东风载货汽车离合器课程设计.pdf

1、 汽车设计课程设计论文汽车设计课程设计论文 东风牌载货汽东风牌载货汽车车离合器设计离合器设计 设 计 者: 学 号: 指导教师: 班 级: 目录 第一章 绪论 . 3 1.1 前言 . 3 1.2 课程设计目的 . 3 1.3 设计要求 . 3 1.4 设计步骤 . 4 第二章 离合器方案的确定 . 5 2.1 车型分析 . 5 2.2 方案选择 . 5 第三章 离合器基本参数的确定 . 6 3.1 离合器后备系数 . 6 3.2 单位压力P0 . 6 3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b . 7 3.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t . 8 第四章 离合器基本参数的优化 . 13 4

2、1 摩擦片外径D . 9 4.2 摩擦片的内、外径比c . 9 4.3 后备系数 . 9 4.4 摩擦片内径d . 9 4.5 单位摩擦面积传递的转矩Tc0 . 9 4.6 单位压力p0 . 10 4.7 离合器单位摩擦面积滑磨功 . 10 第五章 离合器零件的结构选型及设计计算 . 11 5.1 从动盘总成设计 . 11 5.1.1 从动盘总成的结构型式的选择 . 11 5.1.2 从动片结构型式的选择 . 12 5.1.3 从动盘毂的设计 . 12 5.2 离合器盖总成设计 . 13 1 5.2.1 离合器盖设计 . 13 5.2.2 压盘设计 . 14 5.3 离合器分离装置设计 .

3、14 5.3.1 分离轴承 . 14 5.3.2 分离套筒 . 15 5.4 膜片弹簧的设计 . 15 5.4.1 膜片弹簧基本参数的选择 . 15 5.4.2 膜片弹簧材料及制造工艺 . 17 5.5 扭转减振器 . 18 5.5.1 扭转减振器的功用 . 18 5.5.2 扭转减振器组成 . 18 5.5.3 减振器的结构设计 . 19 第六章 离合器输出轴的设计 . 23 第七章 谢辞 . 24 第八章 参考资料 . 25 2 第一章第一章 绪论绪论 1.1 前言 对于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，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总

4、成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，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、压紧机构和操作机构等四部分。 离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：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与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，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，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对

5、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，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展， 传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 1.2 课程设计目的 汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课， 课程设计则是学生在学习了汽车构造 、 汽车制造技术 、 汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是： 通过课程设计， 综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思

6、想，培养分析和解决实际问题的能力。 学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能， 合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。 学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。 通过计算， 绘图， 熟练运用标准， 规范， 手册， 图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。 鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD 绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。 1.3 设计要求 通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车

7、离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。 为了保证离合器具有良好的工作性能， 设计的汽车离合器应满足如下基本要求： （1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。为此，离合器的摩擦力矩（Tc）应大于发动机最大扭矩（Temax）； （2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 （3）分离时要迅速、彻底。 （4）离合器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

8、同步器的磨损。 （5）应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）应避免汽车传动系共振，具有吸收震动、缓和冲击和减小噪声能力。 （7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳，尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要； （8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （9）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，摩擦衬面磨损在一定范围内时，要能通过调整，使离合器正常工作 （10）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 （11）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整

9、方便等。 本次设计要求如下： （1）离合器装配图一张 （A1）视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。 （2）零件图两张（A2）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。 （3）课程设计说明书一份（用统一规格） 。 1.4 设计步骤 (1）熟悉离合器结构及相关理论知识。 (2）根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。 1 （3）绘制离合器总成装配图。 (4) 绘制主要零件图。 (5) 编写设计说明书。 (6) 答辩。 2 第二章 离合器方案的确定 2.1 车型分析 东风牌载货汽车，该车采

10、用 6105 发动机，其具体参数见表 2-1。 表 2-1 东风牌载货汽车参数 参考车型 发动机型号 最大功率/转速 最大转矩/转速 车身总质量 一档传动比 主减速比 驱动轮规格参数 东风牌载货汽车 6105 99kw/ 2800rpm 382Nm/ 1600-1900 rpm 9510kg 7.31 6.33 9.00R20 2.2 方案选择 本车选用干式摩擦式离合器,因为摩擦式离合器结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而本车型不在此列。设计选择双片离合器，摩擦片数为 2，面数为

11、 4。 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点： （1）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。 （2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。 （3）高速旋转时，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。 （4）膜片弹簧以整个圆周与压

12、盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。 （5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长。 （6）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本车选用膜片弹簧式离合器。 与推式相比， 拉式膜片弹簧离合器又具有很多优点： 取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大

13、的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在结合或分离状态下，离合器盖的变形量小， 刚度大， 分离效率更高； 拉式的杠杆比大于推式的杠杆比， 且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约 25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。 综上所述，本次课程设计采用双片拉式膜片弹簧离合器。 1 第三章 离合器基本参数的确定 摩擦离合器是靠主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩

14、来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩 Tc 为： Tc= fFZRc 式中，f 为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取 0.250.30；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，单片离合器的 Z=2，双片离合器的 Z=4。 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： TC= Temax 式中，Temax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。 3.1 后备系数 后备系数是离合器设计中的一个重要参数， 它反映了离合器传递发动机最大转

15、矩的可靠程度。在选择时，应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。 各类汽车离合器的取值范围见表 3-1。 表 3-1 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 乘用车及最大质量小于 6t 的商用车 1.20-1.75 最大总质量为 6-14t 的商用车 1.50-2.25 挂车 1.80-4.00 本次课程设计的对象为东风载货汽车， 故本次课程设计的后备系数范围为1.20-1.75，取=2。 3.2 单位压力p0 单位压力 P0决定了摩擦表面的耐磨性， 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的

16、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。 当摩擦片采用不用的材料时，P0取值范围见表 3-2。 表 3-2 摩擦片单位压力 P0的取值范围 摩擦片材料 单位压力P0/MPa 石棉基材料 模压 0.15-0.25 编织 0.25-0.35 粉末冶金材料 铜基 0.35-0.50 铁基 金属陶瓷材料 0.70-1.50 P0选择：0.10 P01.50MPa,本次设计选取P0=0.2MPa。石棉基材料，模压。 3.3 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。 当离合器结构形式及摩擦片材

17、料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后备系数和单位压力 P0，可估算出摩擦片的外径，即： D = 12TemaxfZP0(1 c3)3 摩擦片外径 D（mm）也可根据发动机最大转矩Temax（Nm）按如下经验公式选用： D = KDTemax 式中，KD为直径系数，取值范围见表 3-3。 表 3-3 直径系数KD的取值范围 车 型 直径系数KD 乘用车 14.6 最大总质量为 1.8-14.0t 的商用车 16.0-18.5（单片离合器） 13.5-15.0（双片离合器） 最大总质量大于 14.0t 的商用车 22.5-24.0 本次设计的对象是东风牌载货汽车， 属于最大总质量为

18、1.8-14.0t 的商用车，故KD=14.0， 由车型分析可知该车型的发动机的最大扭矩： 382Nm/1600-1900rpm。故可算出摩擦片外径 D=273.6mm。 按Temax初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准/5764 1998GB T汽车用离合器面片表 3-4 为我国摩擦片尺寸的标准。 表 3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径/D mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 1 /d mm

19、厚度/b mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 /cd 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 31 c 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 单位面积2/cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 故，摩擦片的尺寸为 D=280mm, d=165mm, b=3.5mm, c

20、0.589,单位面积A0=402cm2。 3.4 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙t 摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、 单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围见表 3-5 表 3-5 摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围 摩擦材料 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 0.4 本次设计取 f=0.25。 摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍， 决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。 在前面的设计分析中已经陈述了

21、本次设计选用的是双片拉式膜片弹簧离合器，因此 Z=4。 离合器间隙t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位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内端之间留有的间隙。该间隙t 一般为 34mm。取t=4mm。 2 第四章 离合器基本参数的优化 设计离合器要确定离合器的性能和参数和尺寸参数， 这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。 4.1 摩擦片外径 D（mm） 摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过 65-70m/s，即： vD=6

22、0nemaxD 103 6570m/s 式（4-1） 式中， vD为摩擦片最大圆周速度 （m/s） ； nemax为发动机最高转速 （r/min） 。 取nemax=2800r/min，前面已知 D=280mm,代入式（4-1）中可算得vD=41.029m/s 6570m/s，由此可见，D=280mm 满足要求。 4.2 摩擦片的内、外径比 c 摩擦片的内、外径比 c 应在 0.53-0.70 范围内，即： 0.53 c =dD 0.70 由此可见，选取 c = 0.589满足要求。 4.3 后备系数 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围

23、为 1.24.0。 根据货车情况，前面已经选取后备系数=2.0，满足要求。 4.4 摩擦片内径 d 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径2R0约 50mm，即：d 2R0+ 50mm 得： 2R0115mm 4.5 单位摩擦面积传递的转矩Tc0 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力， 单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即： Tc0=4TcZ(D2d2) Tc0 式（4-2） 式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/mm2） ；Tc0为其许用值（Nm/mm2） ，按下表 4-1 选取。 表 4-1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 D/mm 21

24、0 210 250 250 325 325 Tc0/ 102 0.28 0.30 0.35 0.40 在本次设计中，我们选取的 D=280mm，则根据表 4-1 可知Tc0=0.35 102 Nm/mm2。 根据前面的数据和式（4-2） ，可以算得Tc0=0.3159 102 Nm/mm2，满足要求。 选取摩擦片参数如下： D=280mm, d=165mm, b=3.5mm, c=0.589,单位面积A0=402cm2。 代入以上优化式子中均满足条件, 减振器弹簧位置直径 2R0115mm。 4.6 单位压力p0 为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0 根据所用

25、的摩擦材料在一定范围内选取，p0 的最大范围为 0.101.50MPa。 前面选取的p0 =0.2MPa 满足要求。 4.7 离合器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，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即： =4(22） 式（4-3） 式中，为单位面积滑磨功（/2）；为其许用值（/2）；对乘用车： = 0.40 /2， 对于最大总质量小于6.0t 的商用车： = 0.33 /2，对于最大总质量大于6.0t 的商用车： = 0.25 /2；W为汽车起步时离合器 接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式（4-4）计算： =22180

26、0（2022） 为汽车总质量（）； 为轮胎滚动半径（）；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；0i为主减速器传动比；en为发动机转速（/min)；计算时 乘用车取 2000 / minr， 商用车取 1500 / minr。 其中0=6.33， =7.31， =0.375m，=9510kg ，代入式（4-3） 、 （4-4）得 = 0.003421 J， = 1.6 107/mm2，故满足要求。 1 第五章 离合器零件的结构选型及设计计算 5.1 从动盘总成设计 5.1.1 从动盘总成的结构型式的选择 从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，

27、但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成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，减小磨损。 3) 应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 1、摩擦片选择 摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.250.3。 2、扭

28、转减振器 选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。 图 5-1-1 汽车膜片弹簧离合器压盘总成 1.摩擦片 2.从动盘本体 3.从动盘铆钉 4.减振弹簧 5.减振器 6.阻尼弹簧铆钉 7.从动盘毂 8.摩擦片铆钉 5.1.2 从动片结构型式的选择 从动片设计时，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。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结构， 这样的从动

29、片有 3 种结构型式： 1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。 选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。 5.1.3 从动盘毂的设计 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件， 它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。 减振弹簧常采用6

30、0Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。 花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB11441974选取。 从动盘外径 D(mm) 发动机最大扭矩 (NM) 花键齿数 n 花键 外径 (mm) 花键 内径 (mm) 齿厚(mm) 有效齿长(mm) 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 280 280 10 35 28 4 40 300 310 10 40 32 5 50 325 380 10 40 32 5 50 350 480 10 40 32 5 55 380 600 10 40 32 5 60 410 720 10 4

31、5 36 5 65 430 800 10 45 36 5 65 表 5-1-1 花键轴规格表 根据发动机最大转矩为Temax= 382Nm，选取D=350mm。 表5-1-2 所选从动盘毂花键参数 从动盘外径 D/mm 花键齿数 n 花键外径 D/mm 花键内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力/caMp 350 10 40 32 5 55 10.2 1 花键尺寸选定后应进行强度校核。 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，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。 挤压应力计算公式： 挤压=Pnhl ()aMp 式中，P为花键的齿侧

32、面压力(N)。它由下式确定： 花键的齿侧面压力：max4(D)eTPd Z=+ 式中，d，D分别为花键的内外径( )m； Z为从动盘毂的数目； maxeT为发动机最大转矩()N m； n为花键齿数； h为花键齿工作高度( )m；1()2hDd= l为花键有效长度( )m。 则: =4+ /=4 382(0.040 + 0.032) 1= 21222.22 故: 挤压=21222.2210 (0.040 0.032)/2 0.055= 9.646 5.2 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。 5.2.1 离合器盖设计 为了减轻重量和增加

33、刚度， 轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强2 离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，

34、甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。 本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径， 能将其他离合器上的部件包括在其中即可。 5.2.2 压盘设计 对压盘设计的要求： （1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。 （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小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为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补低于1520 g

35、cm。 5.3离合器分离装置设计 5.3.1 分离轴承 分离轴承在工作中主要承受轴向分离力， 同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 5.3.2 分离套筒 本设计使用的是适合拉式离合器的自动调心式分离轴承装置。 轴承外圈与分离套筒外凸缘和外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙， 这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移

36、动 1mm 左右。 在外圈轴承不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可以减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承断面的磨损，是轴承不会出现过热而造成润滑脂流失分解。延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。 这种拉式分离轴承室将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧与档环之间，再用弹性锁环卡紧，结构较简单。 3 5.4 膜片弹簧

37、的设计 5.4.1 膜片弹簧基本参数的选择 （1）比值 H/h 和 h 的选择 比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当 H/h2时， F1=f(1)有一极大值和一极小值；当 H/h=22时，F1= f(1)的极小值落在横坐标上（如图 5-4-1 所示） 。为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.52.0，板厚 h 为 24mm。 取 h=2mm,则 H=4mm 1. 2/hH 2. 2/=hH 3. 22/2hH 图 5.4.1 膜片弹簧的弹性特性曲线 （2）R/r 比值和 R、r 的选择 研究表明，R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，

38、弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的 r 值宜取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc= (280 + 165)/4 = 111.25mm。 则可取 r=112mm，R=135mm。 （3）的选择 膜 片 弹 簧 自 由 状 态 下 圆 锥 底 角 与 内 截 高 度 H 关 系 密 切 ， =tan1H(R r)H/(R r)一般在 915范围内。 可算得=9.866在 915范围内。 （4）膜片弹簧工作点位置的选择 4 膜片弹簧工作点位置如图 5.4.2 所示， 该曲线的拐点 H 对

39、应着膜片弹簧的压平位置，而且1H= （1M+ 1N）/2。新离合器在接合状态时，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点处， 一般1B= （0.81.0）1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从F1B到F1A变化不打。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C。为最大限度的减小踏板力，C 点应尽量靠近 N 点。 图 5.4.2 膜片弹簧工作点位置 （5）分离指数目 n 的选择 分离指数目 n 常取为 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小膜片弹簧可取 12。 本次设计取 n=18。 （6）膜片弹簧小端内径r0及分离轴承作用半径rf的确定 r0由离合器的结构决定，其最小值应

40、大于变速器第一轴花键的外径，rf 应大于r0。 本次设计取rf =44mm,0=42mm。 （7）切槽宽度1、2及半径re的确定 1=3.23.5mm，2=910mm, re的取值应满足 r-re 2。 本次设计取1=3.4mm, 2=9mm，re=100mm，满足 r-re 2 （8）压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于 r 且尽量接近 r，R1应略小于 R 且尽量接近 R。 本次设计，取r1=114mm，R1=132mm。 5.4.2 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

41、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，需进行一系列处5 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，使其分离 38 次，以产生一定的塑性变形， 从而使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命 5%30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷到膜片弹簧表面，使其表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳寿命。 为了提高分离指

42、的耐磨性，可对其端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，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、锈蚀等缺陷。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屈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的 3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为 H11 和 h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为10。膜片弹簧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

43、端的相互高度差一般都要求小于 0.81.0mm 5.5 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，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。 5.5.1 扭转减振器的功用 （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，抑制扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振。 （3）控制动力传动系总

44、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和噪声。 （4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。 5.5.2 扭转减振器组成 用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。 在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有 6 个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因6 而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6 个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。

45、当 6 个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时， 则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作， 而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 5.5.3 减振器的结构设计 (1)极限转矩Tj

46、 极限转矩是指减振器在 消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1时所能传递的最大转矩， 即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与最大转矩有关，一般可取： Tj= （1.52.0）Temax (5.5.1) 式中，2.0 适用乘用车，1.5 适用商用车，本设计为商用车，选取 1.5。 代入数据可得，Tj=573n m。 (2)扭转角刚度k 为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度k，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。k决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。 可按下列公式初选角刚度： k 13Tj （5.5.2） 可算得，k7449 Nm/rad，本设

47、计初选，k=7400Nm/rad。 (3) 阻尼摩擦转矩T 由于减振器扭转刚度 k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地消振， 必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选为： = （0.060.17）Temax （5.5.3） 7 本设计取 T= 0.12Temax，可算得T= 45.84 。 (4) 预紧力矩Tn 减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。一般选取: = (0.060.15)Temax (5.5.

48、4) 本设计取= 0.1Temax= 38.2 。 (5) 减振弹簧位置半径 减振弹簧位置半径R0的尺寸应尽可能大一些，一般取： R0= (0.060.75)d/2 (5.5.5) 其中 d 为摩擦片内径，本设计取系数 0.7，代入数值，得R0= 57.75mm。 (6)减振弹簧个数Zj Zj参照表 5-5-1 选取。 表 5-5-1 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径D/mm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10 本设计 D=280mm，故选取 Z=6。 (7)减振弹簧总压力 F 当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj，此时，

49、减振弹簧受到的压力 F 为： F =TjR0 （5.5.6） 可算得，F=9922.07N。 (8)极限转角j 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时从动片相对于从动盘毂的最大转角j为: j= 2sin12R0 (5.5.7) 式中：l为减振弹簧的工作变形量。 j通常取 312，本设计取 8。 (9) 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 jRsin2= 式中：R2为限位销的安装半径， 一般为 2.54mm。本设计取 =3mm。 (10) 限位销直径 8 限位销直径d按结构布置选定，一般d=9.512mm，本设计取d=11mm。 (11) 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸 为充分利用减振器的缓冲作用， 将从动

50、片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图 5.5.1 所示。 一般推荐 A1-A=a=1.41.6mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作， 刚度较小， 有利于缓和冲击。 本设计取 a=1.5mm， A=26mm， A1=27.5。 （12）减振弹簧设计 在初步选定减振器的主要尺寸后， 即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。 1、 弹簧的平均直径2D： 一般由结构布置决定， 通常选取2D=1115mm 左右。本设计选取2D=12mm。 2、弹簧钢丝直径： 2318PDd= 式中：扭转许用应力 =550600MPa，1算出后应该圆整为标准值，一般34