EQ1091离合器设计毕业论文.doc

武汉理工大学华夏学院EQ1091离合器设计毕业论文目 录Abstract91 绪论101.1引言101.2 汽车离合器的现状发展101.2.1 汽车离合器的现状101.3 本文研究的主要内容112 离合器结构原理分析122.1 离合器机构类型的分析122.2 膜片弹簧离合器的结构和工作原理122.3 膜片弹簧离合器的特性132.4 离合器的设计原则142.5 本章小结153 膜片弹簧的设计与计算163.1 离合器主要参数的选择163.2 膜片弹簧基本参数的选择及确定173.3 膜片弹簧的校核183.4 本章小结204 扭转减振器的设计计算214.1 扭转减振器的特性及主要参数的选取214.2 减振弹簧的尺寸确定224.3 从动片相对从动盘毂的最大转角234.4 限位销与从动盘缺口侧边的间隙及限位销直径d234.5 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸234.6 本章小结245 离合器操纵机构的设计255.1 离合器的踏板位置、行程和踏板力255.2 操纵系统的传动比计算265.3 主缸和工作缸的设计计算265.3.1 主缸的工作原理及计算265.3.2 分缸的工作原理及计算285.4 本章小结296 离合器其它零件的设计及计算306.1 从动盘毂花键的设计计算306.2 压盘的设计计算316.3 分离轴承的设计计算326.4 从动片的设计336.5 分离杆的材料336.6 本章小结347 结 论35参 考 文 献36致 谢37摘 要本设计主要分析了膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了拉式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成在上述工作完成之后，通过计算机Pro/E软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、压盘、膜片弹簧、摩擦片进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。 这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。关键词： 离合器、从动盘、膜片弹簧AbstractAnalysis of the design of the main diaphragm spring clutch, the diaphragm spring clutch classified on the clutch diaphragm spring principle and the composition and characteristics. Derived through a detailed process of the accumulation of a large amount of data and to map out the success of the diaphragm spring clutch of the finished map. Describes the development of the clutch, and its working principle, in the process, after comparison with the right to determine the initial structure of the clutch, select the pull-type diaphragm spring clutch, and a reverse shock absorber for the back calculation provides a theoretical basis. In the calculation, first determine the size diameter friction plate, and then according to the size of other parts assembly and design is calculated. Check by calculating the friction plate diameter size, calculated to select the size of other components, and then check them to see whether it can meet the design requirements. Design including the design of the driven disc assembly verification, the design of the pressure plate check on the clutch cover, clutch cover design verification and design verification and optimization. Calculation of the specific design of the friction plate, reversing the shock absorber, diaphragm spring, pressure plate, clutch cover, transmission components, such as chip assembly After completion of the above work, through computer Pro / E software to study the use of the general assembly of the clutch driven plate assembly, pressure plate, diaphragm springs, friction plate for a draw, in the process of drawing on the clutch assembly have a better understanding of, and improved the calculation of the missing part. The design of the original design of the clutch to optimize and modify the proposal, its future role in the design process from the reference. Achieved through optimization of the design to improve the original clutch and improve the use of this type of vehicle, comfort, and enhance the work of automobile efficiency. Key words: Clutch、Follower plate、Diaphragm Spring1 绪论1.1引言在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器都是作为一个独立的零件存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系统的发展趋势，但也有专家指出：根据德国出版的2003年世界汽车年签，2002年世界各国114家汽车所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.35%；若考虑商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍是世界车款的主流（其中不排除一些国家或地区自动变速器车款是其主流产品）。谈到未来，考虑到手动传动系将向自动传动系过度，但现在手动传动戏也在不断改善，因此也是自动传动系的有力竞争对手。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。1.2 汽车离合器的现状发展1.2.1 汽车离合器的现状如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器结合的平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的过载、共振，并且减小了传动系噪声。近年来，出现了扭转减振特性和性能价格比较为理想的双质量飞轮结构，这种飞轮由初级飞轮、扭转减振器和次级飞轮组成，采用径向布置减振弹簧，在有限的空间可以获得相当好的减振效果。它突破了传统的飞轮铸造生产方法，以钢板冲压取而代之。随着汽车运输业的发展，离合器还要在原有的基础上不断提高和改进，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来车辆在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载货汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，离合器的使用条件也日酷一日。因此，提高离合器的传扭能力、提高其使用寿命、简化操作已成为离合器目前发展的趋势。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加了离合器扭转能力，提高其使用寿命，简化操作，已成为重型离合器发展的趋势。为了提高离合器的扭转能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的扭转能力和使用寿命是单片 1 倍。但受到其它客观因素的影响，实际效果要比理论值低一些。近年来湿式离合器在技术上不断的改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低，因此起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。据报道，这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式的56 倍。1.2.2 汽车离合器的发展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德国戴母勒公司的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动部件。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，锥形离合器修复比较简单，摩擦面容易修复。它的材料曾用过驼毛带、皮革带等。现今所用的盘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结合比较平顺，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，把它们置于油中工作，能达到更为满意的性能。在油中的盘式离合器，摩擦片直径不能太大，以避免在高速时把油给甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不容易分离。但毕竟优点大于缺点。因为在当时，许多离合器还在探索原创阶段，性能很不稳定。石棉基材料的引入和改进，使得盘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后可用较小的摩擦面积，因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。离合器执行系统的使用环境非常恶劣，长时间的经受高温，而且又暴露在压力油和润滑剂中。以往主动缸和从动缸组件都必须使用金属，近年来，美国一汽车产品公司向各大洲的车商提供用塑料制的离合器执行系统，该商品的商标为CSC，是用LFRT，即用50%的长纤维增强的黑色尼龙，该材料的硬度大、重量轻、比模量超过铝合金。它的纤维分布均匀，是随机分布的，尺寸稳定性好、收缩率低、约为0.2%。由于纤维完全浸润在尼龙树脂中，而且端头较少，完全能保证有出色的光亮表面。50%的长纤维，使热膨胀系统几乎与金属相同，该公司认为，如果仔细地将注塑件的尼龙成份烧掉，留下的骨架部分（纤维）几乎仍保留制品的形状。这表明产品中的纤维的分布是各向同性，所以收缩一致，抑制了翘曲CSC 的表面光洁度较铸铝件好，有助于延长从动缸的密封寿命。该产品的型号是PA66.GF50-02，完全符有的长期爆炸测试要求，室温下的抗拉强度几乎达到50000lb/ft2，疲劳强度高，抗蠕变能力强，在149下，抗拉强度仍有20000lb/ft2，50%长玻纤增强的PA，密度为1.5g/cm3，所以也减轻了重量。通过注塑成型生产结构复杂的零件与铸铝相比，节约了成本。多年的实践经验和技术上的改进以及材料的日新月异，使人们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、散热性好、机构简单、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一定措施，已能做到结合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。1.3 本文研究的主要内容本设计的主要内容：（1）离合器类型的选择；（2）各部件参数的选择；（3）各部件的参数计算各部件的设计；（4）总体布置；（5）图纸的绘制。主要设计步骤如下：（1）确定要设计的膜片弹簧离合器的基本结构，包括主动部分、从动部分、压紧机构、操纵机构；（2）根据设计的形式确定主要机构的基本数据；（3）根据具体结构和设计情况提出改进意见和措施，找出设计的不足和所受的条件限制，提出解决方案；（4）根据计算结果绘制图纸并撰写说明书。2 离合器结构原理分析2.1 离合器机构类型的分析汽车离合器有摩擦式、液力式和电磁式三种类型，但摩擦式离合器用得最为广泛。摩擦离合器的类型很多，主要有周置式离合器、中央弹簧离合器、斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器。周置式离合器主要用在商用载重汽车上，螺旋弹簧沿着压盘的圆周作同心圆布置：中央弹簧离合器，采用1-2个圆柱螺旋弹簧或用一个矩形断面的锥形螺旋弹簧做压簧并布置在离合器正中间的结构形式，称为中央离合器。中央离合器的压簧不和压盘直接接触，因此压盘由于摩擦生成的热量不会直接传递给弹簧使其回火失效。中央弹簧的压紧力通过杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用较小的弹簧力得到足够的压盘压紧力。膜片弹簧离合器是用膜片弹簧代替了压紧弹簧及分离杆机构而作成的离合器，因为它布置在中央，所以也可算中央弹簧离合器：双片离合器，单片离合器由于受到压紧弹簧结构布置和设计的限制，其转矩容量也受到限制。其次还有斜置拉式螺旋弹簧离合器、金属陶瓷离合器、湿式离合器。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，具有一系列优点：膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。膜片弹簧起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。易于实现良好的通风散热，使用寿命长。膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。按其分离轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。拉式膜片弹簧离合器较推式在性能上有更多的优点，但由于受到分离轴承机构设计、拆装复杂等因素的困扰，因此在本设计选用推式的结构形式。2.2 膜片弹簧离合器的结构和工作原理1、离合器的结构：发动机的飞轮是离合器的主动部件（如图2.1 所示），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。发动机转矩即靠飞轮与主动盘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的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。2、从动盘：主要由从动片、摩擦片、从动盘毂等三个基本部件组成。为了使单盘离合器结合柔和，起步平稳，从动盘一般具有轴向弹性。具有轴向弹性的从动盘结构大致有整体式、分开式和组合式几种。3、扭转减振器：发动机传到汽车传动系统中的转矩是周期地不断变化着的，这就使的传动系统中产生扭转振动。如果其振动的频率与传动系统的固有频率相一致，就会发生共振，这对传动系统零件寿命有很大影响。此外在不分离离合器的情况下进行紧急制动或猛烈接合时，瞬间将造成对传动系统极大的冲击载荷，从而缩短零件的使用寿命。为了避免共振，缓和传动系统所受的冲击载荷，提高零件的寿命，通常在各种轿车，货车的传动系中都装有扭转减振器。4、操纵机构：离合器的操纵机构是驾驶员借以使离合器，或使之柔和结合的一套机构。它起始于离合器踏板，终止于离合器壳（飞轮壳）内的分离轴承。按照分离离合器的操纵能源不同，离合器操纵机构可分为人力式和气压式两类。前者是以驾驶员的肌体作为惟一的操纵动力，后者是以发动机驱动的空气压缩机作为主要操纵动力，而以人力作为辅助和后备的操纵动力。5、离合器盖总成：压盘、分离杆、压紧弹簧一起组装在离合器盖内，组成离合器盖总成。盖总成通过螺栓安装到发动机的飞轮上。飞轮和压盘为主动件，发动机的转矩通过这两个主动件输入。飞轮和压盘之间为从动盘总成，它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩。压紧弹簧通过压盘那从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。当发动机工作带动飞轮和压盘一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。6、离合器的工作原理：离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起,当膜片弹簧被预加压紧,离合器处于接合位置时,由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力,使得与从动盘摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分),就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力.要分离离合器时,将离合器踏板踏下,通过操纵机构,使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指,使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开离合片，是从动盘总成处于分离位置，切断发动机动力传递3。2.3 膜片弹簧离合器的特性本设计采用膜片弹簧离合器，在离合器设计中采用膜片弹簧离合器有很多优点：（1）膜片弹簧本身起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使零件数目减少，重量减轻；（2）其次，离合器的机构大大简化并显著地缩短了离合器的轴向尺寸；（3）膜片弹簧具有良好的线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能维持很少改变，切可减轻离合器踏板力，使操纵轻便。（4）膜片弹簧的安装位置对离合器的旋转轴线是完全对称的，因此它的压紧力不会受离心力的影响，很适合高速旋转。膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分。碟簧部分的弹性形变特性和螺旋弹簧的不一样，它是一种非线性的弹簧。其特性和碟簧的原始内截锥高度H及弹簧片厚度h之比H/ h有关，不同的H/h值可以得到不同的弹性变形特性。一般分成下列四种情况。 1、如图 2.1 中的曲线，载荷P增加时。变形总是不断增加。这种弹簧的刚度很大，可以承受很大的载荷，适合作为缓冲装置中的形成限制弹簧。图 2.1 H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响2、如图 2.1 中的曲线，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直，变形增加时载荷P几乎维持不变。此种弹簧叫做零刚度弹簧。3、H/h如图 2.1 中H/h的曲线，弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域，既当变形增加时，载荷反而减小。具有这种特性的膜片弹簧很有适用于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区，达到分离离合器时载荷下降、操纵省力的目的。当然，负荷刚度过大也不适宜，以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力变化过大。本设计选取了此种情况。4、H/h如图 2.1 中H/h的曲线，这种弹簧的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工况区，而且具有载荷为负值的区域（特性曲线穿过了横坐标，图中未示出）。这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。2.4 离合器的设计原则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接合，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，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。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）在任何行使条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。（2）接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。（3）分离时要迅速、彻底。（4）从动部件转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。（5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。（6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。（8）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作工程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。（9）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。（10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。所谓使用可靠，指的是离合器机构或零部件在预定期内一直能正常工作。这意味着在使用中要注意保养，其耗费的劳动量也要尽量小。这就取决于制造和装配质量、结构设计和使用状况。很多情况下，离合器不能可靠工作就是和不完善的技术保养零部件缺少必要的润滑和调整。2.5 本章小结本章着重介绍了离合器的类型分析，膜片弹簧离合器的结构和工作原理，H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响以及离合器的设计原则，并分析了本文所选类型的特性。通过本章节可以清楚的了解离合器的工作原理和结构，为后面的设计提供一定的理论基础。3 膜片弹簧的设计与计算3.1 离合器主要参数的选择后备系数是离合器设计中一个重要的参数反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应该考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载及操纵轻便等因素。小轿车：=1.21.3；载货车：=1.72.25，本次设计选取=2.0。单位压力 P0 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器的使用寿命有很大的寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素，对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车P0应取小一些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦外缘处的热负荷，P0应取大一些；后备系数较大时，可适当增加P0。本设计摩擦片材料选取粉末冶金材料。P0的范围为0.350.5MPa，本次设计选取P0=0.42MPa。本设计是以EQ1091 中型载货汽车为参考而进行设计的，EQ1091 有关参数如下所示：最大总质量9545kg；发动机最大扭矩Temax=373N.m；最高车速90km/h；EQ6102发动机的最大功率Pemax=99KW；发动机最高转速3000r/min；变速器主减速比i0=5.77；传动比ig=7.640。摩擦片的主要尺寸有外径D、内径d、厚度b。(1) 摩擦片外径D，可根据发动机最大功率选取 D=100/A=321.89mm （3.1）式中，一般载货汽车A=36（单片），本次设计取D=325。(2) 内径，d/D在0.530.70范围内，本设计选取d/D=0.585。代入数值d=190。(3) 摩擦片厚b主要有3.2、3.5、4.0三种尺寸，取值范围见表3.1，本次设计取b=4.0表3.1 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b1601103.23001753.51801253.53251903.52001403.5350195(190)4.0225（220）1503053802054.0250（254）155（150）3.54052204.0280165(180)3.54302304.0摩擦片的摩擦因素f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因素f 受工作温度、单位压力和滑磨速度影响较大，并且它的粉尘对环境有污染，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因素f较大且稳定。本设考虑到经济性和实用性选取了粉末冶金材料的摩擦片。摩擦因素f=0.350.50，取f=0.4。摩擦面数z为离合器从动盘数目的两倍，本设计为单盘故摩擦面数z=2。离合器间隙t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中仍能完全接合，在分离轴承和分离杆内断之间留有的间隙。一般为34mm,取t=4mm。3.2 膜片弹簧基本参数的选择及确定膜片弹簧尺寸计算可参考图 3.1 中所示去设计计算。图 3.1 膜片弹簧的尺寸简图内截锥高度H和厚度h 如图3.2 所示，为保证离合器压紧力变化不大，操纵轻便，一般H/h为1.52.0之间，厚度h为24之间，选取h=3.0。由上述分析得H/h比值为2.0 故H=5.6。图 3.2 膜片弹簧内截锥示意图比值R/ r对弹簧的载荷及应力特性都有影响。从材料利用率的角度，比值在1.82.0 时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧重量的利用率好。因此在设计用来缓和冲击、吸收振动等需储存大量弹性能的碟簧时选用。对于汽车离合器膜片弹簧，设计上并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离力的需要来决定，一般R/r取值为1.21.3。对于R，膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求而和摩擦片的外径尺寸相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R将有利于膜片弹簧应力的下降。结合同类车型，取R=135，取R/r =1.25，故r=108。膜片弹簧自由状态下圆锥底角a与内截锥高度H关系密切。 （3.3） 式中， H内截锥高度；h膜片弹簧厚度。代入数值得a =12.445，本次设计取a =13。分立指数目n通常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。本次设计选取n=18r 0由离合器的结构决定，其最小值大于变速器第一轴花键外径。第一轴花键外径为： d=K3 （3.4）式中， K经验系数为4.04.6，本次设计选取K=4.0；Temax最大转矩。代入数值得d =28.8 ，本次设计选取r 0 =30 ，rf应大于r 0 ，选取r0 = 44。切槽宽度d2的范围为3.23.5，本次设计选取d1 =3.5。窗孔槽宽d2 =910，本设计选取d2=10。窗孔的内半径re 的取值应满足r-re 2。本次设计选取re=12。压盘的加载点半径R1和支承环加载点半径r1影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且接近r ， R1应略小于R且接近R 。本次设计选取r1 =110， R1=130。3.3 膜片弹簧的校核摩擦片外径 D的选取应使最大圆周速度D V 不超过6570m/s。VD=D （3.5）式中，发动机的最高转速；V D摩擦片最大圆周速度。代入数值得VD =57.8，故认为摩擦片外径D选取合适。为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。 （3.6）式中， w 单位摩擦面积滑磨功；w许用值，本次设计车型w=0.33J/mm2； W汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功； 总滑磨功可根据下式计算： (3.7) 式中， rr为轮胎的滚动半径； ma汽车总质量， ma=9545kg； ig汽车起步时所用变速器挡位传动比， ig =7.640； io主减速器传动比， io =5.77； ne 发动机转速， ne=3000r/min； 车论的滚动半径为 （3.8） 式中， F计算常数，子午线胎F =3.05 ；d车轮半径，本设计中d =750 mm；综上所述并代入数值，得W=77387.3J， 。所以。 故认为该离合器单位面积滑磨功符合要求。由上述分析可知 H =5.6，h =3.5，R =135，r =108，R1=130，r1 =110，rf =40，n =18，r 0 =55。根据图2.2 膜片弹簧特性曲线图，设 (3.9) (3.10)式中， P1 工作压力；E 弹性模数，钢材取E =2.0105MPa ；m 泊松比，钢材取m =0.3；H 碟簧部分内截锥高； 大端变形；整理上面两式得： ln (3.11) 把有关数值代入上式，得 (3.12) (3.13) (3.14)1 确定弹簧工作点的位置取离合器接合时大端变形量 l1=0.65，H=5.6 由式（3.11）、（3.12）算得膜片弹簧压紧力：P1 =5304校核后备系数： (3.15)式中， 把数值带入上式，得b =1.25，符合1.21.75 之间。离合器刚开始分离时，大端的变形量为 (3.16)式中，Df =f 1，f 1 为压盘升程s (3.17)式中， Zc=2,每对摩擦片间隙s =0.8 ，代入数值，得，。摩擦片磨损后，最大磨损量 D= z cDs0 (3.18)其中 Dso 在 0.651.1 之间，本设计取 Dso =1.05，代入数值得D=2.1。故=-D=4.2-2.1=2.12 求离合器彻底分离时分离轴承的载荷 P2膜片弹簧小断分离轴承处有分离轴承力与膜片弹簧压盘接触处的变形 l1 和P2 的关系式： (3.19)取1d =1=5.8，代入数值得 P2=660.7。3 求分离轴承行程轴向变形和小端分离轴承的轴向变形的关系式 (3.20)代入数值，得=8.32。宽度系数1，2为 (3.21) (3.22) 代入数值b1 =0.83,b2=0.73。弯曲附加变形2由分离指受力P2 引起 (3.23)代入有关数值，得=1.2，故 4 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量为离合器彻底分离时的变形量： (3.24)把有关数值代入上式，得1207MPa ，通常强度不大于15001700MPa ，故认为强度条件适合。3.4 本章小结本章对离合器主要参数（后备系数、单位压力和摩擦片的主要尺寸）进行了选择，主要计算了膜片弹簧离合器的主要参数，和对膜片弹簧尺寸的合理选择，并且对膜片弹簧进行了详细认真的校核，使其能更好的与实际相结合。4 扭转减振器的设计计算汽车传动系扭转振动减振器，按其所在位置可分为两类：一类装在从动盘总成中，另一类装在飞轮处。两者都和离合器的结构有关。本设计采用第一类。汽车行驶中，传动系传递发动机转矩时，由于内燃机工作不均衡，转矩周期性地变化会引起传动系扭转振动。如果传动系发生扭转共振，将会使传动系零件的应力成倍增加，而这种应力具有交变的性质，会使传动系零件的疲劳寿命大大下降。扭转振动还是引起齿轮噪声的重要原因，尤引人注目。4.1 扭转减振器的特性及主要参数的选取图 4.1 为离合器扭转减振器特性曲线图例。图中反映了扭转减振器特性的一些参数，其中斜线表示扭转力矩Td，朝上方共有4 段斜线，表示有4 级刚度；垂直线表示从一级进入另一级需要克服的预紧力矩TN；两斜线间的间隔反映了减振器工作时的摩擦；离合器减振器特性曲线在水平坐标上的距离表示离合器从动盘毂花键中的间隙。图 4.1 扭转减振器特性曲线示例减振器扭转角刚度Ca 决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 （4.1）式中，T j 为极限转矩；按下式计算 （4.2）式中，2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为商用车，选取1.5，Temax为发动机最大扭矩，代入数值得TJ=559.5，Ca=7273.5 本设计初选Ca=7000Nm/rad。由于减振器扭转刚度Ca受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩Tm 。一般可按下式初选为 （4.3）取Tm =0.11Temax ，本设计按其选取Tm =41.03。减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取T预=（0.050.15）Temax =37.3减振弹簧的分布尺寸 R1的尺寸应尽可能大一些，一般取 （4.4）其中d为摩擦片内径，代入数值，得R1 =66。可参考表 4.1 选取，本设计D=325，故选取Z=6。表 4.1 减振弹簧的选取离合器摩擦片外径D减震弹簧数目Z225250462503256832535581035010 以上当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大TJ。 (4.5)式中， P总的计算应按Tj的大者来进行P总=5650N每个弹簧工作压力 (4.6)4.2 减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。弹簧的平均直径D2：一般由结构布置决定，通常选取D2=1115 左右。本设计选取D2 =12。弹簧钢丝直径： (4.7)式中，扭转许用应力=550600Mpa , d1算出后应该圆整为标准值，一般为34mm 左右。代入数值，得d1=3.398，符合上述要求。减振弹簧刚度 (4.8)减振弹簧的有效圈数 (4.10)式中，G为材料的扭转弹性模数，对钢G=83000N/mm2，代入数值，得i=3.984。减振弹簧的总圈数n=i+(1.52)=5.98。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度 （4.10）式中， d1=0.1d =0.337为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量D (4.11)减振弹簧的自由高度 (4.12) 减振弹簧的预变形量 (4.13) 减振弹簧安装后的工作高度 (4.14)4.3 从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角a和减振弹簧的工作变形量 (4.15)4.4 限位销与从动盘缺口侧边的间隙及限位销直径d (4.16)式中，R2为限位销的安装半径，一般为2.54mm。本设计取3。d 按结构布置选定，一般d=9.512mm，本设计取d =12。4.5 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图3.2 所示图 3.2 从动盘窗口尺寸简图一般推荐A1-A =a =1.41.6mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a =1.5mm，A=26.5mm，A1 =28mm。4.6 本章小结本章介绍了扭转减振器的特性以及扭转减振器的参数选取，对减振弹簧的尺寸进行了确定，还对从动片相对从动盘毂的最大转角、限位销与从动盘缺口侧边的间隙、限位销直径、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸进行了详细的计算，并且列出了必要的公式。5 离合器操纵机构的设计汽车离合器操纵机构是驾驶员用来离合器分离使之柔和接合的一套机构。它始于离合器壳体内的分离轴承。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。轻便包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应该过大，另一方面是应该有踏板形成的校核机构。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、气压助力液压式等等。本设计选取操纵形式为液力操纵式。在众多的操纵机构中，气压助力液压式操纵机构具有操纵轻便，布置简单而被中重型汽车广泛采用。液压式传动操纵的工作原理简单：踩下踏板，由主缸产生的油压经管路传输至分缸，由分缸中的推杆推动分离叉使离合器分离。离合器操纵系统功能是，把驾驶员对离合器的踏板的输入变成分离轴承上的输出，来控制离合器的接合和分离，从而完成对汽车传动系统的动力切断或传递。因此，离合器踏板的布置位置、相关尺寸、作用力以及行程大小都要符合人体工程学的要求。综合起来，设计离合器操纵系统需要考虑如下一些因素：（1） 操纵系统的输出对输入的放大比率；（2） 周边工作环境对系统的影响；（3） 时间因素对系统性能的综合影响。5.1 离合器的踏板位置、行程和踏板力离合器踏板的操