重型货车离合器设计——螺旋弹簧离合器.doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）1 绪论1.1 汽车离合器的发展汽车自19世纪末诞生至今100余年期间，汽车工业从无到有，以惊人的速度发展，写下了人类近代文明史的重要篇章。汽车是数量最多，最普及，活动范围最广泛，运输量最大的现代化交通工具。可以断言，没有哪种机械产品像汽车那样对社会产生如此广泛而深远的影响。在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U4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2653；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件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。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1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，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，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过驼毛带、皮革带等。那时也曾出现过蹄鼓式离合器来替代锥形离合器，该结构采用的是内蹄鼓式。这种结构型式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象(当时所提供的材料复合体的摩擦系数变化很大，容易引起自锁)。现今所用的盘片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接合比较平顺，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，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片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材料后可用较小的摩擦面积，阅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，直到进入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。早期的单片干式离合器有与锥形离合器相类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。实际上早在l920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的与发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺等问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧(一般至少6个)，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。多年的实践经验和技术上的改进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、散热好、结构简单、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定措施，已能做到接合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。1.2 汽车离合器的基本功用1）在汽车起步时，通过离合器主动部分（与发动机曲轴相联）和从动部分（与变速器第一轴相接）之间的滑磨、转速的逐渐接近，使旋转着的发动机和原为静止的传动系平稳地接合，以保证平稳起步； 2）当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换挡时轮齿间的冲击，便于换挡； 3）当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大力矩（即离合器的最大摩擦力矩）时，其主、从动部分将产生相对滑磨。这样，离合器就起着保护传动系防止其过载的作用。例如：当汽车紧急制动而又没有分离离合器时，由于离合器的滑磨可避免发动机因突然减速而引起巨大的惯性力矩。1.3 汽车离合器的基本要求1）既能可靠地传递发动机最大转矩又能防止传动系过载；2）接合完全且平顺、柔和，使汽车起步时无抖动、无冲击；分离彻底、迅速；3）工作性能稳定，即作用在摩擦片上的总压力不应因摩擦表面的磨损而有明显变化，摩擦系数在离合器工作过程中应力求稳定；4）从动部分的转动惯量要小，以减小挂档时的齿轮冲击并方便挂档；5）能避免和衰减传动系的扭振，具有吸收振动、冲击和降低噪声的能力；6）通风散热性良好；7）操纵轻便；8）具有足够的强度，工作可靠、使用寿命长；9）力求结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，维修方便；10）设计时应注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。2离合器结构方案分析本次设计的原始数据为：1）发动机的最大功率 P=247.13 Kw 336马力2）发动机的最大扭矩 n=950N.m3）汽车总质量30t 载重17t2.1 从动盘数及干、湿式的选择单片干式离合器(图21)结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺。对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。因此，单片离合器广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N.m的大型客车和中型货车上也有所推广。当转矩更大时刻采用双片离合器。 图2-1 单片离合器 图2-2 双片离合器 Figure 2-1 Monolithic clutch Figure 2-2 Double feature clutch双片干式离合器(图22)与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换挡困难等。 仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并不断增加。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，并且使用寿命较干式高出5-6倍。 多片离合器多用于重型货车和自卸车上。 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=950N.m，故选用单片干式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。2.2压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：周置弹簧离合器、中央弹簧离合器、斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器。1） 周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各类型汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高，在高转速离心力的作用下周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。在中、重型汽车上，周置弹簧离合器仍得到采用。在设计上应注意弹簧与压盘间的隔热，例如加装隔热垫、加强散热通风等，因弹簧易受压盘热而回火失效。为了保证摩擦片上的压力均匀，压簧的数目不应太少，且要随摩擦片直径的增大而增多。在选择离合器的后备系数时应考虑到这种离合器在摩擦片磨损后压盘的压紧力无法调整。2） 中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用1-2个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合器中心的结构型式，称为中央弹簧离合器。这是压簧不与压盘直接接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。压盘的压紧力可通过调整垫片或螺纹进行调整。因此，当摩擦表面磨损后经调整即可恢复规定的压紧力，故设计时离合器的后备系数可选的小写，这样也就减小了压紧力和分离力。为了使压盘的压紧力分布均匀，使离合器结合柔和，常采用数目较多的、由弹簧片做成的杠杆，称为弹性压杆，其内端的孔内装有由座圈定位的钢球以形成铰接。其中段常常做成叶片形状以利于离合器的通风散热。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造比较困难。3） 斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一中新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力F等于弹簧压力F的轴向分力，即 。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力F减小，倾角也减小，而则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，突出优点是工作性能稳定，也取得一定的应用。4） 膜片弹簧离合器作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢制成的、具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上揩油许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，后者借助于固定在离合器盖上的一些铆钉来安装定位。当离合器盖未固定到飞轮上时，膜片弹簧不受力而处于自由状态。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支撑圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧近乎变平。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。当离合器分离时，分离轴承前移使膜片弹簧压前支承圈并以其为指点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘使离合器分离。本次设计题目为重型货车离合器设计，根据需要，选择周置螺旋弹簧离合器。2.3压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应与飞轮连接在一起。但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴向移动。压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式有：凸块-窗孔式、传力销式、键式（键槽-指销式）以及弹性传动片式等。凸块-窗孔式是在单片离合器中曾长期采用的传统结构（见图2-3(a)）。该结构是在压盘外缘铸出3-4个凸块，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中，而离合器盖则与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，因此凸块应突出窗孔以外。其结构简单，但凸块与窗孔的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪声。因此，在现代离合器中已很少采用。传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是沿圆周均匀分布的几个传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起（见图2-3(b)）。键式也是一种压盘的驱动方式，包括键槽-指销式及键齿式两种，它是用键槽-指销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动（见图2-3(c)和(d)）。在双片离合器的结构中也有采用综合式的压盘驱动方式，即中间压盘通过键、压盘则通过凸块-窗孔驱动。 图2-3 压盘的驱动方式Figure 2-3 The pressure plate drive mode上述的几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm左右）。这样，在传动时将产生冲击和噪声。且随着接触部分磨损的增加，间隙将增大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部出现裂纹而造成零件的早起损坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性传动片的传力方式。弹性传动片是由薄弹簧钢带冲压制成（见图2-3(e)），其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且多用3-4组（每组2-3片）沿圆周作切向布置以改善传动片的受力状况，这时，当发动机驱动时传动片受拉，当拖动发动机时传动片受压。这种用传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述缺点，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。此次设计为单盘周置螺旋弹簧离合器，压盘驱动方式选择弹性传动片式，共设计3组，每组两片。2.4分离杠杆的结构形式在周置弹簧离合器中一般采用3-6个分离杠杆或简称分离杆；在中央弹簧离合器中则只有弹性压杆而没有分离杠杆；在斜置弹簧离合器中也只有压杆；在膜片弹簧离合器中，分离杠杆的作用由膜片弹簧本身形成的弹性杠杆来完成。此次设计周置圆柱螺旋弹簧离合器，经常采用的分离杠杆的结构型式有如图2-4所示的几种。对它们的共同要求是：杠杆应有足够的刚度；其支承处的摩擦损失要小；其支承机构与压盘的驱动机构在运动时不发生干涉；分离杠杆内端的位置应便于调整以便分离轴承能同时均衡地压紧所有分离杠杆；分离杠杆的质心要设计得尽量靠近其中间支承处，以避免在高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力的降低。如图2-4d所示的所谓摆动块式分离杠杆，是由钢板冲压制成。结构比较简单，调整方便，还具有磨损小等优点，所以在汽车上得到广泛应用。图2-4 离合器分离杠杆的结构型式1-滚销；2-支撑销（切有平面）；3-滚针轴承；4-调整螺栓；5-摆动块；6-浮动销；7-调整螺栓 Figure 2-4 The structure of the clutch lever type1-rolling pin; 2-support pin (cut has plane); 3-needle bearing;4-adjustment bolts; 5-swinging piece; 6-floating pin; 7-adjustment bolts摆动块式分离杠杆由分离杠杆及其浮动销、调整螺栓、摆动块、分离杠杆弹簧组成，弹簧向前推动分离杠杆使其浮动销靠向调整螺栓装浮动销的大孔（孔径比浮动销直径大许多）的前缘平面处。当离合器处于接合状态时，分离杠杆的内端被推向前，浮动销则沿螺栓孔的平面移向内缘，与此同时摆动块的前端在分离杠杆上的支点则作圆弧移动（移动量一般都不大，约1mm），并以此协调于东，避免发生干涉。2.5分离轴承的类型分离轴承在工作中主要承受轴向力；在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适用于高转速低轴向负荷，后者适用于相反情况。设计题目为重型货车离合器设计，故选用止推轴承。2.6从动盘的结构型式简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器中。采用带扭转减震器的从动盘是发展趋势。这时，从动片与花键毂间通过减震弹簧相连，具有切向弹性以消除高频共振并起缓冲作用。从动片、花键毂与减振盘间有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低频振动。扭转减震器按发动机及传动系专门设计并经试验修正，则可得到最佳减振、降噪效果。2.6.1摩擦片摩擦片对离合器的工作性能及可靠性、耐久性都有很大影响。对摩擦片的要求是：摩擦系数要稳定，温度、滑磨速度及单位压力的变化对其影响要小；热稳定性要好；有足够的机械强度及耐磨性；磨合性能好，不致刮伤飞轮及压盘等的表面；长期停放时摩擦面间不发生“粘着”；告诉条件下工作要求材料密度小；油、水对摩擦性能的影响应最小；接合时应平顺、无“咬住”或“抖动”现象等。当前采用最广的失眠塑料摩擦片是有耐热性和化学性都比较好的石棉或石棉织物与粘合剂和特种添加剂等材料混合后热压制成。其摩擦系数约为1.3-0.45。由于其造价低，密度小且对大多数在正常条件下工作的汽车来说能满足使用要求，使用效果也良好，故得到广泛应用。材料选取石棉基。2.6.2从动片从动片都做得比较薄，并使其质量分布尽可能地靠近旋转中心，以减小其转动惯量。为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是从动片上开T形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成一次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。 图2-5 组合式弹性从动片 1-从动片；2-摩擦片铆钉；3-波形弹簧片铆钉；4-摩擦片；5-波形弹簧片Figure 2-5 Combined-type elastic driven films1-driven slices. 2-friction piece of rivet; 3-waveform shrapnal rivets; 4-friction slices. 5-waveform of spring在载货汽车上常采用一中所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性好的大型从动片来说，这种结构也是可以采用的。波形弹簧片的压缩行程可取为0.8-1.5mm，至少不应小于0.6mm。双片离合器由于本身接合比较平顺，故一般都不采用有轴向弹性的从动片。否则将会引起要大大增加踏板工作行程或是要缩小分离杠杆比而使踏板操纵力增大等不良后果。摩擦片与从动片可铆接也可粘接。铆接铆钉应由铜或铝等较软的金属制造，铆接的优点是可靠且换装摩擦片方便。粘接可增加摩擦面积且摩擦片厚度的利用也较好。2.7离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。在正常使用条件下，离合器压盘工作表面的温度一般均在180以下。随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180200时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000，在高温下压盘会翘曲变形甚至会产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上没置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始采用；将离合器盖和压杆设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强摩擦表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末；在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设为冷却气流导向的导流罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。3离合器各部件的设计计算3.1离合器主要参数的确定摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩，离合器的静摩擦力矩应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩又决定于其摩擦面数、摩擦系数、作用在摩擦面上的总压紧力与摩擦片平均摩擦半径，即 （3-1）式中 离合器的后备系数，中、重型货车选1.60-2.25之间。选择时考虑摩擦片磨损 后仍能传递及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及 操纵轻便等。 摩擦系数，计算时一般取0.25-0.30。此处取0.28摩擦片平均摩擦半径（当压力均布时）为 （3-2）式中 D摩擦片外径，； d摩擦片内径，。图3-1 摩擦片上的单元摩擦面积Figure 3-1 the friction on unit area of friction当时，可足够精确地由下式求得： （3-3） 设为摩擦表面所承受的单位面积上的压力，则单元摩擦面积上产生的单元摩擦力为 （3-4） 而单元摩擦力矩为 （3-5）整个摩擦片上产生的摩擦力矩则为 （3-6） 而单位压力为 （3-7）对于具有对摩擦表面（此处）的离合器，其摩擦力矩则为 （3-8）再将式（3-7）带入上式，得 （3-9）此式就是式（3-2）代入式（3-1）的结果。离合器应按转矩容量及热容量设计，摩擦片或从动片外径D是其基本尺寸，它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短。决定离合器轮毂尺寸及其摩擦表面耐磨性的因素之一是作用在其摩擦表面上的单位面积压力。现根据式（3-9）及（3-1）有 （3-10）通常取，若以代入上式，经整理可得到摩擦片或从动片外径： （3-11）当发动机最大转矩已知，离合器的结构型式和摩擦片材料已定，和便已定，上式便成了离合器的，三参数的关系式。选好及，则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料，通常取，且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用频繁的汽车，装载质量打或在坏路面上形式的汽车。货车约为。当摩擦片外径较大时，为降低其外缘处的热负荷，也应降低值。选择时应考虑到：为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨，应取较大值。综上所述，取2.15，取。代入数据得：，D=400。离合器摩擦片外径D按经验公式 （3-12）根据初选。式中 发动机最大转矩； A系数，货车，双片离合器取45-55，此处取55.初取D=415后，与计算结果接近，还需注意摩擦片尺寸系列化和标准化，并且选取时选取尺寸应略大于计算尺寸。 表 3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数Table 3-1 clutch friction die size series and parameters外径/内径/厚度/内外径之比单面面积/3251903.50.5855460035019540.5576780038020540.5407290040522040.5439080043023040.535103700根据表3-1取； ； ； ； 。3.2压紧弹簧的设计计算离合器压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，材料选用65Mn制造，硬度HRC4050。周置圆柱螺旋弹簧的数目9个，以便得到均匀的压力，且应是分离杠杆数目的整数倍，以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目对应考虑到对轻型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过600700N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在2730mm之间，弹簧的工作高度做成相同的尺寸，用改变钢丝直径和工作圈数的方法获得不同压紧力，以利于在不同的离合器上通用。a. 弹簧指数（旋绕比） （3-13）b.曲度系数 （3-14） c.弹簧的工作压力/MPa （3-15）d.弹簧钢丝的直径/mm （3-16）式中P工作负荷；压盘总压紧力；弹簧数e.弹簧中径/mm （3-17）f.弹簧刚度/N/mm （3-18）g.弹簧工作圈数 （3-19）式中G剪切弹性模量，钢材：h.弹簧总圈数 （3-20）i.工作负荷下的变形/mm （3-21）j.弹簧的附加变形量（即压盘的分离行程）/mm 双片离合器： （3-22）k.弹簧的自由高度/mm （3-23）l.弹簧最大负荷时的间隙/mm （3-24）m.弹簧的工作高度/mm （3-25）n.弹簧最大负荷/N （3-26）3.3压盘的设计计算压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。由灰铸铁HT200铸成,金相组织呈珠光体结构，硬度HB170227。另外可添加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次结合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离台器压盘，其厚度一般不小于15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过。温升的校核按式(322)进行。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于1520gcm。压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；通过凸块-窗孔连接时，则应进行挤压应力的强度校核； （3-27）式中考虑发动机转矩分配到压盘上的比例系数，单片取；力的作用半径，；工作元件的数目；接触面积，。现有结构按上式计算的挤压应力多在1015MPa范围内.另外，传力销还承受着由压盘和中间压盘作用引起的弯曲应力和离合器压紧弹簧引起的拉伸应力。因此，还需进行拉弯复合应力的强度校核。 作用力： （3-28）式中，作用力，；发动机最大转矩，；传力销数目；力，的作用半径，。传力销根部的弯曲应力（MPa） （3-29） 传力销的拉伸应力为 （3-30） 传力销的拉弯复合应力为 （3-31）3.4从动片与从动盘毂的设计计算从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。分开式从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.20.3mm。从动盘毂的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毂能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按选取(见表3-2)。从动盘毂花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏抖。表3-2 离合器从动盘毂花键尺寸系列Table 3-2 clutch platen hub spline size series从动盘外径发动机转矩花键齿数花键外径花键内径键齿宽有效齿长挤压应力38060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花键尺寸选定后应进行挤压应力（MPa）及剪切应力（MPa）的强度校核： （3-32） （3-33） 式中危分别为花键外径及内径，； 花键齿数； 分别为花键的有效齿长及键齿宽，； 从动盘毂的数目； 发动机最大转矩，。从动盘毂通常由40Cr锻造，并经调质处理，HRC2832。3.5分离杠杆的设计计算分离杠杆的结构型式如图2-4所示。由35号钢等中碳钢锻造(锻件硬度HB131156)。为了提高耐磨性，均进行表面氰化处理，层深0.150.30mm，硬度HRC5863。分离杠杆需进行弯曲强度校核。如图2-4所示，N为分离离合器时作用于分离杠杆内端的力；，分别为危险断面和中间支承中心至N力约垂直距离；为两铰接中心间的距离，则分离杠杆危险断面的弯曲应力为 （3-34）式中危险断面的弯曲截面系数，； 分离杠杆的数目； 分离离合器时压紧弹簧的最大总压紧力，N； 见图3-2分离杠杆的弯曲许用应力可取MPa。图3-2 压盘及分离杠杆计算用图1-凸块；2-分离杠杆中间支承；3-支承叉；4-调整螺母Figure 3-2 pressure plate and separation leverage by using the picture calculation1-convex piece; 2-separation among leverage support; 3-supporting fork; 4-adjust nut3.6离合器盖的设计计算一般采用厚2.55mm的低碳钢08钢板冲压制造，以增强其刚性。离合器盖的形状和尺寸由离台器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口等通风窗，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。3.7基本参数的优化和约束条件设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。设计变量：后备系数可由式(3-1)和式(3-5)确定，可以看出取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力。可由式(3-1)确定，也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为 （3-35）目标函数：离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为 （3-36）约束条件如下：1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度不超过6570ms，即 （3-37） 式中，摩擦片最大圆周速度(ms)； 为发动机最高转速(rmin)。2)摩擦片的内外径比c应在05507范围内，即 055c=0.70.7 （3-38）3)为保证离合器可靠传递转矩，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1240，即 12=240 （3-39）4)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2Ro约50mm，即 d2Ro+50 （3-40） 5)为反映离合器传递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 （3-41）式中，为单位摩擦面积传递的转矩()； 为其允许值()，按表3-3选取。 表3-3 单位摩擦面积传递转矩的许用值 ()Table 3-3 unit area transmission torque friction of the allowable value () 离合器规格Dmm 210-250 250325 325 X109 028 030 035 0406)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p。对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为010150MPa，即010MPa150MPa 7)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，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 (3-42)式中，为单位摩擦面积滑磨功(Jmm2)； 为其许用值(Jmm2)， 对于轻型货车：=0 33Jmm2， 对于重型货车：=025Jmm2； W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算 (3-43)式中，为汽车总质量(kg)； 为轮胎滚动半径(m)； 为起步时所用变速器挡位的传动比； 为主减速器传动比； 为发动机转速(rmin)，计算时轿车取2000rmin，货车取1500rmin。以上数据符合优化设计的约束条件,固通过优化设计的F,D,d的值满足设计的要求,可作为本次设计的数据.4扭转减振器的参数选择与设计计算为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性-阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。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。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围（当然，在实际中要做到这一点是非常困难的）；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。4.1扭转减振器的功能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。单级线性减振器的扭转特性如图4-1所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。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。 图 4-1 单级线性减速器的扭转特性 图4-2 减速器尺寸简图 Figure 4-1 single stage of the linear speed Figure 4-2 reducer size diagram reducer torsional characteristic 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，在柴油机汽车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。 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。 4.2扭转减振器的结构类型图4-3给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器（见图4-3(a)-(d)）得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毂上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减震弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毂时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毂弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进入工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器