资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共38页)
编号：6050080
类型：共享资源
大小：1.30MB
格式：RAR
上传时间：2017-11-02
上传人：闰***
认证信息
个人认证
冯**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
轻型
拖拉机
用单盘
离合器
设计
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
11 绪 论1.1 概述对于以内燃机为动力的车辆，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是车辆传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证车辆起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。1.2 题目背景、研究意义拖拉机是现代农业生产中不可替代的农业机械，在农业生产中与相应的农具配合具有广泛的用途 1。随着科技进步，拖拉机将进一步创新 2。拖 拉 机 离合 器 的 主 要 功 用 是 分 离 发 动 机 传 来 的 动力以 使 变 速 箱 顺 利 挂 挡 或 换 挡柔顺地接合动力保 证 车 辆 平 稳 起步超负荷时离合器打滑以保护零件免受损坏 3。拖拉机离合器结构简单、工作原理明确，其结构发展经历了上百年，应用现代设计手段和技术对其进行改造和提高，具有重要的应用价值 4。 1.3 国内外相关研究情况上世纪 80 年代，我国几个厂家先后从国外引进了膜片弹簧设计与制造技术。这些企业引进工作有力地促进国内离合器行业的发展，为今后工作打下了一定的基础 5。如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，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，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自卸2车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向 6。但由于技术与资金的有限，与国外先进产家相比仍有相当大的差距。在生产规模方面，由于受车辆市场，制造工艺和装备的制约，我国的生产规模与国外先进厂家相差甚远。试比较如下：法国Valeo 公司 1992 年离合器产量为 1000 万套，销售收入 26.81 亿法郎，而我国目前最大生产厂家上海离合器总厂今年产量预计 40 万套，相差几十倍。在技术水平方面在产品技术方面， 国内离合器企业经过不断地产品结构调整，国产膜片弹簧离合器的品种已经能全面覆盖国内重、中、轻、轿、微及农用等车型的需求，跟踪国外动力传动系统技术 7。研发新一代产品也取得了可喜成果，如双质量飞轮、液力变矩器、适用于 300 马力以上动力配套的由 430 拉式膜片弹簧离合器都获得了成功。但由于引进产品品种比较窄，产品比较落后。而国外各厂家不仅产品品种多，从 160mm 到 430mm 有几千种产品，而且深度上不断突破，如复合整体双飞轮及紧凑离合器系统、液力变矩器、电子控制离合器系统等均已商业化。随 着 科 技 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 ， 发 动 机 的 功 率 和 转 速 不 断 提 高 ， 载 重汽 车 趋 向 大 型 化 ， 国 内 也 有 类 似 的 情 况8。 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 9。1.4 论文提出及本文的组织1.4.1 论文的提出及本人所做的主要工作拖 拉 机 离 合 器 的 主 要 功 用 是 分 离 发 动 机 传 来 的 动力以 使 变 速 箱 顺 利 挂挡 或 换 挡 柔顺地接合动力，保 证 车 辆 平 稳 起步，超负荷时离合器打滑以保护零件免受损坏。拖拉机离合器结构简单工作原理明确，其结构发展经历了上百年，应用现代设计手段和技术对其进行改造和提高，对离合器寿命，减少噪音，增强其稳定性具有重要的使用价值。本人做的主要工作是通过查阅资料，了解其工作原理级特点，完成基础的知识积累，然后进行方案的论证，深化方案的具体实施步骤，绘制离合器零件图及装配图对离合器进行结构设计。1.4.2 本设计所选的方案及说明本车设计采用单盘膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。摩3擦式离合器按摩擦表面工作条件分为干式和湿式。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，受温度影响分离不彻底，同时考虑到经济性所以选择干式。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。摩擦离合器按片数可分为单片、双片和多片,离合器片材料摩擦行为强烈影响离合器的使用和整个车辆的动态行为 10。从动盘选择单片式从动盘是因位其结构简单，调整方便，分离彻底，轴向尺寸紧凑，从动件转动惯量小，散热好。压盘驱动方式一般有螺栓驱动、凸块驱动、销驱动、传动片驱动、键驱动和花键驱动。采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较推式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。轻型拖拉机用单盘离合器，其结构如图 1 示 11：41-分离杠杆；2-输出轴；3-球形联轴器；4-压簧；5-隔热片；6-压力盘；7-摩擦盘；8-壳体图 1 轻型拖拉机用单盘离合器1.4.3 论文主要内容(1)离合器主要参数的选择与计算；(2)主动部分压盘和离合器盖设计；(3)从动部分从动片、摩擦片、从动盘毂设计；(4)压紧装置设计；(5)分离机构设计；(6)扭转减振器设计；(7)离合器操纵机构设计。52 离合器的结构方案设计2.1 离合器主要结构 2.1.1 主动部分主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。这部分与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠传动片传递转矩的。2.1.2 从动部分从动部分是由单片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。为了避免传动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大对数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。如图 2.1 所示。6图 2.1 离合器从动盘总成2.1.3 压紧机构压紧机构主要由膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧 12。如图 2.2、2.3 所示。图 2.2 膜片弹簧7图 2.3 压盘2.1.4 扭转减震器离合器结合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减震器盘转动。从动盘本体和减震器盘又通过六个减震器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和 13。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减震器盘来回转动，夹在它们之间的减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和结合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力沿翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到结合柔和的效果。2.1.5 操纵结构操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与结合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用） 、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、阻力机构等 14组成。2.2 离合器的工作原理西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）8发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴相连。压紧弹簧则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，再由此经过从动轴和传动系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，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于结合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板，摊在分离套筒的环槽中的拨叉边推动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力的传递。当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳，应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向结合的方向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。当飞轮和从动盘结合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，既离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘结合紧密程度的逐渐增大，二者转速也逐渐相等。直到离合器完全结合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。2.3 离合器结构方案选择离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损害；有效地降低传动系中的振动和噪声。2.3.1 从动盘数及干、湿试的选择单片干式摩擦离合器其结构简单，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结合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车。因本设计的离合器是用于微型拖拉机上的，选用单片干式摩擦离合器。2.3.2 摩擦片的选择9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接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。2.3.3 压紧装置选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。膜片弹簧离合器的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。其结构特点如下：（1）由于膜片弹簧具有线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便。（2）膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好。（3）膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸。（4）由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型和中型客车、货车上得到广泛的应用，而且逐渐扩展到大型货车上。综上所述：本设计采用膜片弹簧。2.3.4 离合器的通风散热离合器的磨损是随温度的升高而增大的，当压盘工作表面温度超过一定温度时，摩擦片磨损急剧增加。在正常使用条件下的离合器压盘工作表面温度在180。在特别严酷的使用条件下，压盘表面的瞬时温度有可能高达 1000。过高的温度能使压盘受热变形产生裂纹。为了使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够的重量以保证足够的热容量外，还要求通风散热性良好。改善离合器的通风措施有：（1）在压盘中间设置通风槽；（2）在离合器盖上开较大的通风口，在离合器外壳上设有通风窗；2.3.5 压盘驱动方式压盘驱动方式一般有螺栓驱动、凸块驱动、销驱动、键驱动和花键驱动、传动片驱动。前几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。弹性传动片式是最近广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧10钢带传动片两端分别于离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，传动片的弹性允许压盘做轴向移动。弹性传动片驱动方式简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故本次选用弹性传动片式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。2.3.6 分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。2.3.7 从动盘总成从动盘总成由摩擦片、从动片、减震器和从动盘穀等组成。它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。从动盘总成应满足如下设计要求：（1）转动惯量要小，以减小变速器换档时轮齿简单冲击；（2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。（3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。2.3.8 操作机构的选择离合器操纵机构是离合器系统的重要组成部分，是驾驶员用以使离合器分离、接合的一套装置，它始于离合器的踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。离合器操纵机构按传动方式划分，主要有机械式、液压式和助力式。而机械式操纵机构有杆系传动和绳索传动两种形式。由于机械式结构简单，制造容易，工作可靠多应用于农运、货运车。本次设计选择杆系传动操作系统。113 离合器主要参数的选择为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：（1）能可靠的传递发动机的最大转矩。（2）结合过程要平顺柔和，使汽车岂不是没有抖动和冲击。（3）分离时要迅速彻底。（4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡是变速器轮齿间的冲击力并方便换挡。（5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡免受离心力的影响。（6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力。（6）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。12以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。3.1 离合器的参数选择设计所选发动机参数；功率 36.7kw，转速 2000r/min。根据最大转矩公式： （3.1）max950PMeN式中：P-发动机额定功率；N-发动机额定转速。将 P=36.7kw，N=2000r/min，代入上式。则最大转矩 Memax =175.2。3.1.1 摩擦片内径 D1外径 D2确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩的大小有一定关系。发动机转矩是重要参数 15，安发动机最大转矩 Memax（N.m）来选定 D，由下列公式可得：(3.2)32maxeKT式中 KD一直径系数,推荐在 48-2 范围内选取;取 KD =50。代入上式得D2=280mm。摩擦衬面内径 Dl=(0.6-0.7)D2。最终确定的 D2、 D1应符合标准化,系列化、通用化的要求。具体尺寸系列见表 2-1。表 2.1 干式离合器摩擦片尺寸系列 mm外径 D2 内径 D1 厚度 b 外径 D2 内径 D1 厚度 b160 110 3.2 300 175 3.5180 125 3.5 325 190 3.5200 140 3.5 350 195（190） 4.0225（220） 150 3.5 380 205 4.0250（254） 155（150） 3.5 405 220 4.0289 165（180） 3.5 430 230 4.0选取标准摩擦片外径 D2=280mm，内径 D1=180mm，厚度 h=4mm，内外径比值 C=0.643，摩擦片的平均半径 R 平 =（R 外 +R 内 ）/2=115，摩擦片面积 F=2 R 平 (R 外 -R 内 )=36110mm。3.1.2 离合器后备系数 的确定13后备系数 是离合器设计时应该确定的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 16在选择 时，应考虑一下几点：（1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩。（2）要能防止离合器滑磨过大。（3）要能防止传动系过载。为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大， 不宜选取太小，当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨， 应选取大些。采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳， 选取值应大些。发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些。如下表 2-2。表 2.2 离合器后备系数 车型(型式) 机械操作（干式） 液压操作（湿式）重型履带车辆 4.0 3.0轻型履带车辆 2.5 2.0轮式农用车俩 2.0 1.5轮式工业用车辆 3.0 2.0本设计取 =2.0。3.2 约束条件（1）摩擦片外径的选取应使得最大圆周速度 17VD不超过 65-70m/s。smDnveD/70651603max式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（ r/min）axen所以：V D=29.3m/s 符合范围。（2）摩擦片的内外径比 c 应在 0.530.7 范围内。在本设计中 c=0.643,符合要求。（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，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 1.24.0。（4）飞轮转动惯量 JO飞轮结构如下图，其惯量计算满足叠加定理，故可采用分割法来计算14图 3.1飞轮结构简图计算转动惯量时，可将其分成若干圆环，飞轮的转动惯量即各圆环的转动惯量之和，即： JO=J1+J2+J3每个圆环的转动惯量为： J= (d4外- d4内) b 厚/32式中:d 外 、 d 内 、 b 厚为环的几何尺寸。密度，在此取 = 37900m/kg。 带入得：J1=3718.9(0.4184-0.184)0.025=2.74kg.m 秒 2J2=0.03 kg.m 秒 3 J3=0.015kg.m 秒 3则： J0=J1-J2-J3=2.74+0.03+0.015=2.785 kg.cm 秒 2（5）发动机转动惯量：J 发=1.2 Jo=3.34 kg.m 秒 2（6）整个机械组换算到变速箱第一轴的转动惯量 17JI(3.3)32=giG驱总变 总式中： G 总 机械总重量，即： G 总= G 车 +G 拖 =980kg+1500kg=2480kg 驱 -驱动轮半径， 驱 =443mm g-重力加速度， g=980cm/秒 2i 总 -换挡时传动系总传动比，=3.05则: J 变 I=15.45kgm/s3.3 压紧力 F(N)的确定公式： (3.4)ebp10nTR15式中 RP 一摩擦合力作用半径 (mm)可取 计算得 Rp=116.81159321p=D（ ）n-摩擦面对数,单片 n=2,双片 n=4; -摩擦系数 ,见表 2 一 2。通常干式石棉摩擦衬面取 =0.3。计算得 F=5028.319离合器摩擦衬面的磨损与单位压力 p 有关。=0.139214P（ D-）验算的单位压力 P 应在表 2-3 所给的范围内。当摩擦衬面直径较大时,相对滑磨速度大,p 应取小些。表 2-3 摩擦系数 和许用压力 P摩擦副材料 干式 湿式 干式 湿式钢、铸铁对刚 0.15-0.18 0.03-0.08 0.25-0.40 0.6-0.1钢、铸铁对石棉0.25-0.3 0.08-0.15 0.10-0.25 0.2-0.5钢、铸铁对粉末冶金0.25-0.4 0.06-0.12 0.40-0.60 1.2-2.0钢、铸铁对纸基衬面0.10-0.13 0.5-2.53.4 滑磨功离合器接合过程中由于主,从动片转速不同,产生相对滑磨,滑磨产生的热量使离合器的摩擦元件温度升高,摩擦系数降低,传递转矩的能力下降,甚至导致摩擦衬面因过热而烧损.可见离合器接合过程中,滑磨功产生的热量是影响离合器寿命的重要因素 18。离合器接合一次的滑磨功 W(J)用下式估算:(3.5)112IJ额 发 变（ -） （ ）式中 eb发动机曲轴的标定角速度(rads); 离合器储备系数;J 发 一一一换算到曲轴上的发动机运动部分的转动惯量,一般按飞轮转动惯量 Jm 的 1.2 倍计算(kg.m2) ：16J 发 =1.2Jo=3.34 kg.m 秒 2J 变 I换算到离合器从动盘上的发动机的转动惯量计算如下：J 变 I = 15.45kgm/s 额 发动机标定角速度； (3.6)2n60额=209rad/s；即滑磨功 W= 24748J4 离合器主要零件的设计计算4.1 膜片弹簧的设计4.1.1 膜片弹簧主要参数的选取（1）比值 H/h 和 h 的选择 17： 比值 H 对于膜片弹簧的弹性特性影响极大，如图 4-1。通过分析可知，17当 H 时， F1 为增函数； H 时， F1 有一极值，2)(f2)(f该极值点恰为拐点；当 F1 F1 时， F1 有一极大值和一极小值；当2)(fH 2 时， F1 的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.52.0 ，板厚 h 为24 mm 。图 4.1 膜片弹簧的弹性特性曲线图 4.2 弹簧膜片取 h =2.5 mm ， H/h =2，即 H = 2h =5 mm。（2） R/r 比值和 R、 r 的选：由于摩擦片平均半径: R=115（mm），对于拉式膜片弹簧的 R 值，应满足关系 R Rc=115mm.故取 R=140mm,再结合实际情况取 R/r=1.25,则 r=116mm（3） 的选择：膜片弹簧自由状态下圆锥角 与内截锥高度 H 关系密切， 一般在18915范围内。 = arctan H/(R-r) = 12，符合要求。（4）分离指数目 n 的选取：分离指数目 n 常取 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸膜片弹簧可取 12 。取分离指数目 n =18 。（5）膜片弹簧小段内半径 r 及分离轴承作用半径 r 的确定：0 fr 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。r 应0 f大于 r 。（6）切槽宽度 、 及半径 r 的确定12e = 3.23.5 mm， = 910 mm，r 的取值应满足 r - r 。1 e2（7）压盘加载半径 R1和支撑环加载点半径 的确定。 R1和 的取值将影响1r膜片弹簧得刚度。 应略大于 ， R1应略小于 R 且尽量接近 R。r本次设计取 h =2.5 mm ， H/h =2，即 H = 2h =5 mm， R=140mm,R/r=1.25,则r=116mm = arctan H/(R-r) = 12，n =18， = 3.5 mm， = 10 mm ，12r r - = 106 mm 。r e =106mm，r f=32mm。e24.1.2 膜片弹簧的弹性特征通过支持环和压盘加载膜片弹簧上的载荷 F1集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 （mm） ，则膜片弹簧的弹性特性 18如下式表达1= （4.1）1F 211212 Rr2rr/ln6Ehf hHRR 式中， E 为材料的弹性模量（M ） ，对于钢： E=2.1 M ； 为材料aP50aP的泊松比，对于钢： =0.3；H 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截面锥高度（mm） ； h 为膜片弹簧钢板厚度（mm） ； R、 r 分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm） ； R1、 分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm） 。r代入数据F1=16126N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 F2，相应作用点变形为 (mm)；另外，在分离与压紧状态下，只要2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角度，则有如下关系= （4.2）21rRf19=10mm2= （4.3）F1rRf 式中， 为分离轴承和分离指的接触半径（mm） 。frF2=6450.6N4.1.3 膜片弹簧的强度校核子午断面在中性点 O 处沿圆周方向的切向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变力和切向应力 7。建立坐标 xOy，则断面上任意点（x、y）的切向应力 （ M ）为taP= （4.4）txeyE 2/12式中， 为自由状态时圆锥底角 （rad） ； 为从自由状态起，子午断面的转角（rad） ； e 为 中性点半径（mm） ， e= 。rR/lnr由上公式可知，当 一定时，一定的切向应力 在坐标轴系中呈现线性分t布，当 =0 时有ty= (4.5)x2/因 很小， 则表明：对于一定的 零应力2/ 2/ )tan( 分布在过 O 点而与 x 轴成 角的直线上。实际上，当 x= 时，无论 e为何值，均存在 y= ，即对于一定的 ，等应力线都汇交与 K 点，te/其坐标为 x= ，y= 。显然，为零应力直线，其内侧为压应力e 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，弹簧部分内上缘点的切向压应力最大。当点的纵坐标 时，e2/ /h点的切向拉应力最大。、A分析表明，B 点的应力值最高，通常只计算 B 点的应力来校核其强度。将B 点坐标 和 代入（4-4） ，可得 B 点的应力 为rex2/yhtB （4.6）tB2rer12hE代入数据可得： =1149MtPa令 0，可求出 达到极大值时的转角dtB/tBp （4.7）pr2h e20式（4.7）表明，B 点最大压应力发生在比其压平位置再多转动一个角度的位置。re2/h当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角 ，计算 时，pf tB取 ；如果 ，则 取 。 ，ppf f在分离轴承推力 的作用下，点还受弯曲应力 ，其值为2FrB （4.8）rB2r6hnbFf式中，为分离指数目； 为一个分离指根部的宽度（） 。rb代入数据可得： =101.2MrBPa考虑到弯曲应力 是与切向压应力 相互垂直的拉力，根据最大切应力tB强度理论，B 点的当量应力为 + （4.9）jrt代入数据可得 =1250.2 MBjPa实验表明，裂纹首先在最大应力点点产生，但此时裂纹并不发展到损坏，且不明显影响其承载能力。继后，在 点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发A展性的，一直发展到使其破坏。在实际设计中，当膜片弹簧采用 时，AM2Si60n不应大于 1700M 。BjaP4.1.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数 7，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 与初始锥角hH应在一定范围内，即rRH2.6.h9 H/(R -r)=11.6 15（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 35.1.0.13.5R / r 0=3.8 5.0（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径 （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 ）应位于摩擦片的平均半径与外1 1r半径之间，即推式： 24/)(1DRd21拉式： （ D+d）/4=115 r1D/2=120mm（4）根据弹簧结构布置要求， 与 ， 与 之差应在一定范围内选取，1Rf0即 760r40f（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选取，即推式： 5.43.21rRf拉式： 0.95.1f由（4）和（5）得 rf=32mm，r 0=30 mm。4.2 扭转减振器的设计计算4.2.1 扭转减振器的主要参数选择（1）极限转矩 Tj极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素 12，与发动机最大转矩有关，一般可取：Tj=(1.52.0) M emax系数取 2.0。则： Tj=2.0 Memax 2.0175.2350.4（Nm）（2）扭转刚度 k由经验公式初选 k Tj 即：13k Tj13350.4 4555.2（Nm/rad）（3）阻尼摩擦转矩 T可按公式初选 T（0.060.17） maxe取： T=0.1 =0.1175.2=17.52 (Nm)axe（4）预紧转矩 Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn 满足以下关系：Tn（0.050.15）M emax且： Tn T17.52 Nm22而：（0.050.15） Memax8.7626.28 Nm则初选 Tn16 Nm（5）减振弹簧的位置半径 R0R0 的尺寸应尽可能大些，一般取：R0=(0.600.75)D/2则取： R0=68mm.（6）减振弹簧个数 Zj可参考表 4.2 选取，本设计 D=280mm，故选取 Z=6。表 4.2 减振弹簧的选取离合器摩擦片外径 减振弹簧数目 Z225250 46250325 68325355 810350 10 以上（7）减振弹簧总压力 F当减振弹簧传递的转矩达到最大值 Tj 时，减振弹簧受到的压力 F为： F Tj/R0175.2/(68 )312.6(kN)4.2.2 减振弹簧的计算（1）减振弹簧的分布半径 R1， R1 的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75) d/2式中， d 为离合器摩擦片内径故： R1=68(mm)，即为减振器基本参数中的 R0。（2）单个减振器的工作压力 PP= F /Z=2600/6=433.4(N)（3）减振弹簧尺寸1）弹簧中径 Dc一般由布置结构来决定，通常 Dc=1115mm故取：Dc=15mm2）弹簧钢丝直径 d23d=（4.10）38PDc式中，扭转许用应力 可取 550600Mpa,故取为 550Mpa所以：d=3.04mm3）减振弹簧刚度 k根据已选定的减振器扭转刚度值 k 及其布置尺寸 R1 确定，即：k=（4.11）)/(10R2mNn则：K=0.249（mm）4）减振弹簧有效圈数 i=3.335 （4.12）5）减振弹簧总圈数 n与有效圈数 之间的关系为：in= +(1.52)=5减振弹簧最小高度：=18.53mmdnl1.)(min式中： =0.337 为弹簧圈之间的间隙。10.d弹簧总变形量： （4.13）Plc=2.42减振弹簧总变形量 ：0l= =20.95mm0llmin减振弹簧预变形量：= 0.207 1kZRTl减振弹簧安装工作高度 ：l=25.57-0.125=20.743mm0l6）从动片相对从动盘毂的最大转角 最大转角 和减振弹簧的工作变形量 有关，)( ll其值为：=2.2)2/arcsin(1Rl7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 124sin21R式中， 为限位销的安装尺寸 R2=76.9mm。2值一般为：2.54mm。1所以可取 为 3mm。18）限位销直径 d按结构布置选定：一般 9.512mm。可取 为 10mm。 d5 主要零件设计计算5.1 从动盘总成设计25从动盘有两种结构形式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的，本次设计从动盘为带扭转减震器的形式 18。从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求：为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减震器；具有足够的抗暴裂强度。5.1.1 从动片设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用1.32.0mm 厚的钢板冲制而成。本次设计的轻型拖拉机用离合器，故取从动片厚度取 1.5mm。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。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种型式的优缺点，本次设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。5.1.2 从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴的花键结合方式采用齿侧定心的矩形花键。设计花键的结构尺寸时参照国标 GB1144-1974 的花键标准，如下表 5-1。表 5.1 从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径 mm发动机最大转矩N.m齿数 n 外径 mm 内径 mm 齿厚 mm 有效齿长mm挤压应力MPa160 49 10 23 18 3 20 9.8180 69 10 26 21 3 20 11.6200 108 10 29 23 4 25 11.1225 147 10 32 26 4 30 11.3250 196 10 35 28 4 35 10.2280 275 10 35 32 4 40 12.5300 304 10 40 32 5 40 10.5325 373 10 40 32 5 45 11.4350 471 10 40 32 5 50 13.026从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数： n=10；花键外径： D=35mm；花键内径：d=32mm；齿厚： B=4mm；有效齿长： l=40mm。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。有公式：（5.1）nhlP式中： P-花键的齿侧面压力，由下式确定：P= （5.2）ZdD)(T4maxe式中： d， D-花键的内外径，；Z-从动盘毂的数目；-发动机的最大转矩，N.m；maxeT -花键齿数； -花键工作高度，（D）2； -花键有效长度，。由已知条件：P10447.76N 6.53Ma从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故所选花键尺寸满足要求。5.2 压盘和离合器盖的设计5.2.1 压盘的设计对压盘结构设计的要求:（1）压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为 1525 mm 。在本设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为 25（30 与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 1520 gcm 。27（4）压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用 HT200、HT250、HT300，硬度为 170227HBS。鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取 25mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过 810。校核公式： t = （5.3）mcW式中，t- 为压盘温升 (),不超過 810；c-为压盘的比热容，铸铁：c=544.28 J/(kg)；m-为压盘质量(kg)； -为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘，=0.50；双片离合器压盘，=0.25；双片离合器中间压盘，=0.50W-滑磨功，N.m。m = = h（）7800 = 7.8 kg (5.4)V取 h=25 为铸铁密度，取 7800 kg/m ，V 为压盘估算面积3t = =0.524748/(544.283.1) =7.3 c5.2.2 离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。对离合器盖结构设计的要求：（1）应具有足够的刚度 14，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为 2.54mm。（2）应与飞轮保持良好的队中性，以免影响总成的平衡和正常的工作。（3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。（4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度 4mm。5.2.3 支承环支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用34mm 的碳素弹簧钢丝。本次设计取 4mm。西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）16 操作机构汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在1离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等 18。离合器操纵机构应满足的要求是 16（1）踏板力要小，轿车一般在 80 150N 范围内，货车不大于 150 200N；（2）踏板行程一般在 mm 范围内，最大不超过 180mm；1508（3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；（4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；（5）应具有足够的刚度；（6）传动效率要高；（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。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠。本次设计的轻型拖拉机用单盘离合器，采用杆系传动操作机构。6.1 操作传动的设计与计算（1）操作系统传动比 i 操在设计操作系统时，为了满足前述对踏板力行程要求 18，需要根据离合器的分离传动比 i 分 ，最终合理地定出操作系统的传动比 i 操 。离合器踏板行程 Sn 与 S 压盘的升程有如下关系：(6.1) (i)/nocZ分 操式中， So 为分离轴承与分离杆之间的间隙，对于没有间隙自动调节机构的离合器来说， So 一般为 2-4mm；有自动调节机构的， So=0.S 为摩擦片与压盘、飞轮之间的间隙，对于单片离合器S=0.75-1.3。双片离合器取 S =0.5-0.9mm。Zc 为摩擦面数目，单片为 2，双片为 4。i 分 =a2/a1。对于机械传动， 。 (6.2)21bci=操 =为考虑传动中由于变形等原因造成的行程损失， 1。根据人体工学要求确定踏板行程值 S
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号