575 KD1150型載貨汽車離合器設計（有cad圖）,575,KD1150型載貨汽車離合器設計（有cad圖）,kd1150,載貨,汽車,離合器,設計,cad KD1150型載貨汽車離合器設計 摘要 離合器作為直接連接發(fā)動機和傳動系統(tǒng)一個獨立存在的總成.他主要包含主動部分,從動部分,壓緊機構和操縱機構等四部分.。 主動部分,從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構.操作機構是使離合器分離的機構.正是這四部分機構之間相互協(xié)調(diào)配合,已達到汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合,換檔式將發(fā)動機與傳動系分離,減少變速箱內(nèi)齒輪的沖擊。 本文介紹了近年來發(fā)展的新型拉式膜片彈簧離合器的結構特點和工作原理，并與傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器進行了對比。在相同的約束條件下，優(yōu)化后的拉式膜片彈簧，無論是在后備系數(shù)的穩(wěn)定性、膜片的最大當量應力方面，還是在分離力的大小方面，均優(yōu)于推式膜片彈簧。然后，對于拉式膜片彈簧的載荷-變形特性和應力-變形特性作了詳細分析。在分析的基礎上，闡述了拉式膜片彈簧基本參數(shù)的選擇和設計。由于拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點，故拉式膜片彈簧離合器是一種很有發(fā)展前途的汽車離合器。 關鍵詞：壓緊機構，離合器，膜片彈簧，新型。 KD1150 DESIGN OF CLUTCH OF TRUC ABSTRACT The clutch is the lug connection engine and the transmission systems an exist independently total to become.He mainly includes the active division, follower division, compress tightly the mechanism and maneuvering gear etc. four-part cent. Active division, the follower division and compress tightly the mechanism is basic structure that guarantees that the clutch is placed in to join together the condition and can deliver the power also.Operate the mechanism is a mechanism that makes clutch seeparate.Exactly of this four-part cent mechanism moderates the fit mutually, joining together engine and transmissions fasten going smoothly while arriving the start of autocar already, the shift gear type fasten engine and transmissions separation, reduce the impact of the speed change case annular gear. In this paper,the constructional features and principles of operation of recently developed new style pull-type diaphragm spring clutch are described in contrast with the traditional push-type diaphragm spring clutch.In the same dimension,pull-type diaphragm spring by optimum design is better than push-type,in respect of stability of reservation coefficient maximum equivalent stress of diaphragm and magnitude of declutching force.Then,the load-deflection characteristics and stress-deflection characteristics of pull-type diaphram spring are analysed in detail.Base on these analyses,the selection of main parameters and design of this spring are discussed.The pull-type diaphragm spring clutch possesses many advantages,therefore pull-type diaphram spring clutch is a very prospective motor vehicle clutch. KEY WORDS: hold-down mechanism, the clutch，diaphragm spring，new style. 目 錄 第一章 前言.....................................1 第二章離合器主要參數(shù) ......................3 第三章離合器的結構設計與計算...................11 第四章 操縱機構設計計算........................31 第五章 結論....................................35 參考文獻........................................36 致謝............................................37 第一章 前 言 汽車誕生之前馬車是人類最好的陸上交通工具。1770年法國人尼古拉斯古諾（1725－1804）將蒸汽機裝在板車上，制造出第一輛蒸汽板車，這是世界上第一輛利用機器為動力的車輛。1769年，瑞士軍官普蘭捷爾也造出一輛以蒸汽機為動力的額自由行駛的板車，于是有人將普蘭捷爾也認定為汽車的始祖之一。1860年，法國人艾蒂勒努瓦發(fā)明了一種內(nèi)部燃燒的汽油發(fā)動機。1885年德國工程師卡爾奔馳（1844－1929）在曼海姆制成一部裝有0.85馬力汽油機的三輪車。德國另一位工程師戈特利布戴姆勒（1834－1900）也同時造出了一輛用1.1馬力汽油機作動力的三輪車。他們倆被公認為以內(nèi)燃機為動力的現(xiàn)代汽車的發(fā)明者，1886年1月29日也被公認為汽車的誕生日。 汽車從無到有并迅猛發(fā)展。從20世紀初至20世紀50年代，汽車產(chǎn)量大幅增加，汽車技術也有很大進步，相繼出現(xiàn)了高速汽油機、柴油機；弧齒錐齒輪和準雙面錐齒輪傳動、帶同步器的齒輪變速器；化油器；差速器；摩擦片式離合器；等速萬向節(jié)；荻第安后橋半獨立懸架；液壓減振器；艾克曼式轉向結構；石棉制動片；充氣式橡膠輪胎等。 20世紀50年代至70年代，汽車的主要技術是高速、方便、舒適。流線型車身、前輪獨立懸架、液力自動變速器、動力轉向、全輪驅動、低壓輪胎、子午線輪胎都相繼出現(xiàn)。 20世紀70年代至今，汽車技術的主要發(fā)展是提高安全性、降低排放污染。由此各種保障安全、減少排放污染的新技術、新車型相繼出現(xiàn)，如各種防抱死系統(tǒng)、電子控制噴油、電子點火、三元催化轉化系統(tǒng)、電動汽車等。 現(xiàn)代汽車技術發(fā)展的方向主要表現(xiàn)在以下幾個方面： (1) 安全可靠 應用汽車防抱死制動系統(tǒng)(ABS)、汽車驅動防滑系統(tǒng)(ASR)、電控穩(wěn)定程序(ESP)、電子巡航控制系統(tǒng)(CCS)、安全帶、安全氣囊(SRS)等。 (2) 環(huán)境保護 采用電控燃油噴射(EFI)、無分電器點火(DLI)、廢氣再循環(huán)控制系統(tǒng)、燃油蒸發(fā)排放控制系統(tǒng)、氣門升程與配氣相位可變控制系統(tǒng)、斷油控制、進氣壓力波增壓及廢氣渦輪增壓控制、共軌電控柴油噴射系統(tǒng)等技術。 (3) 節(jié)約能源 1) 整車輕量化。美國專家認為今后輕量化的途徑主要是將目前占汽車質量70％的鋼鐵材料換成輕的其它材料，特別是塑料和鋁。 2) 降低輪胎的滾動阻力。采用子午線輪胎、高性能專用輪胎。 3) 降低空氣阻力。汽車造型更加光順圓滑。 4) 變速器多擋化。 5) 代用材料。采用合成燃料、液化石油氣、壓縮天然氣、醇類燃料等代用燃料。 (4) 操縱輕便、乘坐舒適 采用自動變速器、電控動力轉向、電控懸架、汽車空調(diào)、全球衛(wèi)星定位系統(tǒng)、不停車收費系統(tǒng)、自動避撞系統(tǒng)等技術。 摩擦離合器是應用得最廣也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳動動力的基本結構，而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。 離合器大都根據(jù)摩擦原理設計。摩擦離合器的工作表面形有盤形，錐形，鼓形三種。后兩種雖有較大的傳遞扭矩能力，但從動部分的轉動慣量太大，換擋困難，結合不夠平順，長度達，同心度不好時以卡住，因此已被淘汰。 離合器按從動盤的數(shù)目可分為單片，雙片和多片三類。多片離合器多為濕式，在汽車上應用較少。單片和雙片離合器一般為干式，應用較為廣泛。　　　　　　　　　　　　　　　　　 經(jīng)閱讀收集材料，最后本人覺得選膜片彈簧離合器比較合適。 第二章離合器主要參數(shù)的選擇 汽車上所用的摩擦離合器，既要可靠傳遞發(fā)動機轉矩，又要靠它的滑磨來使汽車平穩(wěn)起步，工作條件甚為惡劣。因此，要合理地選擇離合器的設計參數(shù)和基本結構尺寸。 §2.1 離合器轉矩容量 離合器轉矩容量Te，根據(jù)對壓盤壓力分布的兩種假設，有兩種計算公式： （1） 假設壓盤壓力均勻分布 （2） 假設壓盤壓力從Ri到R0遞減 式中：Ri、R0-摩擦盤的內(nèi)、外半徑，m； F-作用在壓盤上的正壓力，N； -摩擦材料的摩擦系數(shù)； Z-摩擦盤工作面數(shù)，單盤為2，雙盤為4…… 兩種不同的假設，產(chǎn)生了上述兩種的計算公式，它們是把復雜的現(xiàn)象作一系列簡化后得出的，只能起到對離合器的轉矩容量作估算的作用。要精確地計算出離合器轉矩容量Te，是相當復雜的，因為實用工況中，μ、F、Re（摩擦盤上摩擦力等效作用半徑）都不是一簡單的常數(shù)。 §2.2離合器的轉矩容量與發(fā)動機最大轉矩的基本性能關系 為了保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，將離合器轉矩容量Te和發(fā)動機最大轉矩Temax寫成如下關系式： Te＝βTemax 或寫成 βTemax ＝ ZReμF 式中：β為離合器的后備系數(shù)，β >1； Re為摩擦盤上摩擦力等效作用半徑，不同的模型有不同的取值。 當引入單位壓力p(p=F/A)這一參數(shù)時，就可把面積因素引入?？砂咽礁膶懗? βTemax =ZReμpA 式中 A-摩擦片單面面積，㎡。 §2.3 離合器基本結構尺寸和參數(shù)的選擇 首先要確定離合器的結構型式（如單片、多片等），而后就要確定其基本結構尺寸和參數(shù)，它們是：摩擦片外徑D；單位壓力p；后備系數(shù)β。 在選定這些尺寸和參數(shù)時，發(fā)動機最大轉矩Temax；整車總質量 ma；傳動系總的速比（變速器傳動比×主減速器速比）i∑；車輪滾動半徑rK等一些車輛參數(shù)對它們有重大影響。 §2.3.1離合器后備系數(shù)β的確定 后備系數(shù)β是離合器很重要的參數(shù)，它保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉矩的同時，還有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。 在開始設計離合器時，一般是參照已有的經(jīng)驗和統(tǒng)計資料，并根據(jù)汽車的使用條件、離合器結構型式的特點等，初步選定后備系數(shù)。汽車離合器的后備系數(shù)β推薦如下（供參考）： 小轎車：β＝1.2~1.3； 載貨車：β＝1.7~2.25； 帶拖掛的重型車或牽引車：β=2. 0~3.0。 國外對小轎車的離合器推薦其后備系數(shù)β值為1.2，因為小轎車的離合器都采用膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上小轎車的后備功率較大，使用條件較好，故宜取小值。反之，對于有拖掛的載貨汽車，由于它們起步時阻力大，相對于小轎車來說，其后備功率較小，就要選取較大的后備系數(shù)。 在同類型汽車中，其后備系數(shù)也可不完全一樣。例如采用壓簧工作壓力可以調(diào)正的離合器時，β值就可以取小一些。否則，像一般螺旋彈簧離合器，摩擦片磨損后工作壓力要減小，就要適當加大后備系數(shù)。 §2.3.2 摩檫系數(shù)∪的確定 摩擦系數(shù)的大小與選取的摩擦材料有直接的關系，常用摩擦材料的摩擦系數(shù)見表2-2。 2-2常用摩表擦材料的摩擦系數(shù)、許用應力和許用溫度 摩擦副 摩擦系數(shù) 許用壓強[p]/MPa 許用溫度/℃ 摩擦材料 對偶材料 干式 濕式 干式 濕式 干式 濕式 淬火鋼 淬火鋼 0.15~0.20 (0.12~0.16) 0.05~0.10 (0.04~0.08) 0.2~0.4 0.6~1.0 ＜260 ＜120 鑄鐵 鑄鐵、鋼 0.15~0.25 (0.12~0.16) 0.05~0.12 (0.04~0.08) 0.2~0.4 0.6~1.0 ＜250 青銅 鑄鐵、鋼、青銅 0.15~0.20 (0.12~0.16) 0.05~0.12 (0.05~0.10) 0.2~0.4 0.6~1.0 ＜150 鋼基粉末冶金 鑄鐵、鋼 0.25~0.33 (0.20~0.30) 0.10~0.12 (0.05~0.10) 1.0~3.0 1.2~4.0 ＜560 鐵基粉末冶金 鑄鐵、鋼 0.3~0.4 0.10~0.12 1.2~3.0 2.0~3.0 ＜680 石棉基摩擦材料 鑄鐵、鋼 0.25~0.40 0.08~0.12 0.2~0.3 0.4~0.6 ＜260 ＜120 紙基摩擦材料 鑄鐵、鋼 0.10~0.20 (0.04~0.08) 1.0 石墨基摩擦材料 鋼 0.12~0.15 (0.09~0.11) 3.0~6.0 半金屬基摩擦材料 鋼 0.26~0.37 0.12~0.20 1.68 ＜350 ＜120 夾布膠木 鑄鐵、鋼 0.10~0.12 0.4~0.6 ＜150 皮革 0.3~0.4 0.12~0.15 0.07~0.15 0.15~0.28 ＜110 軟木 0.3~0.5 0.15~0.25 0.05~0.10 0.10~0.15 ＜110 §2.3.3 摩檫片外徑D的確定 摩擦片外徑是離合器的重要尺寸之一，它直接影響離合器所能傳遞的轉矩大小，也關系到離合器的結構重量和使用壽命。在確定尺寸D時，發(fā)動機最大轉矩參數(shù)必須是已知的。 在結構空間允許的情況下，盡量選用比較大的D尺寸，這樣既可保證使用性能，也可提高離合器的使用壽命。初步確定D的方法有兩種： 1）用公式（3-4）反算參數(shù)A，再通過A和離合器的實際結構空間尺寸確定D。 2）按發(fā)動機的最大轉矩Temax（N·m）來初選D，可參考下列公式： 摩檫片的外徑粗選為380 式中，系數(shù)K反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍選取： 小轎車K=47； 一般載貨汽車K＝36（單片）或K=50（雙片）； 自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車K =19. 無論用哪種方法初選D以后，還需注意摩擦片尺寸的系列化和標準化，就近套用標準尺寸。表2-3為我國摩擦片尺寸的標準。 表2-3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D/㎜ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑d/㎜ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/㎜ 3 .2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 C'=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- C'3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單面面積/㎜2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片內(nèi)徑d不作為一個獨立的參數(shù)，它和外徑D有一定關系，用比值C'來反映，定義為 C'＝d/D 比值C'關系到從動盤鋼片總成的結構設計和使用性能。具體來說，由于現(xiàn)在廣泛采用扭轉減振器，所以布置扭轉減振器時要求加大內(nèi)徑d，從而C'要變大；但過分加大C'值會使摩擦面積變小，這也是不利的。按照目前的設計經(jīng)驗，推薦 C'＝0.53～0.7 一般來說，發(fā)動機轉速越高，C'取值越大． 對摩擦片的厚度h，我國已規(guī)定了3種規(guī)格：3.2㎜，3.5㎜和4㎜，無更多選擇余地。 由上表得外徑為380mm，內(nèi)徑選為205mm。 §2.3.4單位壓力的確定 確定單位壓力p的時候，應從兩個方面考慮。一是摩擦材料的耐壓強度（可從表3-2中查到）；二是摩擦材料的耐磨性，影響摩擦片磨損的直接物理量是pv，表面上看，單獨考慮p的大小對摩擦片耐磨性的影響是沒有直接意義的，但是對同一轉矩容量的離合器來說，降低p值就意味著要增加摩擦片面積，這樣就增大了摩擦材料的可磨損體積，直接意義是提高了摩擦離合器的使用壽命。因此，在一定意義上來說，p的大小反映了離合器的使用壽命，p值小，壽命長；p值大，壽命短。這樣，在確定摩擦片上的單位壓力p值時，在保證離合器的可靠使用性能的前提下，應盡可能選擇小的p值，以利于提高離合器的壽命。 如果知道離合器的工作條件，選擇p的原則是：當離合器使用頻繁（如城市公共汽車和礦用載重車）時，相對滑磨的時間就長，單位壓力p取較小的值為好。因為只有降低單位壓力p，增大摩擦面積，加大容許的磨耗的體積，才能延長使用時間。 對于采用有機材料作為基礎的摩擦面片，下列一些數(shù)據(jù)可以作為參考： 對于小轎車，D≤230㎜時，p約為0. 25MPa；D>230㎜時，p可由下式選?。簆=1.18/，MPa。 對于載貨車，D=230㎜時，p約為0. 2MPa；D=380~480㎜時，p約為0.14MPa。 對于城市公共汽車，一般單片離合器p約為0.13MPa；大的雙片離合器p約為0.1MPa（考慮中間的散熱困難）。 由上表的摩檫片的選材和單位壓力摩檫因素，選用石棉基，其單位壓力。 我選的是雙片離合器。 靜摩檫力： 選 §2.3.5摩檫片的約束條件 （1）摩檫片的外徑D應滿足： 所以符合條件 （2）摩檫片的內(nèi)外徑應滿足 符合條件 （3）后備系數(shù)應滿足 所以符合條件。 （4）摩檫片內(nèi)徑必須大于減震器彈簧直徑的約 , 所以符合條件。 （5） 為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力。 單位摩檫面積傳遞的轉矩應小于其許用值 離合器規(guī)格 210~250 >250~325 >325 所以符合條件。 （6） 為了降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩檫片受損。 （7） 為了減少汽車起程中離合器每次接合的單位摩檫面積滑磨功應小于許用值 對于重型貨車 所以符合條件。 第三章 離合器的結構設計與計 離合器的結構類型很多，以下主要以單片干式摩擦離合器為主，詳細介紹其主要零件的結構選型及設計計算。 §3.1 從動盤總成 從動盤有兩種結構型式：不帶扭轉減振器的和帶扭轉減振器的。 不帶扭轉減振器的從動盤結構簡單，重量較輕，轉動慣量小，主要使用在早期和多片離合器的載貨汽車上。帶扭轉減振器的從動盤，可以避免汽車傳動系的共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)，已被現(xiàn)代汽車廣泛采用。 不論從動盤是否帶有減振器，它們都有從動盤鋼片、摩擦片和從動盤轂等3個基本組成部分。兩者不同之處在于，不帶扭轉減振器的從動盤中從動盤鋼片直接鉚在從動盤轂上；而在帶扭轉減振器的從動盤中，其從動盤鋼片和從動盤轂之間是通過減振彈簧彈性地連接在一起。 無論選擇什么類型的從動盤，它都應該滿足以下要求： （1）為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。 （2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性。 （3）要有足夠的抗爆裂強度。 （4）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應盡量選裝扭轉減振器。 根據(jù)上述分析，結合所設計離合器的使用情況，確定從動盤總成的結構。 §3.2 從動盤總成設計 下面分別敘述從動盤鋼片、從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計： §3.2.1從動盤鋼片 從動盤鋼片應達到以下幾個方面的要求： 1） 盡量小的轉動慣量 設計從動盤鋼片時，要盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。從動盤鋼片一般都比較薄，通常是用 1.3 ~2.0 ㎜ 厚的鋼板沖制而成。為了進一步減小從動盤鋼片的轉動慣量，有時將從動盤鋼片外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0㎜，使其質量分布更加靠近旋轉中心。 2） 具有軸向彈性結構 為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動盤鋼片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器盤接合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。 現(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動盤鋼片，主要有以下3種結構類型。 ①整體式彈性從動盤鋼片 整體式彈性從動盤鋼片的結構如圖3-10所示。為使具有軸向彈性，將鋼片沿半徑方向開槽，將鋼片外緣部分分割成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形，兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上。在離合器接合時，從動盤鋼片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分逐漸被壓平，從動盤摩擦面片所傳遞的轉矩逐漸增大，使接合過程（即轉矩增長過程）較平順、柔和。 圖3-10整體式彈性從動盤鋼片 1-從動盤鋼片，2-摩擦片，3-鉚釘 根據(jù)從動盤鋼片尺寸的大小可制成6 ~ 12個切槽。這種切槽還有利于減少從動盤鋼片的翹曲。為了進一步減小從動盤鋼片的剛度，增加其彈性，減少應力集中，常常將切槽的跟部切成T形。 ②分開式彈性從動盤鋼片 它是將剛片沿半徑尺寸方向分開，裝配后才能達到剛片的使用尺寸，結構組成見圖3-11。優(yōu)點是具有更小的轉動慣量，因為波形彈簧片較薄，且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大，但它在旋轉中心。圖3-6中的從動盤剛片也是這種結構。 圖3-11分開式彈性從動盤鋼片 （a）-分開式彈性從動盤總成 （b）-波形彈簧片 1-波形彈簧片，2、6-摩擦片，3-摩擦片鉚釘，4-從動盤鋼片，5-波形彈簧片鉚釘 ③組合式彈性從動盤鋼片 前面兩種結構的從動盤鋼片都屬于雙向軸向彈性，在傳動負荷不太大的小型車上廣泛采用，它們工作的特點是，在離合器分離與結合的過程當中，兩邊的摩擦片都要產(chǎn)生變形，引起從動盤轂沿變速器第一軸軸向移動，有可能造成從動盤在飛輪一側分離不徹底（從動盤轂花鍵滑動阻力較大時），影響變速器掛擋性能。因此在載貨汽車上常采用另一種所謂組合式的從動盤鋼片（圖3-12）。所謂組合式彈性從動盤鋼片，就是將從動盤鋼片沿軸向分開，在從動盤鋼片上附加一些波形彈簧片。設計和裝配時一定要注意使靠近飛輪的一側無波形彈簧片，否則，這種結構失去它的意義。顯然，這種組合式從動盤鋼片的轉動慣量比前兩種的大，但對于要求剛度較高、傳動負荷比較大的大型從動盤鋼片來說，這個缺點是可以容忍的。圖3-4的從動盤鋼片結構也屬于此類。 圖3-12組合式彈性從動盤鋼片 1-從動盤鋼片，2-摩擦片鉚釘，3-波形彈簧片鉚釘，4-摩擦片，5-波形彈簧片 在設計時，為了保證從動盤鋼片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮行程可取為0.8 ~1.1 ㎜之間，至少不應小于0.6㎜。從動盤鋼片軸向彈性變化規(guī)律（即軸向加載與其變形的關系）的大致趨勢是拋物線形，即在開始變形時力較小，而后隨著變形的增加，力的增長很快，最后被壓平。 采用具有軸向彈性的從動盤鋼片結構將比較復雜，此外由于軸向彈性需要增加分離行程才能保證離合器的徹底分離。因此某些特殊情況下（如雙片離合器），從動盤鋼片采用剛性的更有利。 從動盤鋼片的材料與所采用的結構型式有關，不帶波形彈簧片的從動盤鋼片（即整體式）一般用高碳鋼板或彈簧鋼板沖壓而成，經(jīng)熱處理后達到所要求的硬度。采用波形彈簧片時（即分開式或組合式），從動盤鋼片可用低碳鋼板，波形彈簧片用彈簧鋼板。 無論何種從動盤鋼片都要保證其結構形狀的熱穩(wěn)定性，防止翹曲變形，以免摩擦面片壓力不勻。 §3.2.2從動盤轂 從動盤轂結構形狀如圖3-13，需要確定的主要參數(shù)有：扭轉減振器彈簧裝配窗孔半徑；花鍵相關尺寸等。扭轉減振器彈簧裝配窗孔半徑尺寸受到摩擦片內(nèi)徑的限制，在結構條件允許的情況下，該尺寸盡可能大一點。從動盤轂的花鍵孔與變速器第1軸的花鍵軸配合，目前大都采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵副之間為動配合，目的是在離合器分離和接合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動?；ㄦI相關尺寸包含兩個方面： 1） 花鍵形狀尺寸 花鍵形狀尺寸可以采用兩種結構形式： ①采用SAE（美國汽車工程師學會）標準，結構見圖3-14，有關尺寸見表3-4。 圖3-13從動盤轂結構 1-扭轉減振器彈簧裝配窗孔 圖3-14從動盤轂花鍵結構 （a）-花鍵孔，（b）-花鍵軸 表3-4 SAE矩形花鍵尺寸系列 ㎜ SAE標記 D D1 L1 D2 D3 L2 18.5 20.4 1 23 1 25.5 1 28.2 1 30.75 1 33.2 1 38.05 1 35.8 2 40.8 ②按表3-5選取花鍵結構參數(shù)，花鍵結構尺寸的選擇依據(jù)是從動盤外徑和發(fā)動機轉矩，更詳細的內(nèi)容請參閱GB1144-2001。 表3-5從動盤轂花鍵尺寸系列 從動盤外徑 D/㎜ 發(fā)動機轉矩 Te／N·m 花鍵齒數(shù)n: 花鍵外徑D'/㎜ 花鍵內(nèi)徑d'/㎜ 齒厚b/㎜ 有效齒長/㎜ 擠壓應力/MPa 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 10 11.8 11.3 11.5 10.4 12.7 10.7 11.6 13.2 15.2 13.1 13.5 12.5 2） 花鍵轂軸向工作長度 應滿足以下兩個方面的要求： ①導向要求 為了保證從動盤轂在變速器第1軸上滑動時不產(chǎn)生自鎖，花鍵轂的軸向長度不宜過小，一般應與花鍵外徑大小相同，對于工作條件惡劣的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的1.4倍。 ②強度要求 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 從上節(jié)由表3—5表查得 從動盤的外徑 發(fā)動機轉矩 380 830 所以我選用花鍵齒 花鍵的外徑 花鍵內(nèi)徑 齒厚 有效齒長 擠壓應力 擠壓應力的計算公式如下： 式中，P——花鍵的齒側面壓力， N。它由下式確定： d'，D'—分別為花鍵的內(nèi)外直徑，m； Z—從動盤轂的數(shù)目； Temax——發(fā)動機最大轉炬，N·m； n—花鍵齒數(shù)； h—花鍵齒工作高度，m；h=（ D'- d'）/2； l —花鍵有效長度，m。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質處理，其擠壓應力不應超過20MPa。 所以符合條件。 §3.2.3從動盤摩檫片 在離合器接合、分離過程中，它將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦面片應有下列一些綜合性能： 1）在工作時有相對較高且穩(wěn)定的摩擦系數(shù)； 2）具有小的轉動慣量，材料加工性能良好； 3）在短時間內(nèi)能吸收相對高的能量，且有好的熱穩(wěn)定性能； 4）能承受較高的壓盤作用載荷； 5）能抵抗高轉速下，相對較大的離心力載荷而不破壞； 6）有足夠的剪切強度； 7）摩擦副對偶面有高度的容污性能，不易影響它們的摩擦作用； 8）具有優(yōu)良的性能／價格比，不會污染環(huán)境。 摩擦面片來說，有兩個方面要選擇確定，一是結構尺寸，內(nèi)、外直徑已在前面選定，厚度可根據(jù)使用壽命確定。二是材料，近年來，摩擦材料的種類增長極快，常用的摩擦材料有： 1）石棉基摩擦材料 石棉基摩擦材料是由石棉纖維和銅絲或鋅絲繞制成石棉線繩制成。它的特點是，石棉有良好的耐熱性能，而銅絲或鋅絲有相對高的強度。是一種性能比較良好的摩擦材料。但它的粉塵對環(huán)境有污染，國外已經(jīng)淘汰。 它的摩擦系數(shù)大約在0.3左右（即在0.25~0.4之間），其允許的單位壓力在0. 2~0.3MPa左右，詳見表3-2。 2）替代石棉的有機摩擦材料 美國杜邦公司曾開發(fā)出一種由芳香族聚酰胺纖維派生出來的摩擦材料，屬于高分子尼龍家族，商業(yè)名稱為芳綸（kevlar aramid）。它相對石棉基的面片有如下一些工作特性： 1）在正常工作壓力和溫度范圍內(nèi)有較高的耐磨性能，在高的工作溫度下有穩(wěn)定的摩擦特性，溫度達到425℃以后才開始燒裂（而不是變軟、熔化），這種狀況持續(xù)到500℃。 2）重量比石棉材料輕，因而從動盤的轉動慣量小，其抗拉強度是鋼的5倍。 3）有較高的抗離心力強度，能有效抵抗摩擦面片的飛裂。 用有機材料代替石棉材料時，離合器的結構等完全相同。 3）金屬陶瓷摩擦材料 離合器面片所用的金屬陶瓷摩擦材料是由金屬基體、陶瓷成分和潤滑劑組成的一種多元復合材料。金屬基體的主要作用是以機械結合方式將陶瓷成分和潤滑劑保持其中，形成具有一定機械強度的整體；陶瓷組分主要起摩擦劑的作用；而潤滑劑組分則主要起提高材料抗咬合性和抗粘接性的潤滑作用，特別有利于降低對偶件材料的磨損，并使摩擦副工作平穩(wěn)。潤滑劑組分和陶瓷組分一起共同形成金屬陶瓷摩擦磨損性能的調(diào)節(jié)劑。金屬陶瓷面片的單位面積允許壓力通常為0.44~0.82MPa，摩擦系數(shù)μ在0.35~0.4之間。 §3.3壓盤和離合器蓋 §3.3.1壓盤設計 壓盤的設計主要包括幾何尺寸的選擇和傳力方式的確定兩個方面。 （1）壓盤幾何尺寸的確定 壓盤的結構形狀與傳力、壓緊和分離方式有關。當采用周布圓柱螺旋彈簧壓緊時，壓盤上應鑄有圓柱形凸臺作為彈簧的導向座。當采用膜片彈簧或中央彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之用。 前面已經(jīng)分析了如何確定摩擦片的內(nèi)、外徑尺寸。當摩擦片的尺寸確定后，與它配合工作的壓盤內(nèi)、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何確定它的厚度。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點。 ①壓盤應具有足夠的質量 由離合器工作原理可知，在離合器的接合和分離過程中都要產(chǎn)生大量的熱，而每次接合和分離的時間很短（大約3s左右），因此熱量根本來不及全部散發(fā)出去，大部分熱量滯留在摩擦副中，必然導致摩擦副的溫升。為了使每次接合和分離時的溫升不致過高，故要求壓盤具有足夠大的質量來吸收熱量。 ②壓盤應具有較大的剛度 要使壓盤在正常工作的情況下，不產(chǎn)生翹曲變形，則壓盤必須具有較大的剛度。 為滿足上述要求，壓盤應做得厚些（一般不小于l0㎜）。此外，還應注意加強通風冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內(nèi)開有許多徑向通風孔，見圖3-16。近年來這種結構也開始在單片離合器的壓盤中采用。 壓盤形狀一般都比較復雜，而且還要求耐磨、傳熱性好和具有較理想的摩擦性能，通常由灰鑄鐵鑄成（注意：不能用低碳鋼來代替鑄鐵，因為在低碳鋼表面容易引成擦痕），其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，為了增加其機械強度，可另外增添少量合金元素（如鎳、鐵錳合金等）。 在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過8~10℃。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。 校核計算的公式如下： （℃） （3-7）式中，—溫升，℃； —滑磨功，N·m，可根據(jù)式計算（其中Ja為汽車整車質量轉化的轉 圖3-16黃河JN150型汽車離合器中間壓盤（材料：HT18~36） 動慣量，由式 計算，ma為汽車總質量，rk為車輪滾動半徑，i0為主傳動比，ik是變速器起步擋傳動比；是離合器開始滑磨時發(fā)動機的角速度）； —分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤，=0.50；雙片離合 器壓盤，=0.25；雙片離合器中間壓盤，=0.50； c —壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤c=544.28J/（kg·K）； —壓盤質量，kg。 根據(jù)自己的設計可得出： 壓盤的外徑應大于摩檫片的外徑 內(nèi)徑應小于等于摩檫片的內(nèi)徑 初定厚度 校核離合器的溫升，它不超過8~10。C 所以符合條件。 §3.3.2 壓盤傳力結構設計 1）傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部件，它與飛輪必須有一定的聯(lián)結關系，周向與飛輪不能有相對轉動，但軸向必須有相對移動。圖3-17是壓盤和飛輪間常用的幾種典型連接方式。 圖3-17壓盤的幾種傳力（動）方式 （a）凸臺式，（b）鍵式(軸向鍵)，（c）鍵式（徑向鍵），（d）銷式，（e）傳力片式 傳力片（傳動片）的強度校核 下面主要針對膜片彈簧離合器的壓盤傳力片（即最為復雜的情況）進行分析和討論。對于較為簡單的周置螺旋彈簧離合器傳力片的強度校核可按二力桿拉伸應力分析計算。 離合器在正常工作時，傳力片既受彎又受拉（見圖3-20）。為精確校核傳力片強度，首先應建立傳力片的分析計算模型（這里略）。 圖3-20 傳力片分析計算圖。 （a）-傳力片結構，（b）-變形圖，（c）-彎矩圖 經(jīng)過分析研究，膜片彈簧離合器壓盤傳力片的校核包含下面三個方面： A．正向驅動應力為 （3-15） B． 反向驅動應力為 （3-16） C． 軸向彈性恢復力為 =12 （3-17） 式中：-傳力片有效長度，＝-1.5d（d為螺釘孔直徑）； i-傳力片組數(shù)； n-每組有傳力片數(shù)； -每一傳力片的截面慣性矩; E-材料彈性模量; -正常工作時傳力片的軸向最大變形量; h-傳力片厚度； R-傳力片布置半徑； b-傳力片厚寬度； Temax-發(fā)動機最大轉矩。 由于在簡化計算載荷時比較保守，取值偏大，因此，傳力片的許用應力可取材料的屈服極限。 共設3組傳力片 每組4片 寬 厚 傳力片上兩孔間的距離 孔的直徑 傳力片切向布置，圓周半徑 傳力片材料的彈性模量 通過參數(shù)計算 傳力片上有效長度 計算傳力片的彎曲總剛度 計算正向驅動應力為： §3.4 離合器蓋設計 離合器蓋是離合器的主動件之一，它必須與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在設計時應特別注意以下幾個問題。 1）剛度問題 為了增加剛度，小轎車和一般載貨汽車的離合器蓋常用厚度約為3～5 ㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。重型汽車由于批量少，為了降低成本、增加剛度則常采用鑄鐵的離合器蓋。 2）通風散熱問題 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開設多個通風窗口。 3）對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。 對中方式常用的有以下兩種：一是用止口對中，鑄造的離合器蓋以外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中。二是用定位銷或定位螺栓對中，這種定位對中方式中的定位銷孔或定位螺栓孔要現(xiàn)場“配做”。 §3.5 離合器的分離裝置設計 離合器的分離裝置包括分離桿、分離軸承和分離套筒。 §3.5.1分離桿結構型式的選擇 在采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的離合器中，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成的，故分離指設計的有關內(nèi)容請參閱膜片彈簧設計章節(jié)。而在這里討論膜片彈簧與離合器蓋的連接問題。 拉式膜片彈簧離合器中，膜片彈簧與離合器蓋的連接方式比較簡單，這里不在敘述；對于推式，連接方式很多，圖3-21示出了幾種，供設計時參考。 圖3-21膜片彈簧與離合器蓋的連接方式 1-離合器蓋，2-壓盤，3-膜片彈簧，4-鉚釘，5-支乘環(huán)，6-支乘點，7-梳狀板 圖3-21(a)中，膜片彈簧3由其上、下面兩個支承環(huán)5通過鉚釘4和離合器蓋1相連接。圖3-21(b）的結構型式，減少了兩個支承環(huán)，結構簡單。圖3-21(c)的結構，其下支承環(huán)改制成彈性的支承環(huán)5，安裝時有一定的預緊度，消除了間隙，工作穩(wěn)定性較高。圖3-21(d)的結構，離合器蓋邊不折彎，改用梳狀板7來支承環(huán)5，提高了支承剛性。 §3.6 膜片彈簧設計 膜片彈簧的設計計算比較復雜，這里只給出膜片彈簧的結構參數(shù)選擇范圍及有關性能和強度的計算公式，要了解膜片彈簧設計計算公式的詳細推導過程，請參閱蝶形彈簧設計的相關資料。 §3.6.1膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 當選用的材料為彈簧鋼60Si2MnA或50CrVA時，許用應力可取為1500～1700MPa。 模片彈簧主要參數(shù)的選擇： 摩檫片的平均半徑 由于我選的膜片彈簧為拉式彈簧值應大于或等于 分離時指根寬度 外端支撐 加載時分離 接合時加載半徑 分離時指根部最寬半徑 膜片彈簧的優(yōu)化設計與強度校核 把膜片彈簧各尺寸和泊松比 彈性模量 分離位置工作力和變形量 2為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧 的與初始底錐角應在一定的范圍內(nèi)即： 而 所以符合條件。 3 彈簧各部分有關尺寸比值應符合 符合條件。 4 符合條件。 5 代入數(shù)據(jù)都符合條件。 6 滿足要求。 §3.6.2 強度校核 1 膜片彈簧工作位置B點的最大壓應力為 3 根據(jù)最大力切應力理論，工作位置B點的當量力為： 滿足條件。 §3.7扭轉減振器的設計 一單級線形減震器設計參數(shù) 1 極限轉矩 2 扭轉角剛度 3 阻尼摩檫轉矩 4 預緊轉矩 5減振彈簧的位置半徑 6 減振彈簧的個數(shù) 查表得 7 減振彈簧的總壓力 二 減振彈簧計算 1．單個減振彈簧的工作負荷P：P＝/=19170.73/6=3195.12 2．減振彈簧尺寸（參見圖3-32 ） （1）彈簧中徑Dc： Dc＝11～15㎜左右。 （2）彈簧鋼絲直徑d： （3）減振彈簧剛度k: （3-29） （4）減振彈簧有效圈數(shù)i： （5）減振彈簧總圈數(shù)n： n＝i＋（1.5～2）=5.5 （6）減振彈簧最小高度lmin: lmin＝n（d＋δ）≈1.ldn=24.2㎜ （7）減振彈簧總變形量Δl：Δl＝P／k=7.6㎜ （8）減振彈簧自由高度l0： l0=lmin＋Δl =31.8㎜ （9）減振彈簧預變形量Δl'：Δl'＝=0.6㎜ （10）減振彈簧安裝工作高度l：l＝l0—Δl'=31.2㎜ 三 極限轉角 減振器從預緊轉矩到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為： 初選 則 第四章 操縱機構設計計算 §4.1離合器操縱機構的基本要求與常用結構類型 §4.1.1對離合器操縱機構的基本要求 1）踏板力要盡可能小，乘用車一般在80～150N范圍內(nèi)，商用車不大于150～200N。 2）踏板行程一般在80～150㎜內(nèi)，最大不應超過180㎜。 3）應有踏板行程調(diào)整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。 4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 §4.1.2常用離合器操縱機構的類型 常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、氣壓式和自動操縱機構等，其中有些操縱機構還帶有助力器。 機械式操縱機構有桿系式和拉索式兩種，桿系操縱機構結構簡單、工作可靠、早期廣泛應用于各種車輛當中，但其質量大，傳動效率低，車架、車身的變形會造成離合器在接合過程中出現(xiàn)抖動現(xiàn)象，特別是遠距離操縱時，布置比較困難。拉索式可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構。液壓式操縱機構，具有質量小、布置方便、傳動效率高、便于采用吊掛式踏板、駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室與車架變形不影響其正常工作、離合器結合比較柔順等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的汽車中。 §4.2離合器操縱機構主要參數(shù)的確定與計算 在設計離合器操縱系統(tǒng)時，為了滿足前述對踏板力和踏板行程的要求，需根據(jù)離合器的具體結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路，合理地定出操縱系統(tǒng)的傳動比ic。 常用離合器的結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路簡圖見圖3-37 圖3-37常用離合器的結構類型和操縱系統(tǒng)傳動線路簡圖 （a）機械式 （b）液壓式 （c）帶空氣助力的液壓式 采用液壓式離合器操縱機構 1機構傳動比的確定 由3—9表離合器的傳動比一攬表 2 離合器踏板行程的確定 第五章 結論 在這此設計中，我主要從摩擦片、膜片彈簧、減振彈簧、操縱機構這幾方面進行了相關的計算和校核。基本上滿足了預期的要求。 本次設計中的缺陷：操縱機構需要改進。 由于本人能力有限，在設計中難免有錯誤，請老師批評改正。 參考文獻 1．汽車離合器設計 徐石安 江發(fā)潮 編著 清華大學出版社 2005 2．聯(lián)軸器、離合器設計與選用指南 阮忠唐 編著 化學工業(yè)出版社 2006 3．離合器及機械變速器 張 毅 編著 化學工業(yè)出版社 2005 4．離合器、制動器選用手冊 周明衡 編著 化學工業(yè)出版社 2003 5．離合器結構圖冊 段廣漢 編著 國防工業(yè)出版社 1985 6朱冬梅，胥兆瀾主編 畫法幾何及機械制圖第5版 高等教育出版社 2000年12月 7 劉鴻文主編 簡明材料力學 高等教育出版社 1997年7月 8 孫恒，陳作模主編 機械原理第六版 高等教育出版社 2004年3月 9 濮良貴，紀名剛主編 機械設計第7版 高等教育出版社 2001年6月 10 徐謹主編 機械設計手冊 機械工業(yè)出版社 2000年6月 11 吳宗澤主編 機械設計使用手冊 化學工業(yè)出版社 2001年5月 12蔡春源主編 機械零件設計手冊第3版 冶金工業(yè)出版社 1995年10月 13王予望主編 汽車設計第4版 機械工業(yè)出版社 2004年8月 14 陳家瑞主編 汽車構造第2版 機械工業(yè)出版社 2005年1月 15張則曹主編 汽車構造圖冊 人民交通出版社 1998年2月 16 林清福主編 國外汽車構造最新構造圖冊 機械工業(yè)出版社 1996年5月 致謝 這次畢業(yè)設計受益匪淺，特別得到了曹青梅老師和同學門的許多幫助，找出以前學習的不足，汲取教訓。讓我能夠把所學同工程實際相接合，這對我以后的學習和工作都有很好的幫助。在開始階段，我感覺無從下手，多次計算，多次返工。曹老師耐心的幫我校對，同學們也積極的幫我找資料，在老師和同學門的大力幫助下，我克服一個個困難，完成了這次畢業(yè)設計。在這次設計中我認識到了自己的優(yōu)點和缺點，使我更加清楚的了解自己，這樣在以后的學習和工作中以便發(fā)揚優(yōu)點，克服缺點。在本次設計中感覺收獲了不少知識，把一些原先學過并忘記的知識又重新復習和掌握，另外查閱了大量資料擴大了知識面，豐富了知識面，增強了自己的分析問題能力和實際動手能力。這都在平時的學習中不能學到的。 我能完成這次畢業(yè)設計離不開老師和同學們的幫助，在次我向幫助我的所有老師和同學致以衷心的感謝。 41