汽车双片摩擦片离合器设计

0 汽车设计课程设计 题目: 汽车双片摩擦片离合器设计 学 号： 姓 名： 专 业： 车 辆 工 程 班 级： 指导老师： 完成日期： 1 摘要 离合器是汽车传动系中的重要部件， 主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。 本文采用系统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构。通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较， 确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径 D的确定，离合器后备系数的确定，单位压力 P0 的确定。并进行了总成设计主要为： 分离装置的设计， 以及从动盘设计 （从动盘毂的设计） 和膜片弹簧设计等。 关键词关键词：离合器，双片摩擦片，机械操纵，膜片弹簧 2 目录 摘要 . 0 前言 . 4 第 1 章离合器的设计原理及其要求 . 5 1.1 离合器简介 . 5 1.2 汽车离合器的主要的功用 . 5 1.2.1 保证汽车平稳起步： . 5 1.2.2 便于换档： . 5 1.2.3 防止传动系过载： . 5 第 2 章离合器设计的相关参数和要求 . 7 第 3 章离合器摩擦片参数设计 . 8 3.1 离合器摩擦片参数设计基本原理 . 8 3.2 离合器摩擦片参数设计计算 . 8 3.2.1 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t . 9 3.2.2 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 的确定 . 9 3.2.3 离合器后备系数的确定 . 10 3.2.4 离合器传递的最大静摩擦力矩 TC . 10 3.5 单位压力 P0 . 10 3.3 离合器摩擦片基本参数的校核 . 11 3.3.1 最大圆周速度 . 11 3.3.2 单位摩擦面积传递的转矩c0T . 11 3.3.3 单位压力0P. 11 3.3.4 单位摩擦面积滑磨功 . 12 第 4 章膜片弹簧设计 . 13 4.1 膜片弹簧主要参数的选择 . 13 4.1.1H/h 比值的选择 . 13 4.1.2 R 及 R/r 的确定 . 14 4.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角 . 14 4.1.4 分离指的数目 n 和切槽宽1、2 及半径 re . 14 4.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 . 15 4.3 确定膜片弹簧的工作点位置 . 16 4.6 膜片弹簧强度校核 . 17 4.7 膜片弹簧材料及制造工艺 . 18 第 5 章扭转减震器的设计计算 . 19 5.1 扭转减震器主要参数的选择 . 19 5.1.1 极限转矩jT . 19 5.1.2 扭转刚度K. 19 3 5.1.3 阻尼摩擦转矩 T . 19 5.1.4 预紧转矩 Tn . 19 5.1.5 减震弹簧的位置半径 Ro . 20 5.1.6 减震弹簧的个数 Zj . 20 5.1.7 减震弹簧总压力 . 20 第 6 章从动盘总成设计计算 . 21 6.1 从动片. 21 6.2 从动盘毂. 21 第 7 章压盘和离合器盖得设计 . 23 7.1 压盘几何尺寸的确定 . 23 7.2 离合器盖的设计 . 23 7.3 支承环. 24 第 8 章离合器的操纵系统设计 . 25 8.1 对离合器操纵机构的基本要求 . 25 8.2 踏板位置. 25 8.3 踏板行程. 25 结论 . 27 参考文献. 28 4 前言 汽车从无到有并迅猛发展。从 20 世纪初到 20 世纪 50 年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机：弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、 带同步器的齿轮变速器、 化油器、 差速器、 摩擦片式离合器、等速万向节、液压减震器、石棉制动片、充气式橡胶轮胎等。 20 世纪 50 年代到 70 年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适、流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继出现。 20 世纪 70 年代至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。由此各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。 现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面： 1） 安全可靠应用汽车防抱死制动系统 （ABS） 、 汽车驱动防滑系统 （ASR） 、电控稳定程序（ESP）、电子巡航控制系统（CCS）、安全带、安全气囊（SRS）等。 2）环境保护采用电控燃油喷射（EFI）、无分电器点火（DLI）、废气再循环控制系统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等技术。 3）节约能源 1、整车轻量化美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前汽车质量 70%的钢铁材料换成轻的其他材料，特别是塑料和铝。2、降低轮胎的滚动阻力采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。3、降低空气阻力汽车造型更加光顺圆滑。 4）代用材料采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。 5）操纵轻便、乘坐舒适采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。 摩擦离合器是应用的最广泛也是历史最久的一类离合器， 它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传动动力的基本机构， 而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。 在以内燃机为动力的汽车机械传动系中， 离合器用来切断和实现对传动系的动力传递，以保证：在汽车岂不是将发动机与传动系平顺结合，使汽车能平稳起步，在换挡时将发动机与传动系迅速彻底的分离，减少变速器中齿轮冲击，以便于换挡：在工作中受过大的载荷时，考离合器打滑来保护传动系，防止零件因过载而损坏。 随着汽车发动机转速和功率的不断提升、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片离合器结构正在逐渐的向拉式膜片弹簧离合器结构发展， 传统的操作形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。 5 第 1 章离合器的设计原理及其要求 1.1 离合器简介 联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。它们涉及到了机械行业的各个领域。广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。 离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。 对于以内燃机为动力的汽车， 离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车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。 离合器作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构。 1.2 汽车离合器的主要的功用 1.2.1 保证汽车平稳起步： 起步前汽车处于静止状态， 如果发动机与变速箱是刚性连接的， 一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象， 可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 1.2.2 便于换档： 汽车行驶过程中， 经常换用不同的变速箱档位， 以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离， 那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。 1.2.3 防止传动系过载： 6 汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性， 仍保持原有转速， 这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。 膜片弹簧离合器的优点： 1、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小 2、即使摩擦片磨损，压紧负荷也不减小 3、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好 由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。 然而早期的离合器结构尺寸大， 从动部分转动惯量大， 引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。7 第 2 章离合器设计的相关参数和要求 设计涉及的车辆技术参数：某货车总5800amkg质量，后桥驱动质量分配前轴占 40%。后轴占 60%。轴距，2750Lmm，质心高度980ghmm，要求设计最高车速max50/ukm h，最低车速为min5.0/ukm h。 设计涉及的发动机参数；功率 150 马力即 110KW，转速 n=2000r/min，最大转矩 Te max=545 N.m。 基本参数主要有性能参数和 P0，尺寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b。以及结构参数摩擦面数 Z 和离合器间隙t，最后还有摩擦因数 f。 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。 7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。 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。 8 第 3 章离合器摩擦片参数设计 3.1 离合器摩擦片参数设计基本原理 摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的. 离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 cCTfFZR (2.1) 式中 f 为摩擦面间的摩擦因数；F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平均摩擦半径；Z 为摩擦面数；单片摩擦离合器 Z=2，双片摩擦离合器Z=4。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有 4)(2200dDAF (2.2) 式中 p0为单位压力；D 为摩擦片外径；d 为摩擦片内径。 摩擦片的平均摩擦半径 RC根据压力均匀的假设，可表示为 (2.3) 当 d/D0.6 时，RC可相当准确地由下式计算 (2.4) 则有： (2.5) 式中，c 为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在 0.530.70 之间。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时TC应大于发动机最大转矩，即 cmax=eTT (2.6) 式中，maxeT为发动机最大转矩。 为离合器的后备系数， 定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于 1。 基本参数主要有性能参数和 P0，尺寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b。以及结构参数摩擦面数 Z 和离合器间隙t，最后还有摩擦因数 f。 3.2 离合器摩擦片参数设计计算 )(32233dDdDRc4dDRc)1(12330cDfZTc9 3.2.1 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t 表摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围 摩擦片材料 摩擦因数 f 石棉基材料 模压 0.20-0.25 编织 0.25-0.35 粉末冶金材料 铜基 0.25-0.35 铁基 0.35-0.50 金属陶瓷材料 0.70-1.50 本离合器选取摩擦因数 f 为 0.3 本次设计为双片摩擦片离合器，所以取 Z=4 离合器间隙t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆之间留有的间隙。 该间隙t 一般为 3-4mm。 3.2.2 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 的确定 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（Nm）来选定 D 时，有 maxD=100eTA(2.7) 式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围： 小轿车 A=47 一般载货车 A=36（单片）或 A=50（双片）； 本次设计选取 A=50。 所以求得 D=330.23mm。 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D/mm 250 280 300 325 350 380 405 430 内径 d/mm 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度 b/mm 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1-c3 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 单位面积 302 402 466 546 678 729 908 1037 根据离合器摩擦片尺寸系列和参数表 取得： D=350mm；d=195mm；b=4mm；C=0.557；1-c3=0.827 10 3.2.3 离合器后备系数的确定 后备系数 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 时，应从以下几个方面考虑： 1.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； 2.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系 2 过载。 通常轿车和轻型货车 =1.21.75。 本设计为总质量5800amkg的轻型货车的离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表 2-2），并根据最大总质量不超过 6 吨的载货汽车=1.201.75，结合设计实际情况，故选择 =2。 表 2-2 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.201.75 最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25 挂车 1.804.00 3.2.4 离合器传递的最大静摩擦力矩 TC cmax=2 545.251090meTTN 3.5 单位压力 P0 摩擦面上的单位压力 P0 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力 P0 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 2 力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 P0 应随摩擦片外径的增加而降低。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。 3330(1)12cdTfp ZDD（2.8） 由公式（2.8）的 03333331212 1090 20.196195(1)0.34 350 (1)350caTpMPdfZDD 式中，f 为摩擦因数取 0.3； P0 为单位压力（MPa） Z 为摩擦面数取 4； D 为摩擦片外径取 350mm； d 为摩擦片内径取 195mm； 11 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： 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。 要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。 要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好 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 磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 油水对摩擦性能的影响应最小 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,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。 3.3 离合器摩擦片基本参数的校核 3.3.1 最大圆周速度 33max102000 350 1036.65/70/6060DevnDm sm s 式中，Dv为摩擦片最大圆周速度（m/s）； maxen为发动机最高转速取 2000r/min； D为摩擦片外径径取 350mm； 故符合条件。 3.3.2 单位摩擦面积传递的转矩c0T 0cT=)(422dDZTc224 1090.54 (350195 ) 0.004(Nm/2mm) 式中，cT为离合器传递的最大静摩擦力矩 1090.5mN ； 当摩擦片外径 D325mm 时，0cT=0.0040Nm/2mm， 故符合要求 3.3.3 单位压力0P 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力0P的最大范围为 0.101.50Mpa， 由于已确定单位压力0P0.196Mpa，在规定范围内，故满足要求 12 3.3.4 单位摩擦面积滑磨功 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨， 防止摩擦片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 w 应小于其许用值w。 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为： W=1800n2e2(2g202raiirm)=1800200014. 322(2225800 0.7756.02.92)=2486.6(J) 式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J) ma为汽车总质量取 5800kg； rr为轮胎滚动半径 0.775m； ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比 6.0； i0为主减速器传动比 2.92； ne为发动机转速 2000r/min; =)(422dDZW=2243.14 4 (3502486.6195 ) =-39.38 10J/mm2 式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取 2486.6J 满足2。本设计取 n=18，1=3.2mm；2=10mm。 15 3.1.5 支承圈平均半径 l 和膜片弹簧与压盘的接触半径 L l 应略大于且尽量接近 r，L 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 L=275mm，l=225mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60Si2MnA，当量应力可取为 17001900N/mm2。 4.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 根据工作压力 F1 和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形1 关系式 211112226 1RInEhRrRrrFHHhLlLlLl（4.4） 画出 F11 特性曲线。 设21146(1)()LlFFEh，11h则 111112RHRrHRrFInrhLlhLl（4.5） 已知52.0 10aEMp，0.3，把数值代入得， 1111413FF 112.1 2311110.7720.620.158F 由不同的1计算出的1F及1F和1，结果列表如下： 表 4-2 载荷 F 与变形之间的关系 1 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.026 1.2 1.4 1.6 1.896 2.0 1F 0.071 0.131 0.220 0.274 0.302 0.310 0.307 0.299 0.295 0.312 0.328 1mm 0.21 0.42 0.84 1.26 1.68 2.15 2.52 2.94 3.36 3.98 4.20 1FN 812 1494 2508 3129 3443 3539 3499 3414 3367 3559 3743 16 画出 F11 特性曲线，如图 4.2。 图膜片弹簧的 F1-1 弹性特性曲线 4.3 确定膜片弹簧的工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为10.750.75 3.32.475bHmm， 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：13500FFN 校核后备系数：max3500 0.3 76.25 21.21150000cceFR ZT 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为111()dbfff 即为 压盘的行程12 0.751.5fcfZSmm ， 故12.475 1.53.975dmm 离合器刚开始分离时，压盘的行程1fmm，此时膜片弹簧大端的变形量为 112.475 13.475cbfmm 摩擦片磨损后，其最大磨损量1.2mm，故112.475 1.21.275abmm 4.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 F2 17 由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力 F2 时膜片弹簧压盘接触处的变形1 和 F2 的关系式12121226 1pREh InRrRrrFHHhLlLlLllr（4.6） 取11d则得 121212522ln26 1802.0 102.1 3.975 ln8063.63.975 8063.663.63.33.9753.32.17864278646 1 0.3786464 181055ddpREhRrRrrFHHhLlLlLllrN 4.5 求分离轴承的行程2 由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形1 和小端分离轴承处的轴向变形2的关系式 21plrLl，取1f 得，264 181.54.937864plrfmmLl 宽度系数113.2 18110.73()(1553.6)fenrr 2210 18110.51()(53.663.6)enrr 在 F2 力作用下膜片弹簧的小端变形2 由两部分组成：在 F2 力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形1 而引起的小端变形2，以及因分离指受 F2 力作用引起的弯曲附加变形2。 即222 22222232221261111121ln2ln22peeeeeppppppppF rrrrrrrrrEhrrrrrrrr（4.7） 代人有关数值，得21.9mm，则2224.93 1.96.83mm 4.6 膜片弹簧强度校核 膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）13.975dmm。 18 1112222311122 ()lnpdddBrrFERrHhRrhRrLlLlr Llrr 当（4.8） 代人有关数值，得1580aBMp当=1700aMp 故满足强度要求。 4.7 膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹， 可对该处进行挤压处理，以消除应力源。 膜片弹簧表面不得有毛刺、 裂纹、 划痕等缺陷。 碟簧部分的硬度一般为 4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为0025mm，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为 1.6m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm。 19 第 5 章扭转减震器的设计计算 5.1 扭转减震器主要参数的选择 5.1.1 极限转矩jT 有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。 jT=（1.52.0）max eT（4-15） 式中的微型货车取jT=1.5max eT=1635N.m 5.1.2 扭转刚度K 为了避免引起系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度K，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。 K决定于减震器弹簧得线刚度及其结构布置尺寸。设减震弹簧分布在半径为oR的圆周上， 当从动片相对从动盘毂转过弧度时， 弹簧相应变形量为oR。此时所需加在从动片上的转矩为 T=1000K2ojRZ（4-16） 式中，T 为是从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩:；K 为每个减震弹簧的线刚度；jZ为减震弹簧的个数；oR为减震弹簧位置半径。 根据扭转减震器扭转刚度的定义，K=T则 K=10002KojRZ（4-17） 式中，K为减震器扭转刚度 设计时可按经验来处选取 K13jT本设计中取K=20000N.m/rad 5.1.3 阻尼摩擦转矩 T 由于减震器扭转刚度 T，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的消振， 必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩 T。一般可按下式初选 T=（0.060.17）max eT(4-18) 本设计中初选 T=80N.m 5.1.4 预紧转矩 Tn 20 减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 Tn不应大于 T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作， 故取 Tn= （0.050.15） Tmaxe， 本设计中初选 Tn=70N.m 5.1.5 减震弹簧的位置半径 Ro Ro的尺寸引进可能大些，一般取 Ro=（0.600.75）2d（4-19） 式中的 d 为摩擦片的直径。 本设计中取 Ro=120mm 5.1.6 减震弹簧的个数 Zj 摩擦片外径为 350mm，减震弹簧的个数可取 46 本设计中 Zj=6 5.1.7 减震弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙1 与2 被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值jT时，减震弹簧收到的压力 F为： F=jT/oR（4-20） 得到 F=2121N 21 第 6 章从动盘总成设计计算 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。 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。 6.1 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。本次设计的微型货车，故取从动片厚度为 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。 6.2 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 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MPa 160 49 10 23 18 3 20 9.8 180 69 10 26 21 3 20 11.6 200 108 10 29 23 4 25 11.1 225 147 10 32 26 4 30 11.3 250 196 10 35 28 4 35 10.2 280 275 10 35 32 4 40 12.5 300 304 10 40 32 5 40 10.5 22 325 373 10 40 32 5 45 11.4 350 471 10 40 32 5 50 13.0 从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n=10；花键外径：D=32mm；花键内径：d=26mm；齿厚：B=4mm；有效齿长：l=30mm。 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： nhlP（5-1） 式中：P-花键的齿侧面压力，由下式确定： P=ZdD)(T4maxe（5-2） 式中：d，D-花键的内外径，； Z-从动盘毂的数目； maxeT-发动机的最大转矩，N.m； -花键齿数； -花键工作高度，（D）2； -花键有效长度，。 由已知条件： P126.00030. 0.7704）（4876N 3.0003.001048765.4MaP 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。 23 第 7 章压盘和离合器盖得设计 7.1 压盘几何尺寸的确定 在摩擦片的尺寸确定以后， 与它摩擦相接触的压盘内外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。 压盘厚度的确定主要依据以下两点： 1）压盘应具有足够的质量，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高： 2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约 1525mm。 3）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 1520g.cm。 4）压盘高度公差要小。 鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取 20mm。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： mcL（5-4） 式中：-温升，； L-滑磨功，N.m； -分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘=0.50； C-压盘的热容量，对于铸铁压盘：c=481.4J/(Kg.K)； m-压盘质量，Kg。 m=v=7.03103.14（0.2250.2250.150.145）40.020=2.78Kg =3.1.448140064.1.50=9.810符合要求 7.2 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，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。 24 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。 7.3 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。 25 第 8 章离合器的操纵系统设计 本次离合器的操纵系统采用机械操纵的方式 8.1 对离合器操纵机构的基本要求 1）踏板力要尽可能小， 2）踏板行程一般在 80150mm 内，最大不要超过 180mm。 3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。 4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。 5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。 8.2 踏板位置 离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动 80100mm，作为离合器踏板中心线的位置。 8.3 踏板行程 26 踏板行程 S 由自由行程1S和工作行程2S两部分组成，即 S=1S+2S=222o11 1fca bSZ Scab（6-1） 式中ofS为分离轴承的自由行程，一般为 1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程1S一般为 2030mm；本次取 20mm。Z 为摩擦片面数；S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，双片：S=1.72.6mm，本次取 2mm。1a=90mm、a2=280mm、1b=90mm、2b=80mm、1c=18mm、2c=71mm 为杠杆尺寸。 S=1S+2S=71 280 802021890 90 4=142.5mm 符合设计要求。 27 结论 回顾本次设计，其不可避免的存在着一些问题，主要体现在对本专业知识掌握不够扎实，另外缺少实战经验，故而在设计的过程中走了不少的弯路。所以我要在以后的学习与工作中对这方面加强练习，更深入、务实。 本次设计， 感到离合器液压操纵机构比较难， 实验室中没有可以参考的资料，唯在网上收索部分的图片和很少一部分的参数，结合课本所讲解的原理画图。最简单的部分应该是计算， 尤其是膜片弹簧的计算， 这部分可以找到相当多的资料，计算起来比较轻松。 问题是存在的，但是收获也是颇丰的。深入的了解了设计一个产品的基本过程及怎么样处理设计过程中遇到的问题；学会发现问题、思考问题、解决问题，并切实与团队合作的精神。所谓稳固知新，在温习与回顾所学的知识的同时，得到新的体会与认识，将新接触到的与以前所知道的练习在一起，从新的角度出发另辟蹊径，开创新思维，使我受益匪浅。 设计的过程本是枯燥无味，但在本次老师与同学给创造的学习氛围中，我并到每位同学的优点，为我向他们学习提供了便没有感到其中乏味。相反从中寻觅到不少的乐趣，同学们的交流增多，进而认识利的条件，同时通过本次设计，也使我跟家了解自己，从新给自己定位，以便于自己在今后的工作与学习中能够快速的进步。 此次设计由于我能力有限，故设计中存在不少的不合理的地方，希望老师给予指正，使我可以更进一步。 28 参考文献 1王望予汽车设计4 版北京：机械工业出版社，2004 2徐石安，江发潮汽车离合器北京：清华大学出版社，2005 3张毅离合器及机械变速器北京：化学工业出版社，2005 4林世裕 膜片弹簧与蝶形弹簧离合器设计与制造 南京： 东南大学出版社 1995 5汽车工程手册基础篇北京：人民交通出版社，2001 6阮忠唐联轴器、离合器设计与选用指南北京：化学工业出版社，2006 7林秉华最新汽车设计使用手册哈尔滨：黑龙江人民出版社，2005 8国产微型汽车车型及配件目录北京：中国物质出版社，1990 9周明衡离合器、制动器选用手册北京：化学工业出版社，2003 10张朴汽车计算机辅助开发技术北京：北京理工大学出版社，1999 11陈家瑞汽车构造第三版北京：机械工业出版社，2000 12刘小年机械制图第二版北京：机械工业出版社，1999 13机械零件设计手册.北京：冶金出版社，1992 14汽车百科全书.北京：机械工业出版社，1989 15机械设计课程设计高等教育出版社 16工程力学第二版兰州大学出版社