车辆工程毕业设计（论文）-东风EQ1181呢W型载货汽车双片离合器设计【全套图纸】 .doc.doc

第1章 绪 论1.1 离合器的发展概况离合器总成，也有人称为压盘总成。在汽车上，离合器总成被螺栓紧固在发动机飞轮上。离合器总成用来操控离合器片与飞轮之间分离或磨合。安装时，离合器弹簧给离合器总成加载，弹簧力将离合器片压紧在飞轮上。如果驾驶员踏动离合器踏板时，踏动力会传动到离合器分离轴承，分离轴承将力道传递到离合器压盘上，压盘使离合器片脱离飞轮摩擦面，这样离合器片就可以自由旋转。达到分离目的。根据德国出版的2003年汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区自动挡式车款是其主流产品）。至于未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。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。全套图纸，加153893706在早期研发的离合器机构中，锥形离合器最成功。他的原型设计曾在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上，它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥体离合器的方案一直沿用到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面易修复。它的摩擦材料曾用过驴毛带、皮革带等。那是也曾出现过蹄-鼓式离合器代替锥形离合器，其结构形式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为木块、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、从动见根本无法分离的自锁现象。现今所用的盘片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接合比较平顺，无冲击。早起设计中，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，把它们浸在油中工作，能达到更满意的性能。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。此外有野容易把金属盘片粘住，不易分离。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以用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是有多片离合器向单片离合器转变的关键。早期单片干式离合器有与锥形离合器先类似的问题，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量好，转动惯量小所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上没有摩擦面片，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，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（一般至少6个），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，是压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小轴向尺寸。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双质量飞轮的扭转减震器，能更有效地降低传动系噪声。随着我国自动档轿车的增加，我国传统离合器行业的发展前景日益担忧，不少企业都在寻求新的持续发展的途径。2007年以前，我国汽车产量持续增长、汽车保有量的增加、出口市场需求的扩张等三大因素推动我国汽车离合器行业连续8年快速发展，2007年我国汽车离合器的产量突破1000万套。自2008年以来，受全球金融危机影响，中国汽车销量为938万辆，增长率仅为6.7%，离合器的市场规模约为55亿元。预计到2010年中国车市将走出低谷，届时我国离合器总销售额将有望突破80亿元。DCT技术在中国良好的发展前景，将使我国摩擦片汽车离合器行业获得新的发展机遇。但是，市场竞争也很激烈，长春一东是国内汽车离合器制造行业龙头企业，已形成75万套的生产力，是国内规模最大，系列最宽的离合器生产厂家，行业地位较高。公司在主机配套市场处于龙头地位，面向全国64家主机厂供货，占领了国内中重型商用车市场的半壁江山。 目前国内汽车离合器主要是干摩擦式离合器，其中，膜片弹簧离合器和螺旋弹簧离合器的产量比例已达到1：1，随着时间的推移将会由膜片弹簧离合器取代。膜片弹簧离合器现以推式为主，但拉式以其优越的性能，正作为研发重点，不久亦会面世。上海离合器总厂为通用别克轿车配套的4T65E液力变矩器，是自主开发成功的典范，而且已建成年产10万套生产能力。引进技术企业和中外合资企业的产品质量和技术水平都达到了国外同类企业的同期水准。如上海离合器总厂为桑塔纳配套的离合器达到了德国F&S公司水准，长春一东离合器股份有限公司为一汽配套的离合器达到了英国AP公司水准，南京法雷奥有限公司为依维柯配套的离合器达到了法国Valeo公司水准等。在消化吸收引进技术的同时，在行业协会的组织下，通过产、学、研相结合，已经建立起我国自己的膜片弹簧离合器设计理论，有力支撑了离合器开发；双质量飞轮减振器的设计理论、液力变扭器的设计理论也已建立，有的企业已建立起相当实力的技术中心。有8家企业具备与国外同行相似的制造膜片弹簧离合器的关键热处理先进设备和工艺。拉式膜片弹簧离合器、双质量飞轮减振器、液力变扭器和大直径膜片弹簧离合器的开发研制已经取得成功。经过多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。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。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93）。因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说这种离合器的使用寿命可达干式离合器的五、六倍，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。为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。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二倍，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。1.2 离合器的功用和分类1.2.1 离合器的基本功用(1) 保证汽车平稳起步这是离合器的首要功能。在汽车起步前，自然要先起动发动机。而汽车起步时，汽车是从完全静止的状态逐步加速的。如果传动系（它联系着整个汽车）与发动机刚性地联系，则变速器一挂上档，汽车将突然向前冲一下，但并不能起步。这是因为汽车从静止到前冲时，具有很大的惯性，对发动机造成很大地阻力矩。在这惯性阻力矩作用下，发动机在瞬时间转速急剧下降到最低稳定转速（一般300-500RPM）以下，发动机即熄火而不能工作，当然汽车也不能起步。 因此，我们就需要离合器的帮助了。在发动机起动后，汽车起步之前，驾驶员先踩下离合器踏板，将离合器分离，使发动机和传动系脱开，再将变速器挂上档，然后逐渐松开离合器踏板，使离合器逐渐接合。在接合过程中，发动机所受阻力矩逐渐增大，故应同时逐渐踩下加速踏板，即逐步增加对发动机的燃料供给量，使发动机的转速始终保持在最低稳定转速上，而不致熄火。同时，由于离合器的接合紧密程度逐渐增大，发动机经传动系传给驱动车轮的转矩便逐渐增加，到牵引力足以克服起步阻力时，汽车即从静止开始运动并逐步加速。(2) 实现平顺的换档在汽车行驶过程中，为适应不断变化的行驶条件，传动系经常要更换不同档位工作。实现齿轮式变速器的换档，一般是拨动齿轮或其他挂档机构，使原用档位的某一齿轮副推出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前必须踩下离合器踏板，中断动力传动，便于使原档位的啮合副脱开，同时使新档位啮合副的啮合部位的速度逐步趋向同步，这样进入啮合时的冲击可以大大的减小，实现平顺的换档。 (3) 防止传动系过载当汽车进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系刚性连接而急剧降低转速，因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩（其数值可能大大超过发动机正常工作时所发出的最大扭距），对传动系造成超过其承载能力的载荷，而使机件损坏。有了离合器，便可以依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一危险。因此，我们需要离合器来限制传动系所承受的最大扭距，保证安全。1.2.2 离合器的分类在机械传动系中，离合器按其传递转矩的方式分类，除摩擦式外还有电磁（磁粉）式，后者靠本身的电磁力来传递转矩；按操纵方式分类，又分为强制式和自动式。摩擦式又有单、双、多片式及干湿式之分；根据压紧弹簧布置形式不同，可以分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可以分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可以分为推式和拉式两种形式。1.3 离合器的工作原理离合器主动部分包括飞轮4(如图1.1 所示)、离合器盖6 和压盘5。飞轮用螺栓与曲轴1 固定在一起，离合器盖通过螺钉固定在飞轮后端面上，压盘与离合器盖通过传动片连接。这样，只要曲轴旋转，发动机发出的动力便经飞轮、离合器盖传至压盘，使它们一起旋转。离合器从动部分由装在压盘和飞轮之间的两面带摩擦衬片17的从动盘3和从动轴2组成。从动盘通过内花键孔与从动轴滑动配合。从动轴前端用轴承18 支承在曲轴后端中心孔中，后端支承在变速器壳体上并伸入变速器。离合器的从动轴通常又是变速器的输入轴。离合器压紧机构由若干沿圆周均匀布置的螺旋弹簧16 组成，它们装于压盘和离合器盖之间，用来对压盘产生轴向压紧力，将压盘压向飞轮，并将从动盘夹紧在压盘和飞轮之间。离合器分离机构由分离拨叉11、分离套筒和分离轴承9、分离杠杆7、回位弹簧10等组成。它们同离合器主从动部分及压紧装置一起装于离合器壳(飞轮壳)内。分离杠杆中部支承在装于离合器盖的支架上，外端与压盘铰接，内端处于自由状态。分离轴承压装在分离套筒上，分离套筒松套在从动轴的轴套上。分离拨叉是中部带支点的杠杆，内端与分离套筒接触，外端与拉杆铰接。图1.1 离合器结构和工作原理示意图1曲轴 2从动轴 3从动盘 4飞轮 5压盘 6离合器盖 7分离杠杆 8弹簧 9分离轴承 10、15复位弹簧 11分离拨叉 12踏板 13拉杆14调节叉 16压紧弹簧 17从动盘摩擦片18轴承离合器操纵机构由离合器踏板12、拉杆13、拉杆调节叉14及复位弹簧15等组成。离合器踏板中部铰接在车架(或车身)上，一端与拉杆铰接。它们装在离合器壳外部。(1)接合状态 离合器处于接合状态时，踏板12(见图1.1)未被踩下，处于最高位置，分离套筒被回位弹簧10拉到后极限位置，分离杠杆7内端与分离轴承9之间存在间隙Ä(离合器自由间隙)，压盘5 在压紧弹簧16作用下将从动盘压紧在飞轮上，发动机的转矩即经飞轮及压盘通过两个摩擦面传给从动盘，再经从动轴2传给变速器。(2) 分离过程 需要分离离合器时，只要踏下离合器踏板，拉杆拉动分离叉，分离叉内端推动分离套筒、分离轴承首先消除离合器自由间隙，然后推动分离杠杆内端向前移动，分离杠杆外端便拉动压盘向后移动，解除对从动盘的压紧力，摩擦作用消失，中断动力传递。(3) 接合过程 当需要恢复动力传递时，缓慢抬起离合器踏板，分离轴承减小对分离杠杆内端的压力；压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，并逐渐压紧从动盘，接触面间的压力逐渐增大，相应的摩擦力矩也逐渐增大。 当飞轮、压盘和从动盘接合还不紧密时，主、从动部分可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮、压盘和从动盘压紧程度的逐步加大，离合器主、从动部分转速也渐趋相等，直至离合器完全接合而停止打滑，结合过程结束。1.4 设计主要内容1、离合器结构形式及布置方案的确定。2、离合器零部件尺寸参数确定：（1）完成摩擦片的基本参数选择与设计计算；（2）完成压紧弹簧的设计与计算；（3）完成扭转减震器的设计与计算；（4）完成其他主要零件的设计计算。3、AUTOCAD完成离合器装配图和主要部分零件图。第2章 总体设计方案2.1 确定离合器的结构型式汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，并结合东风EQ1181W型自卸车的实际情况，本次设计最终选取摩擦式离合器。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，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车。与单片离合器相比，双片离合器由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；这种结构一般在传递转矩较大的汽车上。多片离合器多半为湿式，具有结合更加平顺、柔和，摩擦表面温度较低，摩擦较小，使用寿命长等优点。但分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，多用于最大总质量大于14T的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。综上所述可知双片离合器最为适合本车，本次设计的东风EQ1181W型汽车超过18T，且在轴向尺寸上更适合双片离合器的尺寸，故而最终选取双片干式离合器作为本车的离合器。2.2 压紧弹簧的结构形式及布置本次设计选的结构形式为圆柱螺旋弹簧沿圆周布置的布置形式。周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其优点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛,相关技术成熟。相较于膜片弹簧离合器成本更低，更适于本次设计车型。此结构中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目不应该太少，要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。缺点是压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最高转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。在本次设计中会加强弹簧与压盘间的隔热，例如加装隔热垫、加强散热通风等以减少弹簧受热。中、重型货车上都采用这种离合器。2.3 压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前两种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪音，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。综合比较，因为传力销式其综合性能相对好些，所以在设计中首先选择该种驱动方式。2.4 分离杠杆的结构型式周置圆柱螺旋弹簧离合器经常采用的分离杠杆的结构形式有如图2.1所示的几种。图2.1 分离杠杆的结构1-滚销；2-支撑销；3-滚针轴承；4-调整螺栓；5-摆动块；6-浮动销；7-调整螺栓与（a）的结构相比，（b）的中间支撑改用了滚针轴承使摩擦损失小、传动效率高。为了避免分离杠杆的运动干涉，支撑叉采用了如该图所示的活动机构，即支撑叉轴和其相配孔之间留有足够间隙，且采用了带球面的支撑叉调整螺母。这样，分离离合器时，支撑叉可在离合器盖的孔中摆动以适应压盘运动的要求。另外，调整螺母在离合器盖上，调整也比较方便。（c）加大了压盘尺寸。这里利用离合器盖的开口作为分离杠杆的中间支撑，由于支撑面积小，容易磨损，且摩擦后分离杠杆的位置将变动，工作室会产生噪声。（d）是摆动块式分离杠杆，和（c）一样由钢板压制成。但主要用于中、小型汽车。故本次设计分离杠杆的结构型式选择为（c）式。2.5 分离轴承的类型离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适于高转速低轴向负荷，后者适于相反情况。本次设计用止推轴承。分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，犹豫分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有径向推力轴承和推力轴承两种。径向推力类适用于高速、第轴向负荷的情况，而推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。除此之外，在某些轻型汽车上还采用由浸油的碳和石墨混合压制而成的滑动止推轴承。在以往的设计中，分离轴承在内圈通常压配在铸造的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管外轴颈上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于结合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙34mm ，以备在摩擦片磨损的情况下，分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映在踏板上为一段自由行程。现在离合器操纵中常装有间隙自动调整装置，则0，踏板自由行程可减小。因此，根据经验、参照同类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径向、轴向联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为：GB/T292-1944，外形尺寸为：内径=45mm，外径=80mm，宽度=18mm。轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩擦磨损，制作时在套筒座中加有1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来自变速器轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯，并用软管（或硬管）通到分离套筒的缺口处，在分离套筒内还有一定的空间供储存润滑油。为例保存润滑油并防止它飞溅到离合器摩擦片上，分离轴承外圈包有薄钢板冲压成的防护罩。2.6 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。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。2.7 本章小结本章设计对变速器型式确定中主要从从动盘的数目、压紧弹簧的结构形式及布置、压盘的驱动方式、分离杠杆的结构形式，从而确定逐步给出离合器各个总成的基本结构，分析了离合器总成结构组成。基本确定了离合器的设计方案。第3章 离合器基本参数的设计计算及选择3.1离合器基本参数的选择东风EQ1181W型载货汽车原始数据。3.1离合器原始数据发动机最大扭矩700N.m离合器形式双片摩擦片最大外径395mm发动机最高转速2900r/min采用双片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力矩应大于发动机最大扭矩。摩擦片的静压力： (3.1) 式中离合器后备系数（）后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应该考虑到以下几点：(1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。(2)要防止离合器滑磨过大。(3)要能防止传动系过载。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应该选取得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应该大于单片离合器。表3.2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取=3 故计算离合器的外径D同时参考经验公式(3.2)： (3.2)式中：A参考系数；D摩擦片外径；Temax发动机最大转矩；轿车取47；货车：单片离合器取3040，双片离合器取4555；自卸车、使用条件恶劣的货车取19。取A=55。表3.3 离合器尺寸选择参数表摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Temax/N×m双片离合器重 负 荷中等负荷极 限 值350680800930380820950110041098011501320表3.4离合器摩擦片尺寸系列和参数厚度/mm3.53.53.53.53.53.5440.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.540单面面积F/cm2160221302402466546678729外径Dmm200225250280300325350380内径dmm140150155165175190195205取A=55 计算得到D=358mm。D取350mm。根据表3.4选取摩擦片参数：d=195mm；h=4mm；=0.557；F=678 cm2。摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表3.5查得：表3.5摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4取=0.25，离合器的静摩擦力矩为： = （3.3）式中：Z为摩擦面数，是离合器从动盘数的两倍，双片为4；为摩擦表面所承受的单位面积上的压力。得=0.226 Mpa。表3.6摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.50在0.150.25内。3.2压紧弹簧的设计计算簧沿着圆周压紧弹布置时通常都用圆柱螺旋弹簧。为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不少于6个，而且应该随摩擦片外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在不知圆柱螺旋弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均布于分离杆之间。对轻、中型装载量的汽车来说，每个弹簧的压紧力不应超过（600700）N，而对大型汽车来说不应超过1000N。 NM式中:为作用在摩擦面上的总压紧力；为摩擦片平均摩擦半径。= (D+d)/4=(350+195)/4=136.25mm = 15412.8N在周置弹簧离合器中一般采用36个分离杠杆，本次设计采用分离杠杆为4个，用20个弹簧。表3.7 离合器压簧数据工作压力P/N弹簧外径D/mm钢丝直径d/mm工作高度H/mm自由高度H0/mm总圈数n有效圈数i弹簧刚度K/(N/mm)最大应力/MPa390273.75405822.0554441273.754058824.5623490273.75405827.6962540304.04062624.5697590304.04062726.8760640304.0406225.6825690274.04062730.5805735274.04062832.9864785304.54264735.8715835304.54264838.6760980304.5426440.1803弹簧钢丝外径=30mm；钢丝直径=4.5mm；工作高度=42mm；自由高度=64mm；总圈数=；有效圈数=；弹簧刚度=40.1 N/mm；最大应力=803 MPa。校核单个弹簧压力： （3.4）式中：Z离合器压簧数目。算得P=770.64 N1000 N，认为合适。3.3扭转减震器的参数选择与设计计算3.3.1扭转减振器主要参数的选择减震器极转矩Tj=(1.52.0)Temax式中：Temax发动机最大转矩；Tj极限转矩。取Tj=1.3，则Temax=910N*m。摩擦转矩：N·m；预紧转矩：N·m；极限转角：°； 扭转角刚度：N·m/rad。 3.3.2减震弹簧设计1减振弹簧的安装位置，结合mm，得取70mm，则。 2全部减振弹簧总的工作负荷N3单个减振弹簧的工作负荷式中：Z减振弹簧的个数。按表3.8选择：取Z=10表3.8减振弹簧个数的选取摩擦片的外径D/mm225250250325325350350减震弹簧个数Z466881010 故N图3.1 扭转减振器4减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝， 设弹簧丝直径mm,MPa,MPa。（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比确定旋绕比，曲度系数表3.9旋绕比的荐用范围d/mmC（3）强度计算mm，与原来的d接近，合格。中径：mm；外径：mm。（4）极限转角°取°，则mm。（5）刚度计算弹簧刚度：mm；其中，为最小工作力，；弹簧的切变模量Mpa；则弹簧的工作圈数；取，总圈数为。（6）弹簧的最小高度mm（7）减振弹簧的总变形量mm（8）减振弹簧的自由高度mm3.4 本章小结本章设计根据所给参数确定了摩擦片尺寸及其材料，并根据有关的机械设计、机械制造的标准对严谨弹簧参数进行合理的选择。最后对扭转减震器的相关几何尺寸参数进行计算。第4章 其他主要零件的设计计算4.1 压盘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，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系有应允许压盘在离合器分离过程中自由的做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式、键式和销式。但这些连接方式在离合器分离和结合的过程中，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。为在设计中采用传力销式。如图4.1中的b。图 4.1 压盘与飞轮的连接方式（a）凸块-窗孔式；（b）传力销式；（c）键槽-指销式；（d）键齿式；（e）弹性传力片在离合器的基本参数选定后，压盘的基本尺寸应和摩擦片的外径和内径相同，确定压盘的厚度应符合下面两点要求:(1)压盘应具有较大质量，以增大热容量，减少温升。(2)压盘应具较大的刚度。能使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离。与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度不低于1520g·cm由于压盘的形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，所以采用灰铸铁，采用HT300，硬度为170227HBS，另外添加少量的金属元素（镍铁合金）以增加其机械强度。4.2 从动片与从动盘毂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，摩擦片等组成，由下图4.2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4.2 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减振盘从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和花键毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求：(1)转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。(2)应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减少磨损。(3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：(1)在从动盘上开“T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在货车上。(2)将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。(3)利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。它主要应用于中、高级轿车。(4)将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩能力大，主要应用于货车上，尤其是重型货车。离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：(1)摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。(2)有足够的机械强度和耐磨性。(3)密度要小，以减少从动盘转动惯量。(4)热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。(5)磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。(6)接合时应平顺而不生产“咬合”或“抖动”现象。(7)长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构形式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片和组合式弹性从动片。图 4.3 整体式弹性从动片整体式弹性从动片如图4.3所示，能达到轴向弹性的要求，其优点是生产效率高，但其缺点是很难保证每一片扇形部分的刚度完全一致。图 4.4 分开式弹性从动片1-波形弹簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片铆钉；4-从动片；5-波形弹簧铆钉分开式弹性从动片如图4.4所示，可以消除整体式弹性从动片的缺点，但是对制造、装配等要求较高，制造成本较高，一般用于小轿车上。载货汽车上则经常采用组合式弹性从动片如图4.5所示，在这种构造中，靠压盘一侧的从动片1上铆有波形弹簧片5，摩擦片4用铆钉2铆在波形弹簧5上；靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动盘1上。为保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取0.81.1之间，至少不应小于0.6。图 4.5 组合式弹性从动片1-从动片；2-摩擦片铆钉3-波形弹簧铆钉；4-摩擦片；5-波形弹簧片这里选用组合式弹性从动片，从动片外径225，厚1.5，外缘磨薄至0.8，选用0.7厚波形弹簧片，波形弹簧片压缩行程1.0，摩擦片厚3.5。从动盘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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的