FORLAND轻型汽车拉式离合器设计论文说明书

摘要本次设计题目是FORLAND轻型汽车离合器设计（拉式）离合器是汽车传动系的重要组成部分，它设计的成功与否，将直接影响到整车性能的好坏。由本车的发动机扭矩较小，故设计中采用单片膜片弹簧离合器，并采用带扭矩减震器的从动盘。为了使离合器接合平顺，以保证汽车的平稳起步，采用了有轴向弹性的从动片。本文内容包括:轻型汽车的离合器结构方案论证；离合器工作特性（扭矩传递特性）；离合器的基本结构参数设计与选型；强度校核；工艺过程制定和尺寸链计算。AbstractThe topic of this sign is design a clutch for FORLAND commercial vehicle(pull_type).It is the most important part of the light vehicles transform-system. The performance of light vehicle is largely relative to the quality of the design.According to the torque, a single dry-disc diaphragm-spring clutch is used, and a clutch disc with a torsional absorber is fixed. To start the vehicle stability, the clutch must be engaged smoothly, so a plate segment with a axisal elasticity is mounted.In the paper, I introduced the selection of the possible type of the clutch(torque operation characteristic). The selection of the found a mental parameter and the determination of the main dismensious the structure design of the components and corresponding calculation.目录绪论1第一章 结构方案设计11.1 总论11.2 总成零件结构方案分析41.2.1 从动盘数目分析41.2.2 压紧弹簧的选择41.2.3 从动盘结构方案分析71.2.4 从动盘摩擦片结构方案分析81.2.5 其他零部件结构方案分析9第二章 整体性能参数选择与计算122.1 摩擦片尺寸计算122.2 后备系数的确定132.2.1后备系数选择132.2.2 性能参数计算142.3 第一轴和从动盘毂花键尺寸选取和校验152.3.3 花键尺寸d计算15第三章 膜片弹簧设计173.1 拉式膜片弹簧的工作原理173.2 拉式膜片弹簧的载荷变形特性183.2.1接合位置的载荷变形公式193.2.2 分离时的载荷变形公式203.2.3小端载荷变形特性223.3 拉式膜片弹簧应力变形特性223.3.1碟形弹簧部分的应力变形公式223.3.2碟形部分子午剖面上切向应力分布：233.3.3拉式膜片弹簧的应力计算243.4 拉式膜片弹簧的设计25第四章 离合器扭转减震器基本参数选择284.1 概述284.2 主要性能参数计算和分析284.2.1减震器的极限转矩284.2.2 计算减震器阻尼力矩304.2.3计算减震器的预紧扭转力矩314.2.4减震弹簧位置半径的确定314.2.5由参考文献提供的列表314.2.6减震弹簧总压力31第五章 其余结构参数校核345.1 传力片强度校核345.2 压盘热容量校核34第六章 主要零件加工工艺356.1 主要零件加工工艺356.1.1膜片弹簧的制造工艺366.2 工艺尺寸链的计算39参考文献46I40-绪论我国正处于社会主意初级阶段，主要的工作重点是发展社会生产力，为适应上层建筑的需要，为了使生产关系适应生产力，还要不断的推动科学技术的发展。现代汽车已成为各国国民经济中不可或缺的一部分，而离合器作为组成汽车的一部分，对其的需求也是愈来愈高。离合器作为机械传动系的重要组成部分，位于传动系的首端，用于切断和传递传动动力。故汽车离合器设计的好坏，直接关系到汽车是否能够平稳起步；能否可靠的在换挡时将发动机与传动系分离，从而减少变速器中齿轮的冲击，便于换挡；是否能在工作中受到较大载荷时，以打滑的方式保护发动机和传动系不至于过载而损坏。由于城市道路普遍较窄的现状，车流量的不断增加，导致道路交通情况的日趋复杂，司机在行驶中需要不断的换挡，停车，起步，造成离合器使用频率增高，使用条件日趋严酷，因此设计上应保证离合器有优良的工作性能，即保证其上限工作极限。离合器工作时，温度上升，导致摩擦系数变换，压紧力变化。当散热等系能指标满足时，同时要考虑到国内目前的生产工艺水平，以降低成本和维修费用等。第一章 结构方案设计1.1 总论首先应该深入研究对汽车离合器的设计要求，根据离合器在汽车中所处的位置，保证离合器的良好工作性能。一部合格的离合器至少需要满足以下要求：1. 在任何行驶条件下，既能可靠的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。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，延长时其使用寿命。6. 应能避免和传动器的扭转振动，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，调整方便等。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和传动系平顺的接合，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，以传动系各零部件因过载而损坏；有效的降低传动系中的振动和噪声等。基于以上考虑，下面将选择本设计离合器的传递动力方式。用于离合器传递动力的方式有摩擦、液力、磁力等几种方式。液力、磁力离合器具有自动适应负载变化，自动变扭等几种优良性能，但其缺点是结构过于复杂，价格较高，体积较大，重量大，维修困难等。鉴于以上几种优点，目前绝大多数汽车上仍使用摩擦式离合器，只有为数不多的高档轿车，及一些工作负荷较大，且工作条件恶劣的重型车，矿山车上使用液力离合器。本设计是轻型汽车，工作条件较好，负荷也较小，采用液力或磁力离合器大可不必。因此，本设计采用摩擦式离合器。离合器主要由主动部分，从动部分，压紧机构和操纵机构组成。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34个传动片传递转矩的。 2、从动部分 从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，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。为了避免转动方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。 为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在动盘本体园周部分，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，压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。 3、扭转减振器 离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动动盘本体和减振器盘又通过六个减振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。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。 4、压紧机构 压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成，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，从而将处于飞轮和盘压间的从动盘压紧。 螺旋弹簧分沿周向布置和在中央布置两种。将一个圆柱形或圆锥形弹簧布置在中央的离合器称为中央弹簧离合器。 下面就各部分的基本部分和零件进行结构方案设计分析。1.2 总成零件结构方案分析1.2.1 从动盘数目分析单盘离合器结构简单，分离彻底，迅速，散热良好，尺寸紧凑，调整方便，从动盘转动惯量小，接合平顺，广泛应用与轿车和中小型货车上，本设计为轻型汽车离合器，故用单盘式结构形式比较合适。双盘离合器虽然传递力矩能力较强，且具有接合平顺，踏板力较小的优点，但其结构本身就决定了他不能彻底分离，这对在城市中复杂的路面中行驶，频繁使用离合器的场合极为不利，很容易造成变速器，同步器的过度磨损。而且双盘式离合器的结构中，中间压盘散热不良，热负荷高，结构复杂，尺寸和重量大，不利于轻型车的总体布置，故而不使用与本轻型车。1.2.2 压紧弹簧的选择离合器的压紧弹簧有圆柱弹簧，矩形断面的圆锥弹簧和膜片弹簧等形式。压紧弹簧就其在离合器中所起的作用来看，他担负着能否提供足够的且在工作过程中变化最小的压紧力的任务，是动力能否可靠的传递的核心零件，鉴于拉式膜片弹簧离合器具有如下一些优点，本设计将采用拉式膜片弹簧离合器。1. 膜片弹簧离合器本身兼作分离杠杆，使离合器的零件数量显著减少，重量减少，采用拉式结构又可以省掉支承环，支承环铆钉等零件，通常可以比普通螺旋弹簧离合器零件数目减少左右；2. 膜片弹簧与压盘在整个圆周接触，使压紧力分布均匀，这可延长摩擦片的使用寿命；3. 没有像螺旋弹簧那样，因离心作用使压紧弹簧偏移和变形引起接触表面严重变形磨损，甚至弹簧断裂等弊病，故膜片弹簧对高速发动机的适应性更强；4. 膜片弹簧具有理想的非线性工作特性，而普通的螺旋弹簧，其工作特性是线性的。可以看出，当离合器分离时，螺旋弹簧离合器压紧力也增大，与之相反，膜片弹簧的工作特性曲线上，压紧力是下降趋势。并且如果摩擦片的使用一段时间后磨损，螺旋弹簧会随着摩擦片的磨损而压紧力降低，而如果合理选择膜片弹簧工作点，可以使压紧力不仅不下降，反而有所上升。说明：图1-1 由于在压盘离合器盖总成中，螺旋弹簧处于预压紧状态，膜片弹簧却处于近似自由状态，两者的弹性特性曲线如图。在新的摩擦片接合位置时（b点），两种弹簧的变形量均为，但在摩擦片磨损后的接合位置分别为a,a点，两者变形量均为，但由图可见，膜片弹簧所提供的压紧力变小较小，而螺旋弹簧的特性是线性的，其与相差较大，容易引起滑磨，另外彻底分离时，膜片弹簧所需的分离力为，有图中可以看出，他远小于螺旋弹簧所需分离力。5. 同样因为膜片弹簧所具有的非线性特性，可以保证在从动盘磨损后，压盘工作压力保持在一个很小的范围内，使离合器能保持其传递扭矩的能力，而不致于产生严重的滑磨。6. 因为在同样轴向尺寸的情况下，膜片弹簧可使用重量较大而形状螺旋对称，又较一致的压盘，可以有足够大的热容量，采用适当的措施，拉式膜片弹簧离合器可以获得较好的散热条件。例如，可以在离合器压盘壳上开较大尺寸的通风孔。7. 便于采用新近广泛采用的钢带式驱动形式（周向或径向布置），离合器盖通过驱动销与周置钢带驱动压盘。分离时靠钢带的弹性恢复力，使压盘能够自由的轴向后移，以保证彻底分离。钢带式驱动形式中没有摩擦和磨损，也没有传动间隙，因此比传统的嵌合式驱动方式（如凸块式，销钉式和键块式）要好。8. 膜片弹簧离合器中的零件大多可用冲压件和标准件，有利于保证零件的系统化，通用化，从而保证产品质量，便于大量生产，可以大幅度降低制造成本（约可降低30%）。9. 由于拉式膜片弹簧离合器是以弹簧中部而不是大端与压盘相压，在相同的压盘尺寸条件下，可以采用较大直径的弹簧，因此提高离合器的转矩容量，从而可以传递较大的功率。10. 可以获得比推式更大的杠杆比，而且由于摩擦副数模减少，提高了传动效率，能使踏板力进一步减少（约比推式减少25%-30%），操纵更为轻便。11. 由于在拉式结构中取消了支承环，固定铆钉，硬化套筒等零件，零件数目比普通推式离合器更少，结构更简化，轴向尺寸更小，重量更轻，结构更紧凑。12. 由于取消了弹簧与盖之间可能因磨损而出现的间隙，因此可以减少冲击和噪声。13. 可以进一步的提高寿命，原因有下述三条：a) 小端分离力小，使当量应力下降；b) 在同样的轴向尺寸下，可采用较厚的压盘，增加了压盘的重量和热容量，改善了散热条件；c) 压盘壳上可以开足够大的窗孔，亦能很打程度上改善压盘的散热条件。鉴于上述拉式膜片弹簧离合器 的若干优点，它必然会逐步代替螺旋弹簧离合器和推式膜片弹簧离合器，并且随着近年来材料性能，生产工艺储备等方面的不断更新和进步，生产成本的不断下降，拉式膜片弹簧离合器将会更充分的发挥它的自身优点。但是到目前为止，还有以下几个问题待以解决。以便更进一步的推广拉式膜片弹簧离合器。a) 在材料和制造工艺上（尤其是加工精度和热处理条件等）需进一步提高；b) 膜片弹簧的开口处（分离指舌根处）的应力集中问题；c) 分离指舌尖部分的磨损问题。d) 分离轴承（拉式）的结构改进和制造工艺改进问题。综上所述，拉式膜片弹簧离合器被认为是一种很有前途的离合器，本设计即为拉式膜片弹簧离合器。1.2.3 从动盘结构方案分析离合器从动盘是联系发动机动力和变速器第一轴的关键部件，它设计的好坏将直接关系到能否平稳、柔和、可靠的传递动力。a) 有关扭转减震器发动机传递到汽车传动系的扭矩是不断变化着的，因此导致传动系发生扭振。如果这一振动频率与传动系自身的固有频率相同，将发生共振，对传动系的零件将产生极大的冲击载荷，严重的可能导致损坏。另外在不分离离合器紧急制动或猛接离合器的情况下也会对传动系各零件产生极大的冲击载荷，结果将导致零件的过早损坏。为了避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，应该在从动盘上安装扭转减震器。有些汽车上将扭转减震器制成单独的部件，但大多数是将其附装在从动盘中，本设计选择后者。b) 从动片结构方案分析为了使离合器接合柔和，在接合过程中，从动盘轴向应该有弹性，增加从动盘的轴向压缩量，可以使压紧力渐渐增加，导致扭矩也渐渐增加，保证接合柔顺。因此在从动盘中增设轴向弹性元件，采用波形弹簧技术。波形弹簧有以下几种结构形式：可将的从动盘主体上被径向切槽分割形成的扇形部分弯曲成波形；或者在从动盘本体的每个扇形平面上在铆一个波形片，而摩擦片则分别与本体或波片连接，或者干脆将本体直径做的很小，而在其外缘上都有若干个扇形的波片弹簧钢片，两摩擦片分别与波簧相连这种结构形式可以使本体与波片的自造精度高，同轴度好，容易调平衡。因此本设计采用此结构形式，这也是目前从动盘应用最广泛的一种结构形式。c) 从动盘结构设计从动盘本体和从动盘毂之间是通过扭转减震器来传递扭矩的。从动盘本体，从动盘毂，扭转减震器上都开有装扭转减震弹簧的槽孔，根据本设计飞轮及离合器的大概尺寸，以及参考国内外同类型离合器，本设计选取6各扭转减震弹簧，即上述3个零件上应开有6个槽孔（矩形），从而实现本体与从动盘毂之间的弹性连接。从动盘个体与减震器盘铆成一个整体，并将从动盘毂及两侧的阻尼片夹在中间，从动盘个体及减震器盘上的窗口有翻边，使弹簧不致脱出。在从动盘毂上开有与铆钉隔套相对的缺口，在缺口与隔套间留有间隙，依靠两阻尼片与本体和盘毂间的摩擦来消耗扭振的能量，使扭振迅速衰减。通常阻尼片依靠本体和减震器盘间的连接铆钉建立正压力，结构简单，但阻尼片磨损后，阻尼片摩擦阻力降低或消失，因此用碟形弹簧建立正压力较好，可以使阻尼力保持稳定。另外，从发盘的角度来看两级或多级的刚度不同的扭转减震器将会被逐渐运用，其中一种实现变刚度的做法是将弹簧的窗口做成尺寸不一，利用弹簧先后起作用获得变刚度特性，此结构可避免不利的共振，降低传动系噪声。由于在接合过程中各级是先后起作用的，刚度由小变大，使接合更柔顺，同时采用此结构可提高从动盘寿命。此外，还可以选用橡胶等弹性元件并可制成星形或圆柱形。1.2.4 从动盘摩擦片结构方案分析摩擦片是离合器动力传递的承载元件，它性能的好坏也直接影响到能否可靠的，安全的传递发动机扭矩。A. 摩擦片摩擦材料的选择首先对摩擦片摩擦材料有如下要求。a) 摩擦系数比较稳定；b) 工作温度，滑磨速度，单位压力变化要小；c) 要有足够的机械强度和耐磨性；d) 热稳定性能好，磨合性能好，密度小；e) 有利于平顺接合；f) 长期停放，离合器摩擦面之间不产生“粘着”现象。离合器摩擦材料一般有石棉基摩擦材料，烧结金属和金属陶瓷等。石棉基材料基本上符合上述要求并且有如下优点。同时考虑到本车的扭矩较小，属于普通车型，要求价格较低，因此本设计采用石棉基材料。石棉基材料是由石棉织物或石棉，粘结剂（树脂或橡胶，或两者同时使用）和特种添加剂热压而成，其摩擦系数一般在0.30.45之间。石棉基材料价格较低，密度小，在大多数汽车上使用良好。但石棉基材料不宜使用在工作条件恶劣，工作温度较高的离合器中因为它的摩擦西湖f热稳定性较差，当T250度时，f值可能降到0.25以下，磨损加剧，材料变质烧裂。从发展趋势来看，烧结金属和金属陶瓷有广泛的应用前景，他们的热稳定性良好，高温耐磨性好，传热性好，摩擦系数高，密度较大，但制造工艺尚未成熟，不能保证接合柔顺等一系列问题，所以他们未能得到广泛的应用。B. 摩擦片上沟槽的选择：为了排屑和散热的方便，应在摩擦片表面适当开槽，本设计采用如摩擦片零件图所示的蹄块式径向沟槽，槽的数目选24。1.2.5 其他零部件结构方案分析a) 压盘的驱动方式选择传统的凸块式，销钉式和键块式等啮合驱动方式，存在着同轴性差，有磨损，噪声较大，有冲击，平衡性不好等缺点。钢带式压盘驱动方式能够克服上述缺点，并且压盘分离时可借助钢带的弹性恢复力与从动盘分离，而不需要设置专门的拉钩，可以使结构简化，增加寿命，本设计选用后者。b) 膜片弹簧受力支撑点的选择为了使膜片弹簧受载均匀，摩擦均匀，不偏心，本设计中在压盘壳上冲压处一条起支撑作用的弹簧支撑环带，同时在压盘受力支撑凸台上也加工出一条尖的支撑带（形状如刀口），如图。支撑方式示意图注：本选择参照五十铃轻型货车的结构方案c) 分离轴承的选择为了防止膜片弹簧分离指指端发生偏磨损，以使各分离指受力均匀，本设计选用了自动调心的拉式分离轴承。d) 铆钉摩擦片与从动盘波形弹簧铆接选用GB869-86沉头圆铆钉。e) 操纵结构结构方案选择A 要求：a 踏板力尽量小，应小于50200N。b 踏板行程不宜过大，一般应在100-180mm。c 具有踏板自由行程调整机构，以便于在摩擦片磨损后调整到原有行程；d 具有踏板行程限位机构且可调，防止操纵结构中的零件受到过大载荷而损坏。e 操纵机构应有足够的刚度f 应不致使发动机的振动或车架和驾驶室的变形而引起操纵机构运行干涉。B 选型常用的机械结构有机械式，液压式和气压式三种，在高档轿车和大型车上还有助力式。由于液压式操纵机构有如下优点，因此本车选用液压式操纵机构。a 摩擦阻力小，传动效率高。b 重量轻，布置方便。c 由于客车的布置形式，液压操纵机构用于远距离操纵，与机械式相比，它不受杆系限制，避免车架和车桥变形引起的干涉。d 接合柔顺。e 可使用吊挂式踏板，不用在驾驶室地板上开孔，便于驾驶室密封。第二章 整体性能参数选择与计算2.1 摩擦片尺寸计算a) 摩擦片外径D根据经验公式计算 D=式中：发动机的最大扭矩（Ncm） A经验参数，对本设计的单片离合器，取A=3045若取A=35，则D=21.04（cm）摩擦片外径符合ZJB 192.890标准下表是标准部分内容：外径（mm）(170)180(190)200(215)225内径（mm）(120)125(130)140(140/145)150厚度（mm）(3.0/3.2)3.5(3.5)3.5(3.5)3.5注：括号内尺寸不符合GB5764-86的尺寸规定，不推荐首先。为使结构空间足以布置的下扭转减震器的弹簧等零件，取摩擦片外径D=225mm,相应选其内径为150mm.因此可得摩擦片平均半径为=93.75mmb) 摩擦片圆周速度的检验为了避免摩擦片高速旋转时分离，限摩擦片的最大圆周速度为6570m/s。根据经验，发动机的最高转速比最大功率时转速高10%，所以摩擦片外缘处的最大线速度为：=（1+10%）D/6式中：是发动机最大功率时的转速本车所给发动机数据=4500rpm即：=（1+10%）3.142254500/60 =58.3m/s65m/s因此圆周速度在允许范围内，安全。c) 计算摩擦片面积单片摩擦片的摩擦片面积为A=（-） =3.14（-） =220.9（）总的摩擦片面积=Ai=220.92=441.8式中：i是摩擦面的数目，对单片离合器i=2.2.2 后备系数的确定2.2.1后备系数选择后备系数是离合器的主要参数，它反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。适当，可减少滑磨。选择后备系数需综合考虑以下因素：a) 在摩擦片在使用磨损后，离合器还能保证传递发动机最大转矩的可靠程度；b) 为防止传动系过载，又不能取过大；c) 为了防止离合器滑磨过大，又不可过大；d) 当发动机功率较大，使用条件较好时，后备系数可以小一点；e) 为使离合器尺寸不致过大，防止传动系过载，保证操纵轻便，又不可过大；、f) 当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少滑磨，应选大些为宜。由经验值，并参考国内外同类型车离合器后备系数，轿车，轻型车的后备系数通常取作1.21.75。对于本车还要具体考虑到：a) 本车为轻型汽车，起步换挡平率较高，离合器工作条件严酷，宜取大些，以减少滑磨。b) 本车所给定的变速比=5.568，=6.17，传动比较大，传动系转动惯量较大，也宜取大。同时参考SH130车基本性能参数与本车相近，初选=1.68.2.2.2 性能参数计算1） 计算离合器静摩擦力矩=1.68155=260.4(Nm)=fZ式中：压盘加于摩擦片上的工作压力 Z摩擦面数目 F摩擦系数，取作0.3，参考前述 摩擦面平均摩擦半径=4701.6 N1） 单位压力验算又=单位压力的选择应考虑到离合器的工作条件，后备功率大小，摩擦片外径D，摩擦片材料及质量等因素，若离合器使用频繁，发动机后备功率较小，则应取小些，反之取大些，本离合器工作条件差，后备功率较小，宜取小些。其外径D=225，适中，可取较小，本离合器采用石棉基摩擦材料，因此可在0.140.3MPa范围内选取，参考轿车选择范围=0.180.3MPa,综上所述，=0.213是最合适的。2.3 第一轴和从动盘毂花键尺寸选取和校验2.3.3 花键尺寸d计算花键尺寸d（mm）可按下式初选式中：k经验参数，k=44.6 发动机最大转矩，单位Nm取k=4.6D=24.8mm查矩形花键国标GB1144-87并且考虑到汽车行驶中所遇到的复杂情况，取花键工作长度L=30mm，键数Z=10同时查得花键小径为26mm（d） 花键大径为32mm（D） 齿厚 B=4mm计算平均直径=(mm)1. 校验花键强度条件：式中：齿面挤压应力 T花键所传递的转矩 载荷分布不均匀系数，取0.7 h矩形花键齿高 l矩形花键工作长度 花键平均直径即 =100140MPa2.3.2 花键齿面耐磨强度计算离合器花键基本属于空载下的移动，一般情况下热处理制造精度属于中等，故取齿面耐磨强度许用比压Pp=3060MPaP= 取=0.7故=17.19（MPa）PPp结论：因此初选花键可以满足使用要求。第三章 膜片弹簧设计3.1 拉式膜片弹簧的工作原理a) 自由状态弹簧未安装前处于自由状态，安装时小端处于靠近压盘一面。b) 接合状态（工作状态）离合器盖压盘总成装上飞轮后，离合器对膜片弹簧大端施压紧力P，膜片弹簧中部与压盘接处作用有支撑反力，将膜片弹簧压紧套趋于压平状态，从而将从动盘摩擦片压紧在飞轮与压盘中间。此时，离合器处于接合状态，压紧力为,大小端变形量分别为，。c) 分离状态当分离力将分离轴承向后拉离飞轮时，通过膜片弹簧小端分离指，使弹簧以大端为端点，继续压缩，压至翻转状态，（作用力减少时，膜片弹簧由于弹性恢复力仍能恢复原状），此时膜片弹簧中部对对压盘作用的压紧力逐渐减少到消失，（从结构上应保证使压盘始终保持与弹簧接触，使压盘随膜片弹簧移动），使从动盘分离，离合器处于分离位置C时，大小端分别产生附加变形量。3.2 拉式膜片弹簧的载荷变形特性拉式膜片弹簧可以看做是由两个部分组成的。如图所示： 碟形弹簧部分（即靠近大端圆环部分） 分离指部分3.2.1 接合位置的载荷变形公式此时膜片弹簧仅碟簧部分受载变形，当碟形弹簧在外半径R与内半径r处受到载荷P时，其载荷变形公式为 （1）式中：E材料的弹性模量 泊松比 A载荷系数 P载荷值 R、r、H、h膜片弹簧的结构参数尺寸注：1/A=即 （2）由上式可以得出膜片弹簧在大端载荷的作用下，大端处的变形公式 （3）此式与推式膜片弹簧相同，因两者在接合位置时都由碟形部分的预压变形起作用，受力情况与之像类似。拉式膜片弹簧在大端载荷作用下小端处的变形公式 可以得出 （4）3.2.2 分离时的载荷变形公式a) 拉式膜片弹簧在小端载荷作用下大端L处的变形公式 （5）b) 拉式膜片弹簧在小端载荷作用下小端处的变形公式 （6）以上各式相对应的膜片弹簧变形载荷示意图如下所示：凸点 拐点 （7）凹点 3.2.3小端载荷变形特性小端载荷变形特性，如上面（b）图各特殊点位置令式中：是拉式膜片弹簧的内杠杆比 (8)则 即 （9）3.3 拉式膜片弹簧应力变形特性3.3.1碟形弹簧部分的应力变形公式当碟形弹簧在外半径R与内半径r处受载荷P时，在子午剖面上各点（如下图所示），其切向应力变形公式： （10）3.3.2 碟形部分子午剖面上切向应力分布：如下图所示为拉式膜片弹簧各点理论应力计算。在膜片弹簧的尺寸参数与变化范围内，在分离轴承处分离位置时，子午剖面上凸面的与为切向压应力（），凹面的与为切向啦应力。由上图可见，点为最大应力点。实际上，在对打应力点，当材料P增大到使达到并超过材料的屈服极限后，材料发生塑性变形，因此，当载荷P继续的增大，该点的实际应力就不可能继续增加，而剖面上其他各点的应力继续增加，使应力分布趋于均匀。此外，由于强压处理使应力分布更趋于均匀，这就是在实际运用中，点的计算应力往往超过屈服极限而碟簧仍不失效的原因。在实际设计中，只要保证点的最大压应力和点的最大拉应力各自不超过许用应力值，就可以避免碟簧的损坏。3.3.3 拉式膜片弹簧的应力计算点的最大应力计算拉式膜片弹簧分离状态时，点切向应力最大，同时受小端分离力的作用，使分离指舌根部分产生径向弯曲应力，凸面为拉应力，凹面为压应力，由于切槽部分应力集中的影响，危险应力点位于分离指舌根部，凹面靠近切槽的部分，并处于双向应力状态。a. 最大切向压应力用碟形弹簧中10式表示。式中值应按以下方法取值： 彻底分离时的大端变形量 应力特性曲线上凸点变形量取两者中较小者为值。b. 最大径向拉应力在小端分离力的作用下，每个分离指在处受力，在点应生径向拉应力： （11）式中：M每个分离指上所上弯矩 W抗弯截面系数 分离指舌根宽度c. 最大当量应力根据第三强度理论（最大剪应力理论）得 （12）若求得为负值，表示最大当量压应力。3.4 拉式膜片弹簧的设计3.4.1 拉式膜片弹簧的材料和许用应力膜片弹簧的材料具有高的弹性极限和屈服极限，高的静疲劳强度和冲击强度，能储存较大的弹性能（因为屈服强度比较高）。为便于弹簧的冲压成型，材料还必须有足够大的塑性变形的能力，国内常用的材料为号硅锰钢（，热处理后硬度为HR（4252）。膜片弹簧在变应力条件下工作。最有可能发生的损坏形式是疲劳损坏。若按每公里形式离合器分离5次计算，相当于10万公里需分离50万次，此时一般取膜片弹簧压应力为14001500MPa。近年来，由于技术和工艺水平的提高，使膜片弹簧的寿命也进一步加强了。3.4.2 拉式膜片弹簧基本参数的选择a) H/h比值的选择分析表明，不同的H/h比值对膜片弹簧的载荷变形特性有显著的影响。通常，为保证离合器压紧力在摩擦片摩擦前后变化不大，以便使操纵机构轻便起见。H/h比值一般在1.42.8范围内选取，常用值为1.52.2。H/h较大时会增加压应力与最大拉应力，但却能减少分离力。操纵轻便。本设计初选H/h=1.84，h初选2.，H=4.42。b) R/r比值选择膜片弹簧的R值与r值应满足结构上的需要并与从动盘摩擦片相适应。通常拉式膜片弹簧r可取为接近于摩擦片平均半径。因此对于相同尺寸的摩擦片，拉式膜片弹簧的R可取较大。为保证分离指有一定的内杠杆比，r值不可太小，因此R/r值不能太大，一般取R/r=1.151.5，常用R/r=1.21.3. R/r值愈大，则弹簧的刚度愈小，最大应力和也愈小。本设计初选R/r值1.26。R R取112 r=89c) 膜片弹簧工作点位置选择根据公式本设计初选式中：摩擦片总的工作面数，单片=2 每单片工作面最大允许磨损量，可取mm，本设计,确定磨损后的A点，当彻底分离时，确定工作点D，取压盘分离行程可以确定D点，d) 膜片弹簧起始圆锥底角e) 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径主要由结构上决定，分离轴承应大于选=21，=19.f) 分离爪的数目n和切槽，及半径分离爪数目n12，一般取18，本设计取n=18。本设计取。g) 支承环平均半径e和膜片弹簧与压盘接触半径Le和L的大小将影响膜片弹簧的刚度。一般选e值尽量接近r而略大于r，L应接近R而略小于R。本设计取e=90mm,L=110mm。膜片弹簧的强度公式膜片弹簧在各种情况下，其碟簧部分的内半径处应力为最大，因此在任一轴向剖面上B点（如图）的应力总是大于其他各点，而且该点的最大应力值是发生在离合器分离过程中某一位置。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，应使B点的当量应力小于许用应力，即。由于当随大端的变形而变，当=时，即当达到了极限值，因此，当离合器分离时的大端变形量时，上式中取为，当时，取值为。具体见程序。第四章 离合器扭转减震器基本参数选择4.1 概述离合器扭转减震器的参数可分为两类。一类是影响减震器组要性能的参数，包括：A 扭转减震器扭角刚度；B 减震器阻尼元器件间的摩擦；C 另外设计参数还包括极限转矩，极限扭转角。另一类是结构参数。以下将对各主要参数进行计算分析。4.2 主要性能参数计算和分析4.2.1减震器的极限转矩减震器正常工作时，发动机转矩是由减震器上的减震弹簧来传递的，而减震器传递转矩的能力又影响到传动系的载荷，传动系出现大的动载荷时，若超过减震器所能传递的极限转矩，则会消除限位销与从动盘毂之间的间隙，此时限位销开始 起作用。扭转刚度的选择与极限转角的大小，会引起从动盘毂过早碰上限位销，起到减震的作用。最好是使系统处于所研究的危险共振时，恰好能保证接近而不碰上限位销。根据经验，与有关，一般可取式中对货车取1.5，轿车取2，本轻型车取1.8，即1. 选取扭转减震器的角刚度合理选取减震器扭转刚度，可使共振现象不发生在发动机的工作范围内，从而避免系统的共振。受的制约不可过小，而为避免共振，又不能太大，由经验公式来选取。减震器的扭转刚度取决与减震弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，如下图所示：设减震弹簧分布在位置半径为的圆周上，如图，当从动盘片相当于从动盘毂转过弧度，弹簧相应变形量，此时需加在从动片上的扭矩为式中： K每个减震弹簧的线刚度 N/mm Z减震弹簧个数 减震弹簧的位置半径（mm）根据扭转角刚度的定义，则则()4.2.2 计算减震器阻尼力矩减震器通常装有阻尼装置，以减小振动幅度，尽快衰减振动。为了最有效的消除振动，必须合理选择减震器的摩擦转矩。通常本设计取4.2.3 计算减震器的预紧扭转力矩减震弹簧安装需要预紧，所以使得传递同样大小的转矩时，可以降低减震器的扭转刚度，可提高系统的共振频率，使系统在更加高的频率下工作。本客车发动机在达到最大功率时，转速高达4500rpm，扭转角刚度更不能过大，同时为使扭转减震器不出现提前停止工作的现象，应使不大于摩擦转矩值，一般取稍低于，即取 本设计取 4.2.4 减震弹簧位置半径的确定尺寸应尽可能大，一般取，式中为离合器摩擦片内半径对于该轻型车4.2.5 由参考文献提供的列表摩擦片外径D225250250325325350350减震弹簧个数466881010因此选Z=6。4.2.6 减震弹簧总压力限位销与从动盘毂的极限转角式中通常取312，若对平顺性要求较高，应取大些取由 得 = =167.8参考SH130 BF130离合器，取本设计扭转减震弹簧钢丝直径d=3.5mm,外径D=19mm，即平均直径则旋转比求弹簧的工作圈数=3.24圈取其工作圈数3.25圈则总的圈数为4圈 = =128.6N/mm减震刚度 = =1208.6N/rad求作用圈数 计算弹簧的自由高度和工作高度预变形 自由高度式中 = = =6.998(mm)所以 （mm）工作高度 （mm）圆整 取减震器盘上窗口宽度为25mm。 第五章 其余结构参数校核5.1 传力片强度校核传力钢带沿离合器壳圆周分布，周向布置则应采用3组。本设计中每组2片，这样有助于减少应力，提高疲劳寿命。1. 计算拉应力式中：T发动机扭矩，计算是代入 D传力片分布直径 S传力片横向面积 Z传力片数目若传力片材料选取Q235，其=235MPa则，传力片拉强度足够。5.2 压盘热容量校核结构参数确定后要对压盘热容量做计算，校核其温升。式中：分配到压盘上的滑磨功所占百分比，=0.50 温升 L滑磨功 C压盘比热容C=0.115千卡/kgC(铸铁压盘) 压盘质量（kg）其中 式中：D、d压盘尺寸，间零件图 h压盘厚，见零件图 压盘密度，铸铁为 =3.48kg计算滑磨功，参考文献假定不变，得到：取则代入上式，得温升在规定范围内。第六章 主要零件加工工艺6.1 主要零件加工工艺6.1.1膜片弹簧的制造工艺膜片弹簧是离合器总成中最主要的零件，它的质量与加工工艺方法有密切关系。不同的离合器制造厂家，尽管工艺方法可能不同，但是工艺过程大致如下：若采用高精度带材（厚度公差），两平面可以不进行磨削加工，表面防锈处理，采用磷化，上防锈油等措施。为了使膜片弹簧分离指端与分离轴承接触部分耐磨，不少厂家对对该部分进行强化处理，若采用高频淬火处理，分离指端喷涂铬合金或镀铬或镀四氟乙烯。膜片弹簧的工艺过程（英国AP公司）：1) 检查原材料：包括厚度，硬度（最好在7585HR）和表面状态，应特别注意表面脱碳层深度，不能大于厚度1.5%：2) 冲制内外圆及所有（18个）矩形窗孔。冲制时，应特别注意矩形窗孔的位置公差；（如图）2） 冲切分离指；3） 精压外圆和所有矩形窗口，即倒圆角。碟簧部分下表面与处倒角十分重要，它的好坏直接影响膜片弹簧的疲劳强度；4） 清洁加热成型压淬这是一道关键工序，加热时应在保护气中进行，以避免氧化或脱碳；成型压淬时，应保证工件的尺寸公差和形状（特别是内锥底角，公差应小于），还要保证金相组织及硬度。5） 清洁，回火；6） 喷丸处理这也是关键工序，需要保证喷丸强度和覆盖率，还要主意喷丸后变形大小；7） 强压处理这是强化手段，强压时必须使膜片弹簧的最大应力超过工作的最大应力；8） 上防锈油，烘干；9） 检查和实验。6.1.2 离合器壳制造工艺离合器壳体是通过剪料落料冲孔初拉伸整形切边和料冲孔等一系列冲压工序加工而成的。其落料冲孔在400KN冲床上进行，拉伸和整形均在6300KN压力机上进行但在3各定位销孔处留有加工余量。已完成其他冲压工序的离合器盖即移送表面防锈处理（磷化），最后由1000KN压力机精冲定位销孔。6.1.3 从动盘毂工艺过程整体式从动盘毂毛胚，大都采用模锻后机械加工，因此加工余量大，工艺落后，材料利用率仅40%左右，与国外生产工艺相比，生产率低成本高，因此还需要进一步采用少无切削加工工艺，以提高工艺水平。在需要精加工的部分放加工余量，其花键加工采用拉削。立式拉床加工零件的垂直度好，可两个零件同时加工，效率高。再冲缺口和减震弹簧安装孔，零件装夹在可涨心轴上，以气动或者液压方式进行涨夹，采用程控专用机床进行车加工，然后在冲床上根据缺口和窗孔数及工件花盘厚度决定冲孔的工艺。冲孔与机械加工的定位压力要求一致，以确保高的形位公差精度。6.2 工艺尺寸链的计算为保证离合器和飞轮装配后，压盘对摩擦片施加指定的压紧力，必须对整个总成进行尺寸链计算，制定出各零件的公差。图中尺寸 为 尺寸为 33 尺寸为 9 尺寸为 选为协调环1. 验证各环基本尺寸2. 求各组成环平均公差3. 调整各组成环公差选为协调环调整公差为 则 则的公差等级为IT8，这样将容易用切削加工来保证。参考文献1 甘永力.精度设计基础M.长春：吉林人民出版社，2005.2 何少平.机械结构工艺性M.长沙：中南大学出版社，2003.3 机械结构工艺性M.北京：机械工业出版社，1997.4 工业机械手设计基础M.天津：天津科学技术出版社，1979.5 工业机械手图册M.北京：机械工业出版社，1978.6 濮良贵.机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.7 沈世德.机械原理M.北京：机械工业出版社，20028 MARGHITU, D. B. Mechanical Engineers Handbook 2001.9 MERCER, R. B. Industrial Control Wiring Guide 2001.10 POPE, J. E. Rules of Thumb for Mechanical Engineers 1996.11 REIMPELL, J. Combination Machine- Engineering Principles 2001.12 Ii Z.X.，Qin Z，Jiang Set a1Coordinated motion generationand real-time grasping force control for multi-fingered manipulation.Proceedings of the IEEE Internationa1 Conference onRobotics and AutomationM，1998.13 TANAKA, K. The Science and Technology of CNC 1999