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KD1150型载货汽车离合器总成设计【优秀汽车离合器课程毕业设计含3张CAD图纸】

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关键词：: 载货汽车离合器课程毕业设计 KD1150型载货汽车离合器总成设计

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KD1150型载货汽车离合器设计

KD1150型载货汽车离合器总成设计【优秀汽车离合器课程毕业设计含2张CAD图纸】

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任务书

题目 KD1150型载货汽车设计（离合器总成设计）

主要研

究内容选用柴油发动机，参考相应车型的主要参数，完成装载质量8吨重型载货汽车离合器总成设计，要求如下：

1. 绘制离合器总成装配图、部件图和部分零件图，总工作量不少于三张0号图纸，其中至少一张一号机绘或手绘图。

2.编写设计说明书，包括：封面、任务书、中文摘要、英文摘要、目录、符号说明、前言、正文、结论、参考文献（不少于15篇）、致谢、附录、封底。内容有：设计综述，后桥总成结构特点及性能参数的选择，主要零部件的强度计算。内容不少于12000字，中文摘要不少于400字，英文摘要不少于300个词。

3.独立完成10000以上印刷符号的与专业有关的外文译文。

主要技术指标(或研究目标)

采用6135Q型柴油机，额定功率/转速：118/1800；最大扭矩/转速：786/1300；发动机前置；驱动型式：4╳2；整车外形尺寸：7455╳2500╳2660；整车整备质量：6900kg；装载质量：8000 kg；总质量：15030kg; ；轴距：4000mm；轮距（前/后）：1911/1745 mm；最小离地间隙：≥266mm；最高车速：≤70 km/h；最小转弯半径：≤10 m；制动距离（空载）：≤9.5 m；最大爬坡度：≥27%；驻车坡度：≥18%；

KD1150型载货汽车离合器设计

摘要

离合器作为直接连接发动机和传动系统一个独立存在的总成.他主要包含主动部分,从动部分,压紧机构和操纵机构等四部分.。

主动部分,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.操作机构是使离合器分离的机构.正是这四部分机构之间相互协调配合,已达到汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,换档式将发动机与传动系分离,减少变速箱内齿轮的冲击。

本文介绍了近年来发展的新型拉式膜片弹簧离合器的结构特点和工作原理，并与传统的推式膜片弹簧离合器进行了对比。在相同的约束条件下，优化后的拉式膜片弹簧，无论是在后备系数的稳定性、膜片的最大当量应力方面，还是在分离力的大小方面，均优于推式膜片弹簧。然后，对于拉式膜片弹簧的载荷-变形特性和应力-变形特性作了详细分析。在分析的基础上，阐述了拉式膜片弹簧基本参数的选择和设计。由于拉式膜片弹簧离合器具有许多优点，故拉式膜片弹簧离合器是一种很有发展前途的汽车离合器。

关键词：压紧机构，离合器，膜片弹簧，新型。

KD1150 DESIGN OF CLUTCH OF TRUC

ABSTRACT

The clutch is the lug connection engine and the transmission systems an exist independently total to become.He mainly includes the active division, follower division, compress tightly the mechanism and maneuvering gear etc. four-part cent.

Active division, the follower division and compress tightly the mechanism is basic structure that guarantees that the clutch is placed in to join together the condition and can deliver the power also.Operate the mechanism is a mechanism that makes clutch seeparate.Exactly of this four-part cent mechanism moderates the fit mutually, joining together engine and transmissions fasten going smoothly while arriving the start of autocar already, the shift gear type fasten engine and transmissions separation, reduce the impact of the speed change case annular gear.

In this paper,the constructional features and principles of operation of recently developed new style pull-type diaphragm spring clutch are described in contrast with the traditional push-type diaphragm spring clutch.In the same dimension,pull-type diaphragm spring by optimum design is better than push-type,in respect of stability of reservation coefficient maximum equivalent stress of diaphragm and magnitude of declutching force.Then,the load-deflection characteristics and stress-deflection characteristics of pull-type diaphram spring are analysed in detail.Base on these analyses,the selection of main parameters and design of this spring are discussed.The pull-type diaphragm spring clutch possesses many advantages,therefore pull-type diaphram spring clutch is a very prospective motor vehicle clutch.

KEY WORDS: hold-down mechanism, the clutch，diaphragm spring，new style.

第一章前言......................................1

第二章离合器主要参数.............................3

第三章离合器的结构设计与计算....................11

第四章操纵机构设计计算.........................31

第五章结论....................................35

参考文献........................................36

致谢............................................37

第一章前言

汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。1770年法国人尼古拉斯古诺（1725－1804）将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。1769年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的额自由行驶的板车，于是有人将普兰捷尔也认定为汽车的始祖之一。1860年，法国人艾蒂勒努瓦发明了一种内部燃烧的汽油发动机。1885年德国工程师卡尔奔驰（1844－1929）在曼海姆制成一部装有0.85马力汽油机的三轮车。德国另一位工程师戈特利布戴姆勒（1834－1900）也同时造出了一辆用1.1马力汽油机作动力的三轮车。他们俩被公认为以内燃机为动力的现代汽车的发明者，1886年1月29日也被公认为汽车的诞生日。

汽车从无到有并迅猛发展。从20世纪初至20世纪50年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机；弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器；化油器；差速器；摩擦片式离合器；等速万向节；荻第安后桥半独立悬架；液压减振器；艾克曼式转向结构；石棉制动片；充气式橡胶轮胎等。

参考文献

1．汽车离合器设计徐石安江发潮编著清华大学出版社 2005

2．联轴器、离合器设计与选用指南阮忠唐编著化学工业出版社 2006

3．离合器及机械变速器张毅编著化学工业出版社 2005

4．离合器、制动器选用手册周明衡编著化学工业出版社 2003

5．离合器结构图册段广汉编著国防工业出版社 1985

6朱冬梅，胥兆澜主编画法几何及机械制图第5版高等教育出版社 2000年12月

7 刘鸿文主编简明材料力学高等教育出版社 1997年7月

8 孙恒，陈作模主编机械原理第六版高等教育出版社 2004年3月

9 濮良贵，纪名刚主编机械设计第7版高等教育出版社 2001年6月

10 徐谨主编机械设计手册机械工业出版社 2000年6月

11 吴宗泽主编机械设计使用手册化学工业出版社 2001年5月

12蔡春源主编机械零件设计手册第3版冶金工业出版社 1995年10月

13王予望主编汽车设计第4版机械工业出版社 2004年8月

14 陈家瑞主编汽车构造第2版机械工业出版社 2005年1月

15张则曹主编汽车构造图册人民交通出版社 1998年2月

16 林清福主编国外汽车构造最新构造图册机械工业出版社 1996年5月

离合器操纵机构.gif

内容简介：: 1 KD1150型载货汽车离合器设计摘要离合器作为直接连接发动机和传动系统一个独立存在的总成 .他主要包含主动部分 ,从动部分 ,压紧机构和操纵机构等四部分 .。主动部分 ,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 .操作机构是使离合器分离的机构 .正是这四部分机构之间相互协调配合 ,已达到汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合 ,换档式将发动机与传动系分离 ,减少变速箱内齿轮的冲击。本文介绍了近年来发展的新型拉式膜片弹簧离合器的结构特点和工作原理，并与传统的推式膜片弹簧离合器进行了对比。在相同的约束条件下，优化后的拉式膜片弹簧，无论是在后备系数的稳定性、膜片的最大当量应力方面，还是在分离力的大小方面，均优于推式膜片弹簧。然后，对于拉式膜片弹簧的载荷 -变形特性和应力 -变形特性作了详细分析。在分析的基础上，阐述了拉式膜片弹簧基本参数的选择和设计。由于拉式膜片弹簧离合器具有许多优点，故拉式膜片弹簧离合器是一种很有发展前途的汽车离合器。关键词：压紧机构，离合器，膜片弹簧，新型。 nts 2 KD1150 DESIGN OF CLUTCH OF TRUC ABSTRACT The clutch is the lug connection engine and the transmission systems an exist independently total to become.He mainly includes the active division, follower division, compress tightly the mechanism and maneuvering gear etc. four-part cent. Active division, the follower division and compress tightly the mechanism is basic structure that guarantees that the clutch is placed in to join together the condition and can deliver the power also.Operate the mechanism is a mechanism that makes clutch seeparate.Exactly of this four-part cent mechanism moderates the fit mutually, joining together engine and transmissions fasten going smoothly while arriving the start of autocar already, the shift gear type fasten engine and transmissions separation, reduce the impact of the speed change case annular gear. In this paper,the constructional features and principles of operation of recently developed new style pull-type diaphragm spring clutch are described in contrast with the traditional push-type diaphragm spring clutch.In the same dimension,pull-type diaphragm spring by optimum design is better than push-type,in respect of stability of reservation coefficient maximum equivalent stress of diaphragm and magnitude of declutching force.Then,the load-deflection characteristics and stress-deflection characteristics of pull-type diaphram spring are analysed in detail.Base on these analyses,the selection of main parameters and design of this spring are discussed.The pull-type diaphragm spring clutch possesses many advantages,therefore pull-type diaphram spring clutch is a very nts 3 prospective motor vehicle clutch. KEY WORDS: hold-down mechanism, the clutch， diaphragm spring， new style. nts 4 目录第一章前言 .1 第二章离合器主要参数 .3 第三章离合器的结构设计与计算 .11 第四章操纵机构设计计算 .31 第五章结论 .35 参考文献 .36 致谢 .37 nts 5 第一章前言汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。 1770 年法国人尼古拉斯古诺（ 1725 1804）将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。 1769 年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的额自由行驶的板车，于是有人将普兰捷尔也认定为汽车的始祖之一。 1860 年，法国人艾蒂勒努瓦发明了一种内部燃烧的汽油发动机。1885 年德国工程师卡尔奔驰（ 1844 1929）在曼海姆制成一部装有 0.85 马力汽油机的三轮车。德国另一位工程师戈特利布戴姆勒（ 1834 1900）也同时造出了一辆用 1.1 马力汽油机作动力的三轮车。他们俩被公认为以内燃机为动力的现代汽车的发明者， 1886 年 1 月 29 日也被公认为汽车的诞生日。汽车从无到有并迅猛发展。从 20 世纪初至 20 世纪 50 年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机；弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器；化油器；差速器；摩擦片式离合器；等速万向节；荻第安后桥半独立悬架；液压减振器；艾克曼式转向结构；石棉制动片；充气式橡胶轮胎等。 20 世纪 50 年代至 70 年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适。流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继出现。 20 世纪 70 年代至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。由此各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面： (1) 安全可靠应用汽车防抱死制动系统 (ABS)、汽车驱动防滑系统(ASR)、电控稳定程序 (ESP)、电子巡航控制系统 (CCS)、安全带、安全气囊 (SRS)等。 (2) 环境保护采用电控燃油喷射 (EFI)、无分电器点火 (DLI)、废气再循环控制系统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等nts 6 技术。 (3) 节约能源 1) 整车轻量化。美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前占汽车质量 70的钢铁材料换成轻的其它材料，特别是塑料和铝。 2) 降低轮胎的滚动阻力。采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。 3) 降低空气阻力。汽车造型更加光顺圆滑。 4) 变速器多挡化。 5) 代用材料。采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。 (4) 操纵轻便、乘坐舒适采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、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动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。离合器大都根据摩擦原理设计。摩擦离合器的工作表面形有盘形，锥形，鼓形三种。后两种虽有较大的传递扭矩能力，但从动部分的转动惯量太大，换挡困难，结合不够平顺，长度达，同心度不好时以卡住，因此已被淘汰。离合器按从动盘的数目可分为单片，双片和多片三类。多片离合器多为湿式，在汽车上应用较少。单片和双片离合器一般为干式，应用较为广泛。经阅读收集材料，最后本人觉得选膜片弹簧离合器比较合适。 nts 7 第二章离合器主要参数的选择汽车上所用的摩擦离合器，既要可靠传递发动机转矩，又要靠它的滑磨来使汽车平稳起步，工作条件甚为恶劣。因此，要合理地选择离合器的设计参数和基本结构尺寸。 2.1 离合器转矩容量离合器转矩容量 Te，根据对压盘压力分布的两种假设，有两种计算公式：（ 1）假设压盘压力均匀分布 332 02230RRiT e Z FRRi（ 2）假设压盘压力从 Ri 到 R0 递减 ()02RRiT e Z F 式中： Ri、 R0-摩擦盘的内、外半径， m； F-作用在压盘上的正压力， N； -摩擦材料的摩擦系数； Z-摩擦盘工作面数，单盘为 2，双盘为 4 两种不同的假设，产生了上述两种的计算公式，它们是把复杂的现象作一系列简化后得出的，只能起到对离合器的转矩容量作估算的作用。要精确地计算出离合器转矩容量 Te，是相当复杂的，因为实用工况中，、 F、 Re（摩擦盘上摩擦力等效作用半径）都不是一简单的常数。 2.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量 Te 和发动机最大转矩 Temax 写成如下关系式： Te Temax nts 8 或写成 Temax ZRe F 式中：为离合器的后备系数， 1； Re为摩擦盘上摩擦力等效作用半径，不同的模型有不同的取值。当引入单位压力 p(p=F/A)这一参数时，就可把面积因素引入。可把式改写成 Temax =ZRe pA 式中 A-摩擦片单面面积，。 2.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择首先要确定离合器的结构型式（如单片、多片等），而后就要确定其基本结构尺寸和参数，它们是：摩擦片外径 D；单位压力 p；后备系数。在选定这些尺寸和参数时，发动机最大转矩 Temax；整车总质量 ma；传动系总的速比（变速器传动比主减速器速比） i ；车轮滚动半径 rK 等一些车辆参数对它们有重大影响。 2.3.1 离合器后备系数的确定后备系数是离合器很重要的参数，它保证离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使用条件、离合器结构型式的特点等，初步选定后备系数。汽车离合器的后备系数推荐如下（供参考）：小轿车： 1.21.3；载货车： 1.72.25；带拖挂的重型车或牵引车： =2. 03.0。国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为 1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会nts 9 变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜取小值。反之，对于有拖挂的载货汽车，由于它们起步时阻力大，相对于小轿车来说，其后备功率较小，就要选取较大的后备系数。在同类型汽车中，其后备系数也可不完全一样。例如采用压簧工作压力可以调正的离合器时，值就可以取小一些。否则，像一般螺旋弹簧离合器，摩擦片磨损后工作压力要减小，就要适当加大后备系数。 2.3.2 摩檫系数的确定摩擦系数的大小与选取的摩擦材料有直接的关系，常用摩擦材料的摩擦系数见表 2-2。 2-2 常用摩表擦材料的摩擦系数、许用应力和许用温度摩擦副摩擦系数许用压强 p/MPa 许用温度/ 摩擦材料对偶材料干式湿式干式湿式干式湿式淬火钢淬火钢 0.150.20 (0.120.16) 0.050.10 (0.040.08) 0.20.4 0.61.0 260 120 铸铁铸铁、钢 0.150.25 (0.120.16) 0.050.12 (0.040.08) 0.20.4 0.61.0 250 青铜铸铁、钢、青铜 0.150.20 (0.120.16) 0.050.12 (0.050.10) 0.20.4 0.61.0 150 钢基粉末冶金铸铁、钢 0.250.33 (0.200.30) 0.100.12 (0.050.10) 1.03.0 1.24.0 560 铁基粉末冶金铸铁、钢 0.30.4 0.100.12 1.23.0 2.03.0 680 nts 10 石棉基摩擦材料铸铁、钢 0.250.40 0.080.12 0.20.3 0.40.6 260 120 纸基摩擦材料铸铁、钢 0.100.20 (0.040.08) 1.0 石墨基摩擦材料钢 0.120.15 (0.090.11) 3.06.0 半金属基摩擦材料钢 0.260.37 0.120.20 1.68 350 120 夹布胶木铸铁、钢 0.100.12 0.40.6 150 皮革 0.30.4 0.120.15 0.070.15 0.150.28 110 软木 0.30.5 0.150.25 0.050.10 0.100.15 110 2.3.3 摩檫片外径 D 的确定摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命。在确定尺寸 D 时，发动机最大转矩参数必须是已知的。在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的 D 尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命。初步确定 D 的方法有两种： 1）用公式（ 3-4）反算参数 A，再通过 A 和离合器的实际结构空间尺寸确定 D。 2）按发动机的最大转矩 Temax（ N m）来初选 D，可参考下列公式： nts 11 786m a x1 0 0 1 0 0 3 7 855T eMD m mK 摩檫片的外径粗选为 380 式中，系数 K 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围选取：小轿车 K=47；一般载货汽车 K 36（单片）或 K=50（双片）；自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 K =19. 无论用哪种方法初选 D 以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，就近套用标准尺寸。表 2-3 为我国摩擦片尺寸的标准。表 2-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径d/ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/ 3 .2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 C=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- C3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 单面面积/ 2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片内径 d 不作为一个独立的参数，它和外径 D 有一定关系，用比值C来反映，定义为 C d/D 比值 C关系到从动盘钢片总成的结构设计和使用性能。具体来说，由于现在广泛采用扭转减振器，所以布置扭转减振器时要求加大内径 d，从而 C要变大；但过分加大 C值会使摩擦面积变小，这也是不利的。按照目前的设计经验，推荐 nts 12 C 0.53 0.7 一般来说，发动机转速越高， C取值越大对摩擦片的厚度 h，我国已规定了 3 种规格： 3.2 ， 3.5 和 4 ，无更多选择余地。由上表得外径为 380mm，内径选为 205mm。 33 1 5 0 . 6 1 2 5223DdR m mcDd 2.3.4 单位压力的确定确定单位压力 p 的时候，应从两个方面考虑。一是摩擦材料的耐压强度（可从表 3-2 中查到）；二是摩擦材料的耐磨性，影响摩擦片磨损的直接物理量是pv，表面上看，单独考虑 p 的大小对摩擦片耐磨性的影响是没有直接意义的，但是对同一转矩容量的离合器来说，降低 p 值就意味着要增加摩擦片面积，这样就增大了摩擦材料的可磨损体积，直接意义是提高了摩擦离合器的使用寿命。因此，在一定意义上来说， p 的大小反映了离合器的使用寿命， p 值小，寿命长； p 值大，寿命短。这样，在确定摩擦片上的单位压力 p 值时，在保证离合器的可靠使用性能的前提下，应尽可能选择小的 p 值，以利于提高离合器的寿命。如果知道离合器的工作条件，选择 p 的原则是：当离合器使用频繁（如城市公共汽车和矿用载重车）时，相对滑磨的时间就长，单位压力 p 取较小的值为好。因为只有降低单位压力 p，增大摩擦面积，加大容许的磨耗的体积，才能延长使用时间。对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，下列一些数据可以作为参考：对于小轿车， D 230 时， p 约为 0. 25MPa； D230 时， p 可由下式选取： p=1.18/ D ， MPa。对于载货车， D=230 时， p 约为 0. 2MPa； D=380480 时， p 约为0.14MPa。对于城市公共汽车，一般单片离合器 p 约为 0.13MPa；大的双片离合器p 约为 0.1MPa（考虑中间的散热困难）。 nts 13 由上表的摩檫片的选材和单位压力摩檫因素 0.25f ，选用石棉基，其单位压力 0 .1 50p M Pa。我选的是双片离合器。静摩檫力 Tc： 33 2053 3 61 0 . 1 5 4 0 . 2 0 . 3 8 1 1 0 1 4 4 7 . 201 2 1 2 380dT f z p D N Mc D 1 4 4 7 . 2 1 . 8 4786m a xT cT e 选 4b 2.3.5 摩檫片的约束条件（ 1）摩檫片的外径 D 应满足： 331 0 1 3 0 0 3 8 0 1 0 2 5 . 8 5 6 5 7 0m a x6 0 6 0V n D m sde 所以符合条件（ 2）摩檫片的内外径应满足 0 .5 3 0 .7 0c 205 0 . 5 3 9380dc D 0.539c 符合条件（ 3）后备系数应满足 1.2 4.0 所以 1.84 符合条件。（ 4）摩檫片内径 d 必须大于减震器弹簧直径的 20R约 50mm 2 500dR 205d , 所以符合条件。（ 5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力。单位摩檫面积传递的转矩应小于其许用值 nts 14 离合器规格 Dmm 210mm 210250 250325 325 4 4 1 4 4 7 . 1 20 . 2 202 2 2 24 3 8 0 2 0 500T cNmTc mmz D dTTcc 所以符合条件。（ 6）为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩檫片受损。 0 . 1 1 . 50M P P M Paa 0.10p MPa（ 7）为了减少汽车起程中离合器每次接合的单位摩檫面积滑磨功应小于许用值 4 22Wwwz D d0.503rmr 7.64ig 4.8860i 1300 m inrne 对于重型货车 20 . 2 5w j m m 222 2 21 3 0 0 1 5 0 3 0 0 . 5 0 32 5 4 6 3 . 71 8 0 0 2 2 1 8 0 0 24 . 8 8 6 7 . 6 4024 1 0 1 7 4 6 . 8 0 . 0 7 9 210237522n m re a rW N m miigWw j m m wDd 所以符合条件。 nts 15 第三章离合器的结构设计与计离合器的结构类型很多，以下主要以单片干式摩擦离合器为主，详细介绍其主要零件的结构选型及设计计算。 3.1 从动盘总成从动盘有两种结构型式：不带扭转减振器的和带扭转减振器的。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻，转动惯量小，主要使用在早期和多片离合器的载货汽车上。带扭转减振器的从动盘，可以避免汽车传动系的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳，已被现代汽车广泛采用。不论从动盘是否带有减振器，它们都有从动盘钢片、摩擦片和从动盘毂等 3 个基本组成部分。两者不同之处在于，不带扭转减振器的从动盘中从动盘钢片直接铆在从动盘毂上；而在带扭转减振器的从动盘中，其从动盘钢片和从动盘毂之间是通过减振弹簧弹性地连接在一起。无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足以下要求：（ 1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。（ 2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性。（ 3）要有足够的抗爆裂强度。（ 4）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器。根据上述分析，结合所设计离合器的使用情况，确定从动盘总成的结构。 nts 16 3.2 从动盘总成设计下面分别叙述从动盘钢片、从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计： 3.2.1 从动盘钢片从动盘钢片应达到以下几个方面的要求： 1）尽量小的转动惯量设计从动盘钢片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动盘钢片一般都比较薄，通常是用 1.3 2.0 厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动盘钢片的转动惯量，有时将从动盘钢片外缘的盘形部分磨薄至 0.65 1.0 ，使其质量分布更加靠近旋转中心。 2）具有轴向弹性结构为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动盘钢片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器盘接合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。现代常用的具有轴向弹性的从动盘钢片，主要有以下 3 种结构类型。整体式弹性从动盘钢片整体式弹性从动盘钢片的结构如图 3-10 所示。为使具有轴向弹性，将钢片沿半径方向开槽，将钢片外缘部分分割成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离合器接合时，从动盘钢片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和。 nts 17 图 3-10 整体式弹性从动盘钢片 1-从动盘钢片， 2-摩擦片， 3-铆钉根据从动盘钢片尺寸的大小可制成 6 12 个切槽。这种切槽还有利于减少从动盘钢片的翘曲。为了进一步减小从动盘钢片的刚度，增加其弹性，减少应力集中，常常将切槽的跟部切成 T 形。分开式弹性从动盘钢片它是将刚片沿半径尺寸方向分开，装配后才能达到刚片的使用尺寸，结构组成见图 3-11。优点是具有更小的转动惯量，因为波形弹簧片较薄，且位于从动盘钢片的最大半径上，从动盘钢片的尺寸较大，但它在旋转中心。图3-6 中的从动盘刚片也是这种结构。图 3-11 分开式弹性从动盘钢片（ a） -分开式弹性从动盘总成（ b） -波形弹簧片 1-波形弹簧片， 2、 6-摩擦片， 3-摩擦片铆钉， 4-从动盘钢片， 5-波形弹簧片铆钉组合式弹性从动盘钢片 nts 18 前面两种结构的从动盘钢片都属于双向轴向弹性，在传动负荷不太大的小型车上广泛采用，它们工作的特点是，在离合器分离与结合的过程当中，两边的摩擦片都要产生变形，引起从动盘毂沿变速器第一轴轴向移动，有可能造成从动盘在飞轮一侧分离不彻底（从动盘毂花键滑动阻力较大时），影响变速器挂挡性能。因此在载货汽车上常采用另一种所谓组合式的从动盘钢片（图 3-12）。所谓组合式弹性从动盘钢片，就是将从动盘钢片沿轴向分开，在从动盘钢片上附加一些波形弹簧片。设计和装配时一定要注意使靠近飞轮的一侧无波形弹簧片，否则，这种结构失去它的意义。显然，这种组合式从动盘钢片的转动惯量比前两种的大，但对于要求刚度较高、传动负荷比较大的大型从动盘钢片来说，这个缺点是可以容忍的。图 3-4 的从动盘钢片结构也属于此类。图 3-12 组合式弹性从动盘钢片 1-从动盘钢片， 2-摩擦片铆钉， 3-波形弹簧片铆钉， 4-摩擦片， 5-波形弹簧片在设计时，为了保证从动盘钢片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为 0.8 1.1 之间，至少不应小于 0.6 。从动盘钢片轴向弹性变化规律（即轴向加载与其变形的关系）的大致趋势是抛物线形，即在开始变形时力较小，而后随着变形的增加，力的增长很快，最后被压平。采用具有轴向弹性的从动盘钢片结构将比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才能保证离合器的彻底分离。因此某些特殊情况下（如双片离合器），从动盘钢片采用刚性的更有利。从动盘钢片的材料与所采用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动盘钢片（即整体式）一般用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度。采用波形弹簧片时（即分开式或组合式），从动盘钢片可用低碳nts 19 钢板，波形弹簧片用弹簧钢板。无论何种从动盘钢片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦面片压力不匀。 3.2.2 从动盘毂从动盘毂结构形状如图 3-13，需要确定的主要参数有：扭转减振器弹簧装配窗孔半径；花键相关尺寸等。扭转减振器弹簧装配窗孔半径尺寸受到摩擦片内径的限制，在结构条件允许的情况下，该尺寸尽可能大一点。从动盘毂的花键孔与变速器第 1 轴的花键轴配合，目前大都采用齿侧定心的矩形花键，花键副之间为动配合，目的是在离合器分离和接合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。花键相关尺寸包含两个方面： 1）花键形状尺寸花键形状尺寸可以采用两种结构形式：采用 SAE（美国汽车工程师学会）标准，结构见图 3-14，有关尺寸见表 3-4。图 3-13 从动盘毂结构 1-扭转减振器弹簧装配窗孔 nts 20 图 3-14 从动盘毂花键结构（ a） -花键孔，（ b） -花键轴表 3-4 SAE 矩形花键尺寸系列 SAE 标记 D D1 L1 D2 D3 L2 B1087 13.002.22 084.001.19 03.0045.3 0 022.015.22 18.5 0 03.042.3 C101 13.008.25 1.006.20 03.0093.3 025.003.25 20.4 0 03.09.3 1 C1081 13.009.28 084.004.23 02.0045.4 0 05.03.28 23 003.041.4 1 C1041 16.001.32 084.008.25 02.0093.4 0 05.075.31 25.5 003.089.4 1 C1083 16.002.35 1.007.28 03.0043.5 0 05.08.34 28.2 003.04.5 1 C1021 16.001.38 1.009.30 02.0097.5 0 55.01.38 30.75 004.093.5 1 C1085 16.003.41 1.004.33 05.004.6 0 2.08.40 33.2 004.037.6 1 B1043 16.005.44 1.002.38 04.0088.6 0 07.044 38.05 004.085.6 1 C1043 16.005.44 1.0036 04.0088.6 0 07.044 35.8 004.085.6 2 C10 13.008.50 1.001.41 044.0088.7 0.050 40.8 0 04.087.7 nts 21 按表 3-5 选取花键结构参数，花键结构尺寸的选择依据是从动盘外径和发动机转矩，更详细的内容请参阅 GB1144-2001。表 3-5 从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径 D/ 发动机转矩 Te N m 花键齿数n: 花键外径D/ 花键内径 d/ 齿厚 b/ 有效齿长 l / 挤压应力 /MPa 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 10 11.8 11.3 11.5 10.4 12.7 10.7 11.6 13.2 15.2 13.1 13.5 12.5 2）花键毂轴向工作长度应满足以下两个方面的要求：导向要求为了保证从动盘毂在变速器第 1 轴上滑动时不产生自锁，花键毂的轴向长度不宜过小，一般应与花键外径大小相同，对于工作条件恶劣的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的 1.4 倍。强度要求花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。从上节由表 3 5 表查得从动盘的外径 Dmm 发动机转矩 Te NM nts 22 380 830 所以我选用花键齿 10n 花键的外径 40D mm 花键内径 32d mm 齿厚 5b 有效齿长 55l mm 挤压应力1 5 . 2 MPMP aa 挤压应力的计算公式如下： nhlP挤压式中， P 花键的齿侧面压力， N。它由下式确定： ZdD TP e )( 2 max d， D 分别为花键的内外直径， m； Z 从动盘毂的数目； Temax 发动机最大转炬， N m； n 花键齿数； h 花键齿工作高度， m； h=（ D- d） /2； l 花键有效长度， m。从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。 2 m a x 2 1 . 8 4 7 8 6 2 0 0 8 6 . 7 0 . 0 4 0 0 . 0 3 2 2T ePD d z 2 0 0 8 6 . 7 9 . 1 31 0 0 . 0 0 4 0 . 0 5 5P Manhl 挤压所以符合条件。 nts 23 3.2.3 从动盘摩檫片在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能： 1）在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数； 2）具有小的转动惯量，材料加工性能良好； 3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性能； 4）能承受较高的压盘作用载荷； 5）能抵抗高转速下，相对较大的离心力载荷而不破坏； 6）有足够的剪切强度； 7）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用； 8）具有优良的性能价格比，不会污染环境。摩擦面片来说，有两个方面要选择确定，一是结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可根据使用寿命确定。二是材料，近年来，摩擦材料的种类增长极快，常用的摩擦材料有： 1）石棉基摩擦材料石棉基摩擦材料是由石棉纤维和铜丝或锌丝绕制成石棉线绳制成。它的特点是，石棉有良好的耐热性能，而铜丝或锌丝有相对高的强度。是一种性能比较良好的摩擦材料。但它的粉尘对环境有污染，国外已经淘汰。它的摩擦系数大约在 0.3 左右（即在 0.250.4 之间），其允许的单位压力在 0. 20.3MPa 左右，详见表 3-2。 2）替代石棉的有机摩擦材料美国杜邦公司曾开发出一种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，属于高分子尼龙家族，商业名称为芳纶（ kevlar aramid）。它相对石棉基的面片有如下一些工作特性： 1）在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能，在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到 425以后才开始烧裂（而不是变软、熔化），这种状况持续到 500。 2）重量比石棉材料轻，因而从动盘的转动惯量小，其抗拉强度是钢的 5 倍。 nts 24 3）有较高的抗离心力强度，能有效抵抗摩擦面片的飞裂。用有机材料代替石棉材料时，离合器的结构等完全相同。 3）金属陶瓷摩擦材料离合器面片所用的金属陶瓷摩擦材料是由金属基体、陶瓷成分和润滑剂组成的一种多元复合材料。金属基体的主要作用是以机械结合方式将陶瓷成分和润滑剂保持其中，形成具有一定机械强度的整体；陶瓷组分主要起摩擦剂的作用；而润滑剂组分则主要起提高材料抗咬合性和抗粘接性的润滑作用，特别有利于降低对偶件材料的磨损，并使摩擦副工作平稳。润滑剂组分和陶瓷组分一起共同形成金属陶瓷摩擦磨损性能的调节剂。金属陶瓷面片的单位面积允许压力通常为 0.440.82MPa，摩擦系数在 0.350.4 之间。 3.3 压盘和离合器盖 3.3.1 压盘设计压盘的设计主要包括几何尺寸的选择和传力方式的确定两个方面。（ 1）压盘几何尺寸的确定压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。当采用周布圆柱螺旋弹簧压紧时，压盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座。当采用膜片弹簧或中央弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之用。前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、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确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点。压盘应具有足够的质量由离合器工作原理可知，在离合器的接合和分离过程中都要产生大量的热，而每次接合和分离的时间很短（大约 3s 左右），因此热量根本来不及全nts 25 部散发出去，大部分热量滞留在摩擦副中，必然导致摩擦副的温升。为了使每次接合和分离时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。压盘应具有较大的刚度要使压盘在正常工作的情况下，不产生翘曲变形，则压盘必须具有较大的刚度。为满足上述要求，压盘应做得厚些（一般不小于 l0 ）。此外，还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔，见图3-16。近年来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用。压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸成（注意：不能用低碳钢来代替铸铁，因为在低碳钢表面容易引成擦痕），其金相组织呈珠光体结构，硬度为 HB170 227，为了增加其机械强度，可另外增添少量合金元素（如镍、铁锰合金等）。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过 810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。校核计算的公式如下： Lcm 压（）（ 3-7）式中，温升，； L 滑磨功， N m，可根据式 200.5 aLJ计算（其中 Ja 为汽车整车质量转化的转 nts 26 图 3-16 黄河 JN150 型汽车离合器中间压盘（材料： HT1836）动惯量，由式 2220aKa KmrJii计算， ma 为汽车总质量， rk 为车轮滚动半径， i0为主传动比， ik 是变速器起步挡传动比；0是离合器开始滑磨时发动机的角速度）；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；双片离合器压盘， =0.25；双片离合器中间压盘， =0.50； c 压盘的比热容，对铸铁压盘 c=544.28J/（ kg K）； m压压盘质量， kg。根据自己的设计可得出： 2 21 5 0 3 0 0 . 5 0 3 2 . 7 2 92 2 2 24 . 8 8 6 7 . 6 40mrakj aii k 2 2 1 3 0 0 1 3 6 . 1 36 0 6 0n r a dw s 2 2 40 . 5 0 . 5 2 . 7 2 9 1 3 6 . 1 3 2 . 5 2 8 6 1 00L j w Ja 压盘的外径应大于摩檫片的外径 380D mm nts 27 内径应小于等于摩檫片的内径 205d mm 初定厚度 20n mm 校核离合器的温升，它不超过 810。 C 4 934 0 . 2 5 2 . 5 2 8 6 1 0 2 0 1 0 7 . 6 1 0 0 . 9 1225 4 4 . 2 8 3 8 0 2 0 5rL CCm 压所以符合条件。 3.3.2 压盘传力结构设计 1）传力方式的选择压盘是离合器的主动部件，它与飞轮必须有一定的联结关系，周向与飞轮不能有相对转动，但轴向必须有相对移动。图 3-17是压盘和飞轮间常用的几种典型连接方式。图 3-17 压盘的几种传力（动）方式（ a）凸台式，（ b）键式 (轴向键 )，（ c）键式（径向键），（ d）销式，（ e）传力片式传力片（传动片）的强度校核下面主要针对膜片弹簧离合器的压盘传力片（即最为复杂的情况）进行分析和讨论。对于较为简单的周置螺旋弹簧离合器传力片的强度校核可按二力杆拉伸应力分析计算。离合器在正常工作时，传力片既受弯又受拉（见图 3-20）。为精确校核传力片强度，首先应建立传力片的分析计算模型（这里略）。 nts 28 图 3-20 传力片分析计算图。（ a） -传力片结构，（ b） -变形图，（ c） -弯矩图经过分析研究，膜片弹簧离合器压盘传力片的校核包含下面三个方面： A正向驱动应力为 m a x m a x m a x m a xm a x 22136 eef E h T f Tl i n R b h i n R b h （ 3-15） B 反向驱动应力为 m a x m a x m a x m a xm a x 22136 eef E h T f Tl i n R b h i n R b h （ 3-16） C 轴向弹性恢复力为 maxP=12 3max 1/xEJ nif l（ 3-17）式中：1l-传力片有效长度，1l l -1.5d（ d 为螺钉孔直径）； i-传力片组数； n-每组有传力片数； xJ-每一传力片的截面惯性矩 ; E-材料弹性模量 ; maxf-正常工作时传力片的轴向最大变形量 ; h-传力片厚度； R-传力片布置半径； b-传力片厚宽度； Temax-发动机最大转矩。由于在简化计算载荷时比较保守，取值偏大，因此，传力片的许用应力可取材料的屈服极限。 786m a xT N Me 共设 3 组传力片每组 4 片宽 25b mm 厚 1h mm

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