低速載貨汽車離合器的設計

低速載貨汽車離合器的設計,低速載貨汽車離合器的設計,低速,載貨,汽車,離合器,設計 揚州職業(yè)大學院畢業(yè)設計說明書 目　錄 1前言 1 2總體方案論證 2 2.1離合器總成的結(jié)構和有關組件的結(jié)構 2 2.1.1從動盤數(shù)及干、濕式的選擇 2 2.1.2壓緊彈簧的結(jié)構型式及布置 2 2.1.3 壓盤的驅(qū)動方式 4 2.1.4分離杠桿的結(jié)構型式 4 2.1.5分離軸承的類型 5 2.1.6離合器的通風散熱措施 5 2.1.7從動盤的結(jié)構型式 6 2.1.8 離合器的操縱機構選擇 6 2.2 結(jié)論 7 3汽車離合器的設計計算 9 3.1離合器主要參數(shù)的選擇 9 3.2摩擦離合器主要零件的設計計算 12 3.2.1壓緊彈簧的設計計算 12 3.2.2壓盤的設計計算 13 3.2.3從動片與從動盤轂的設計計算 14 3.2.4分離杠桿的設計計算 15 3.2.5離臺器蓋的設計計算 15 3.3離合器操縱機構設計 16 3.3.1離合器操縱機構的結(jié)構型式選擇 16 3.3.2離合器分離行程及性能計算 18 4結(jié)論 19 參 考 文 獻 20 致 謝 21 附 錄 22 1前言 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 [1]摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動盤)、壓緊機構(壓緊彈簧)和操縱機構(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等)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)并能傳遞動力的基本結(jié)構，操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。[1] 本課題來源于生產(chǎn)實際，為解決多數(shù)摩擦離合器存在散熱能力不足，摩擦片易磨損等缺點的現(xiàn)狀，保證離合器具有良好的工作性能，依據(jù)經(jīng)濟、可靠、操作方便的原則，對汽車離合器設計提出如下基本要求： a.在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。 b.接合時要平順柔和，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 c.分離時要迅速、徹底。 d.從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。 e.有良好的吸熱能力和通風散熱效果，保證離合器的使用壽命。 f.操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 g.作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 h.應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 i.結(jié)構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。 早期使用的一些錐形摩擦式離合器，其從動部分的轉(zhuǎn)動慣量太大，使得變速器換檔困難，而且結(jié)合也不夠柔和，易卡??；濕式多片離合器其片與片間容易被油粘住，致使分離不徹底，造成換檔困難；多片干式摩擦離合器，接觸面數(shù)多，結(jié)合平穩(wěn)柔和，能保證汽車的平穩(wěn)起步。但其片數(shù)多使得從動部分的轉(zhuǎn)動慣量大，換檔不夠容易。而且其通風散熱性不好，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損甚至燒傷和碎裂，調(diào)整不當也會使離合器分離不徹底；單片干式摩擦離合器，它具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，結(jié)構簡單，調(diào)整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點，而且在結(jié)構上采取一定的措施，能使其結(jié)合平順。 2總體方案論證 2.1離合器總成的結(jié)構和有關組件的結(jié)構 離合器是作為汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其性能的好壞直接影響汽車平穩(wěn)起步、變速器中換擋齒輪之間的沖擊、傳動系中的振動和噪聲。現(xiàn)代汽車摩擦離合器在設計中應根據(jù)車型的類別，使用要求，與發(fā)動機的匹配要求，制造條件以及標準化、通用化、系列化要求等，合理地選擇離合器總成的結(jié)構和有關組件的結(jié)構，現(xiàn)分述如下： 2.1.1從動盤數(shù)及干、濕式的選擇 a.單片干式摩擦離合器 其結(jié)構簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000N·m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。 b.雙片干式摩擦離合器 與單片離合器相比，由于摩擦面增多使傳遞轉(zhuǎn)矩的能力增大，接合也更平順、柔和；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，其徑向尺寸較小，踏板力較小。但軸向尺寸加大且結(jié)構復雜；中間壓盤的通風散熱性差易引起過熱而加快摩擦片的磨損甚至燒傷碎裂；分離行程大，調(diào)整不當分離也不易徹底；從動件轉(zhuǎn)動慣量大易使換檔困難等。僅用于傳遞的轉(zhuǎn)矩大且徑向尺寸受到限制時。 c.多片濕式離合器 摩擦面更多，接合更加平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小。但分離行程大、分離也不易徹底，特別是在冬季油液粘度增大時；軸向尺寸大；從動部分的轉(zhuǎn)動慣量大，故過去未得到推廣。近年來，由于多片濕式離合器在技術方面的不斷完善，重型車上又有采用，并有不斷增加的趨勢。因為它采用油泵對摩擦表面強制冷卻，使起步時即使長時間打滑也不會過熱，起步性能好，據(jù)稱其使用壽命可較干式高出5～6倍。 單片離合器結(jié)構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，在使用時能保證分離徹底，接合平順。多片離合器分離不徹底，軸向尺寸大，質(zhì)量大，易燒壞摩擦片。依據(jù)經(jīng)濟、可靠、操作方便的原則，故選擇單片離合器。 2.1.2壓緊彈簧的結(jié)構型式及布置 離合器壓緊彈簧的結(jié)構型式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置和斜置等布置型式。根據(jù)壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為： a.周置彈簧離合器 周置彈簧離合器的壓緊彈簧是采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。周置彈簧離合器的結(jié)構簡單、制造方便，過去廣泛用于各種類型的汽車上。現(xiàn)代由于轎車發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高(最高轉(zhuǎn)速高達5000～7000r／min或更高)，在高轉(zhuǎn)速離心力的作用下，周置彈簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座柱上而使接觸部位嚴重磨損甚至出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。因此，現(xiàn)代轎車及微、輕、中型客車多改用膜片彈簧離合器。但在輕、中、重型貨車上，周置彈簧離合器仍得到廣泛采用。 b.中央彈簧離合器 采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧或用1～2個圓柱螺旋彈簧做壓簧并布置在離合接觸，因此壓盤由于摩擦而產(chǎn)生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經(jīng)杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱較輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造卻比較困難，故中央彈簧離合器多用在重型汽車上以減輕其操縱力。根據(jù)國外的統(tǒng)計資料：當載貨汽車的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩大于400～450N·m時，常常采用中央彈簧離合器。 c.斜置彈簧離合器 是重型汽車采用的一種新型結(jié)構。以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角（彈簧中心線與離合器中心線間的夾角）斜向作用于傳力套上，后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在壓桿內(nèi)端的軸向推力等于彈簧壓力的軸向分力。當摩擦片磨損后壓桿內(nèi)端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力減小，傾角亦減小，而值則增大。這樣即可使在摩擦片磨損范圍內(nèi)壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變，從而使壓盤的壓緊力也幾乎保持不變。同樣，當離合器分離時后移傳力套，壓盤的壓緊力也大致不變。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35％。 d.膜片彈簧離合器 膜片彈簧離合器由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結(jié)構大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱通風等。 周置彈簧在輕、中、重型貨車上，周置彈簧離合器得到廣泛采用，其結(jié)構簡單、調(diào)整方便，分離徹底。中央彈簧此結(jié)構軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定，踏板力較小。膜片彈簧彈簧其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平衡性好。依據(jù)經(jīng)濟、可靠、操作方便的原則，故選擇周置彈簧。 2.1.3 壓盤的驅(qū)動方式 凸塊—窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結(jié)構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可靠，壽命長。是在單片離合器中長期采用的傳統(tǒng)結(jié)構(見圖2-1)。[2]該結(jié)構是在壓盤外緣鑄出3～4個凸塊，裝配時伸入離合器蓋對應的長方形窗孔中。而離合器蓋則與飛輪相連?？紤]到摩擦片磨損后壓盤將向前移，因此凸塊應突出窗孔以外；其結(jié)構簡單。[2] 圖2-1 凸塊—窗孔式壓盤驅(qū)動 缺點是連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約為0.2mm左右）。這樣，在傳動時將產(chǎn)生沖擊和噪聲。依據(jù)經(jīng)濟、可靠、操作方便的原則，故選擇凸塊—窗孔式。 2.1.4分離杠桿的結(jié)構型式 在周置彈簧離合器中一般采用3～6個分離杠桿，采用如圖2-2所示的結(jié)構型式。對它們的共同要求是：杠桿應有足夠的剛度；其支承處的摩擦損失要小；其支承機構與壓盤的驅(qū)動機構在運動時不發(fā)生干涉；分離杠桿內(nèi)端的位置應便于調(diào)整以便分離軸承能同時均衡地壓緊所有的分離杠桿；分離杠桿的質(zhì)心要設計得盡量靠近其中間支承處，以避免在高速時因分離杠桿的離心力造成壓緊力的降低。 圖2-2 離合器分離桿杠 1 滾銷 2 支承銷（切有平面） [1]分離杠桿由鍛造后加工制成，其中間支承叉用螺釘緊固在離臺器蓋上，固定在支承叉孔中的支承銷上切有平面，分離杠桿的中間孔就支承在支承銷及與支承銷平面相接觸的小滾銷上。在它們之間有配合間隙，因此當分離離合器時，滾銷可在支承銷的平面上移動，使分離杠桿的中間支點成為一個可活動的支承，以適應壓盤運動的要求。[1] 2.1.5分離軸承的類型 分離軸承在工作中主要承受軸向力；在分離離臺器時由于分離軸承旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適于高轉(zhuǎn)速低軸向負荷，后者適于相反情況。常用含潤滑脂的密封止推球軸承；小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。 分離套筒支承著分離鈾承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可軸向移動。離合器接合后，分離軸承與分離杠桿間一般有3～4mm間隙，以免在摩擦片層損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片及分離軸承燒損。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內(nèi)圈恒轉(zhuǎn)式結(jié)構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與桿端（多為膜片彈簧）經(jīng)常貼合，以減輕磨損和減小踏板行程。 2.1.6離合器的通風散熱措施 提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。在正常使用條件下，離合器壓盤工作表面的溫度一般均在180以下。隨著其溫度的升高，摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過180～200時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到1000，在高溫下壓盤會翹曲變形甚至會產(chǎn)生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應有足夠的質(zhì)量以保證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上沒置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內(nèi)鑄出足夠多的導風槽，這種結(jié)構措施在單片離合器壓盤上也開始采用；將離合器蓋和壓桿設計成帶有鼓風葉片的結(jié)構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加強摩擦表面的通風散熱和清除摩擦產(chǎn)生的材料粉末；在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內(nèi)裝設為冷卻氣流導向的導流罩，以實現(xiàn)對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。 2.1.7從動盤的結(jié)構型式 簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成，其結(jié)構簡單、質(zhì)量小，有時用于重型汽車尤其是雙片離合器中。 為了使離合器接合平順，從動片尤其是單片離合器的從動片，一般都使其具有軸向彈性。最簡單的方法是在從動片上開T形槽，外緣形成許多扇形，并將它們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每相隔一個的扇形片上。在離合器接合時，從動片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分被逐漸壓平，使從動盤上的壓力和傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大，故接合平順柔和。這種切槽有利于減少從動片的翹曲。其缺點是很難保證每片扇形部分的剛度完全一致。 分開式結(jié)構中，波形彈簧片與從動片分別沖壓成型后鉚在一起。由于波形彈簧片是由同一模具沖制，故其剛度比較一致；由于波形彈簧是采用比從動片更薄的鋼板(厚度僅為0.7mm)，故這種結(jié)構容易得到更小的轉(zhuǎn)動慣量，這些方面都優(yōu)于整體式結(jié)構。上述兩種結(jié)構尤其是后一種多為轎車所采用。 在載貨汽車上常采用一種所謂組合式從動片。這種結(jié)構在靠近壓盤一側(cè)的從動片上鉚著波形彈簧片，摩擦片則鉚在波形彈簧片上，而靠近飛輪一側(cè)的摩擦片則直接鉚在從動片上。其轉(zhuǎn)動慣量較大，但對于要求剛度較高、外形穩(wěn)定性較好的大型從動片來說，這種結(jié)構也是可以采用的。當載貨汽車離合器的直徑小于380mm時，則從動片仍可采用前兩種結(jié)構。 采用組合式從動片它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率，增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 2. 1.8 離合器的操縱機構選擇 機械式質(zhì)量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較困難，壽命短，用于輕型車。液力式傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便，離合器接合較柔和，有可能降低猛接離合器時傳動系的動載荷。它不僅用于中、小型車，在重型汽車上也日益增多。氣壓式突出優(yōu)點是操縱輕便。依據(jù)經(jīng)濟、可靠、操作方便的原則，故選擇液壓式。 2.2總體方案論證結(jié)論 YC1040離合器的壓緊彈簧是采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。該構簡單、制造方便。其構造見圖2-1。離合器的主動部分、從動部分和壓緊機構都裝在發(fā)動機后方的離合器殼內(nèi)，而操縱機構的各個部分則分別位于離合器殼內(nèi)部、外部和駕駛室中。 圖 2-1周布彈簧離合器 發(fā)動機的飛輪和壓盤是離合器的主動部分，離合器蓋和壓盤之間是通過四組傳動片來傳遞轉(zhuǎn)矩的。傳動片用彈簧鋼片制成．每組兩片，其一端用傳動片鉚釘鉚在離合器蓋上，另一端則用傳動片固定螺釘與壓盤連接，離合器蓋用螺釘固定在發(fā)動機的飛輪上。因此，壓盤能隨飛輪一起旋轉(zhuǎn)。在離合器分離時，彈性的傳動片產(chǎn)生彎曲變形（其兩端沿離合器軸向作相對位移）。為使離合器分離時不至于破壞壓盤的對中和離合器的平衡。四組傳動片是相隔沿圓周切問均勻分布的。 在飛輪和壓盤之間裝有一片帶有扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤組件（以下簡稱從動盤）。鉚裝在從動盤轂上的從動盤本體由薄鋼片制成，故其轉(zhuǎn)動慣量較小。從動盤本體的兩面各鉚有一片用石棉合成物制成的摩擦片。從動盤轂的花鍵孔套在從動軸(即變速器第一軸)前端的花鍵上，并在花鍵上作軸向移動。 16個沿圓周分布的螺旋壓緊彈簧將壓盤壓向飛輪．并將從動盤夾緊在中間，使離合器處于結(jié)合狀態(tài)。這樣，在發(fā)動機工作時，其轉(zhuǎn)矩一部分將由飛輪經(jīng)與之接觸的摩擦片直接傳給從動盤本體；另一部分則由飛輪通過8個固定螺釘傳到離合器蓋，并由此經(jīng)四組傳動片傳到壓盤，最后也通過摩擦片傳給從動盤本體。從動盤本體再將轉(zhuǎn)矩通過從動盤轂的花鍵傳給從動軸，由此輸入變速器。 離合器須與曲軸飛輪組組裝在一起進行動平衡校正。為了在拆卸離合器后重新組裝是仍保持動平衡，離合器蓋與飛輪的相對角位置由離合器蓋定位銷定位。在壓緊彈簧的作用下，離合器經(jīng)常處于接合狀態(tài)．只有在必要時暫時分離。位于離合器內(nèi)部的分離操縱機構主要有分離杠桿、帶分離軸承的分離套筒和分離叉。它有四個徑向安裝的、用薄鋼板沖壓制成的分離杠桿，其中部以分離杠桿支承柱孔中的浮動銷為支點．外端通過擺動支片抵靠著壓盤的鉤狀凸起部。當在分離杠桿內(nèi)端施加一個向前的水平推力時。杠桿將繞支點轉(zhuǎn)動，其外端通過擺動支片推動壓盤克服壓緊彈簧的力而后移，從而撤除對從動盤的壓緊力，于是摩擦作用消失，離合器不再傳遞任何轉(zhuǎn)矩，即離合器轉(zhuǎn)入了分離狀態(tài)。當需要使離合器由分離狀態(tài)恢復接合時，駕駛員可放松離合器踏板．踏板和分離叉分別在回位彈簧的作用下退回原位，壓緊彈簧又重新使離合器恢復接合狀態(tài)。為使結(jié)合柔和，駕駛員應逐漸地放松踏板。 3汽車離合器的設計計算 3.1離合器主要參數(shù)的選擇 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距，離合器的靜摩擦力矩應大干發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，而離臺器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)z、摩擦系數(shù)，作用在摩擦面上的總壓緊力 與摩擦片平均摩擦半徑，即 (3-1) =1.75×104=182 取 表 3-1 離合器的后備系數(shù)[3] 車型 轎車，輕型貨車 中、重型貨車 越野汽車、牽引車、重型帶拖掛車 后備系數(shù) 1.301.75 1.602.25 2.03.5 摩擦片平均摩擦半徑（當壓力均布時）為 （3-2） 當 時，可足夠精確地由下式求得： 設為摩擦表面所承受的單位而積上的壓力，則單元摩擦面積ds(見圖3-1)上產(chǎn)生的單元摩擦力為 而單元摩擦力矩為 圖3-1 摩擦片上的單元摩擦面積 整個摩擦片上產(chǎn)生的摩擦力矩則為 而單位壓力為 （3-4） 對于具有Z對摩擦表面的離合器，其摩擦力矩則為 （3-5） 得： （3-6） 離合器應按轉(zhuǎn)矩容量及熱容量設計，摩擦片或從動片外徑D是其基本尺寸。它關系到結(jié)構尺寸及質(zhì)量的大小和使用壽命的長短。設計時通常首先確定D值。 決定離合器輪廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的因素之一是作用在其摩擦表面上的單位面積壓力P0?，F(xiàn)根據(jù)式（3-5），及式(3-1)有 （3-7） 通常取r=(0.55～0.65)R，若以r=0.6R代入上式，經(jīng)整理則可得到摩擦片或從動片外徑： （3-8） 當發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax已知，離合器的結(jié)構型式和摩擦片材料已定，z和、f便已定，上式便成了離合器的D,β, P0三參數(shù)的關系式。選好β及P0，則摩擦片尺寸即可確定。對于石棉基摩擦材料，通常取P0=0.15～0.25MPa，且較小值用于發(fā)動機后備功率較小、離合器使用頻繁的汽車，裝載質(zhì)量大或在壞路面上行駛的汽車。當摩擦片外徑較大時，為降低其外緣處的熱負荷，也應降低P0值。貨車為0.18～0. 28MPa。選擇β時應考慮到：為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及防止過長時間的滑磨，β應取較大值；為了防止傳動系過載、保證操縱輕使以及使離合器尺寸不致過大，β應取較小值。當發(fā)動機后備功率大，使用條件好，離合器壓盤的壓力在使用中可調(diào)整或變化不大時，β可選小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車以及為了提高起步能力，減少滑磨時，β可取大些。 [4]離合器摩擦片外徑D(mm)也可參照表3-2或按經(jīng)驗公式： 根據(jù)Temax初選。 式中Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m A—系數(shù)，貨車：單片離合器取30一40 [4] 表 3-2 離合器尺寸選擇參數(shù)表[5] 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 - 130 150 170 250 - 170 200 230 280 - 240 280 320 300 - 260 310 360 所選的尺寸D應符合有關標準[6]的規(guī)定。表3-2給出了離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)。另外，所選的D應符合其最大圓周速度不超過65～70m/s的要求。 表3-3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)[5] 外徑D/mm 內(nèi)徑 d/mm 厚度 h/mm 內(nèi)外徑之比d/D 單位面積 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 為了便于布置扭轉(zhuǎn)減振器，要求加大內(nèi)徑，從而加大了內(nèi)、外徑之比值。此比值的增大也有利于離合器的散熱和減小摩擦片內(nèi)外緣滑磨速度差。但過多地增大此比值會使摩擦面積減小，影響傳遞轉(zhuǎn)矩的能力。一般來說對高速發(fā)動機此比值應取大些。 [7]基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和ρ0，尺寸參數(shù)D和d及摩擦片厚度b。 后備系數(shù)β是離合器一個重要設計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇β時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇β時應考慮以下幾點： a為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，β不宜選取太?。? b為減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大； c當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些； d當使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些； e汽車總質(zhì)量越大，β也應選得越大； f柴油機工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些； g發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，β可選取小些； h膜片彈簧離合器選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些； i雙片離合器的β值應大于單片離合器。 單位壓力ρ0對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。[7] 離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，ρ0應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，ρ0應取小些；后備系數(shù)較大時，可適當增大ρ0 。 綜合以上計算內(nèi)容，取D=250mm，d=150mm,h=3.5mm 3.2摩擦離合器主要零件的設計計算 3.2.1壓緊彈簧的設計計算 離合器壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，[4]材料選用65Mn制造，硬度HRC40～50。 周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目9個，以便得到均勻的壓力，且應是分離杠桿數(shù)目的整數(shù)倍，以避免壓盤在分離時偏斜。在確定彈簧數(shù)目對應考慮到對輕型裝載量的汽車來說，每個彈簧的壓緊力不應超過600～700N。螺旋彈簧的兩端應拼緊并磨平以便使兩端支承面較大、各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。周置壓緊彈簧的外徑通常限制在27～30mm之間，彈簧的工作高度做成相同的尺寸，用改變鋼絲直徑和工作圈數(shù)的方法獲得不同壓緊力，以利于在不同的離合器上通用。[4] a.彈簧指數(shù)（旋繞比） b.曲度系數(shù) c.彈簧的工作壓力/MPa d.彈簧鋼絲的直徑/mm e.彈簧中徑/mm f.彈簧剛度/N/mm g.彈簧工作圈數(shù) h.彈簧總?cè)?shù) i.工作負荷下的變形/mm j.彈簧的附加變形量/mm 單片離合器： k.彈簧的自由高度/mm l.彈簧最大負荷是的間隙/mm m.彈簧的工作高度/mm n.彈簧最大負荷/N 3.2.2壓盤的設計計算 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。[4]由灰鑄鐵HT200鑄成,金相組織呈珠光體結(jié)構，硬度HB170～227。另外可添加少量金屬元素（如鎳、鐵、錳合金等）以增強其機械強度。壓盤的外徑可根據(jù)摩擦片的外徑由結(jié)構確定。為了使每次結(jié)合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠大的剛度且一般都較厚(載貨汽車的離臺器壓盤，其厚度一般不小于15mm)。此外，壓盤的結(jié)構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內(nèi)鑄出導風槽。壓盤的厚度初步確定后，應校核離合器一次接合的溫升不應超過。溫升的校核按式(3—22)進行。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于15—20g·cm。[4] 壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；通過凸塊-窗孔連接時，則應進行擠壓應力的強度校核： （3-9） 現(xiàn)有結(jié)構按上式計算的擠壓應力多在10～15MPa范圍內(nèi). 另外，傳力銷還承受著由壓盤和中間壓盤作用引起的彎曲應力和離合器壓緊彈簧引起的拉伸應力。因此，還需進行拉彎復合應力的強度校核。 作用力： （3-10） 傳力銷根部的彎曲應力（MPa） （3-11） 傳力銷的拉伸應力為 （3-12） 傳力銷的拉彎復合應力為 （3-13） 3.2.3從動片與從動盤轂的設計計算 [4]從動片通常用1.3～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。分開式從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.2～0.3mm。[4] 從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤轂能作軸向移動?；ㄦI的結(jié)構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩按[9]選取(見表3-4)。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.0～1.4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn)生偏抖。 表3-4 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列[4] 從動盤外徑 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 花鍵齒數(shù) 花鍵外徑 花鍵內(nèi)徑 鍵齒寬 有效齒長 擠壓應力 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力（MPa）及剪切應力（MPa）的強度校核： （3-14） （3-15） 從動盤轂通常由40Cr鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC28～32。 3.2.4分離杠桿的設計計算 分離杠桿的結(jié)構型式如圖2-2所示。[4]由35號鋼等中碳鋼鍛造(鍛件硬度HB131～156)。為了提高耐磨性，均進行表面氰化處理，層深0.15～0.30mm，硬度HRC58～63。[4] 分離杠桿需進行彎曲強度校核。如圖2-2所示，N為分離離合器時作用于分離杠桿內(nèi)端的力；，分別為危險斷面和中間支承中心至N力約垂直距離；為兩鉸接中心間的距離，則分離杠桿危險斷面的彎曲應力為 （3-16） 分離杠桿的彎曲許用應力可取MPa。[5] 3.2.5離合器蓋的設計計算 [10]一般采用厚2.5～5mm的低碳鋼08鋼板沖壓制造，以增強其剛性。[10]離合器蓋的形狀和尺寸由離臺器的結(jié)構設計確定。在設計時要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產(chǎn)生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定位螺栓以及止口對中。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口等通風窗，甚至將蓋設計成帶有鼓風葉片的結(jié)構。 3.3離合器操縱機構設計 離合器的操縱比較頻繁，除自動離合器外，離合器都是由司機左腳踩踏板操縱。為減輕司機的疲勞，要求踏板力盡可能地小，載貨汽車不應超過150～200N；踏板總行程也不宜過大，一般應在80～150mm范圍內(nèi)，最大應不超過180mm。應具有踏板自由行程的調(diào)整裝置以便在離合器摩擦片磨損后用來調(diào)整和恢復分離軸承與分離杠桿間的正常間隙量；還應有踏板行程限位裝置以防止操縱機構的零件受過大載荷而損壞。此外，操縱機構的傳動效率要高，具有足夠的剛度，不會因發(fā)動機的振動以及車架和駕駛室的變形而干涉其正常工作，工作可靠、壽命高，維修保養(yǎng)簡易、方便等。 3.3.1離合器操縱機構的結(jié)構型式選擇 離合器操縱機構分為機械式、液壓式、氣壓式和自動操縱機構四種。為了降低中型以上貨車的踏板力，在機械式和液壓式操縱機構中有時采用助力器。 圖 3-2 離合器的液壓操縱機構 1 踏板臂；2 分離叉球形支座；3 分離叉回位彈簧； 4 分泵（工作缸）；5 總泵（主缸）；6 補償孔；7 進油孔 a．機械式操縱機構 有桿系傳動和鋼索傳動兩種型式。桿系傳動結(jié)構簡單、制造容易、工作可靠，廣泛用于各種類型的汽車上。但質(zhì)量及摩擦損耗都較大；傳動效率低。當離合器需遠距離操縱時，則桿系的結(jié)構復雜、布置困難，踏板的自由行程將加大，剛度及可靠性也會變差。鋼索傳動壽命較短，傳動效率也不高，僅用于某些輕型轎車中。 b．液壓式操縱機構 如圖3-2所示，液壓式操縱機構由吊掛式離合器踏板、總泵(主缸)、分泵(工作缸)、管路系統(tǒng)、回位彈簧等組成。具有摩擦阻力小，傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便，接合柔和(有助于降低猛接離合器時傳動系的動載荷)，便于采用吊掛式踏板使該處地板易于密封，車架或車身的變形以及發(fā)動機的振動不會影響其工作，系統(tǒng)剛度好有助于減小踏板自由行程，也便于遠距離操縱及采用可翻傾式駕駛室等優(yōu)點。它不僅最廣泛地用于轎車及中、輕型客車及貨車上，而且在大客車和重型貨車上的應用也日益增多，但在中型以上的汽車上使用時應該加裝助力器。 c．機械式和液壓式操縱機構的助力器 [10]在中型以上的汽車上，為減輕離合器踏板力，在機械式和液壓式操縱機構中常采用各種助力器。 氣壓式助力器多用于大型客車和重型貨車上并與離合器液壓操縱系組合。當踩下踏板時，工作油液由總泵經(jīng)管路及油孔A壓向離合器分離活塞，同時推動活塞壓縮膜片的壓簧，使氣路暢通并打開進氣閥、關閉排氣閥，使壓縮空氣進入活塞的進氣空間，推動活塞克服彈簧力并給離合器分離活塞1以助力。與此同時，部分壓縮空氣經(jīng)孔進入膜片的壓簧一側(cè)空間，給壓簧以助力，起隨動平衡作用。設計時應根據(jù)離合器踏板力不應大于150N的要求來選擇各活塞、彈簧以及膜片等的尺寸，并且要求當助力器失效時不會影響人力操縱。[10] 3.3.2離合器分離行程及性能計算 [11]液壓式操縱機構的總傳動比為： （3-16） 總行程為： （3-17） =160mm 式中Δ——分離軸承的自由行程，一般為2～4mm，反映到踏板上即為踏板自由行程，一般為20～30mm； S——壓盤行程： Zc——離合器的摩擦表面數(shù)(單片為2，雙片為4)； SΔ——離合器在分離狀態(tài)下對偶摩擦面間的間隙，對單片離合器取0.75～1.0mm，雙片取0.5～0.6mm； m——離合器在接合狀態(tài)下從動盤的變形量，對具有軸向彈性的從動盤取m=1.0～1.5mm，對非彈性從動盤取m=0.15～0.25mm。 離合器徹底分離時的踏板力Q （3-18） =150N 式中PΣmax——離合器徹底分離時壓緊彈簧的總壓力； i——操縱機構的總傳動比； η——操縱機構的總傳動效率，對機械式操縱機構取0.7～0.8；對液壓式取0.8～0.9； Qh——克服各回位彈簧（例如分離套筒及踏板等的回位彈簧）拉力所需的踏板力。 為減輕司機的疲勞，要求踏板力盡可能地小，轎車在80～130N左右，載貨汽車不應超過150～200N。踏板總行程也不宜過大，一般應在80～150mm范圍內(nèi)，最大應不超過180mm。[11] 4結(jié)論 本課題設計的YC1040低速載貨汽車中針對多數(shù)摩擦離合器存在散熱能力不足，摩擦片易磨損等缺點的現(xiàn)狀，根據(jù)生產(chǎn)的實際情況和需要，依據(jù)經(jīng)濟、可靠、操作方便的原則，采用單片干式摩擦離合器，為保證其技術先進性和經(jīng)濟合理性，還采取了以下措施：（1）為使離合器保證結(jié)構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底、接合平順，選擇采用單片盤摩擦片。（2）為保證結(jié)構簡單、制造容易，保證結(jié)構簡單，制造方便，考慮壓緊彈簧的結(jié)構形式選用周置彈簧，壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧。（3）壓盤的驅(qū)動方式選用凸塊-窗孔式，采用3個分離杠桿，且分離杠桿保證足夠的剛度，使其工作可靠。（4）分離軸承選用開式的推力球軸承，改進潤滑措施后，解決了這類軸承潤滑條件差、磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低等缺點，在保證工作可靠的條件下降低制造成本。 在本設計中，執(zhí)行工作的從動件能滿足生產(chǎn)工藝提出的運動形式、運動規(guī)律、功能范圍和運動性能等諸方面的具體要求。結(jié)構簡單，尺寸大小適度，在整體布置上占有空間小，布局緊湊。制造加工容易，維修拆裝方便，工作中穩(wěn)定可靠，使用安全，具有足夠的壽命。并且其具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小、散熱性好、結(jié)構簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且在結(jié)構上采取一定的措施，能使其結(jié)合平順。本機符合生產(chǎn)的需要，具有較高的生產(chǎn)率和經(jīng)濟效益。 參 考 文 獻 [1] 陳家瑞．汽車構造（下冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [2] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001. [3] GB18320-2001，農(nóng)用運輸車 安全技術條件[S]． [4] 汽車工程手冊編輯委員會．汽車工程手冊（設計篇）[M]．北京：人民交通出版社，2001． [5] 王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [6] JB1457—74,汽車離合器摩擦片尺寸系列[S]． [7] GB7258-2004，機動車運行安全技術條件[S]． [8] 汽車工程手冊編輯委員會．汽車工程手冊（基礎篇）[M]．北京：人民交通出版社，2001． [9] GB1144-74,矩形花鍵聯(lián)結(jié), 技術標準出版社[S]． [10] 徐灝．新編機械設計師手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995. [11] 成大先．機械設計手冊（1～4冊）[M].北京：化學工業(yè)出版社，1993． 致 謝 為期三個月的畢業(yè)設計業(yè)已經(jīng)結(jié)束，本次畢業(yè)設計是對我們大學四年所學知識的一次全面考驗，它也是對即將走向社會的我們的進行的一次有效的訓練?；仡櫿麄€畢業(yè)設計過程，雖然充滿了困難與曲折，但我感到受益匪淺。本次畢業(yè)設計課題是低速載貨汽車離合器的設計。通過這次畢業(yè)設計使我能夠在畢業(yè)前將理論與實踐更加融會貫通，加深了我對理論知識的理解，強化了實際生產(chǎn)中的感性認識。 通過這次畢業(yè)設計，我掌握了低速載貨汽車離合器的設計的方法和步驟，以及設計時應注意的問題等，另外還更加熟悉運用查閱各種相關手冊等。 在畢業(yè)設計過程中，我發(fā)現(xiàn)自身的許多不足，理論知識不夠扎實，設計經(jīng)驗不足，同時又缺乏實踐工作的磨礪，從而導致在設計時難以做出正確的選擇，對課題的內(nèi)容茫然不知所措。對資料的應用也不夠確切，對設計產(chǎn)品的具體形狀、運作方式、性能指標也不能有一個準確的定位。缺乏對具體產(chǎn)品的想象力，當查閱有關資料時， 設計思維又受到書本內(nèi)容的束搏，不能得到擴展，始終局限于個別的、單一的理論或?qū)嶓w。在李老師的幫助下，我翻閱了很多與我課題相關的資料，同時將以前所學的有直接聯(lián)系的相關專業(yè)科目認真的溫習了一邊，豐富了許多理論方面的知識。這次設計使我在基本理論的綜合運用以及正確解決實際問題等方面得到了一次較好的鍛煉，提高了我獨立思考問題、解決問題以及創(chuàng)新設計的能力，縮短了我與工廠工程技術人員的差距，為我以后從事實際工程技術工作奠定了一個堅實的基礎。 此次畢業(yè)設計是在李書偉老師的認真指導下進行的。李老師經(jīng)常為我解答一系列的疑難問題，以及引導我的設計思路。在歷經(jīng)三個多月的設計過程中，一直熱心的輔導。另外，我還得到了同組同學陳沖、劉小鋒、謝新、蔡小文等人的熱心幫助與指導。在此，我忠心地向他們表示誠摯的感謝和敬意！ 本次設計任務業(yè)已順利完成，但由于本人水平有限，時間倉促，加上缺乏經(jīng)驗，難免會留下一些遺憾，在此懇請各位專家、老師及同學不吝賜教。 附 錄 1 離合器裝配圖 YZ1040-02-00 A0 2 離合器壓盤及蓋總成 YZ1040-02-02 A1 3 離合器壓盤分離桿 YZ1040-02-02-07 A3 4 離合器壓盤殼 YZ1040-02-02-08 A1 5 離合器摩擦片（前） YZ1040-02-03-01 A2 6 離合器盤 YZ1040-02-03-02 A2 7 離合器盤轂 YZ1040-02-03-03 A3 8 離合器盤轂固定圓片 YZ1040-02-03-04 A3 9 離合器摩擦片（后） YZ1040-02-03-05 A2 10 離合器殼底蓋 YZ1040-02-12 A1 21