体设计 在现代汽车上一般采用带有扭转减震的从动盘，用以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪 声，提高传动系统零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片、从动盘毂、摩擦片等组成。 4.1 从动盘设计 4.1.1 从动片设计 从动盘虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。 设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽 可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量，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，具有轴向弹性结构的从动片有以下 3 种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹簧从动片以及组合 式弹性从动片。前面两种在小轿车上采用黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 较多，货车上常用第三种组合式从动片，故选组合式从动片。 从动片材料与所用的结构形式有关，不带波形弹簧片的从动片一般用高碳钢或弹簧钢片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。 采用波形片时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢 6 。 从动片直径对照摩擦片尺寸确定，即 D =395mm， d=215mm，为了减小从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为 1.32.0mm厚钢板冲压而成，取值为 1.5mm，从动片的外沿部分厚度在 0.651.0mm之间，取 值为 0.8mm。 4.1.2 从动盘毂的设计 发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。 （ 1）从动盘毂花键尺寸选择 根据 GB1144-2-1974 选定从动盘毂花键尺寸如下： 从动盘外径 D=395mm 发动机转矩 Tc=750N.m 花键齿数 n =10 花键外径 D=45mm 花键内径 d=36mm 齿厚 b=5mm 有效长度 l=60mm 挤压力 =13.1MPa 摩擦片与从动片之间有两种 紧固方法， 铆接法和粘接法。本设计中选取铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片方便 6 。 （ 2）从动盘毂花键的强度校核 花键齿的侧面压力 P=4Temax/(D+d)Z (Z 为从动毂数目 ) (4.11) =4750/(45+36)210 3 =18518N 挤压应力 挤=P/nhl h为花键工作长度 h=（ D-d） /2 =18518/104.560106- =6.86106 Pa 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 =6.86MPa13.1MPa (4.12) 所以符合要求。 4.2 摩擦片的设计 4.2.1