東風EQ1181W型載貨汽車雙片離合器設計【東風EQ1181W型自卸車】【摩擦式離合器】

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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，無沖擊。早起設計中，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。此外有野容易把金屬盤片粘住，不易分離。 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以用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數，這是有多片離合器向單片離合器轉變的關鍵。 早期單片干式離合器有與錐形離合器先類似的問題，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量好，轉動慣量小所以以內燃機為動力的汽車經常采用它，尤其是成功開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。 第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上沒有摩擦面片，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，是壓盤上彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小軸向尺寸。 隨著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用雙質量飛輪的扭轉減震器，能更有效地降低傳動系噪聲。 隨著我國自動檔轎車的增加，我國傳統(tǒng)離合器行業(yè)的發(fā)展前景日益擔憂，不少企業(yè)都在尋求新的持續(xù)發(fā)展的途徑。2007年以前，我國汽車產量持續(xù)增長、汽車保有量的增加、出口市場需求的擴張等三大因素推動我國汽車離合器行業(yè)連續(xù)8年快速發(fā)展，2007年我國汽車離合器的產量突破1000萬套。自2008年以來，受全球金融危機影響，中國汽車銷量為938萬輛，增長率僅為6.7%，離合器的市場規(guī)模約為55億元。預計到2010年中國車市將走出低谷，屆時我國離合器總銷售額將有望突破80億元。DCT技術在中國良好的發(fā)展前景，將使我國摩擦片汽車離合器行業(yè)獲得新的發(fā)展機遇。但是，市場競爭也很激烈，長春一東是國內汽車離合器制造行業(yè)龍頭企業(yè)，已形成75萬套的生產力，是國內規(guī)模最大，系列最寬的離合器生產廠家，行業(yè)地位較高。公司在主機配套市場處于龍頭地位，面向全國64家主機廠供貨，占領了國內中重型商用車市場的半壁江山。 目前國內汽車離合器主要是干摩擦式離合器，其中，膜片彈簧離合器和螺旋彈簧離合器的產量比例已達到1：1，隨著時間的推移將會由膜片彈簧離合器取代。膜片彈簧離合器現以推式為主，但拉式以其優(yōu)越的性能，正作為研發(fā)重點，不久亦會面世。上海離合器總廠為通用別克轎車配套的4T65E液力變矩器，是自主開發(fā)成功的典范，而且已建成年產10萬套生產能力。引進技術企業(yè)和中外合資企業(yè)的產品質量和技術水平都達到了國外同類企業(yè)的同期水準。如上海離合器總廠為桑塔納配套的離合器達到了德國F&S公司水準，長春一東離合器股份有限公司為一汽配套的離合器達到了英國AP公司水準，南京法雷奧有限公司為依維柯配套的離合器達到了法國Valeo公司水準等。 在消化吸收引進技術的同時，在行業(yè)協會的組織下，通過產、學、研相結合，已經建立起我國自己的膜片彈簧離合器設計理論，有力支撐了離合器開發(fā)；雙質量飛輪減振器的設計理論、液力變扭器的設計理論也已建立，有的企業(yè)已建立起相當實力的技術中心。有8家企業(yè)具備與國外同行相似的制造膜片彈簧離合器的關鍵熱處理先進設備和工藝。拉式膜片彈簧離合器、雙質量飛輪減振器、液力變扭器和大直徑膜片彈簧離合器的開發(fā)研制已經取得成功。 經過多年的實踐經驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結構上采取一定措施，也能使其接合平順。因此，它得到了極為廣泛的應用。 如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要的踏板力。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。次外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結果，摩擦表面的溫度較低（不超過 93℃）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內才能實現的，超過這一溫度范圍將起負面效應。目前此技術尚不夠完善。 為了實現離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。 對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸的空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭能力，提高使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前的發(fā)展趨勢。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的二倍，但受到其他客觀因素的影響，實際的效果要比理論值低一些。 1.2 離合器的功用和分類 1.2.1 離合器的基本功用 (1) 保證汽車平穩(wěn)起步 這是離合器的首要功能。在汽車起步前，自然要先起動發(fā)動機。而汽車起步時，汽車是從完全靜止的狀態(tài)逐步加速的。如果傳動系（它聯系著整個汽車）與發(fā)動機剛性地聯系，則變速器一掛上檔，汽車將突然向前沖一下，但并不能起步。這是因為汽車從靜止到前沖時，具有很大的慣性，對發(fā)動機造成很大地阻力矩。在這慣性阻力矩作用下，發(fā)動機在瞬時間轉速急劇下降到最低穩(wěn)定轉速（一般300-500RPM）以下，發(fā)動機即熄火而不能工作，當然汽車也不能起步。 因此，我們就需要離合器的幫助了。在發(fā)動機起動后，汽車起步之前，駕駛員先踩下離合器踏板，將離合器分離，使發(fā)動機和傳動系脫開，再將變速器掛上檔，然后逐漸松開離合器踏板，使離合器逐漸接合。在接合過程中，發(fā)動機所受阻力矩逐漸增大，故應同時逐漸踩下加速踏板，即逐步增加對發(fā)動機的燃料供給量，使發(fā)動機的轉速始終保持在最低穩(wěn)定轉速上，而不致熄火。同時，由于離合器的接合緊密程度逐漸增大，發(fā)動機經傳動系傳給驅動車輪的轉矩便逐漸增加，到牽引力足以克服起步阻力時，汽車即從靜止開始運動并逐步加速。 (2) 實現平順的換檔 在汽車行駛過程中，為適應不斷變化的行駛條件，傳動系經常要更換不同檔位工作。實現齒輪式變速器的換檔，一般是撥動齒輪或其他掛檔機構，使原用檔位的某一齒輪副推出傳動，再使另一檔位的齒輪副進入工作。在換檔前必須踩下離合器踏板，中斷動力傳動，便于使原檔位的嚙合副脫開，同時使新檔位嚙合副的嚙合部位的速度逐步趨向同步，這樣進入嚙合時的沖擊可以大大的減小，實現平順的換檔。 (3) 防止傳動系過載 當汽車進行緊急制動時，若沒有離合器，則發(fā)動機將因和傳動系剛性連接而急劇降低轉速，因而其中所有運動件將產生很大的慣性力矩（其數值可能大大超過發(fā)動機正常工作時所發(fā)出的最大扭距），對傳動系造成超過其承載能力的載荷，而使機件損壞。有了離合器，便可以依靠離合器主動部分和從動部分之間可能產生的相對運動以消除這一危險。因此，我們需要離合器來限制傳動系所承受的最大扭距，保證安全。 1.2.2 離合器的分類 在機械傳動系中，離合器按其傳遞轉矩的方式分類，除摩擦式外還有電磁（磁粉）式，后者靠本身的電磁力來傳遞轉矩；按操縱方式分類，又分為強制式和自動式。摩擦式又有單、雙、多片式及干濕式之分；根據壓緊彈簧布置形式不同，可以分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據使用的壓緊彈簧不同，可以分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據分離時所受作用力的方向不同，又可以分為推式和拉式兩種形式。 1.3 離合器的工作原理 離合器主動部分包括飛輪4(如圖1.1 所示)、離合器蓋6 和壓盤5。飛輪用螺栓與曲軸1 固定在一起，離合器蓋通過螺釘固定在飛輪后端面上，壓盤與離合器蓋通過傳動片連接。這樣，只要曲軸旋轉，發(fā)動機發(fā)出的動力便經飛輪、離合器蓋傳至壓盤，使它們一起旋轉。 離合器從動部分由裝在壓盤和飛輪之間的兩面帶摩擦襯片17的從動盤3和從動軸2組成。從動盤通過內花鍵孔與從動軸滑動配合。從動軸前端用軸承18 支承在曲軸后端中心孔中，后端支承在變速器殼體上并伸入變速器。離合器的從動軸通常又是變速器的輸入軸。 離合器壓緊機構由若干沿圓周均勻布置的螺旋彈簧16 組成，它們裝于壓盤和離合器蓋之間，用來對壓盤產生軸向壓緊力，將壓盤壓向飛輪，并將從動盤夾緊在壓盤和飛輪之間。 離合器分離機構由分離撥叉11、分離套筒和分離軸承9、分離杠桿7、回位彈簧10等組成。它們同離合器主從動部分及壓緊裝置一起裝于離合器殼(飛輪殼)內。分離杠桿中部支承在裝于離合器蓋的支架上，外端與壓盤鉸接，內端處于自由狀態(tài)。分離軸承壓裝在分離套筒上，分離套筒松套在從動軸的軸套上。分離撥叉是中部帶支點的杠桿，內端與分離套筒接觸，外端與拉桿鉸接。 圖1.1 離合器結構和工作原理示意圖 1—曲軸 2—從動軸 3—從動盤 4—飛輪 5—壓盤 6—離合器蓋 7—分離杠桿 8—彈簧 9—分離軸承 10、15—復位彈簧 11—分離撥叉 12—踏板 13—拉桿14—調節(jié)叉 16—壓緊彈簧 17—從動盤摩擦片18—軸承 離合器操縱機構由離合器踏板12、拉桿13、拉桿調節(jié)叉14及復位彈簧15等組成。離合器踏板中部鉸接在車架(或車身)上，一端與拉桿鉸接。它們裝在離合器殼外部。 (1)接合狀態(tài) 離合器處于接合狀態(tài)時，踏板12(見圖1.1)未被踩下，處于最高位置，分離套筒被回位彈簧10拉到后極限位置，分離杠桿7內端與分離軸承9之間存在間隙?(離合器自由間隙)，壓盤5 在壓緊彈簧16作用下將從動盤壓緊在飛輪上，發(fā)動機的轉矩即經飛輪及壓盤通過兩個摩擦面?zhèn)鹘o從動盤，再經從動軸2傳給變速器。 (2) 分離過程 需要分離離合器時，只要踏下離合器踏板，拉桿拉動分離叉，分離叉內端推動分離套筒、分離軸承首先消除離合器自由間隙，然后推動分離杠桿內端向前移動，分離杠桿外端便拉動壓盤向后移動，解除對從動盤的壓緊力，摩擦作用消失，中斷動力傳遞。 (3) 接合過程 當需要恢復動力傳遞時，緩慢抬起離合器踏板，分離軸承減小對分離杠桿內端的壓力；壓盤在壓緊彈簧的作用下向前移動，并逐漸壓緊從動盤，接觸面間的壓力逐漸增大，相應的摩擦力矩也逐漸增大。 當飛輪、壓盤和從動盤接合還不緊密時，主、從動部分可以不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪、壓盤和從動盤壓緊程度的逐步加大，離合器主、從動部分轉速也漸趨相等，直至離合器完全接合而停止打滑，結合過程結束。 1.4 設計主要內容 1、離合器結構形式及布置方案的確定。 2、離合器零部件尺寸參數確定： （1）完成摩擦片的基本參數選擇與設計計算； （2）完成壓緊彈簧的設計與計算； （3）完成扭轉減震器的設計與計算； （4）完成其他主要零件的設計計算。 3、AUTOCAD完成離合器裝配圖和主要部分零件圖。 第2章 總體設計方案 2.1 確定離合器的結構型式 汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，并結合東風EQ1181W型自卸車的實際情況，本次設計最終選取摩擦式離合器。 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車。 與單片離合器相比，雙片離合器由于摩擦面數增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；結合更為平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較?。贿@種結構一般在傳遞轉矩較大的汽車上。 多片離合器多半為濕式，具有結合更加平順、柔和，摩擦表面溫度較低，摩擦較小，使用壽命長等優(yōu)點。但分離行程大，分離不徹底，軸向尺寸和從動部分轉動慣量大，多用于最大總質量大于14T的商用車的行星齒輪變速器換擋機構中。 綜上所述可知雙片離合器最為適合本車，本次設計的東風EQ1181W型汽車超過18T，且在軸向尺寸上更適合雙片離合器的尺寸，故而最終選取雙片干式離合器作為本車的離合器。 2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置 本次設計選的結構形式為圓柱螺旋彈簧沿圓周布置的布置形式。 周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其優(yōu)點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛,相關技術成熟。相較于膜片彈簧離合器成本更低，更適于本次設計車型。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數目不應該太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數。缺點是壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最高轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。在本次設計中會加強彈簧與壓盤間的隔熱，例如加裝隔熱墊、加強散熱通風等以減少彈簧受熱。中、重型貨車上都采用這種離合器。 2.3 壓盤的驅動方式 壓盤的驅動方式主要有凸塊—窗孔式、銷釘式、鍵塊式和傳動片式多種。前兩種的共同缺點是在聯接件之間都有間隙，在驅動中將產生沖擊和噪音，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。傳動片式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。綜合比較，因為傳力銷式其綜合性能相對好些，所以在設計中首先選擇該種驅動方式。 2.4 分離杠桿的結構型式 周置圓柱螺旋彈簧離合器經常采用的分離杠桿的結構形式有 如圖2.1所示的幾種。 圖2.1 分離杠桿的結構 1-滾銷；2-支撐銷；3-滾針軸承；4-調整螺栓；5-擺動塊；6-浮動銷；7-調整螺栓 與（a）的結構相比，（b）的中間支撐改用了滾針軸承使摩擦損失小、傳動效率高。為了避免分離杠桿的運動干涉，支撐叉采用了如該圖所示的活動機構，即支撐叉軸和其相配孔之間留有足夠間隙，且采用了帶球面的支撐叉調整螺母。這樣，分離離合器時，支撐叉可在離合器蓋的孔中擺動以適應壓盤運動的要求。另外，調整螺母在離合器蓋上，調整也比較方便。（c）加大了壓盤尺寸。這里利用離合器蓋的開口作為分離杠桿的中間支撐，由于支撐面積小，容易磨損，且摩擦后分離杠桿的位置將變動，工作室會產生噪聲。（d）是擺動塊式分離杠桿，和（c）一樣由鋼板壓制成。但主要用于中、小型汽車。故本次設計分離杠桿的結構型式選擇為（c）式。 2.5 分離軸承的類型 離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適于高轉速低軸向負荷，后者適于相反情況。本次設計用止推軸承。分離軸承在工作中主要承受軸向力。在分離離合器時，猶豫分離軸承的旋轉，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。所以在離合器中采用的分離軸承主要有徑向推力軸承和推力軸承兩種。徑向推力類適用于高速、第軸向負荷的情況，而推力類則適用低速、高軸向負荷的情況。除此之外，在某些輕型汽車上還采用由浸油的碳和石墨混合壓制而成的滑動止推軸承。 在以往的設計中，分離軸承在內圈通常壓配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管外軸頸上，可以自由移動，分離離合器時軸承內座圈不動，外座圈旋轉。在離合器處于結合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的內端之間應留有間隙＝3～4mm ，以備在摩擦片磨損的情況下，分離桿內端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程。現在離合器操縱中常裝有間隙自動調整裝置，則＝0，踏板自由行程可減小。 因此，根據經驗、參照同類產品，選取角接觸球軸承，它能同時承受徑向、軸向聯合載荷，公稱接觸角越大，軸向載荷能力也越大。離合器分離軸承型號為：GB/T292-1944，外形尺寸為：內徑=45mm，外徑=80mm，寬度=18mm。 軸承套筒座是用尼龍和玻璃纖維材料模壓成形，為例減輕摩擦磨損，制作時在套筒座中加有1%的二硫化鉬，起著自潤滑作用。套筒座的內孔開有矩形鍵槽，目的是減少滑動阻力，減緩來自變速器軸承蓋套筒的振動，同時也起到通風散熱和導屑的作用。 分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯，并用軟管（或硬管）通到分離套筒的缺口處，在分離套筒內還有一定的空間供儲存潤滑油。為例保存潤滑油并防止它飛濺到離合器摩擦片上，分離軸承外圈包有薄鋼板沖壓成的防護罩。 2.6 離合器的散熱通風 試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。 2.7 本章小結 本章設計對變速器型式確定中主要從從動盤的數目、壓緊彈簧的結構形式及布置、壓盤的驅動方式、分離杠桿的結構形式，從而確定逐步給出離合器各個總成的基本結構，分析了離合器總成結構組成?；敬_定了離合器的設計方案。 第3章 離合器基本參數的設計計算及選擇 3.1離合器基本參數的選擇 東風EQ1181W型載貨汽車原始數據。 3.1　離合器原始數據 發(fā)動機最大扭矩 700N.m 離合器形式 雙片 摩擦片最大外徑 395mm 發(fā)動機最高轉速 2900r/min 采用雙片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大扭矩。 摩擦片的靜壓力： (3.1) 式中 ——離合器后備系數（） 后備系數是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應該考慮到以下幾點： (1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩。 (2)要防止離合器滑磨過大。 (3)要能防止傳動系過載。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太?。粸槭闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力、減少離合器滑磨，應選取大些；貨車總質量越大，也應該選取得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的值應該大于單片離合器。 表3.2　離合器后備系數的取值范圍 車型 后備系數 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 取=3 故 計算離合器的外徑D同時參考經驗公式(3.2)： (3.2) 式中： A——參考系數； D——摩擦片外徑； Temax——發(fā)動機最大轉矩； 轎車取47；貨車：單片離合器取30~40，雙片離合器取45~55；自卸車、使用條件惡劣的貨車取19。取A=55。 表3.3 離合器尺寸選擇參數表 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉矩Temax/N×m 雙片離合器 重 負 荷 中等負荷 極 限 值 350 680 800 930 380 820 950 1100 410 980 1150 1320 表3.4　離合器摩擦片尺寸系列和參數 厚度/mm 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 單面面積F/cm2 160 221 302 402 466 546 678 729 外徑D\mm 200 225 250 280 300 325 350 380 內徑d\mm 140 150 155 165 175 190 195 205 取A=55 計算得到D=358mm。 D取350mm。 根據表3.4選取摩擦片參數： d=195mm； h=4mm； =0.557； F=678 cm2。 摩擦片的摩擦因數取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素?？捎杀?.5查得： 表3.5　摩擦材料的摩擦因數的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數 石棉基材料 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.30～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 取=0.25， 離合器的靜摩擦力矩為： = （3.3） 式中： Z——為摩擦面數，是離合器從動盤數的兩倍，雙片為4； ——為摩擦表面所承受的單位面積上的壓力。 得=0.226 Mpa。 表3.6　摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力/MPa 石棉基材料 模壓 0.15~0.25 編織 0.25~0.35 粉末冶金材料 模壓 0.35~0.50 編織 金屬陶瓷材料 0.70~1.50 在0.15～0.25內。 3.2壓緊彈簧的設計計算 簧沿著圓周壓緊彈布置時通常都用圓柱螺旋彈簧。為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數目一般不少于6個，而且應該隨摩擦片外徑的增大而增加彈簧的數目。此外，在不知圓柱螺旋彈簧時，要注意分離桿的數目，使彈簧均布于分離桿之間。對輕、中型裝載量的汽車來說，每個彈簧的壓緊力不應超過（600～700）N，而對大型汽車來說不應超過1000N。 NM 式中: ——為作用在摩擦面上的總壓緊力； ——為摩擦片平均摩擦半徑。 = (D+d)/4=(350+195)/4=136.25mm = 15412.8N 在周置彈簧離合器中一般采用3~6個分離杠桿，本次設計采用分離杠桿為4個，用20個彈簧。 表3.7 離合器壓簧數據 工作壓力P/N 彈簧外徑D/mm 鋼絲直徑d/mm 工作高度H/mm 自由高度H0/mm 總圈數n 有效圈數i 彈簧剛度K/(N/mm) 最大應力τ/MPa 390 27 3.75 40 58 22.0 554 441 27 3.75 40 58 8 24.5 623 490 27 3.75 40 58 27.6 962 540 30 4.0 40 62 6 24.5 697 590 30 4.0 40 62 7 26.8 760 640 30 4.0 40 62 25.6 825 690 27 4.0 40 62 7 30.5 805 735 27 4.0 40 62 8 32.9 864 785 30 4.5 42 64 7 35.8 715 835 30 4.5 42 64 8 38.6 760 980 30 4.5 42 64 40.1 803 彈簧鋼絲外徑=30mm； 鋼絲直徑=4.5mm； 工作高度=42mm； 自由高度=64mm； 總圈數=； 有效圈數=； 彈簧剛度=40.1 N/mm； 最大應力=803 MPa。 校核單個彈簧壓力： （3.4） 式中： Z——離合器壓簧數目。 算得P=770.64 N＜1000 N，認為合適。 3.3扭轉減震器的參數選擇與設計計算 3.3.1扭轉減振器主要參數的選擇 減震器極轉矩Tj=(1.5～2.0)Temax 式中： Temax——發(fā)動機最大轉矩； Tj——極限轉矩。 取Tj=1.3，則Temax=910N*m。 摩擦轉矩：N·m； 預緊轉矩：N·m； 極限轉角：°； 扭轉角剛度：N·m/rad。 3.3.2減震彈簧設計 1．減振彈簧的安裝位置 ，結合mm，得取70mm，則。 2．全部減振彈簧總的工作負荷 N 3．單個減振彈簧的工作負荷 式中： Z——減振彈簧的個數。按表3.8選擇： 取Z=10 表3.8　減振彈簧個數的選取 摩擦片的外徑D/mm 225～250 250～325 325～350 〉350 減震彈簧個數Z 4～6 6～8 8～10 〉10 故N 圖3.1 扭轉減振器 4．減振彈簧尺寸 （1）選擇材料，計算許用應力 根據《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。 （2）選擇旋繞比，計算曲度系數 根據下表選擇旋繞比 確定旋繞比，曲度系數 表3.9　旋繞比的薦用范圍 d/mm C （3）強度計算 mm，與原來的d接近，合格。 中徑：mm； 外徑：mm。 （4）極限轉角°取°，則mm。 （5）剛度計算 彈簧剛度：mm； 其中，為最小工作力，； 彈簧的切變模量Mpa； 則彈簧的工作圈數； 取，總圈數為。 （6）彈簧的最小高度 mm （7）減振彈簧的總變形量 mm （8）減振彈簧的自由高度 mm 3.4 本章小結 本章設計根據所給參數確定了摩擦片尺寸及其材料，并根據有關的機械設計、機械制造的標準對嚴謹彈簧參數進行合理的選擇。最后對扭轉減震器的相關幾何尺寸參數進行計算。 第4章 其他主要零件的設計計算 4.1 壓盤 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定的聯系，但這種聯系有應允許壓盤在離合器分離過程中自由的做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動效率。 為在設計中采用傳力銷式。如圖4.1中的b。 圖 4.1 壓盤與飛輪的連接方式 （a）凸塊-窗孔式；（b）傳力銷式；（c）鍵槽-指銷式；（d）鍵齒式；（e）彈性傳力片 在離合器的基本參數選定后，壓盤的基本尺寸應和摩擦片的外徑和內徑相同，確定壓盤的厚度應符合下面兩點要求: (1)壓盤應具有較大質量，以增大熱容量，減少溫升。 (2)壓盤應具較大的剛度。能使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離。 與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于15～20g·cm 由于壓盤的形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，所以采用灰鑄鐵，采用HT300，硬度為170～227HBS，另外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度。 4.2 從動片與從動盤轂 在現代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4.2可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。 圖4.2 帶扭轉減振器的從動盤 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤 從動盤總成主要由摩擦片、從動片、減振器和花鍵轂等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應滿足如下設計要求： (1)轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 (2)應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，減少磨損。 (3)應裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 為了使從動盤具有軸向彈性，常用的方法有： (1)在從動盤上開“T”形槽，外緣形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上?！癟”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動片翹曲變形。這種結構主要應用在貨車上。 (2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接。由于波形片比從動片薄，故這種結構軸向彈性較好，轉動慣量小，適宜于高速旋轉，主要應用于轎車和輕型貨車。 (3)利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側摩擦片上。這種結構彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。它主要應用于中、高級轎車。 (4)將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結構轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩能力大，主要應用于貨車上，尤其是重型貨車。 離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求： (1)摩擦因數較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。 (2)有足夠的機械強度和耐磨性。 (3)密度要小，以減少從動盤轉動慣量。 (4)熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。 (5)磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。 (6)接合時應平順而不生產“咬合”或“抖動”現象。 (7)長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現象。 具有軸向彈性的從動片有以下3種結構形式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片和組合式彈性從動片。 圖 4.3 整體式彈性從動片 整體式彈性從動片如圖4.3所示，能達到軸向彈性的要求，其優(yōu)點是生產效率高，但其缺點是很難保證每一片扇形部分的剛度完全一致。 圖 4.4 分開式彈性從動片 1-波形彈簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片鉚釘；4-從動片；5-波形彈簧鉚釘 分開式彈性從動片如圖4.4所示，可以消除整體式彈性從動片的缺點，但是對制造、裝配等要求較高，制造成本較高，一般用于小轎車上。 載貨汽車上則經常采用組合式彈性從動片如圖4.5所示，在這種構造中，靠壓盤一側的從動片1上鉚有波形彈簧片5，摩擦片4用鉚釘2鉚在波形彈簧5上；靠近飛輪一側無波形彈簧片，摩擦片直接鉚在從動盤1上。為保證從動片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮行程可取0.8~1.1之間，至少不應小于0.6。 圖 4.5 組合式彈性從動片 1-從動片；2-摩擦片鉚釘3-波形彈簧鉚釘；4-摩擦片；5-波形彈簧片 這里選用組合式彈性從動片，從動片外徑225，厚1.5，外緣磨薄至0.8，選用0.7厚波形彈簧片，波形彈簧片壓縮行程1.0，摩擦片厚3.5。 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩由表4.1選?。? 表4.1　花健的的選取 摩擦片的外徑/mm /N.m 花健尺寸 擠壓應力/MPa 齒數n 外徑/mm 內徑/mm 齒厚/mm 有效齒長 /mm 200 108 10 29 23 4 25 11.1 225 147 10 32 26 4 30 11.3 250 196 10 32 26 4 30 10.2 280 275 10 35 28 4 35 11.5 300 304 10 35 28 4 35 10.5 325 373 10 35 28 4 35 10.2 350 471 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般26～32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。 驗證：擠壓應力的計算公式為： 式中： P——花鍵的齒側面壓力。 它由下式確定： 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， ，分別為花鍵的內外徑； Z為從動盤轂的數目；取Z=2； h為花鍵齒工作高度；。 得N，MPaMPa，合格。 從動盤轂和變速器第1軸的花鍵集接合方式，眼下都是采用齒測定心的矩形花鍵，結構形狀如圖4.6所示。 圖4.6 從動盤轂花鍵 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： （1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。 （2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 （3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好。 （4）熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦。 （5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面。 （6）油水對摩擦性能的影響應最小。 （7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象。 由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。 4.3離合器蓋 為了減輕重量增加剛度，小轎車與一般貨車的離合器蓋常用厚度為3~5毫米的低碳鋼板沖壓成比較復雜的形狀，載質量大的商用車采用灰鑄鐵材料，本次設計采用10鋼。 在設計中應注意以下幾個問題： （1）離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 （2）離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 （3）離合器的對中問題 離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳力銷傳動方式，因而離合器蓋是通過6個傳力銷進行對中。 4.4 分離杠桿 本次設計采用4個分離杠桿，要去分離杠桿的內端必須平行于壓盤同一平面（高度差不超過0.2mm），通過調整外端實現，由低碳鋼板（08鋼板）沖壓而成。為了提高耐磨性能，表面進行氰化處理，層深0.15～0.3，硬度為HRC58～63。 4.5 本章小結 本章對其他主要零件進行了設計，包括壓盤、從動盤轂和離合器蓋等。對各零件的材料進行了選取，確定了各主要零件的加工方式。最終選定了從動片的固緊方式及從動盤轂的花鍵樣式及尺寸。 結 論 本次設計的雙片離合器是根據傳統(tǒng)離合器設計方法，并基于東風EQ1181W型載貨汽車進行設計，設計的主要內容和結論如下： （1）考察了相近載重量的貨車的離合器結構形式和發(fā)展過程及以往形式的優(yōu)缺點，確定了驅動橋的總體設計方案； （2）完成摩擦片的設計，采用雙摩擦片可提高傳遞的扭矩，確定了摩擦片的相關參數； （3）完成壓緊彈簧的設計，采用圓柱螺旋彈簧，確定了壓緊彈簧的尺寸參數； （4）完成扭轉減震器的設計，采確定了減震器的參數； （5）完成離合器殼的結構設計，采用鋼板沖壓焊接整體式橋殼； （6）運用AutoCAD軟件繪制出離合器裝配圖和主要零部件的零件圖。 本次設計的離合器結構符合設計要求及實際應用，設計時離合器總成及零部件的選擇能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化的要求，修理、保養(yǎng)方便，工藝性好，制造容易?？梢员粡V泛用在載貨汽車。同時在設計過程中遇到限位螺栓的位置等問題需要進一步研究。 參考文獻 [1]臧杰，閻巖.汽車構造.北京:機械工業(yè)出版社,2005 [2]劉惟信. 汽車設計.北京:清華大學出版社,2001 [3]馮海辰,王宜君.離合器軸的淬火工藝，機械研究與應用 , Mechanical Research & Application, 編輯部郵箱 2007年 01期?? 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