CL01-179@某重型载货汽车离合器的改进设计
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-179@某重型载货汽车离合器的改进设计,机械毕业设计车辆工程
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1 某重型载货汽车离合器的改进设计 * 指导教师： * (*) 摘 要： 通 过 对 已 知 车 型 所 给 的 离 合 器 参 数 进 行 分 析 和 计 算 ， 找 出离 合 器 摩 擦 片 烧 伤 的 原 因 ， 是 因 为 汽 车 在 最 大 坡 道 起 步 时 单 位 摩 擦面 积 滑 摩 功 小 于 其 许 用 值 。 通 过 比 较 选 择 离 合 器 的 改 进 方 案 。 对 离合 器 摩 擦 片 参 数 进 行 优 化 ， 增 大 离 合 器 的 摩 擦 面 积 ， 使 汽 车 在 最 大坡 道 起 步 时 单 位 摩 擦 面 积 滑 摩 功 大 于 其 许 用 值 ， 从 根 本 上 解 决 了 离合 器 烧 伤 的 问 题 。扭 转 减 振 器 采 用 12 个 减 振 弹 簧 ，有 效 的 起 到 了 减振 作 用 。 压 盘 驱 动 方 式 采 用 传 力 片 式 ， 使 制 造 变 得 简 单 。 压 紧 弹 簧采 用 膜 片 弹 簧 形 式 使 汽 车 起 步 更 加 平 稳 。 关 键 词 ： 载 货 汽 车 ； 摩 擦 片 ； 离 合 器 ； 膜 片 弹 簧 汽车在运行过程中会遇到各种各样的行驶条件，如：道路坡度不同、道路交通状况不同、行驶阻力和附着力不同等等。某重型载货汽车在实际使用中经常出现离合器摩擦片的烧伤问题。经调查这个问题存在于很多重型汽车中，而且越来越引起人们的关注。因此，对重型汽车离合器摩擦片烧伤问题的研究非常重要。本文通过对某重型载货汽车离合器摩擦片的优化选择，确定了该车型离合器的主要参数。在此基础上对这种车型的离合器进行了改进设计。 1 已知车型数据 1.1 主要特点： （ 1）强大 的 动 力 系统 缸数： 6 缸 排量： 5.9 升 冷却方式：增压水冷 点火系统： 1-5-3-6-2-4 额定功率： 132kW 最 大 转 据 转 速： 2072r/min （ 2）承载能力 nts2 国内最强的 10 吨 级贯 通 式 双 后 桥 先进的平衡悬挂系统 加强型钢板弹簧 10.00 20， 16PR 轮胎 280 80 (7+7)mm 双 纵 梁 车 架 （ 3） 舒 适 的 驾 乘 环境 宽敞的驾驶室 良好的视野 优良的空调 可调节人体平衡的弹簧减振座椅 （ 4） 先 进 的 传 动 系统 380mm 膜 片 弹 簧 离 合 器 ， 气 压 伺 服 ， 液 压操 作 ； 85 型 6 档 带 超 速 变 速器 。 最大转矩 610Nm； （ 5）绿色低污染 排放水平国内领先，达到欧洲号法规要求 1.2 技术参数 该重型载货汽车主要技术参数如表 1， 表中 数 据 为 该 重 型 汽 车的主要技术参数，这些数据是本次改进设计的主要依据。本次设计在此基础上进行改进，使汽车整体在具有原有车型良好性能的基础上离合器性能更加优越。 表 1 某 重 型 载 货 汽 车 主 要 技 术 参 数 项目 技 术 参 数 最 大 装 载 质 量 ： 1 2 0 0 0 k g 整 备 质 量 ： 7 6 8 0 k g 满 载 总 质 量 ： 1 9 6 8 0 k g 前 /中 、 后 轴 （ 空 载 ）： 2 9 5 0 /4 7 3 0 k g 前 /中 、 后 轴 （ 满 载 ）： 4 5 3 0 /1 5 1 5 0 k g 总长： 11 0 5 0 m m nts3 总宽： 2 4 7 0 m m 总高： 2 8 6 0 m m 车 厢 内 部 尺 寸 （ 长 /宽 /高 ）： 8 6 0 0 /2 2 9 4 /5 5 0 m m 轮距： （前 /后） 1 9 4 0 / 1 8 6 0 m m 轴距： 5 3 5 0 + 1 3 0 0 m m 百 公 里 油 耗 28 升 最 高 车 速 8 8 k m/ h 最 小 转 弯 半 径 22m 2 离合器需要改进的原因 经分析离合器摩 擦片烧伤可能是由于坡道起步时离合器的滑摩功 1 过 大 造 成 的 ， 下 面 对 滑 摩 功 进 行 分 析： 滑摩功：离合器摩擦片滑动摩擦所作的功（eW）。 1210tte c e t c e n ttW T w d T w w d （ 1） 式中： cT 离合器传递扭矩， Nm； ew 发动机及离合器压盘转动角速度， rad/s； nw 离合器从动盘转动角速度， rad/s； 1t 离 合 器 主 、 从 动 摩 擦 片 从 开 始 接 触 直 到cT逐 渐 增 大 至 能 够 克服汽车行驶阻力矩这一过程所经历的时间， s； 2t 离 合 器 从 动 摩 擦 片 角 速 度 从 零 开 始 转 动 起 ， 直 到cT逐渐增大与发动机转动角速度相等，这一过程所经历的时间， s。 按车辆动力学方程： 0arcg n tMrT f i g aii （ 2） 式中： aM 汽车的总质量， kg； r 汽车车轮半径， m； 0i 主减速器传动比； nts4 gni 变速器传动比， n=1、 2 6； f 汽车滚动阻力系数； i 道路坡度； 旋转质量换算系数； a 加速度， 2/ms。 0nrgn tdwrai i d g（ 3） 汽车在良好路面上起步时 f 和 i 都 很 小 ，可 以忽 略 不 计 ，这 样 克 服道 路阻力时间1t也 可 以 为 零， 于 是 ： 222 00esware c e n ng n tMrW T w w d wii（ 4） esw为 离 合 器 主 、从 动 片转 速 同 步 时 ，即 转 速为 零 时 发 动 机 转 动 角速 度 。 假设起步过程中发动机转速ew始终不变，即ew=esw，则有： 22220 2a r ee g n tM r wWii考虑到起步过程中道路阻力系数对滑摩功的影响，引入修正系数 ， 2201()1 arg n cM g r f ii i T 22220 2a r ee g n tM r wWii 式中： 离合器后备系数； en 发动机转速， r/min。 因为30ee nw 所以： 2 2 22202201()1800 1e a rearg n tg n cn M rWM g r f iiii i T （ 5） 由此可见滑摩功与道路阻力矩有关，道路阻力矩越大，产生的滑摩功nts5 越 大 ，汽 车 在 行 驶 过程 中 换 档 时 ，离 合 器滑 摩 功 较 小 ，在 平 路起 步 时 ，滑摩功会变大，坡道起步时滑摩功会更大。 要保证离合器摩擦片不至于过热烧伤，应该使离合器单位面积滑摩功小于其许用值，即： eWwwA(6) 式中： w 单位摩擦面积滑摩功， 2/J mm ； w 单位摩擦面积的许用滑摩功， 2/J mm ；见表 2 A 离 合 器 摩 擦 面积， 224A D d Z2mm ； D、 d 摩 擦 片 外、 内径 ， mm； Z 离合器摩擦片数。 根据汽车最大质量参照表 2 选取 w =1.0（ 2/J mm ） 表 2 单 位 面 积 滑 摩 功 的 许 用 值 w （ 2/J mm ） 汽车最大质量（吨） 2 25 512 12 单位面积许用滑摩功（ 2/J mm ） 0.4 0.6 0.8 1.0 2.1 汽 车 平 地 起 步时 单 位 摩 擦 面 滑 摩 功的 计 算 相关参数：aM=19680kg； =1.38；r=0.54m；0i=6.5；1gi=7.972；en=Tn=2072r/min； t=0.85； f =0.02； i =0； D =380mm； d =205mm；Z =2； cT = maxeT =610Nm 把数据代入公式（ 5）得eW=81442（ J） 2 2 2 2 2( ) ( 3 8 0 2 0 5 ) 2 1 6 0 8 1 1 ( )44A D d Z m m 281142 0 . 5 0 4 6 ( / ) 160811eWw J m m wA 2.2 汽 车 在 最 大 坡道 起 步 时 单 位 摩 擦 面积 滑 摩 功 的 计 算 相关参数为：aM=19680kg； =1.38；r=0.54m；0i=6.5；1gi=7.972；en=Tn=2072r/min； t=0.85； f =0.02； i =0.28； D =380mm； d =205mm；nts6 Z =2； cT = maxeT =610Nm 把数据代入公式（ 5）得eW=173382.3（ J） 21 7 3 3 8 2 . 3 1 . 0 7 8 2 ( / ) 160811eWw J m m wA 结论： 当汽车平地起步时， ww ； 当汽车在最大坡道起步时， ww ； 所以可以判定该重型载货汽车离合器摩擦片烧伤的原因是在满载最大坡道这一极限条件下起步时，单位摩擦面积滑摩功大于单位面积滑摩功许用值。 3 离合器改进方案的选择 由公式（ 5） 可 以 看 出 改 变 离 合 器 单 位 摩 擦 面 积 的 滑 摩 功 主 要 有四 种 方 法 ， 即 ： 改 变 变 速 器 一 档 传 动 比1gi、 改 变 主 减 速 器 传 动 比0i、改变车轮半 径r和改变离合器主要参数 2 。 3.1 改 变 变 速 器 一 档传 动 比1gi相关参数为：aM=19680kg ； =1.38 ；r=0.54m ；0i=6.5 ； en=Tn=2072r/min； t=0.85； f =0.02； i =0.28； D =380mm； d =205mm；Z =2； cT = maxeT =610Nm 令 ww =1.0， 把 数 据 代 入公 式 （ 5）并化简得 2114 . 3 8 3 0 . 8 6 0ggii 计算得1 8.16gi ；1 3.78gi （舍去） 3.2 改 变 主 减 速 器传 动 比0i相关参数为：aM=19680kg ； =1.38 ；r=0.54m ；1gi=7.972 ；en=Tn=2072r/min； t=0.85； f =0.02； i =0.28； D =380mm； d =205mm；Z =2； cT = maxeT =610Nm 令 ww =1.0， 把 数 据 代 入公 式 （ 5）并化简得 2003 . 6 5 2 2 0 . 5 3 8 0ii 计算得0 6.17i ；0 3.06i （舍去） 3.3 改变车轮半径r相关参数为：aM=19680kg ； =1.38 ； 1gi=7.972 ；nts7 en=Tn=2072r/min； t=0.85； f =0.02； i =0.28； D =380mm； d =205mm；Z =2； cT = maxeT =610Nm 令 ww =1.0， 把 数 据 代 入公 式 （ 5）并化简得 2 0 . 6 1 0 . 6 0rr 计算得 0.5275rrm； 1 .1 3 7 5rrm（舍去） 3.4 改 变 离 合 器 主要 参 数 相关参数为：aM=19680kg； =1.38；r=0.54m；0i=6.5；1gi=7.972；en=Tn=2072r/min； t=0.85； f =0.02； i =0.28； D =380mm； d =205mm；Z =2； cT = maxeT =610Nm 令 ww =1.0， 把 数 据 代 入公 式 （ 5）并化简得 22()4A D d Z结论： 仅改变 D 时， D=390.39mm 仅改变 d 时， d=184.45mm 仅改变 摩 擦 片 个 数时 Z=2.16 经分析确定通过改变摩擦片尺寸来改变离合器单位摩擦面积滑摩 功 的 方 案 最 合 理 ， 最 实 际 。 通 过 计 算 和 查 表 1 分 析 比 较 摩 擦 片 最 合理的一组数据为 D=405mm， d=220mm。 4 离合器设计方案的选择和基本参数的确定。 采用膜片弹簧作为压簧，可同时兼起分离杆作用，使离合器结构大为简化，并显著的缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环形接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧压力几乎没有变化，且可减轻分离离 合 器 时所 需 要的踏板力。 离合器的结构形式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的。对汽车离合器的基本要求有以下几点： （ 1） 能可靠的传递发动机的最大扭矩； （ 2） 接合时要平顺、柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击； （ 3） 分离时要彻底、迅速； （ 4） 离合器从动部件的转动惯量要小，以减轻汽车起步和换档时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换档； nts8 （ 5） 离合器的通风和散热应良好； （ 6） 高速回转时要具有可靠的强度，应注意平衡问题和离心力的影响； （ 7） 应使汽车传动系避免共振，并具有吸收振动、冲击和减小噪音的能力； （ 8） 操作轻便，工作性能应保持稳定，使用寿 命长。 此外离合器还应该力求做到结构简单、紧凑，制造工艺型好，维修方便和重量轻等。 4.1 离 合 器 结 构 方案 的 选 择 本设计采用推式膜片弹簧离合器，主要结构选用： （ 1） 从 动 盘 数 选 择： 单 片 （ 2） 压 紧 弹 簧 和 布置 形 势 选 择 ： 膜 片 弹簧 离 合 器 （ 3） 膜 片 弹 簧 的 支撑 形 式 ： 双 支 撑 环 式 （ 4） 压 盘 的 驱 动 方式 ： 传 力 片 式 4.2 离 合 器 主 要 结构 参 数 的 选 择 （ 1）后备系数 ：各具已知车型选 1.8 。 （ 2）单位压力0：查表取初选0 0 .1 5M Pa。 由公式 33m a x 0 ( 1 )12e zT p D C 对0进行校核。 代入有关数据得0=0.148aMP，所以初选数据合适，确定0=0.15aMP4.3 离 合 器 摩 擦 片的 设 计 离合器摩擦片是离合器的主要组成之一，也是本次改进设计的依据和立足点。本次设计在增大摩擦片的摩擦面积的基础上，对相关参数进行了优化，确保摩擦片的使用性能达到更高水平。 4.3.1 离 合 器 摩 擦片 参 数 的 选 择 由0=0.15Ma， 查 表 选 取 摩 擦 片 材 料 为 石 棉 基 材 料 ， 模 压 。 =0.25（ 参 考 已 知 车 型） 由 经 验 公 式 初 选 摩擦 片 外 径 D。 9 7 . 2 9 5 0 . 1 1 0 . 1 1 1 . 4 5 6 1 0 9 7 . 2 9 5M M N m M N m gg预 摩 极 式中： D 摩擦片外径， cm； nts9 maxeT 发动机最大扭矩， kg cm；已知maxeT=6100kg cm。 载重汽车单片离合器 A=34。 6 1 0 0 / 3 9 1 4 5 1DAmm 由已知车型改进方案选取 D=405mm， 31 0.84C ， d=220mm 代入公式： m a x3 3012 1eTD z p C （ 7） 进行校核， Z 根据从动盘数取 2。 代入数据得： 33 1 2 1 . 8 6 1 0 1 0 4 0 5 . 2 90 . 2 5 2 0 . 1 5 0 . 8 4D m m 根据计算结果有： 391mm350mm 时， Z10，取 Z=12。 6.2.3 减 振 弹 簧 总压 力 18 8 4 . 5 1 1 0 5 6 . 2 50 . 0 8MPNR 极总6.2.4 每 个 减 振 弹 簧的 最 大 工 作 压 力 P 9 2 1 . 3 5PPNZ总 6.2.5 减 振 弹 簧 尺 寸的 确 定 （ 1） 弹 簧 的 平 均 直径 1 1 1 5cD m m； 取 13cD mm（ 2）弹簧钢丝直径 1 3 4d mm； 取1 3.5d mm（ 3）减振弹簧刚度 2211000 1 1 4 9 8 . 5 1 0 0 0 2 9 . 9 4 /8 0 6 1 0aCK k g m mR n g （ 4） 减 振 弹 簧 有 效圈 数 41 2 .3 78cdGiDK圈；取 2.5i 圈 （ 5） 材 料 的 扭 转 弹性 模 数 28 3 0 0 /G kg m m ；碳钢 （ 6） 减 振 弹 簧 总 圈数 1 .5 4ni ；取 n=6 圈 （ 7） 减 振 弹 簧 最 小长 度 minl减振弹簧在最大工作压力 P 时的最小长度minl m i n 1 11 . 1l n d d n ； 10.1d ；弹簧圈之间的间隙 nts13 m i n 1 . 1 3 . 5 6 2 3 . 1l m m （ 8） 减 振 弹 簧 总 变形 量 l 9 2 1 . 3 5 3 . 0 7 71 0 2 9 . 9 4Pl m mgK （ 9）减振弹簧 自 由高 度0l0 m i n 2 3 . 1 3 . 0 7 7 2 6 . 1 7 7l l l m m （ 10） 减 振 弹 簧 预 变形 量 l 19 7 . 2 9 5 1 0 0 0 0 . 3 42 9 9 . 4 1 2 8 0Ml m mK Z R 预（ 11） 减 振 弹 簧 安 装后 的 工 作 高 度 l 0 2 6 . 1 7 7 0 . 3 4 2 5 . 7 3 7l l l m m （ 12） 减 振 弹 簧 工 作变 形 量 l 3 . 0 7 7 0 . 3 4 2 . 7 3 7l l l m m （ 13） 从 动 片 相 对 从动 盘 榖 的 最 大 转 角 12 . 7 3 7a r c s i n a r c s i n 1 . 9 62 2 8 0lR （ 14） 限 位 销 与 从 动盘 缺 口 侧 边 的 间 隙 =2.54mm；取 =3.5mm （ 15） 限 位 销 的 安 装半 径2R2 sinR2 3 . 5 1 0 2 . 3 3s i n s i n 1 . 9 6R m m （ 16）限位销直径 d 9 .5 1 2d m m ； 取 11d mm （ 17） 从 动 盘 榖 缺 口宽 度 B， 及 弹 簧 安 装窗 口 尺 寸 A A=2527mm；取 A=26mm A 1 =A+a=27.75mm； a=1.41.5mm；取 a=1.5mm B=d1 +1+2=11+3.25+3.85=18.1mm 7 压盘和离合器盖 7.1 压盘设计 压盘的设计包括传力方式的选择及几何尺寸的确定两个方面。 nts14 7.1.1 压 盘 传 力 方式 的 选 择 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又应该允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。过去，在单片离合器中压盘常采用的传力方式有凸台连接方 式、键式连接方式和销式连接方式，但是这几种传力方式有一个共同 的 缺 点 ，即 传 力 处之 间 有 间 隙（ 如 凸 台和 窗 孔 之 间 的 间 隙 约为 0.2mm左 右 。）这 样 ，在 传 力开 始 的 一 瞬 间 将 产 生冲 击 和 噪 声 。并 且 随着 接 触部分磨损的增加而加大冲击，这有可能使凸台根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外在离合器分离、接合时，由于传力零件之间有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，在本离合器设计中采用传力片式传力方式。根据本车所给参数，经过查表分析确定传力片的相关数据为：传力片设 3 组，每组 4 片 ；宽 度 b=25mm；厚度 h=1mm；传 力片上两孔之间距离 l=86mm；孔 的 直 径 d=10mm；传 动 片 切 向 布 置 ，圆 周 半 径 215mm；传力片材料的弹性模量 52 1 0aE M P传力片的有效长度1 1.5l l d( d 为螺钉直径 ) 1 8 6 1 . 5 1 0 7 1l m m 传力片的弯曲总刚度 7 112 xknE J n iK l 带入相关数据得 0 . 1 7 /K M N m 根据上述分析，计算以下 3 种 工 况 的 最 大驱 动 应 力 及 传 力 片 的最小分离力： （ 1） 彻底分离时， m a x m a x m a x m a xm a x 32136 eef E h T f Tl i n R b h i n R b h （ 10） 按照设计要求， 0, 0efT由公式（ 10）可知 0 （ 2） 压 盘 和 离 合 器盖 组 装 成 总 成 时 , 0eT,通过分析计算可知 m ax 7 .6 7f mm可由公式（ 10） 计 算最 大 应 力 nts15 5m a x 23 7 . 6 7 2 1 0 1 91371aMP （ 3） 离 合 器 传 扭 时， 分 正 向 驱 动 （ 发 动机 向 车 轮 ）， 和 反 向驱 动 （ 车轮向发动机）maxf出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算 8 可知maxf=4.74mm 正向驱动： 5m a x 223 4 . 7 4 2 1 0 1 6 6 1 0 4 . 7 4 1 0 0 0 6 1 0 1 0 0 0 3 0 4 . 57 1 3 4 2 1 5 2 5 1 3 4 2 1 5 2 5 1aMP 反向驱动： 5m a x 223 4 . 7 4 2 1 0 1 6 6 1 0 4 . 7 4 1 0 0 0 6 1 0 1 0 0 0 8 2 3 . 57 1 3 4 2 1 5 2 5 1 3 4 2 1 5 2 5 1aMP 对以上数据进行分析，经过查表确定传力片材料选择 80 号 钢。 传力片的最小分离力（弹性恢复力）发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定 f=1.74mm 60 . 1 7 1 0 1 . 7 4 / 1 0 0 0 2 9 5 . 8F K f N 弹 经查表确定 F弹合理。 7.1.2 压 盘 几 何 尺寸 确 定 参考离合器的结构，初步确定压盘外径为 460mm，内 径 为 210mm， 厚度为 15mm。 压 盘 硬 度 HB170227。 压盘质量 22 934 6 0 2 1 0 1 5 1 0 7 . 8 3 1 0 1 5 . 4 522m k g 压取 m压=16kg。 校核： 0 . 5 8 1 1 4 24 . 6 6 85 4 4 . 2 8 1 6W CCcm 压所 以 压 盘 设计 合 理 。 式中： 温升，许用值一不超过 810 C ； W 滑摩功，由已知数据计算得出 W =81142J； 分 配 到 压 盘 上 的 滑 摩 功 所 占 的 百 分 比 ， 单 片 离 合 器 压 盘nts16 =0.5； c 压盘比热容，查表 5 4 4 . 2 8 / ( )c J k g K ； m压 压盘质量。 7.2 离合器盖设计 （ 1） 离 合 器 盖 厚 度查 表 选 取 5mm， 材 料 为 铸 铁 （ 2） 为 了 加 强 离 合器 的 冷 却 ， 离 合 器 盖上 必 须 开 许 多 通 风 窗口 。 （ 3） 离 合 器 盖 内 装 有 压 盘 、 膜 片 弹 簧 等 零 件 ， 因 此 它 相 对 发 动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏整体的平衡，严重影响离合器的正常 工作。 8 膜片弹簧设计 膜片弹簧离合器将发动机动力传递给变速器 ， 使 二 者 柔 顺 地 接合与分离 。 膜 片 弹 簧 离合 器 的 优 点 主 要 是 ： 能够保证汽车起步平稳 、 换挡平顺 ； 防 止 传 动 系过 载 和 产 生 扭 转 振 动 ； 使传动平稳 ，减小 传动系的振动和噪声 ； 减 轻传 动 系 的 负 荷 ， 延 长了 车 和 发 动 机 的 使 用寿 命 等 9 。 8.1 膜 片 弹 簧 基 本参 数 的 优 化 （ 1） H/h 和 h 的 选 择： H/h=1.52.0， h=24mm。 （ 2） R/2( ) ( 0 . 8 1 . 4 )err r 和 R、 r 的选择： R/r=1.201.35，cRR（摩擦平均半径） （ 3） 的 选 择 ，膜 片 弹簧 自 由 状 态 下 圆 锥 底角 与内截锥高度 H的关系为： a r c t a nHHR r R r （ 11） （ 4）膜片小端半径0r应小于分离轴承作用半径fr。 （ 5） 压盘加载点半径1R小于接近 R ，支 撑 环 加载 点 半 径1r大于接近 r 。 （ 6）分离指数 n12，一般在 18 个 左 右， 采 用 偶 数 。 （ 7）切 槽 宽1约为 4mm，窗 孔 槽 宽2=1(2.5 4.5)，窗 孔 内 半 径er一般由2( ) ( 0 . 8 1 . 4 )err 决定。 8.2 膜 片 弹 簧 材 料及 制 造 工 艺 nts17 （ 1） 国 内 膜 片 弹 簧一 般 采 用 60Si2MnA 或 50CrVA， 等 优质高 精度钢板弹簧材料，鉴于所涉及的离合器用于重型载货汽车，所承受应力较大，选取膜片弹簧材料为 60Si2MnA。 （ 2） 膜 片 弹 簧 表 面 不 得 有 毛 刺 、 裂 纹 、 划 痕 、 锈 蚀 等 缺 陷 。 蝶簧部分的硬度一般为 4550HRC，分 离 指 端硬 度 为 5562HRC。膜 片 弹簧上下表面粗糙度为 1.6m 底面粗糙度平面度一般要求不大于 0.1mm。 综合以上分析，参考已知车型相关数据，确定所设计膜片弹簧的相关数据如表 4 所 示。 表 4 膜 片 弹 簧 技 术 参 数 原车型 改进后 单位 膜片弹簧内外径 205； 380 220； 405 mm 自 由 状 态 下 蝶 簧 部 分 大 端半径 R 180 190 mm 自 由 状 态 下 蝶 簧 部 分 小 端半径 r 144 152 mm 自 由 状 态 下 蝶 簧 部 分 内 截锥高度 H 5.25 5.5 mm 膜片弹簧钢板厚度 h 2.9 3 mm 膜片弹簧分离指数 n 18 18 个 膜片弹簧切槽宽度14 4 mm 膜片弹簧最大切槽宽211.4 12 mm 压盘加载点半径1R178 188 mm 支撑环加载点半径1r145 154 mm 膜片弹簧小端半径0r28 30 mm 分离轴承作用半径fr30 32 mm 切槽宽最宽处半径er130 135 mm 压盘行程1f2.4 2.5 mm 车 型 尺 寸 nts18 圆锥底角 8.28 a r c t a n 8 . 2 4HRr度 分离指根部宽度系数 0.762 21 0 . 7 6 1()e nrr 离 合 器 结 合 时 蝶 簧 大 端 变形量1b3.668 0.7H=3.85 mm 离 合 器 彻 底 分 离 时 蝶 簧 大端变形量1d6.1 1b + 1f =6.35 mm 8.3 膜 片 弹 簧 强 度校 核 离合器彻底分离时，分力轴承作用的载荷2F1 21211 1 1 1 1 1 1ln( ) ( )6 ( 1 ) ( ) ( ) 2d ddfREhR r R rrF H H hR r r r R r R r （ 12） 代入相关数据得： 2F=5242.86N 膜片弹簧在各种变形条件下，其蝶簧部分内半径处应力为最大，因此在任何一轴向上的 B 点 的 应 力 总 是 大于 其 它 各 点 ，而 且 该点 的 最大应力值发生在离合器分离过程中的某一位置。由于此时 B 点处 于 两向 应 力 状 态 ，故 校 核膜 片 弹 簧 的 强 度 时 ，应 该 使 B 点 的 当 量 应力 小于许用应力。即： B； 1 5 0 0 1 7 0 0aMP 1111ln()2(1 l n )bRRr h rH R rRRr Rrr （ 13） 代入数据得b=7.69mm 1 1 12221 1 1 1 1 131 11 2 2lnf d d dBrr F E R r H hRr g h R r R r R r r R rrr 代入相关数据得 1 2 6 9 . 4 BaMPnts19 所以膜片弹簧强度满足要求。 9 离合器分离装置设计 由于在前面设计的膜片弹簧起到了分离杆的作用，所以不再单独设计分离杆，以免使离合器结构变得复杂。在此主要问题是选择什么样的分离轴承 1 0 。 分离轴承 在 工 作 中 主要 承 受 轴 向 分 离 力 ，同 时 还 承 受 在 高 速 旋转时离心力作用下的径向力。在以前主要采用推力球轴承，或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目 前 国 外 已 采 用 角 接 触 推 力 球 轴 承 6 ， 采 用 全 密 封 结 构 和 高 温 锂 基 润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 鉴 于 本 离 合 器 的 结 构 ， 设 计 选 用 推 式 自 动 调 心 式 分 离 轴 承 装 置 ，如图 1 所 示 ： 分 离 轴承 内 圈 1 与分离套筒 5 之间和分离轴承外圈 3 与分离套筒轴承外罩壳 4 之间留有一定径向间隙，这些间隙 保 证分 离 轴 承 相 对 分 离 套筒可径向移动 1mm 左 右 。在 分 离 轴 承 外 圈3 与分离轴承外罩壳 4 之间装有波形弹簧2，用 以 将 分 离 轴 承 外圈 3 紧紧的顶在分离套筒 5 凸 缘 的 前 端 面上 ， 使 轴 承 在 工 作 时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可以减少震动和噪声并能延长轴承使用寿命。 10 离合器操纵系统的设计 10.1 离 合 器 踏 板 位置 的 确 定 离合器踏板的操纵通常设计为由左脚控制。因此，踏板的最佳位置 应 和 左 脚 保 持 处 在 一 条 线 上 最 为 舒 适 。 因 此 离 合 器 踏 板 在 车 内 的位 置 就 要 更 偏 左 。 具 体 布 置 位 置 以 人 体 左 右 对 称 中 心 为 准 向 左 移80100mm，作为离合器踏板中心线的位置。 踏 板 的 小 高 度 是指 ，当 用 脚 趾 在 踏 板中 央 处 踩 踏 板 到 底 时，允 许图 1 分 离 轴 承 总 成 nts20 左脚跟刚触及地板。对于 75mm 75mm 的踏板距地板不小于 150mm。 10.2 离 合 器 踏 板 行 程的 确 定 1 离合器踏板最大行程是指从踏板最高点至其最低点所划过的距离 。现 今 载 货 汽 车 的踏 板 最 大 行 程 一 般 约为 150 mm。踏 板 行 程 有 如下临界区影响离合器的接合品质。 （ 1）离 合 器 踏 板 储 存行 程 ，指 从 离 合 器 完全 分 离 时 起 到 踏 板 行程终了间的距离，它至少 应留 25mm 的踏板行程。以确保离合器在所有的情况下都能彻底分离。 （ 2） 接 合 开 始 点 ，它 出 现 在 踏 板 往 上 抬时 的 离 合 器 接 合 过 程，位于储备点或彻底分离点之上，若它距离储备点超过 50mm 以上，就难以在脚底上确定踏板的位置，因为裸关节部只能在 50mm-60mm范围内调节 （ 3）接 合 调 节 区 。它起 于 接 合 开 始 而 终 于离 合 器 的 摩 擦 力 矩 等于发动机输出转距之时。因为在离合器的接合过程中转距容量从“ 0”到最大，故接合终了的区域是变动的。在正常行使范围内，大部分离合器的接合在很窄的踏板行程内即可完成。 11 结论与讨论 本次设计是一次 在原有车型离合器上的改进设计。所谓改进设计，是在保证原有车型各种特点和技术参数条件下，对离合器的部分结构进行改动，使离合器的性能有所提高，解决摩擦片坡道起步时经常烧伤问题。 在设计的开始，首先对摩擦片的参数进行了优化，增大了摩擦片的摩擦面积，使离合器在坡道起步时单位面积滑摩功小于其许用值，从根本上解决了汽车坡道起步时器摩擦片烧伤的问题。然后根据摩擦片的尺寸对膜片弹簧、压盘、离合器外壳的尺寸进行了一些调整。其中压盘驱动方式采用了传力片式，这种驱动方式减小了传力处之间的冲击，并简化了离合器的结构。另外考虑本次设 计 所 面 对 的 是重 型 载货汽车，所以在从动盘上添加了扭转减振器，这样可以减小冲击，使离合器起步更平稳。 在设计分离装置时选用了推式自动调心式分离轴承装置。这样可nts21 以减少震动和噪声并能延长轴承使用寿命。 在本次离合器的改进设计中，保留了原有离合器的压紧弹簧结构，即：膜片弹簧结构。保留的原因主要有：（ 1） 膜 片 弹 簧 兼起 压 紧弹 簧 和 分 离 杠 杆 的 作 用 ,使 得 离 合 器 结 构 大 为 简 化 ,质 量 减 小 ,缩 短 了 离合器的轴向尺寸。 （ 2） 膜片弹簧与压盘以整个圆盘接触 ,使 压 力分 布 均匀 ,摩 擦 片 接 触 良 好 ,磨损均匀。 （ 3） 膜 片 弹 簧 有 良 好 的 动 平 衡 性 能 ,高速时压紧 力 下 降 很 少。 另外，有些问题由于本人知识和时间有限，没有能很好的解决，如：由于温度、单位压力、滑磨速度以及摩擦材料的性质不稳定，长期的使用和高温的影响会导致摩擦系数下降，因此，使用中离合器的最大摩擦力矩总是在不断的减小，这个问题在实际中普遍存在，目前还未解决；在反向驱动时传力片受到的载荷明显变大，传力片由于受力不均很容易被折断，所以传动片的设计有待进一步的研究。 致谢： 在本次毕业设计过程中得到了 *指 导 老 师 的 悉 心 指 导 和 帮 助 。陈老师渊博的学术知识，严谨的治学精神，敏锐独到的思想见地和崇高的敬业精神，给了我 很大启示，使我受益终身。在论文的选题、开题、构思、设计及说明书审阅诸多方面陈老师都提出了许多启发性、预料性和指导性建议， 为我的毕业设计能够顺利的按时完成提供了很大帮助， 在 此 我 谨 向老 师 表 示 最 真 挚 的 谢意 ！ 参考文献： 1 徐石安 , 江发潮 . 汽 车 离 合 器 .(汽车设计丛书 ) M 北京 : 清 华 大 学 出 版社 , 2 0 0 5 , 8 . 2 余志生 .汽车理论 (第 三 版 ) M 北京 ,机 械 工 业 出 版 社 , 2 0 0 0 , 1 0 . 3 雷丙龙等 ,离 合 器 起 步 过 程 的 控 制 策 略 . M 汽 车 工 程 , 2 0 0 0 ( 4 ) . 4 程民庭 . 汽 车 离 合 器 摩 擦 片 数 量 选 择 及 其 参 数 优 化 设 计 ( 汽车工程 ) J . 2 0 0 1 ( 4 ) . 5 徐灏 ,蔡春源 .新 编 机 械 设 计 师 手 册 M 北京 :机 械 工 业 出 版 社 , 1 9 9 5 . 6 王望予 .汽车设计 ( M ) .北京 :机 械 工 业 出 版 社 , 2 0 0 4 . 7 刘长荣 ,肖念新 .工 程 力 学 (下 ) M .北京 :中 国 农 业 科 技 出 版 社 , 2 0 0 1 . 1 2 . nts22 8 廖念钊 ,莫雨松 ,李 硕 根 等 .互 换 性 与 技 术 测 量 (第 4 版 ) M .北京 :中 国 计 量 出 版社 , 2 0 0 0 . 1 . 9 陈家瑞 .汽车构造 M .北京 :人 民 交 通 出 版 社 , 2 0 0 1 . 9 . 1 0 葛志祺 .机 械 零 件 设 计 手 册 M 北京 :冶 金 工 业 出 版 社 , 1 9 9 4 , 5 . I
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