重型貨車離合器設計——螺旋彈簧離合器

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1、遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 緒論 1.1 汽車離合器的發(fā)展 汽車自19世紀末誕生至今100余年期間，汽車工業(yè)從無到有，以驚人的速度發(fā)展，寫下了人類近代文明史的重要篇章。汽車是數量最多，最普及，活動范圍最廣泛，運輸量最大的現代化交通工具。可以斷言，沒有哪種機械產品像汽車那樣對社會產生如此廣泛而深遠的影響。 在以內燃機作為動力的機械傳動汽車中，無論是AMT或MT，離合器都作為一個獨立的部件而存在。雖然發(fā)展自動傳動系統是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但有人指出：根據德國出版的2003年世界汽車年鑒，2002年世界各國U4家汽車公司所生產的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數為133

2、7款；在我國，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數的26．53％；若考慮到商用車中更是多數采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流(當然并不排除一些國家或地區(qū)自動擋式車款是其主流產品)。談到未來，考慮到傳動系由MT向自動傳動系過渡，采用AMT技術其產品改造較為容易，因此AMT技術是自動傳動系統有力的競爭者?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內燃機一起存在，不可能在汽車上消失。 在早期研發(fā)的離合器結構中，錐形離合器最為成功。它的原型設計曾裝在1889年德國戴姆勒公司生產的鋼質車輪的小汽車上，它是將發(fā)動機飛輪的內孔做成錐體作為離合器的主動件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世

3、紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器的制造比較容易，摩擦面容易修復。它的摩擦材料曾用過駝毛帶、皮革帶等。那時也曾出現過蹄—鼓式離合器來替代錐形離合器，該結構采用的是內蹄—鼓式。這種結構型式有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄—鼓式離合器用的摩擦元件為木塊、皮革帶等，蹄—鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄—鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現主、從動件根本無法分離的自鎖現象(當時所提供的材料復合體的摩擦系數變化很大，容易引起自鎖)。 現今所用的盤片式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，在汽車起步時離合器的接合比較平順，無

4、沖擊。早期的設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬對金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。 浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。 石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用較小的摩擦面積，閱而可以減少摩擦片數，這是由多片離合器向單片離合器轉變的關鍵。20世紀20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才

5、使用多片離合器。 早期的單片干式離合器有與錐形離合器相類似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是，由于單片干式離合器結構緊湊，散熱良好，轉動慣量小，所以以內燃機為動力的汽車經常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。 實際上早在l920年就出現了單片干式離合器，這和前面提到的與發(fā)明了石棉基的摩擦面片有關。但在那時相當一段時間內，由于技術設計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順等問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧(一般至少

6、6個)，沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設計上帶來了實實在在的好處，使壓盤上彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。 多年的實踐經驗和技術上的改進逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器，因為它具有從動部分轉動慣量小、散熱好、結構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結構上采取—定措施，已能做到接合平順，因此現在廣泛用于大、中、小各類車型中。 1.2 汽車離合器的基本功用 1）在汽車起步時，通過離合器主動部分（與發(fā)動機曲軸相聯）和從動部分（與變速器第一軸相接）之間的滑磨、轉速的逐漸接近，使旋轉著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)地接合，以

7、保證平穩(wěn)起步； 2）當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕 換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋； 3）當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大力矩（即離合器的最大摩擦力矩）時， 其主、從動部分將產生相對滑磨。這樣，離合器就起著保護傳動系防止其過載的作用。例 如：當汽車緊急制動而又沒有分離離合器時，由于離合器的滑磨可避免發(fā)動機因突然減速 而引起巨大的慣性力矩。 1.3 汽車離合器的基本要求 1）既能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩又能防止傳動系過載； 2）接合完全且平順、柔和，使汽車起步時無抖動、無沖擊；分離徹底、迅速； 3）工作性能穩(wěn)定，即

8、作用在摩擦片上的總壓力不應因摩擦表面的磨損而有明顯變化，摩擦系數在離合器工作過程中應力求穩(wěn)定； 4）從動部分的轉動慣量要小，以減小掛檔時的齒輪沖擊并方便掛檔； 5）能避免和衰減傳動系的扭振，具有吸收振動、沖擊和降低噪聲的能力； 6）通風散熱性良好； 7）操縱輕便； 8）具有足夠的強度，工作可靠、使用壽命長； 9）力求結構簡單，緊湊，質量小，制造工藝性好，維修方便； 10）設計時應注意對旋轉件的動平衡要求和離心力的影響。 2　離合器結構方案分析 本次設計的原始數據為： 1）發(fā)動機的最大功率 P=247.13 Kw

9、 336馬力 2）發(fā)動機的最大扭矩 n=950N.m 3）汽車總質量30t 載重17t 2.1 從動盤數及干、濕式的選擇 單片干式離合器(圖2—1)結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順。對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大。因此，單片離合器廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000N.m的大型客車和中型貨車上也有所推廣。當轉矩更大時刻采用雙片離合器。 圖2-1 單片離合器 圖2-

10、2 雙片離合器 Figure 2-1 Monolithic clutch Figure 2-2 Double feature clutch 雙片干式離合器(圖2—2)與單片離合器相比，由于摩擦面增多使傳遞轉矩的能力增大，接合也更平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，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，調整不當分離也不易徹底；從動件轉動慣量大易使換擋困難等。 僅用于傳遞的轉矩大且徑向尺寸受到限制時。 多片濕式離合器摩擦面更多，接合更加平順柔和；

11、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，并不斷增加。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，并且使用壽命較干式高出5-6倍。 多片離合器多用于重型貨車和自卸車上。 本次設計為重型載貨汽車離合器的設計，設計原始數據為：發(fā)動機的最大轉矩 T=950N.m，故選用單片干式磨擦離合器作為本次設計對象。它由從動盤、壓盤驅動裝置、壓緊彈簧、離合器蓋、分離杠桿、分離

12、軸承等構成。 2.2　壓緊彈簧的結構型式及布置 離合器壓緊彈簧的結構型式有：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。根據壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為：周置彈簧離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器、膜片彈簧離合器。 1） 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構簡單、制造方便，過去廣泛用于各類型汽車上?，F代由于轎車發(fā)動機轉速的提高，在高轉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

13、嚴重磨損甚至出現斷裂現象。在中、重型汽車上，周置彈簧離合器仍得到采用。在設計上應注意彈簧與壓盤間的隔熱，例如加裝隔熱墊、加強散熱通風等，因彈簧易受壓盤熱而回火失效。為了保證摩擦片上的壓力均勻，壓簧的數目不應太少，且要隨摩擦片直徑的增大而增多。在選擇離合器的后備系數時應考慮到這種離合器在摩擦片磨損后壓盤的壓緊力無法調整。 2） 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器中心的結構型式，稱為中央彈簧離合器。這是壓簧不與壓盤直接接觸，因此壓盤由于摩擦而產生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經杠桿系統作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用

14、力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱較輕便。壓盤的壓緊力可通過調整墊片或螺紋進行調整。因此，當摩擦表面磨損后經調整即可恢復規(guī)定的壓緊力，故設計時離合器的后備系數可選的小寫，這樣也就減小了壓緊力和分離力。為了使壓盤的壓緊力分布均勻，使離合器結合柔和，常采用數目較多的、由彈簧片做成的杠桿，稱為彈性壓桿，其內端的孔內裝有由座圈定位的鋼球以形成鉸接。其中段常常做成葉片形狀以利于離合器的通風散熱。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，但其制造比較困難。 3） 斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一中新型結構。以數目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以

15、傾角α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，作用在壓桿內端的軸向推力Fα等于彈簧壓力F的軸向分力，即 。當摩擦片磨損后壓桿內端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力F減小，傾角α也減小，而則增大。這樣即可使在摩擦片磨損范圍內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，也大致不變。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，突出優(yōu)點是工作性能穩(wěn)定，也取得一定的應用。 4） 膜片彈簧離合器作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼制成的、具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上揩油許多徑向切槽，以形成彈性杠桿

16、，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，后者借助于固定在離合器蓋上的一些鉚釘來安裝定位。當離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧不受力而處于自由狀態(tài)。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支撐圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧近乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于接合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移使膜片彈簧壓前支承圈并以其為指點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤使離合器分離。 本次設計題目為重型貨車離合器設計，根據需要，選擇周置螺旋彈簧離合器。 2.3　壓盤的驅動方式 壓盤是離合

17、器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉動，所以它應與飛輪連接在一起。但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移動。 壓盤與飛輪的連接方式或其驅動方式有：凸塊-窗孔式、傳力銷式、鍵式（鍵槽-指銷式）以及彈性傳動片式等。 凸塊-窗孔式是在單片離合器中曾長期采用的傳統結構（見圖2-3(a)）。該結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。考慮到摩擦片磨損后壓盤將向前移，因此凸塊應突出窗孔以外。其結構簡單，但凸塊與窗孔的配合處磨損后易使定心精度降低而失去平衡，且會產生沖擊和噪聲。因此，在現代離合器中已很少采用。 傳

18、力銷式是雙片離合器采用的傳統結構，它是沿圓周均勻分布的幾個傳力銷將飛輪與中間壓盤、壓盤連接在一起（見圖2-3(b)）。 鍵式也是一種壓盤的驅動方式，包括鍵槽-指銷式及鍵齒式兩種，它是用鍵槽-指銷或鍵齒將壓盤與飛輪相連接而又不影響分離時壓盤的軸向移動（見圖2-3(c)和(d)）。 在雙片離合器的結構中也有采用綜合式的壓盤驅動方式，即中間壓盤通過鍵、壓盤則通過凸塊-窗孔驅動。 圖2-3 壓盤的驅動方式 Figure 2-3 The pressure plate drive mode 上述的幾種壓盤驅動方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約為0.2mm

19、左右）。這樣，在傳動時將產生沖擊和噪聲。且隨著接觸部分磨損的增加，間隙將增大，引起更大的沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部出現裂紋而造成零件的早起損壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。為了消除上述缺點，近年來廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。 彈性傳動片是由薄彈簧鋼帶沖壓制成（見圖2-3(e)），其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且多用3-4組（每組2-3片）沿圓周作切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當發(fā)動機驅動時傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時傳動片受壓。這種用傳動片驅動壓盤的方式不僅消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利

20、于壓盤的定中。 此次設計為單盤周置螺旋彈簧離合器，壓盤驅動方式選擇彈性傳動片式，共設計3組，每組兩片。 2.4　分離杠桿的結構形式 在周置彈簧離合器中一般采用3-6個分離杠桿或簡稱分離桿；在中央彈簧離合器中則只有彈性壓桿而沒有分離杠桿；在斜置彈簧離合器中也只有壓桿；在膜片彈簧離合器中，分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來完成。 此次設計周置圓柱螺旋彈簧離合器，經常采用的分離杠桿的結構型式有如圖2-4所示的幾種。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??；其支承機構與壓盤的驅動機構在運動時不發(fā)生干涉；分離杠桿內端的位置應便于調整以便分離軸承能同時均衡地壓緊所有

21、分離杠桿；分離杠桿的質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。 如圖2-4d所示的所謂擺動塊式分離杠桿，是由鋼板沖壓制成。結構比較簡單，調整方便，還具有磨損小等優(yōu)點，所以在汽車上得到廣泛應用。 圖2-4 離合器分離杠桿的結構型式 1-滾銷；2-支撐銷（切有平面）；3-滾針軸承； 4-調整螺栓；5-擺動塊；6-浮動銷；7-調整螺栓 Figure 2-4 The structure of the clutch lever type 1-rolling pin; 2-support pin (cut has plane); 3-needle

22、 bearing; 4-adjustment bolts; 5-swinging piece; 6-floating pin; 7-adjustment bolts 擺動塊式分離杠桿由分離杠桿及其浮動銷、調整螺栓、擺動塊、分離杠桿彈簧組成，彈簧向前推動分離杠桿使其浮動銷靠向調整螺栓裝浮動銷的大孔（孔徑比浮動銷直徑大許多）的前緣平面處。當離合器處于接合狀態(tài)時，分離杠桿的內端被推向前，浮動銷則沿螺栓孔的平面移向內緣，與此同時擺動塊的前端在分離杠桿上的支點則作圓弧移動（移動量一般都不大，約1mm），并以此協調于東，避免發(fā)生干涉。 2.5　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

23、離合器時由于分離軸承旋轉產生離心力，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。前者適用于高轉速低軸向負荷，后者適用于相反情況。設計題目為重型貨車離合器設計，故選用止推軸承。 2.6　從動盤的結構型式 簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成，其結構簡單、質量小，有時用于重型汽車尤其是雙片離合器中。 采用帶扭轉減震器的從動盤是發(fā)展趨勢。這時，從動片與花鍵轂間通過減震彈簧相連，具有切向彈性以消除高頻共振并起緩沖作用。從動片、花鍵轂與減振盤間有減振摩擦片，裝碟形墊片作彈性夾緊后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持穩(wěn)定，以吸收部分能量、衰減低頻振動。扭轉減震器按發(fā)動機及

24、傳動系專門設計并經試驗修正，則可得到最佳減振、降噪效果。 2.6.1　摩擦片 摩擦片對離合器的工作性能及可靠性、耐久性都有很大影響。對摩擦片的要求是：摩擦系數要穩(wěn)定，溫度、滑磨速度及單位壓力的變化對其影響要??；熱穩(wěn)定性要好；有足夠的機械強度及耐磨性；磨合性能好，不致刮傷飛輪及壓盤等的表面；長期停放時摩擦面間不發(fā)生“粘著”；告訴條件下工作要求材料密度??；油、水對摩擦性能的影響應最??；接合時應平順、無“咬住”或“抖動”現象等。當前采用最廣的失眠塑料摩擦片是有耐熱性和化學性都比較好的石棉或石棉織物與粘合劑和特種添加劑等材料混合后熱壓制成。其摩擦系數約為1.3-0.45。由于其造價低，密度小且對大

25、多數在正常條件下工作的汽車來說能滿足使用要求，使用效果也良好，故得到廣泛應用。材料選取石棉基。 2.6.2　從動片 從動片都做得比較薄，并使其質量分布盡可能地靠近旋轉中心，以減小其轉動慣量。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。最簡單的方法是從動片上開T形槽，外緣形成許多扇形，并將它們沖壓成一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。

26、 圖2-5 組合式彈性從動片 1-從動片；2-摩擦片鉚釘；3-波形彈簧片鉚釘；4-摩擦片；5-波形彈簧片 Figure 2-5 Combined-type elastic driven films 1-driven slices. 2-friction piece of rivet; 3-waveform shrapnal rivets; 4-friction slices. 5-waveform of spring 在載貨汽車上常采用一中所謂組合式從動片。這種結構在靠近壓盤一側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

27、一側的摩擦片則直接鉚在從動片上。其轉動慣量較大，但對于要求剛度較高、外形穩(wěn)定性好的大型從動片來說，這種結構也是可以采用的。 波形彈簧片的壓縮行程可取為0.8-1.5mm，至少不應小于0.6mm。 雙片離合器由于本身接合比較平順，故一般都不采用有軸向彈性的從動片。否則將會引起要大大增加踏板工作行程或是要縮小分離杠桿比而使踏板操縱力增大等不良后果。 摩擦片與從動片可鉚接也可粘接。鉚接鉚釘應由銅或鋁等較軟的金屬制造，鉚接的優(yōu)點是可靠且換裝摩擦片方便。粘接可增加摩擦面積且摩擦片厚度的利用也較好。 2.7　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降低其摩擦表面的

28、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鑄出足夠多的導風槽，這種結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構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器

29、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，在離合器殼內裝設為冷卻氣流導向的導流罩，以實現對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。 3　離合器各部件的設計計算 3.1　離合器主要參數的確定 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，離合器的靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大轉矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面

30、數、摩擦系數、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） 式中 ——離合器的后備系數，中、重型貨車選1.60-2.25之間。選擇時考慮摩擦片磨損 后仍能傳遞及避免起步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及 操縱輕便等。 ——摩擦系數，計算時一般取0.25-0.30。此處取0.28 摩擦片平均摩擦半徑（當壓力均布時）為

31、 （3-2） 式中 D——摩擦片外徑，； d——摩擦片內徑，。 圖3-1 摩擦片上的單元摩擦面積 Figure 3-1 the friction on unit area of friction 當時，可足夠精確地由下式求得： （3-3） 設為摩擦表面所承受的單位面積上的壓力，則單元摩擦面積上產生的單元摩擦力為 （3-4） 而單元

32、摩擦力矩為 （3-5） 整個摩擦片上產生的摩擦力矩則為 （3-6） 而單位壓力為 （3-7） 對于具有對摩擦表面（此處）的離合器，其摩擦力矩則為

33、 （3-8） 再將式（3-7）帶入上式，得 （3-9） 此式就是式（3-2）代入式（3-1）的結果。 離合器應按轉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，它關系到結構尺寸及質量的大小和使用壽命的長短。 決定離合器輪轂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?，F根據式（3-9）及（3-1）有 （3-10） 通常取，若以代入上式，經整理可

34、得到摩擦片或從動片外徑： （3-11） 當發(fā)動機最大轉矩已知，離合器的結構型式和摩擦片材料已定，和便已定，上式便成了離合器的，，三參數的關系式。選好及，則摩擦片尺寸即可確定。對于石棉基摩擦材料，通常取，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，裝載質量打或在壞路面上形式的汽車。貨車約為。當摩擦片外徑較大時，為降低其外緣處的熱負荷，也應降低值。選擇時應考慮到：為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩及防止過長時間的滑磨，應取較大值。 綜上所述，取2.15，取。 代入數據得：，，D=400。 離合

35、器摩擦片外徑D按經驗公式 （3-12） 根據初選。 式中 ——發(fā)動機最大轉矩； A——系數，貨車，雙片離合器取45-55，此處取55. 初取D=415后，與計算結果接近，還需注意摩擦片尺寸系列化和標準化，并且選取時選取尺寸應略大于計算尺寸。 表 3-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數 Table 3-1 clutch friction die size series and parameters

36、外徑/ 內徑/ 厚度/ 內外徑之比 單面面積/ 325 190 3.5 0.585 54600 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540 72900 405 220 4 0.543 90800 430 230 4 0.535 103700 根據表3-1取； ； ； ； 。 3.2　壓緊彈簧的設計計算 離合器壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧，材料選用65Mn制造，硬度HRC40～50。 周置圓柱螺旋

37、彈簧的數目9個，以便得到均勻的壓力，且應是分離杠桿數目的整數倍，以避免壓盤在分離時偏斜。在確定彈簧數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的方法獲得不同壓緊力，以利于在不同的離合器上通用。 a. 彈簧指數（旋繞比） （3-13） b.曲度系數

38、 （3-14） c.彈簧的工作壓力/MPa （3-15） d.彈簧鋼絲的直徑/mm （3-16） 式中P——工作負荷；；壓盤總壓緊力；彈簧數 e.彈簧中徑/mm

39、 （3-17） f.彈簧剛度/N/mm （3-18） g.彈簧工作圈數 （3-19） 式中G——剪切彈性模量，鋼材： h.彈簧總圈數 （3-20） i.工作負荷下的變形/mm

40、 （3-21） j.彈簧的附加變形量（即壓盤的分離行程）/mm 雙片離合器： （3-22） k.彈簧的自由高度/mm （3-23） l.彈簧最大負荷時的間隙/mm （3-24） m.彈簧的工作高度/mm

41、 （3-25） n.彈簧最大負荷/N （3-26） 3.3　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及耐磨。由灰鑄鐵HT200鑄成,金相組織呈珠光體結構，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。 壓盤的外徑可根據摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次結合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質量以吸收熱量；為了保證在受熱情

42、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，壓盤的結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內鑄出導風槽。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。 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； （3-27） 式中

43、——考慮發(fā)動機轉矩分配到壓盤上的比例系數，單片?。? ——力的作用半徑，； ——工作元件的數目； ——接觸面積，。 現有結構按上式計算的擠壓應力多在10～15MPa范圍內. 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： （3-28） 式中，——作用力，； ——發(fā)動機最大轉矩，； ——傳力銷數目； ——力，的作用半徑，。 傳力銷根部的彎曲應力（MPa

44、） （3-29） 傳力銷的拉伸應力為 （3-30） 傳力銷的拉彎復合應力為 （3-31） 3.4　從動片與從動盤轂的設計計算 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，以減小其轉動慣量。分開式從動片采用08鋼板，

45、氰化表面硬度HRC45，層深0.2～0.3mm。 從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯接，以便從動盤轂能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按選取(見表3-2)。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生偏抖。 表3-2 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 Table 3-2 clutch platen hub spline size series 從動盤外徑 發(fā)動機 轉矩 花鍵齒數 花鍵外徑 花鍵內徑 鍵齒寬 有效齒長

46、 擠壓應力 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 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： （3-32） （3-33）

47、 式中——危分別為花鍵外徑及內徑，； ——花鍵齒數； ——分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，； ——從動盤轂的數目； ——發(fā)動機最大轉矩，。 從動盤轂通常由40Cr鍛造，并經調質處理，HRC28～32。 3.5　分離杠桿的設計計算 分離杠桿的結構型式如圖2-4所示。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。 分離杠桿需進行彎曲強度校核。如圖2-4所示，N為分離離合器時作用于分離杠桿內端的力；，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

48、距離，則分離杠桿危險斷面的彎曲應力為 （3-34） 式中——危險斷面的彎曲截面系數，； ——分離杠桿的數目； ——分離離合器時壓緊彈簧的最大總壓緊力，N； ——見圖3-2 分離杠桿的彎曲許用應力可取MPa。 圖3-2 壓盤及分離杠桿計算用圖 1-凸塊；2-分離杠桿中間支承；3-支承叉；4-調整螺母 Figure 3-2 pressure plate and separation leverage by using the picture calculation 1-conve

49、x piece; 2-separation among leverage support; 3-supporting fork; 4-adjust nut 3.6　離合器蓋的設計計算 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。離合器蓋的形狀和尺寸由離臺器的結構設計確定。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，會產生較大變形，這不僅會影響操縱系統的傳動效率，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。

50、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構。 3.7　基本參數的優(yōu)化和約束條件 設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化影響離合器的結構尺寸和工作性能。 設計變量：后備系數可由式(3-1)和式(3-5)確定，可以看出β取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。 單位壓力β?？捎墒?3-1)確定，也取決于F和D及d。因此，離合器基本參數的優(yōu)化設計變量選為 （3-3

51、5） 目標函數：離合器基本參數優(yōu)化設計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為 （3-36） 約束條件如下： 1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度不超過65—70m／s，即 （3-37） 式中，——摩擦片最大圓周速度(m／s)； ——為發(fā)動機最高轉速(r／min)。 2)摩擦片的內外徑比c應在0．55～0．7范圍內，即

52、 0．55≤c=0.7≤0.7 （3-38） 3)為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內，最大范圍β為1．2～4．0，即 1．2≤β=2≤4．0 （3-39） 4)為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm，即 d>2Ro+50

53、 （3-40） 5)為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 （3-41） 式中，——為單位摩擦面積傳遞的轉矩()； ——為其允許值()，按表3-3選取。 表3-3 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 () Table 3-3 unit area transmission torque friction of the allowable value () 離合器規(guī)格D／mm <210 >210--

54、250 >250—325 >325 X10—9 0．28 0．30 0．35 0．40 6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍為0．10—1．50MPa，即 0．10MPa≤≤1．50MPa 7)為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即 (3-42) 式中，ω——為單位摩

55、擦面積滑磨功(J／mm2)； [ω]——為其許用值(J／mm2)， 對于輕型貨車：[ω]=0． 33J／mm2， 對于重型貨車：[ω]=0．25J／mm2； W——為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功(J)，可根據下式計算 (3-43) 式中，——為汽車總質量(kg)； ——為輪胎滾動半徑(m)； ——為起步時所用變速器擋位的傳動比； ——為主減速器傳動比； ——為發(fā)動機轉速(r／

56、min)，計算時轎車取2000r／min，貨車取1500r／min。 以上數據符合優(yōu)化設計的約束條件,固通過優(yōu)化設計的F,D,d的值滿足設計的要求,可作為本次設計的數據. 4　扭轉減振器的參數選擇與設計計算 為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯一個彈性-阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，降低傳動系扭振系統三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍（當然，在實際

57、中要做到這一點是非常困難的）；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲。 4.1　扭轉減振器的功能 扭轉減振器具有如下功能： 1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。 3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。 4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉特性如圖4-1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺

58、旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲。 圖 4-1 單級線性減速器的扭轉特性 圖4-2 減速器尺寸簡圖 Figure 4-1 single stage of the linear speed Figure 4-2 reducer size diagram

59、reducer torsional characteristic 在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。 在扭轉減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結構。 減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等?！　? 4.2　扭轉減振器的結構類型

60、 圖4-3給出了幾種扭轉減振器的結構圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器（見圖4-3(a)-(d)）得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤轂上都開有6個窗口，在每個窗口中裝有一個減震彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從動片傳給從動盤轂時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤轂彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進入工作時，則稱為兩級

61、或三級非線性扭轉減振器（例圖4-3(e)為三級的）。這種非線性扭轉減振器，廣泛為現代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒間的敲擊。為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況（通常為發(fā)動機最大轉矩）下有效地工作，而三級非線性扭轉減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形（見圖4-3(f)）或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉減振器，也具有非線性的彈性特性。

62、雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛應用。 減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在圖4-3(a)的結構中阻尼摩擦片的正壓力靠從動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結構雖然簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧（圖4-3(b)，(d)）或壓緊彈簧（圖4-3(c)，(d)），同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片建立不同正壓力（圖4-3(d)），就可實現阻尼力矩的非線性變化。 圖 4-3 扭轉減振

63、器 1-從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4-減振彈簧；5-碟形彈簧墊圈； 6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件 Figure 4-3 turn shock absorber 1-driven slices. 2-driven plate hub; 3-friction slices. 4-vibration reduction spring; 5-disc spring washer;6-pressure spring; 7-reducing vibration plate; 8-rubber elastic components 4.3　扭轉減振器主要參數的選擇

64、 4.3.1　極限轉矩 扭轉減振器的極限轉矩（）由減振彈簧的最大變形量來確定，它規(guī)定了減振器起作用的轉矩上限。選擇時應考慮到當汽車在各種道路條件下行駛時，減振器都能發(fā)揮其功能?？砂聪率竭x擇： （4-1） 式中——最嚴重共振的扭振振幅，約為。 試驗表明，當減振器傳遞的極限轉矩與汽車后驅動輪的最大附著力矩相等時，傳動系的動載荷為最小。若，系統將會產生沖擊載荷；當則會增大減振器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。因此，亦可按下式選?。?

65、 （4-2） 式中——滿載汽車后驅動橋給水平地面的載荷，N； ——附著系數，?。? ——車輪滾動半徑，m； ——主減速比； ——變速器一檔傳動比。 上述系數，轎車取0.4，貨車取0.2。本次設計為貨車的離合器設計,固上述系數選取0.2,則 4.3.2　扭轉減振器的角剛度 扭轉減振器的角剛度（）是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉1（或）所需的轉矩值（當減振器無阻尼時）。即角剛度的定義為

66、 （4-3） 式中T——加在從動片上的轉矩（當減振器無阻尼時），； ——從動片相對于從動盤轂轉過的角度，rad。 為了避免傳動系統引起扭振，要合理地選擇，使扭振現象不發(fā)生在常用車速范圍內。 決定于減震彈簧的線剛度及其結構布置尺寸。設減震彈簧的中心線與半徑為的圓周相切，當從動片相對從動盤轂轉過角度時，彈簧的相應變形量。此時應加在從動片上的轉矩T（）為 角剛度則為 （4-4） 式中——每個減震彈簧的（線）剛度，N/mm； —— 減震彈簧個數； ——減震彈簧的分布半徑，m。 減振器的角剛度既要滿足能傳遞足夠大轉矩的要求，又要滿足為了避開共振而應盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度的最后確定，常常是結構所允許的設計結果?？砂聪率竭x擇： ， （4-5） 由 N·m／r,選用=14000 N·m／r