汽车离合器毕业论文

汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。其功用为：（1）使汽车平稳起步；（2）中断给传动系的动力，配合换档；（3）防止传动系过载。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。此设汁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。本设计主要针对马自达6的离合器进行设计计算。关键词：离合器，膜片弹簧，从动盘，压盘，摩擦片ABSTRACTAutomobileClutchintheengineandgearboxbetweentheflywheelshell,withscrewwillbefixedintheclutchassemblyaftertheplaneoftheflywheel,clutchgearboxoutputshaftistheinputshaftoIntheprocessofmovingvehicle,thedrivermayneedPedalorreleasetheclutchpedalsothattheengineandgearboxtemporaryseparationandprogressivejoint,tocutofftheengineortransmissiontothetransmissioninputpower・Itsfunctionas:(1)thecarasmoothstart,(2)tointerruptthetransmissionofpowertomeettheshift,(3)topreventtransmissionoftheoverload・InrecentyearsthecaspringclutchisakindofclutchthatwidelyAdoptedinvehicleandlightvehicle・IthasgreatcapacityoftorqueAndmorestableyjnanipulateeasyandconvenient,wellequilibrium,Andalsocanproducebatch.sotheresearchoftheclutchismoreandmoreimportant・Thisdesignmanualelaboratedontheconstructionform.paranietrechooseandprocessofcalculateofthelightvehicle・KEYWDRDS:clutch,thecaspring,drivenplate,frictiondisc汽车是重要的交通运输工具，是科学技术发展水平的标志，随着现代主活的节奏越来越快，人们对交通工具的要求也越来越高。汽车作为最普通的交通工具，在日常的生活和工作中起了重要的作用。因此，汽车工业的规模及产品的质量就成为衡量一个国家技术的重要标志之一。对于汽车来说，由于它要求具有自重轻、行驶速度高、加速性好、适于各种路面上棋至无路地区行驶及机动灵活等特点，长期以来，它的发动机都釆用内燃机。但是，III内燃机的扭矩一转速特性曲线可知，在其整个工作转速范圉内扭矩变化小，最低稳定转速较高，不能适应汽车可能遇到的各种行驶条件：如起步、爬坡、通过各种路面和无路地区等。因此，在汽车上需要有一套复杂的传动系统，以使内燃机能适应汽车行驶的需要。现代汽车上常用的是机械传动系统，它是由离合器及变速器、万向节传动轴、主减速器、差速器和驱动车轮的传动装置等部件组成。在上述机械式传动系统中，离合器作为一个独立的部件而存在。I在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛釆用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏：有效地降低传动系中的振动和噪音。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化,质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，山于膜片弹簧与圧盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可幕的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是山弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈,而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）钏钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，山于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧儿乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时,分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动圧盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，山于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力儿乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数口减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，山于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。山于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代，其膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便;膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自山行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自山行程。第2章离合器结构方案选取1给定参数和结构设计要求发动机最大功率及转速：发动机最大转矩及转速：汽车整备质量：主减速比：变速器1档传动比：轮胎型号：108Kw/6500rpni204N.m/6500rpm1444KG3.8633.454205/55R16在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及系列化，通用化，标准化要求等，合理选择离合器的结构。2.2结构设计2.2,1从动盘数选取本车可选取单片干式膜片弹簧摩擦离合器，因为这种结构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘结合平顺，广泛用于乘用车及微、中型客车和货车上，在发动机转矩不大于lOOON.m的大型客车和重型货车上也有所推广。因此该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。2.2.2压紧弹簧的结构形式及布置离合器的压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根据本所设计的离合器的已知系数和使用条件选取膜片弹簧离合器比较合适。作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是山弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈,而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）钏钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，其至膜片弹簧儿乎变平（参看2.1图）。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘移到膜后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力儿乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力,使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数U减少,质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，山于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。山于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，广泛用于乘用车、客车、轻型和中型货车上。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受圧力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈片弹簧的大端附近(见图2.2b),使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自山行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自山行程(见图2.2a)o图2.1膜片弹簧离合器的工作原理图(a)自由状态：(b)圧紧状态：(c)分禽状态图2.图2.2离合器操纵形式(b)拉式操纵(a)(b)拉式操纵2.2.3压盘的驱动方式圧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，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自山的作轴向移动。圧盘与飞轮的连接方式或驱动方式有：凸块一窗孔式、传力销式、键式以及弹性传动片式等。近年来广泛采用弹性传动片式。因为另外儿种方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙。这样在传动时将产生冲击和噪声，其至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。弹性传动片是山薄弹簧钢冲压而成，其一端钏在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且一般用3~4组（每组2~3片）沿圆周切向布置以改善传动片的受力状况，这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于圧盘的定中。所以该离合器釆用弹性传动片。2.2.4分离轴承的类型分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况.常用含润滑油脂的密封止推球轴承;小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨，当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置（见图2・3）。它有内圈旋转轴承，轴承罩，波形片簧，它由厚约为0.7mm的63Mn钢带制成，油淬、模内回火度HRC43〜51）及分离套筒组成。III于轴承与套筒间都留有足够径向间隙以保证分离轴承相对于分离套筒可以径向移动1mm左右，所以当膜片相对分离套筒有偏斜时，山于波形片簧能够产生变形，允许分离轴承产生相对的偏斜，以保证膜片弹簧仍能被均匀的压紧，也防止了膜片弹簧分离指处的异常磨损并减少了噪音。另外山于分离指与直径较小的轴承内圈接触，则增大了膜片弹簧的杠杆比。分离套筒支撑着分离轴承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上，可以轴向移动。分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有3~~4mm间隙，以免在摩擦片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使踏板有段自III行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杠杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。图2.3自动调心轴承装置1—分离轴承罩：2—分离轴承；3—分离套简：4—波形弹簧片2.2.5离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效描施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180°C以下，随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180°C〜200°C时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000°Co在高温下压盘会翘曲变形其至产生裂纹和碎裂；山石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽,这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。为防止压盘的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。鉴于以上对质量和刚度的要求，一般压盘都设计得比较厚，一般约为15~25mm。第3章离合器基本结构参数的确定在初步确定了离合器的结构形式之后就要确定其基本结构尺寸参数。3.1后备系数的选择离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递T「m號及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。表3.1后备系数表乍型乘用车及总质疑小于6t的商用车最大总质量为6~14t的商用车挂车后备系数1.20-1.751.50〜2.251.807.00本设计是基于马自达6汽车的离合器设计，该车型属于乘用车，故选择本次设计的后背系数P在1.20〜1.75之间选择，取0二1.30。2摩擦片外径及其它尺寸的确定摩擦片的外径D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，所以应先确定摩擦片的外径D在确定外径时，可以根据以下经验公式（3・1）计算出：D=心孙二 式（3・1）式中： D——摩擦片外径，mmTfmax——发动机最大扭矩，N.m直径系数，乘用车取14.6设计原始数据：Trmax=204N.m由公式(3.1)代入相关数据，则得：D=208mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.2“离合器摩擦片尺寸系列和参数”(即GB1457—74)表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D!nun内径d/nun厚度h/mm内外径之比d/D单位而积F/nun21601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.54072900可取：摩擦片有关标准尺寸：外径D=200mm内径d二140mm 厚度h二3.5mm内径与外径比值d/D二0.700第4章离合器从动盘设计1从动盘结构简要介绍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。从动盘主要曲从动片，从动盘毂，，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1,13分别用钏钉14,15钏在波形弹簧片上，而后者乂和从动片钏在一起。从动片5用限位销7和减振12钏在一起。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LI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6,9o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。4.2从动盘设计设讣从动盘时一般应满足以下儿个方面的要求：（1） 为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小（2） 为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性（3） 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振器（4）要有足够的抗爆裂强度12 3 4S图4.1带扭转减振器的从动盘1,13—摩擦片•：2,14,15—挪钉：3—波形弹簧片：4一平衡块：5—从动片；6,9—减振摩擦：7—限位销：8—从动盘缎：10—调整垫片；11—减振弹簧：12—减振盘4.2.1从动片的选择和设计设讣从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能黑近旋转中心，以获

得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从

动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（山高档换为低

档）或是降速（山低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，

而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力

的大小与冲动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.3~2.0mm厚的薄钢板冲压而成，为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.65〜1.0mm,使其质量更加靠近旋转中心。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作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，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。BB图4.2BB图4.2整体式弹性从动片1—从动片；2—摩擦片；3—钏钉具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。，在本设计中，因为设计的是乘用车的离合器，故采可以用整体式弹性从动片，其简化结构见图4.2,离合器从动片采用2価尽的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取200mm,内径山从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。

山于其釆用整体式弹性从动片，从动片沿半径方向开槽，其结构简图见图4.2,将外圆部分分割成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向相同方向弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性，两边的摩擦片则分别钏在扇形片上.在离合器结合的过程中，从动片被圧紧，弯曲的波浪扇形部分被逐渐压平从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大，使其结合过程较平顺，柔和，整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制成6〜12个切槽，并常常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽，U的是进一步减小刚度，增加弹性。从钢动片材料一般釆用高碳刚或弹簧刚板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度。4.2.2从动盘毂设计从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-74选取（见表4.1）。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的（1.0〜1.4）倍（上限用于工作条件恶劣的离合器），以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。花键尺寸选定后应进行挤压应力b,（MPa）及剪切应力t5（MPa）的强度校核：8T rSb,=30MPa （4.1）丿（D2-d2）z/ilLyJ4Tfmax<\tj]=\5MPa(4.2)4Tfmax<\tj]=\5MPa(4.2)式中：D,〃一分别为花键外径及内径,mm；n—花键齿数：/,b—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z—从动盘毅的数H；©max—发动机最大转矩，N・mm。从动盘毅通常Lil40Cr,45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28〜32。表4.1GB1144-74从动盘发动机转矩花键花键花键键齿宽有效挤压夕卜径Temax/N*m齿数外径内径齿长应力D/mmnD/mmd/mmb/mm1/mmcr/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635018010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5山表4・1选取得:花键外径D=29mm；花键内径d=23mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=25mm；代入公式巧二20.9〈30巧二13.7<15符合强度得要求。2.3摩擦片的材料选取及与从动片的固紧方式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儿个方面的要求：⑴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。⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好⑷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⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面⑹油水对摩擦性能的影响应最小⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,LI前车用离合器上广泛釆用石棉塑料摩擦片，是山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。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位丿玉力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。所以U前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜钏钉直接钏接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黃铜钏接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜钏钉不致像铝钏钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种钏接法还有固紧可鼎和磨损后换装摩擦片方便等优点。第5章压盘的设计5.1压盘传力方式的选择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，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自山的沿轴向移动。如询面所述采用采用传动片式的传力方式。山弹簧钢带制成的传动片一端钏在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。2压盘的几何尺寸的确定山于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径D=210mm压盘内径d二130mm那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据以下两点:（1） 压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，曲于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热,而每次结合的时间乂短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。曲于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要山飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。（2） 压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚在该设计中，初步确定该离合器的压盘的尽度为16mm。在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过8°-10°。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。根据下面公式(5・1)来进行校核：r- 式(5.1)式中：r——温升，°CL—_滑磨功，N.m,L二/加辽1800-//■///——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘/=0.50C——压盘的比热容，对铸铁压盘，C=481.4J/(kg-°C)m压 压盘质量，kg根据公式(5・1)代入相关数据可得；V=6.73°C<8°—10°故该厚度符合要求3压盘和传动片的材料选择压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数,故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170〜227,其摩擦表面的光洁度不低与1.6o为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1,工作表面光洁度取为1.6.传力片材料选用80号钢，根据前面所设计的压盘，摩擦片及从动片的厚度，初步定传动片的设计参数如下：共设3组传动片(i=3)，每组2片(n=2),传动片的几何尺寸为:宽b=12mm,厚h二lmm,传力片上孔间的距离1=50mm,?L的直径d二6mm,传力片切向布置，圆周半径(也即是孔中心所在圆周半径)R二125mm,传动片的材料弹性模量E二2X10'MP,根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核，根据下面儿个相关公式：=l-d(有效长度1J 式(5.2)KZ=XKn=12EJxni/l,3(总刚度0) 式(5.3)%』3fmaxEh/ir低盘，膜片弹簧和离合器盖组装时的最大应力)式(5.5)<7max=3fmaxEh/l,2-6Tcmaxfmax/inRbh2+Tcmax/inRbh(正向驱动时应力公式)式(5.6)bmj3fmaxEh/l：+6Tgfm/inRbh2—Tg/inRbh(反向驱动时应力公式)式(5.7)E十心・f(弹性恢复力) 式(5.8)根据以上公式进行校核，该传动片符合要求。5.4离合器盖的设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下儿个问题：⑴离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖釆用厚度约为4mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复朵形状。⑵离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。⑶离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、圧紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，山于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。第6章膜片弹簧设计6.1膜片弹簧的概念膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔,分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm,以减少分离指根部的应力集中,长方孔乂可用来安置销钉固定膜片弹簧。2膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是山其碟簧部分所决定，是非线性的，与自山状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性(见图6.1)。当(H/h)v、伍时，P为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=V2,特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5-V2,则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P儿乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当dvH/h)<2“，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取1.5<(H/h)<2o当(H/h)=V2则特性曲线的极小点落在横坐标轴上；当(H/h)>2血，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构。图6.1不同时的无弹性特性曲线碟形弹簧当其大、小端部承受圧力时，载荷P与变形久之间有如下关系:(6.1)(6.1)式中：E—弹性模量，对于钢：E=21X104MPa卩一波桑比，钢材料取1-1=0.3；h一弹簧钢板厚度，mm：H一碟簧的内截锥高，mm：m_1tnR—碟簧大端半径，m_1tnA—系数,m—碟簧大、小端半径之比,m=R/ro汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图6.2所示。(a)自由状态；(b)结合状态；(c)分离状态图6.2膜片弹簧任离合器接合和分离状态时的受力以及变形3膜片弹簧基本参数的选择1、 比值H/h和h的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取：1.5<—<2h参考同类型车，取H/h=4.2/2.5=1.682、 R及R/r确定比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8〜2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2〜1.35.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H,h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。初步确定R/r=—=1.32823、 膜片弹簧起始圆锥底角Q汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角&在9°〜15°之间，aQ乡/(/?-〃代入数值计算可得：a二9°10',符合要求。4、 膜片弹簧小端半径r(及分离轴承的作用半径r卩匚的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径S大于r.a因为花键外径D二29mm要使2r‘>D,所以取「二20mm,r=23mm5、 分离指数目n、切槽宽玄、窗孔槽宽①、及半径-分离指数Un常取18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12,本设计取n二18.J,=3.2-3.5mm,①二AlOmm,r「的取值应满足r-rf>J2的要求。本设计取禹二3.2,①二9,r=706、 承环的作用半径I和膜片与压盘接触半径L由于采用推式膜片弹簧，1，L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，1值应尽量鼎近r而略大与cL应接近R略小于R。可选择：1=84mm,L二106mm7、 膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求,国内常用的膜片弹簧材料为硅镭钢60Si2NfnAo6.4膜片弹簧的计算山前面已知数据：T’max二204N.m,D=200mm,d二140mmTOC\o"1-5"\h\zJ3=l.3,—=1.6&£=l・32,a二9°10’,R=108mm,r=82mm,H=4.2mm,h rh=2.5mm,1=84mm,L=106mm,r，-=20mm,rp=23mm,n=18,J,=302mm, =9mmrr=70mm⑴根据下式（7.1）画出P|_2］曲线1£卩产需•禽"I缶）田-牛（釘叶｝ （6.2）式中，E—弹性模数，钢材料取E二2.0X10‘Mp；“一泊松比，钢材料取0.3h—弹簧片厚，mmH—碟簧部分内截锥高，mm右一大端变形，mmR—碟簧部分外半径（大端半径），mmr—碟簧部分内半径，mmL—膜片弹簧与圧盘接触半径，mm1—支承环平均半径，mm6(1—“2)(厶一/)因此式(6.2)就成为:R二2R二2；ln-[(--^/•h/?一厂)(//_人]R-rL_lhTL_l)+1](6.3)把有关数值代入上述各式，得:Pi把有关数值代入上述各式，得:Pi二1450.78用人二2.5入Px=0.166人3—0.696人2+0.883人令d/]/d/^=0得：0.495入2一1392入+0.883=0可绘制出膜片弹簧的P,-A特性曲线，如图6.3所示。图6.图6.3膜片弹簧特性曲线⑵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几二0.65H二2.73mm,根据特性曲线上可以查得膜片弹簧的压紧力P,=Pz=3100N校核后备系数0:◎max上式中：因为d/D=0.694>0.6所以可以很准确的算出：比•二口■二76.254所以由上公式可得：0二1.32离合器彻底分离时,膜片弹簧的大端变形量为：九二九+纣（纣即为Aly.）mm压盘的行程4/*可取为=2.4mm,所以Ald=2.73+2.4=5.13mm离合器刚开始分离时，压盘的行程歹'二1.8mm,此时膜片弹簧的变形量为：兀二+ '-2.73+1.8=4.53mm摩擦片磨损后，其最大磨损量厶2=Zt.XASe式中：Z「一一摩擦片总的工作面数△S。——每一摩擦面工作面的最大允许磨损量，可取AS。二0.75mm所以计算可得:A2=2X0.75=1.5mmittAia=Alh—A2=1.23mm⑶求离合器彻底分离时,分离轴承作用的载荷P,7£ia}In-P二26(1_"2)(L—1)(1—r)◎甘)I"船附由公式(7.3)取人二备则得:P2=TrEh入&h】—6(1_“2)(厶_/)“_厂丿(H-人d(R-门2(L—I)代入有关数值，得 P2=1348N⑷求分离轴承的行程仏ill公式(6・6)取时可得公式(6.7)代入相关数值计算得仏‘二7.6mm乂由下面两公式(6.8)和(6.9)阳1-严-"+re)角二1_} (6.4)2} (6.5)式(6.6)式(6.7)式(6.8)式(6.9)代入有关数据得：0产0.76 伙二0.63山公式(6.10):6P*；TrEh')—2(2—1)+1吐+扌［i(几 rn rnPi2PiT）-2（工―仝）+1亠］｝代入相关数据得：Ao二1・98mm厶故A2=A2f+人；=9.6mm⑸强度校核山公式6.11(6.10)九唱气）一/ RR_f1+ln-)'I r式(6.11)代入相关数据可得：九二5.64而膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）人〃二5・13,A,>zIrf所以可以由下面公式7.11H_1亀R_r2L_!式(6.12)把有关数值代入计算得：<t^=1565.7MPa因为膜片弹簧的材料为60Si2MnA,该材料许用应力［cr］为1700—1900MPa而b阳=1565.7Mpa<1700,所以该膜片弹簧满足要求。

第7章扭转减振器设计7.1扭转减振器的结构简单介绍带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图7.1所示弹簧摩擦式:图7.1带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1一从动盘：2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈：4一紧固螺钉：5—从动盘毂：6—减振摩擦片;7—减振盘：8—限位销山于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向釆用单级的减振器。7.2减振弹簧设计1、 扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度G决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度CaW137\ (7.1)式中：7；为极限转矩，按下式计算T=(1.5〜2.0)T (7.2)▲丿 x©max式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0,匚叭为发动机最大扭矩，代入数值得八二408,Ca<5304,本设计初选Ca=5000N•m/raDo2、 扭转减振器最大摩擦力矩由于减振器扭转刚度G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禺内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选为T产(005〜0.17)Tg (7.3)取几=0.147\皿，本设计按其选取Ta=28.56N-mo3、 扭转减振器的预紧力矩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(0.05〜0.15)匚唤=19N・m。4、 扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸Ro的尺寸应尽可能大一些，一般取Ro=(0.60〜0.75)d/2 (7.4)其中d为摩擦片内径，代入数值，得Ro=42mmo取Rtl=45mm5、 扭转减振器弹簧数目可参考表7」选取，本设计D=200mm,故选取Z=4。表7.1减振弹簧的选取离合器摩擦片外径D 减振弹簧数目Z225〜2504〜6250〜3256〜8325〜3558〜10>35010以上6、扭转减振器减振弹簧的总压力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T,T(7.5)式中：的计算应按Tj的大者来进行&=680N。每个弹簧工作压力(7.6)ZP=170No7、从动片相对从动盘毂的最大转角a=2arcsinA///2R(7.7)a=4.528、限位销与从动盘缺口侧边的间隙(7.8)✓I=sinaR2(7.8)式中：R2为限位销的安装半径,入一般为2.5〜4mm。本设计取后3。9、限位销直径限位销直径/按结构布置选定，一般d=9.5〜12mm,本设计取〃二10。7.3减振弹簧的尺寸确定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。弹簧的平均直径—般山结构布置决定，通常选取0=11〜15左右。本4 ■弹簧钢丝直径一般为3-4mm,取d严3mm减振弹簧刚度:(7.9)c=200.9N/mni减振弹簧的有效圈数:(7.10)G(7.10)/=:_S；c式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢G=83000N/mm2,代入数值，得/=3.984o减振弹簧的总圈数川“+（1・5〜2）二5・98。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度:(7.11)(7.12)(7.13)(7.14)A/=0.18(7.12)(7.13)(7.14)A/=0.18减振弹簧安装后的工作高度：1=22.71(7.15)Lhni=1・1〃m=19.8mm式中：J=0.16/,=0.337为弹簧圈之间的间隙。减振弹簧的总变形量：A/=3.09减振弹簧的自111同度：L0=22.89减振弹簧的预变形量：第八章离合器操纵机构设计8.1对离合器操纵机构的要求1踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200No2踏板行程一般在80-150mm范圉内，最大不应超过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山行程可以复原。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具有足够的刚度。6传动效率要高。7发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8工作可靠、寿命长、维修保养方便。8.2操纵机构结构形式的选择常用的离合器操纵机构，主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器、气压式和自动操纵机构。液压式操纵机构主要由吊挂式离合器踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、离合器结合较柔和等优点，广泛应用于各种形式的汽车中。本车采用液压式操纵机构。8.3离合器操纵机构的设计计算离合器的操纵机构如图8.133踏板行程S由自由行程＞和工作行程S?两部分组成，即S二S1+S2=(S”+ZAS乞)"少2作 (8.1)■ CI式中，S”为分离轴承的自由行程，一般为1.5-3.0mm,反映到踏板上的自由行程，一般为20-30mm,山和d2分别为主缸和工作缸的直径;Z为摩擦片面数；AS为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：AS二0.85-1.30mm,①、g、5、b2s5、c2为杠杆尺寸。将各比例代入式8.1「/cc,c1°6、3x8x4O2“rS二(2+2xl.Ox——) =121mm22 Ix3x352符合设计要求。踏板力F?为(8.2)式中，F*为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；讥为操纵机构传动比,〃为机械效率，液压式：r/=80%-90%；F、•为克服回位弹簧所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。将各数据代入式&2符合设计要求。液圧缸内径的计算D二匡\叩代入数据得D二35mm,参考同类车型，取d产35mm,d2二40mm本设计分析了本设计所要采用的的膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的装配图。主要叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了拉式膜片弹簧离合器，为后面的讣算提供了理论基础。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计•算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设汁校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成。本设计成功完成了马自达6拉式膜片弹簧离合器的设计。毕业设计作为大学四年里的最后一门课程，是对我们大学所学知识的一个回顾与总结。在近四年的学习中，我们系统的学习了很多基础课，专业课和一些实践课程,而这次的毕业设计是一个必不可少的一个环节。它需要我们把四年的所学的知识回顾再加以综合运用，在认真学习和总结他人经验的基础上，充分发挥我们的创造力和动手能力。同过3个月的毕业设计，我感想颇深。想想在设计之初，可谓无从下手。经过孙凤霞老师的悉心指导，我对自己的课题有一定了解，通过查阅大量的相关文献，使我的眼界进一步得到开阔。在设计中，我参考大量资料和同学探讨,在有效的完成设计的同时还提高了我们协同共事的能力，培养了我们的团体精神和自我学习的能力。在此期间，计算机的运用贯穿始终，使我们应用AuToCAD和WORD的能力得到充分提高。通过这次设计，自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用毕业设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些设计•方法。这次毕业设讣加强了我的绘图基本功的锻炼，很多知识重新学习和巩固，为我不久后走上工作岗位打下了基础。在设计过程中，孙凤霞老师给予了我的大量指导和帮助，许多老师和同学给我提出了宝贵的意见，对此，我满怀谢意!参考文献刘惟信，汽车设计，北京：清华大学出版社出版，2004。林秉华，最新汽车设计实用手册第2版，北京：黑龙江人民出版社出版,1994o王望予，汽车设计第4版，北京：机械工业出版社，2004。吉林工业大学汽车教研室编，汽车设计，北京：机械工业出版社出版，1983o陈家瑞，汽车构造，北京：机械匸业出版社出版，1993。余志生，汽车理论，北京：机械工业出版社，2000o吴宗泽、罗圣国，机械设计课程设计手册笫2版，北京：高等教育出版社出版，1999。徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，1984。申永胜，机械原理教程，北京：清华大学出版社，2004o濮良贵、纪名刚，机械设计，北京：高等教育出版社，2001。[lljLiuWeixin,GePing,LiWei・OptimdlDesignTorsionalDampersinAutomobileClutch・ProceeDingsofthelnternationalConferenceonCADofMachinery.2001.[12]Ahern,Kathy,Manathung,Catherine・Clutch-StaringstalleDResearchStuDets・InnovativeHigherEDucation.2004.TOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"ABSTRACT II绪论 1第1章概述 2HYPERLINK\l"bookmar