膜片离合器设计说明书（非系统奖励购买者联系qq130018629调整价格）

膜片离合器设计说明书（非系统奖励购买者联系qq130018629调整价格） 中北大学2010届毕业设计说明书 1 绪论 1.1 引言 以内燃机在作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步;在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击;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，以防止传动系个零部件因过载而损坏;有效地降低传动系中的振动和噪音。 1.2 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1889年德国戴姆勒公司生产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件。采用锥形离合器的 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 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简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄-鼓式离合器，其结构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是木块、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。 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，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，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。20世纪20年代末， 第 1 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 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由与锥形离合器相似的问题，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1920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的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的问题。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的，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，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，使压盘上的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、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一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。 如今单片干式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，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。 随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。 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的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，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，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的2倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。 近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿 第 2 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 面温度较低(不超过93?)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。 1.3 离合器的功用 离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300,500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。 虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。 汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。 离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。 1.4 离合器的工作原理 第 3 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。 图1-1离合器总成 1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴 1.5 膜片弹簧离合器概述 膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨 第 4 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。 作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，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开有许多径向切槽，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，而后者借助于固定在离合器盖上的一些(为径向切槽数目的一半)铆钉来安装定位。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，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支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后移使离合器分离。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，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以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称的，因此其压紧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，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸;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，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。 由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为80~~2000N.m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达28~32t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹 第 5 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便;膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降;支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。 1.6 设计内容 (1)压盘设计及图纸绘制; (2)离合器盖设计及图纸绘制; (3)从动盘总成设计及图纸绘制; (4)膜片弹簧设计及图纸绘制; (5)扭转减震器设计及图纸绘制; (6)离合器各零件装配关系的确定及图纸绘制。 2 离合器结构方案选取 2.1 设计车型及原始数据 2.1.1 设计车型 82式130火箭炮底盘 2.1.2 原始数据 (1) 汽车的排量:5.56L; (2)汽车的自重:4000kg,载重量4000kg; (3)发动机最大转矩:372N.m(1200,1400r/min) ; (4)最大功率:99kw(3000r/min); (5)最高车速:90km/h。 2.2 离合器设计的基本要求 1) 在任何行驶条件下，都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) 分离要迅速、彻底; 4) 从动部分转动惯量要小，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; 第 6 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 5) 具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离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作 过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。 2.3 膜片离合器结构方案设计 2.3.1 从动盘数的选择 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，广泛应用于总质量6t以下的货车。因此该设计选择单片离合器。 2.3.2 膜片弹簧离合器的结构形式选择 膜片弹簧离合器有推式和拉式两种结构形式。本设计选择拉式膜片弹簧离合器。 这是因为与推式膜片离合器相比具有以下优点: (1)结构更为简化，拉式膜片弹簧离合器由于取消了中间各支承零件，并只用一个(或不用)支承环，因此结构更简单、紧凑、零件数更少、重量更轻。 (2)转矩容量更大，由于拉式离合器的膜片弹簧是以中部而不是大端与压盘相压，因此在同样压盘尺寸可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与转矩容量，而并不增大分离操纵力。 (3)分离效率更高，为提高分离效率，在保证一定压盘升程时，应减少分离轴承的分离行程即分离空行程，由于拉式离合器的分离指必须嵌装在专门的分离轴承总成中，分离轴承与分离指之间没有自由行程，从而可以提高分离效率。 (4)踏板操纵更为轻便。 由于拉式离合器膜片的杠杆比大于推式的杠杆比。又由于拉式离合器没有中间支承，这样减少了许多摩擦副和摩擦损失，传动效率较高，因此拉式离合器的踏板力相对推式膜片离合器要降低不少。 第 7 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 (5)使用寿命更长。由于拉式离合器盖中央窗口加大了，散热通风条件好。 2.3.3 膜片弹簧支撑形式选择 本设计选择的是拉式膜片弹簧离合器，拉式膜片弹簧的支撑形式有两种:无支撑环式和单支撑环式。其中图2-1a为无支撑环式，将膜片弹簧的大端直接支撑在离合器冲出的环形凸台上;图2-1b为单支撑环式，将膜片弹簧的大端直接支撑在离合器盖中的支撑环上。本设计选择单支撑环形式。 图2-1 拉式膜片弹簧支撑形式 2.3.4 压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种: (1)凸台—窗孔式:它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多;缺点:压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。 (2)径向传动驱动式:这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便;另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。 (3) 径向传动片驱动方式:它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方 第 8 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 式相同。经比较，我选择传动片驱动方式。 2.3.5 离合器的散热通风 试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过 ?C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时180~200 温度一般在?C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到180 ,。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致1000C 过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有:在压盘上设散热筋，或鼓风筋;在离合器中间压盘内铸通风槽;将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风;在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。 3 离合器基本结构参数的确定 3.1 摩擦片外径D、内径d和厚度h的确定 摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。 T当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选emax取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。 T摩擦片外径D(mm)也可以根据发动机最大转矩(N.m)按如下经验公式选用 emax D,KT (3-1) Demax K式中，为直径系数，取值范围见表3-1。 D K由选车型得= 372N?m，=17， TemaxD 则将各参数值代入式后计算得 D=328mm K表3-1 直径系数的取值范围 D K直径系数 车 型 D乘用车 14.6 16.0,18.5(单片离合器) 最大总质量为1.8,14.0t的商用车 13.5,15.0(双片离合器) 第 9 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 最大总质量大于14.0t的商用车 22.5,24.0 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2 表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数(即GB1457—74) 外径D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 内径d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 ,=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 C 30.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 ,1, C 3106 132 160 221 302 402 466 546 678 单位面积F/ cm 可取:摩擦片相关标准尺寸: 外径D=350mm 内径d=195mm 厚度h=4mm 3,内径与外径比值C′=0.557 1,=0.827 C 3.2 离合器后备系数β的确定 后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑:a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩;b. 防止离合器本身滑磨程度过大;c. 要求能够防止传动系过载。 参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”(见下表3-3)，并根据载货 ,汽车=1.70—2.25，结合设计实际情况，故选择β=2.00。 表3-3 离合器后备系数的取值范围 车 型 后备系数β 小轿车 1.20,1.30 载货车 1.70,2.25 重型货车或牵引车 2.00,3.00 3.3 单位压力P的确定 摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后 第 10 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 备系数,摩擦片材料及质量等有关。 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。 前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸: 外径D=350? 内径d=175? 厚度h=4? 3,内径与外径比值C′=0.557 1,=0.827 C 33由公式D πfZP(1-c )=12β得P=0.27mpa Temax 4离合器的主要零件结构设计与计算 4.1 从动盘总成的设计要求 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求: 1) 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦片压 力均匀，以减少磨损。 3) 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 4.2 从动盘结构介绍 在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片，减振盘，减振弹簧等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减 第 11 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。 图4-1 带扭转减振器的从动盘 1，13—摩擦片;2，14，15—铆钉;3—波形弹簧片;4—平衡块;5—从动片;6，9—减振摩擦;7—限位销;8—从动盘毂;10—调整垫片;11—减振弹簧;12—减振盘 4.3 从动片设计 4.3.1 从动片选材及厚度设计 设计从动片时，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。这是因为在汽车行驶中进行换挡时，首先要切断动力分离离合器，而在变速器挂挡过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定要发生变化，或是增速，或是减速。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减少转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度高。材料常用中碳钢板(50号或85号)或65Mn钢板。一般厚度为1.3-2.5mm，表面硬度为38-48HRC。 本设计，从动片由2.0mm厚的65Mn钢板冲压而成，并且将其外缘的盘形部分磨薄至1mm，以减小其转动惯量。 4.3.2 从动片的结构选择 为了使离合器结合平顺，保证平稳起步，本设计中从动盘钢片钢片做成具有轴 第 12 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 向弹性的结构。这样，在离合器结合过程中，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，主要有三种结构形式:整体式弹性从动盘钢片结构，分开式弹性从动盘钢片结构，组合式从动盘钢片结构。本设计选择整体式弹性从动盘钢片结构。其主要尺寸有摩擦片尺寸决定。 4.4 从动盘毂设计 从动片毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全 部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺 T寸可根据摩擦片的外径与发动机的最大转矩由表4-1选取。 emax 选取，齿数n=10,外径D=40mm，内径d=32mm，齿厚b=5mm，有效长度 l=50mm 表4-1 从动盘毂花键的尺寸 从动盘发动机转矩花键 花键 花键 键齿宽 有效 挤压 外径齿数 外径 内径 齿长 应力 ,,/Nm emax ,D/mm n D/mm d/mm b/mm l/mm /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 从动盘毂的轴向尺寸不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻 C底。从动盘毂一般采用锻钢(如35，45，40等) ，并经调质处理，表面和心度一r 般在.为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹2632HRC 簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。 第 13 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 花键强度校核: 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破环，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。 挤压应力的计算公式如下: P (4-1) ,,挤压nhl 式中 P—花键的齿侧面压力，N。它由下式确定: 4TemaxP, ''()DdZ， ''dD, —分别为花键的内外径 Z—从动盘毂的数目 T —发动机最大转矩 emax n—花键齿数 ''hDd,,()/2 h—花键齿工作高度， l—花键有效长度 由公式(4.1) σ挤压=8Temax 8T8163.8，emax,,, 挤压'-9'''(D()11030(32-26)10，,，，，，，dZnlDd)()3226 ,12.6pa<20MpaM 所以满足设计要求。 4.5 摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式 摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求: (1)应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。 (2)要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。 (3)要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好 (4)热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 第 14 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 (5)磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 (6)油水对摩擦性能的影响应最小 (7)结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象 由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数(可达0.5左右)的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。 4.6 扭转减振器的设计 由发动机传到汽车传动系统中的转矩是周期性地不断变化的，因此使传动系统产生扭转振动。如果这一振动频率和传动系统固有频率相重合，就将发生共振，从而对传动系统中零件的寿命有很大影响。因此，在不分离离合器的情况下进行紧急制动或者进行猛烈结合离合器时，在瞬间内将对传动系统的零件产生极大地冲击载荷，从而缩短零件的使用寿命。为此，为了避免共振和缓和传动系统所受的冲击载荷，在汽车离合器中设置了扭转减振器。 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。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振;阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。 4.6.1 扭转减振器的功用 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。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振;阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能: 第 15 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 (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。 4.6.2 扭转减振器主要参数选择与设计计算 离合器从动盘上扭转减振器的性能参数计算: (1)确定发动机飞轮处激振力矩谐量和发动机工作转速范围的频谐; (2)选择车辆传动系动力学计算模型，写出计算模型的运动方程，并确定计算模型中有关车辆的惯性参数和弹性参数，同时要对扭转减振器的特性进行初步估算; (3)找出简化模型在各档下的固有频率和振型，把它和激振频率作比较，由此确定在各档下发动机工作转速范围内出现共振的可能性; (4)选择不同的摩擦力矩，使用计算机根据计算模型作数值模拟计算，确定最佳摩擦力矩，依据是，考虑在各档下发动机的所有工况，在变速器输入轴上的弹性力矩幅值为最小; (5)确定预紧力矩; (6)有摩擦力矩、极限力矩和预紧力矩，确定减振弹簧的布置尺寸及几何尺寸，确保减振弹簧有足够的使用寿命; (7)对带减振器的从动盘做功能试验和寿命实验，最终精确确定减振器参数。减 KT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,, TT,还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。 jjn 4.6.2.1 扭转减振器的极限转矩Tj 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，，即限位销其作用的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取 T=(1.5~2.0)T (4-2) jemax 式中:商用车，系数取1.5;乘用车，取2.0;T为发动机最大转矩。 emax 第 16 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 本设计中设计的为82式130火箭炮底盘膜片离合器的扭转减振器所以系数取1.5。 由设计任务书中可知式T =372N.m带入式(4-2)中计算可得T= 1.5×emaxj372=558N.m k4.6.2.2 扭转角刚度 , 扭转减振器的角刚度是指离合器从动片相对于其从动盘毂转1rad所需的转矩 K值。为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度足，使共振现象,不发生在发动机常用 工作转速范围内。 K决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。 , R设减振弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，,0 R弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为 0 2Z=1000 (4-3) TKR,j0 式中，为使从动片相对从动盘毂转过=0.07弧度所需加的转矩(N?m); T, RZ为每个减振弹簧的线刚度(N,mm);为减振弹簧个数;为减振弹簧位置半径Kj0 (m)。 根据振动理论，对于隔振的要求，如果要把传动系的固有频率降低至发动机工 ,作转速范围以外，减振器的扭转刚度甚至要降到1N.m/()以下。由K的定义可知，为了能保证传递发动机的转矩，结构上需要减振器有很大的转角，即减振弹簧相应的变形量要很大，这在事实上是很可能的。通常为了防止弹簧过载早期失效，在结构上设计有限位销，限制减振弹簧传递最大转矩时的转角。因此存在两方面问题:第一，减振器的扭转刚度不可能太低，这就较难做到避开共振;第二，在一定的扭转刚度下其传递转矩的能力受到限制，这样传动系因转矩变化所引起的动载荷不能得到有效缓冲，而降低动载荷又是汽车上采用减振器的主要目的之一(尤其是载货汽车)。 因此，确定扭转减振器的扭转刚度应和确定减振器的传递极限转矩T的能力有j 第 17 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 一定的关联。极限力矩T的定义为:当减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间j 的间隙时，减振器所能传递的最大力矩。 k根据扭转刚度的定义=/，则 T,, 2kZ=1000 (4-4) KR,j0 k式中为减振器扭转刚度(N?m,rad)。 , k设计时可按经验来初选 , k 13T (4-5) ,j, k本设计初选=10 T=。 10，558,5.5N.m/radj, T4.6.2.2 阻尼摩擦转矩 , k由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故在, 发动机转速范围内共振现象往往难以避免。减振器的阻尼装置可用于较小共振振幅并尽快衰减振动。因此，必须合理的选择阻尼装置的摩擦力矩，以使系统扭转振动的振幅为最小。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 T器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选 , TT =(0.06,0.17) (4-6) ,emax 本设计中根据设计要求取系数为0.08 T= 0.08，372,20.76N.m, 在驱动工况下，由于发动机的转矩要通过从动盘的减振弹簧传出，因此扭转减振器刚度的降低受到限制，往往难以达到完全避开共振的目的。此时，只有通过系统的阻尼来压低共振峰值，已达到降低变速器噪声的目的。利用数学模型通过数值模拟分析，可以找到摩擦力矩和扭转刚度的最佳组合。根据经验，载货汽车离合器中扭转减振器的摩擦力矩一般为30-70N.m。需要指出的是，由于分析计算技术的进步，现在国外的厂商已完全有能力对整个传动系的关键部位处的扭转振动进行可靠的计算分析，并作出评价以进行参数调整。但是他们中的大部分在对离合器的参数进行调整时，通常仍是通过有经验的工程师以声学上额定的标准为依据，由主观 第 18 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 上的评判来决定扭转减振器的扭转刚度和摩擦力矩的最佳组合以及它们的最大、最小变化范围。这种凭主观感受和经验调整离合器减振器参数的方法能在比较短的时间内完成，通常效果良好。 T4.6.2.3 预紧转矩 n 对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时都有一定的预紧。与无预紧力矩时相比当两种角刚度和极限转角分别相同时，有预紧力的极限转矩较大，使减振器能在较大的转矩范围内工作;当极限转矩研和极限转角分别相同时，则其角刚度较低。 TT究表明，增加，共振频率将向减小频率的方移动，这是有利的。但是不应大于nnL，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 TT=(O(05,O(1 5) (4-7) emaxn 本设计中根据设计要求取系数为0.10 T=N.m 0.1，372,37.2n R4.6.2.3 减振弹簧的位置半径 0 R 的尺寸应尽可能大些，一般取 0 R=(0.60,0.75)d/2 (4-8) 0 式中d摩擦片内孔直径(mm)。 由前边摩擦片设计知d=195mm，则减振弹簧的位置半径 R=(0.60,0.75)d/2=68.5,81.25mm。 0 R本设计中取为74mm。 0 Z4.6.2.4 减振弹簧个数 j Z参照表4-2选取。 j 表4-2减振弹簧个数的选取 摩擦片外径D,mm 225--250 250--325 325--350 >350 4--6 6--8 8--10 >10 Z j 第 19 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 Z 已知摩擦片的外径300mm由表1-1可知=8 j 4.6.2.5 减振弹簧窗口尺寸A 查找《汽车设计手册》其推荐值A=25,27mm。 本设计中取A=25mm。 图4-2减振弹簧窗口 F4.6.2.6 减振弹簧总压力 , 当限位销与从动盘毂之间的间隙?1或?2被消除，减振弹簧传递转矩达到最 F大值Ti时，减振弹簧受到的压力为 , RFT=, (4-9) j0, F=558/74=7.54KN , 4.6.2.7 减振弹簧的工作负荷F F F=/Z (4-10) j, F=7.54/8=0.9425KN 4.6.2.8 减振弹簧尺寸 图4-3 扭转减振弹簧尺寸示意图 (1)弹簧中径D c 第 20 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 一般由结构布置确定，通常D=11,15mm，本设计取14mm。 c (2)弹簧钢丝直径d及材料选择 8FDc (4-11) d,,,[] 式中:扭转许用应力可取550,600Mpa;通常d=3,4mm。 [], 本设计中取d=4mm通过计算可以选择材料50CrVA钢。 (3)减振弹簧刚度K k应该根据已选定的扭转刚度及其分布半径R,由下式计算出，即 0, K, (4-12) ,K21000RZ0j 5.5，1000由公式(4-12)得K= ,125.5N/mm21000，0.074，8 4.6.2.8 减振弹簧有效圈数 4Ed (4-13) i,38DKC 4，式中:E为材料的切弹性模量，对50CrVA钢可取E=8.310Mpa。 448.3，10，4i,,2.7由公式(4-13)得 38，14，125.5 取i=3。 4.6.2.8 减振弹簧总圈数n 一般在六圈左右，总圈数n和有效圈数i之间关系为 n=i+(1.5,2)。 本设计取n=4。 4.6.2.9 减振弹簧最小长度l min 指减振弹簧在最大在最大载荷下的工作长度，考虑到此时被压缩弹簧各圈之间 须有一定的间隙可确定为 L=n(d+)=1.1dn (4-14) ,min ，，由公式(4-14)得L=1.1 4 4=17.6mm min 4.6.2.10 弹簧总变形量l , 指减振弹簧在最大工作载荷下产生的最大压缩变形量，为 第 21 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 l=F/K (4-15) 3， 由公式(4-15)得l=3.1810/125.5=10.4mm , 4.6.2.11 减振弹簧自由高度l 0 指减振弹簧无负荷时的高度，为 l=lmin+l (4-16) ,0 由公式(4-16)得l=10.4+17.6=28mm 0 4.6.2.12 弹簧的预变形量l? , 指减振弹簧压缩时的预变形量，它与选取的预紧力矩Tn有关，其计算公式为 Tn, (4-17) ,,lKZRj0 37.2 由公式(4-17)得 i,,3mm,3125.5，8，74，10 4.6.2.13 减振弹簧工作高度l 它关系到等零件窗口尺寸的设计，为 ,l=l- (4-18),l0 由公式(4-18)得l=28-3=25mm，取工作高度为25mm，则预变形量为3mm。 4.6.2.14 从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角 ,j 减振器从从预紧转矩增加的极限转矩时，从动盘钢片相对从动盘毂的极限转角,为 j ,l,, =2arcsin=12 (4-19) j2R0 式中，为减振弹簧的工作变形量。 ,l ,, 通常取3?,12?，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上jj限。 ,55,0.1, 由公式(6-9)得,2arcsin=5.6 j2，55 4.6.2.15 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 , (4-20) ,,,Rsin2j 式中:R为限位销安装半径。值一般为2..5,6mm。 ,2 第 22 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 由公式(6-9)得 ,,74sin5.6:,6mm 4.6.2.15 限位销直径d? d?按结构布置选定，一般d?=7.5,12mm。本设计取d?=8mm。 综上，可得从动盘毂缺口宽度为20mm。 4.7 离合器压盘设计 4.7.1 压盘的传力方式的选择 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，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 4.7.2 压盘的几何尺寸的确定 由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。 压盘外径D=380? 压盘内径d=190? 压盘的厚度确定主要依据以下两点: (1)压盘应有足够的质量 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短(大约在3秒钟左右)，因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。 (2)压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚(载重汽车上一般不小于15?)，但一般不小于10? 第 23 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为20? 4.7.3 压盘温升的校核 离合器接合一次温升校核，校核计算公式如下: ,W, (4-21) ,cm压 ,式中 —温升， :C W—滑磨功，J —分配到压盘上的滑磨功所占的百分比:单盘离合器，=0.50 ,, c—压盘的比热容，对铸铁压盘，c=544.28J/() kg,K m —压盘质量，kg 压盘形状较复杂，要求传热性好，通常采用灰铸铁， 压 m,3.94kg 知道外形尺寸，通过CATIA建模， 压 在校核离合器一次接合的温升之前，先计算一次接合过程的总滑磨功W 可根据下式计算: 222,,,nmrearW, (4-22) ,,22,,1800ii0g,, rr 式中 —为轮胎滚动半径。该货车轮胎选用6.50R/16，负荷下静半径=350mm rr ii —为主减速器传动比及汽车起步时所用变速器挡位传动比，该货车各 0、g i,5.56i,2.769i,1.644i,1.00i,5.83 各级传动比;、、、、、 g1g2g3g40 i,0.793 g5 n —发动机转速(r/min),计算时，商用车取1500 r/min e 由公式(4-22)，总滑磨功: 2226,,,1500419535010,，，， WJ,,6033.8,,2218005.565.83，,, 单位摩擦面积的滑磨功: 第 24 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 446033.8W，22wJwJ,,,,,0.137/mm0.33/mm ,,2222,,ZDd()2(225150),，，, 所以滑磨功符合设计要求。 现在进行接合一次温升校核。 由公式(4-21) 0.56033.8， ,,,:1.41C544.283.94， 不超过允许的范围，所以厚度设计符合要求。 810:,:CC 4.8 传动片设计及强度校核 4.8.1 传力片结构尺寸的确定 压盘通过传动片和离合器盖相连而被驱动。根据对传动片的功能要求，决定了它一端用铆钉固定在压盘上，另一端用螺钉与离合器盖相连，它们沿圆周切向布置，一般布置组，而每组由个弹性薄片组成，片厚一般为，保证其34,34,11.2mm,既有足够的轴向弹性使压盘容易分离，又有足够的强度不至于因弯曲拉压而断裂。 该货车选用4组传动片，每组含有4个传动片，传动片几何尺寸: 传动片上两孔长度L=86mm 传动片孔的直径 d=10mm 传动片宽度b=25mm 传动片厚度h=1mm 传动片圆周布置半径R=214mm 5EMpa,，210 传动片材料弹性模量 4.8.2 传动片强度校核 对传动片应力状况的分析，与离合器的工作状态有关。下面分别讨论3种极端情况。 (1)离合器彻底分离位置。按照设计要求，在离合器彻底分离时，传动片轴向 f,0变形量,作用于传动片轴向的力P=0,此时也不传递转矩，故传递转矩引起的拉力F=0,所以传动片中应力 ,,0 (2)压盘、膜片弹簧和离合器盖组装成总成。传动片的轴向变形量最大值ff, max 第 25 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 就发生在压盘和离合器盖组装成总成的时候。此时根据结构布置的尺寸链可初步得 f到。由于离合器不传递转矩，此时F=0,最大应力由下式决定: max 3fEhmax ,, (4-23) max2L1 f (3)离合器传递转矩且摩擦片磨损到极限。此时，虽然传动片的轴向变形已max f较上述的小，但传动片受力传扭，其应力最为复杂并可能有两种情况:正向驱max 动或方向驱动。 正向驱动应力公式为 36fEhTfTmaxmaxmaxmaxee,,,， (4-24) max22LinRbhinRbh1 反向驱动应力公式为 36fEhTfTmaxmaxmaxmaxee,,，, (4-25)max22LinRbhinRbh1 根据上述分析，分别计算3种工况的最大驱动应力及传动片的最小分离力。 传动片有效长度: LLd,,,,，,1.5861.51071mm 1 传力片的弯曲总刚度: 141353 KEJnilMN,,，，，，，，，，, 12/1221025140.23/m,x1312711000 fT,,0,01)彻底分离时，按设计要求，由公式(6.4)或(6.5)可知 ,,0e f,T,02)压盘和离合器盖组装成盖总成是，，通过分析计算可知4.62mm,可用maxe 公式(6.3)计算最大应力: 534.622101，，，，,,,824pa max258 f,,3)离合器传扭是，分正向驱动(发动机车轮)与反向驱动(车轮发动机)，max f出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知=4.13mm。 max正向驱动: 第 26 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 由公式(6.4) 534.13210163724.1310003721000，，，，，，，，,,,， max22714421425144214251，，，，，，，， =204.5Mpa 反向驱动: 由公式(6.5) 534.13210163724.1310003721000，，，，，，，，,,，, max22714421425144214251，，，，，，，， =923.9Mpa 可见反向驱动最危险，鉴于上述传动片的应力状况，应选用80钢。 4)传动片最小分离力发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结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,1.63mm 其弹性恢复力为 6FKf,,,，，,0.23101.63/1000342.7 N , 4.9 离合器盖的设计 离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题: (1)离合器的刚度 离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4?的低碳钢板(如08钢板)冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。 (2)离合器的通风散热 为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。 第 27 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 (3)离合器的对中问题 离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。 离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中. 4.10 膜片弹簧的设计 4.10.1 膜片弹簧的结构特点 由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用拉式结构。 膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样:沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R,4.5。 4.10.2 膜片弹簧的变形特性和加载方式 由于膜片弹簧采用推式结构，故其正装。离合器在分离和接合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况: (1)接合时:离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘——离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘——离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面向飞轮前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片弹簧施加载荷P，膜片弹簧几乎变平。同时1 在压盘处也作用有载荷P。我们把P称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘接触11 ,处之间的高度变化称作大端变形，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之1 ,为小端变形。 2 (2)分离时:当分离轴承以P力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不2 第 28 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 起作用，而支承环5开始起作用。当P力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分离2 ,,和。此时膜片弹簧时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形1f2f ,,,大端处的变形=+。 1f1b1 4.10.3 弹簧的概念及弹性特性 膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作跌黄部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其跌黄部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过度圆角半径大于4.5mm,以减小分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。 PN() 通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷集中在支撑点处，加载点间的1 ,(mm)相对轴向变形(图4-4)，则膜片弹簧的弹性特性如下式表示: 1 ,,,EhRrRr,,211PfHHh()[][()()],,,,， (4-26) ,,11126(1)2,,,RrRr,1111 5式中 E—材料的弹性模量(Mpa),对于钢:Mpa E,，2.110 —材料的泊松比，对于钢:,,0.3 , H—膜片弹簧自由状态下跌黄部分的内截锥高度(mm) h—膜片弹簧钢板厚度(mm) R、r—自由状态下碟簧部分大、小端半径(mm) Rr 、—压盘加载点和支撑环加载点半径(mm) 11 自由状态 结合状态 分离状态 图4-4 膜片弹簧在离合器结合和分离状态下的受力和变形 膜片弹簧的弹性特性由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部 第 29 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 分的内截锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的值有不同的弹性特性(图H/h (/)2Hh,Pf,(),5-2)，当时，为增函数，这种弹簧的刚度适于承受大载并用11 Pf,(),做缓冲装置中的行程限制。当时，有一极值，该极值点恰为拐Hh/2,11 2(/,Hh)点;当时，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷,22 反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区域使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取在之间。当,侧特性曲线具有Hh/22,1.5~2.0 更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域，这种弹簧适于汽车液力传动的锁止机构。 图4-5 膜片弹簧的弹性特性 4.10.4 膜片弹簧基本参数的选择 1) H/h比值的选择:设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。一般汽车膜片弹簧的H/h值在如下范围之内:H/h=1.5-2.0。 2)R及R/r的确定: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1.8-2.0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。因此在设计用来缓冲冲击、吸收振动等需要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为1.2-1.3。 为了使摩擦片上的压力分布均匀，推式膜片弹簧的R值应取大于或等于摩擦片的平 第 30 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 R均半径。 c ::,,3)膜片弹簧起始圆锥底角:汽车膜片弹簧一般其实底角在之间，1014, 。 ,,,HRr(/) rrr4) 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径:最小值应大于变速器第一轴花fpf rr键的外径以便安装，分离轴承作用半径应大于。 pf r,,,3.23.5mm,,,910mmr,,5)切槽宽度、及半径的确定:，，的取值e12e12 rr,,,应满足的要求。 e2 6)分离指数目n选取:汽车离合器膜片弹簧的分离指数目，一般在18左右，n,12采用偶数，便于制造时模具分度。 RrRr7)压盘加载点半径和支撑环加载点半径的确定:和的取值将影响膜片弹1111 rR簧的刚度。应略大于r且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。 11 所以根据以上分析取: H=6mm h=3mm R=170mm r=135mm r,30mmr,35mmRr=160mm =135mm fp11 ,,12mmr,123mm,,4mm n,182e1 4.10.5 膜片弹簧的工作点位置确定及强度校核 4.10.5.1 确定膜片弹簧的工作点位置 根据公式(5.1)通过matlab画出弹性特性曲线图4-3 程序代码: x=0:0.00001:6; E=210000; m=0.3; H=6; h=3; R=170; r=135; R1=160; r1=135; F=pi*E*h*x/6*(1-m^2)*(log(R/r))/(R1-r1)^2.*((H-x.*(R-r)/(R1-r1)).*(H-x/2.*(R-r)/(R1-r1))+h^2); plot(x,F),set(gca,'xTick',[0:0.2:7]),set(gca,'YTick',[0:200:6000]),xlabel('变形x/mm'),ylabel('工作压 第 31 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 力F/N'),title('膜片弹簧工作点的位置'); 图4-6 弹簧弹性特性图 ,,2.6mm,,6mm由图4-6可知，曲线凸点，凹点，曲线的拐点H对应1M1N ,,,,，,，,()/2(2.66)/24.3mm着膜片弹簧的压平位置，而且,新离合器在111HMN 结合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点 ,,,,(0.81.0),,3.44mm处，一般。取。 11BH1B 第 32 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 结 论 本设计主要叙述了离合器的发展现状和工作原理，初步确定了合适的离合器结 构形式，根据给定的参数，首先完成整车总体设计，而后进行离合器匹配设计工作。 膜片弹簧离合器结构总体上分为三大部分:主动部分，从动部分和操纵机构。根据离合器的基本性能参数要求，完成离合器主动部分的设计和校核工作，包括离合器盖总成设计和校核，膜片弹簧工作点的最佳选取等。从动部分则是采用了带有扭转减振器的分开式从动盘，操纵机构则是选用优点比较多的液压操纵机构来进行设计。 本膜片弹簧离合器设计计算结果符合整车性能要求，可以提供同类车型膜片弹簧离合器设计的一个参考。但由于自己水平有限，在本设计中有些地方还不够完善，需要进一步加强，其中就有膜片弹簧遗传算法优化设计方法的实现，有待于在今后工作中作更深入的研究。 第 33 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 参 考 文 献 [1] 徐石安,江发潮主编，《汽车离合器/汽车设计丛书》,清华大学出版社,2005.8 [2] 王望予主编，《汽车设计》，第4版，北京:机械工业出版社，2004.8 [3] 陈家瑞主编，《汽车构造》，人民交通出版社，2002.6 [4] 钱大川主编，《新型联轴器、离合器选型设计与制造工艺实用手册》，北京工业大学出版社，2006.8 [5] 骆素君主编,朱诗顺.《机械课程设计简明手册》，机械工业出版社，2006.8 [6] 刘增禄主编，《陆战机动平台概论》，国防工业出版社，2009.1 过学迅、邓亚东主编，《汽车设计》，人民交通出版社，2005.8 [7] [8] 张毅主编，《离合器及机械变速器》，北京:化学工业出版社，2005.6 [9] 刘惟信主编，《汽车设计》，北京:清华大学出版社，2001 [10] 吉林工业大学汽车教研室，《汽车设计》，北京:机械工业出版社，1981 [11] 林世裕主编，《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》，南京:东南大学出版社，1995 [12] 龚微寒主编，《汽车现代设计制造》，北京:人民交通出版社，1995 [13] 郭启全编著，《CAD/CAM基础教程》，北京:电子工业出版社，1997 [14] 周林副主编，《汽车底盘构造与维修》，北京:人民交通出版社，2001 [15] 冯晋祥主编，《专用汽车》，北京:机械工业出版社，2008.5 [16] 徐石安等编，《离合器设计》，北京:人民交通出版社，1981 第 34 页 共 35 页 中北大学2010届毕业设计说明书 致 谢 非常感谢在毕业设计过程中给予我帮助与鼓励的老师和同学，特别是我的指导老师刘增禄，正是有了他的悉指导，才使得我的毕业设计得以顺利地按时、按质完成。在设计过程中，刘老师对我们严格要求，注重培养我们思维方式和独立思考的能力这让我们受益匪浅。 非常感谢动力机械系的领导、老师给我一个如此好的机会实践自己所学的知识，巩固和应用了四年所学的知识。 在此我由衷的对他们表示衷心的感谢～ 第 35 页 共 35 页