毕业设计(论文）某重型载货汽车离合器的改进设计（含装配图）

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1、装配图，联系153893706某重型载货汽车离合器的改进设计摘 要：通过对已知车型所给的离合器参数进行分析和计算，找出离合器摩擦片烧伤的原因，是因为汽车在最大坡道起步时单位摩擦面积滑摩功小于其许用值。通过比较选择离合器的改进方案。对离合器摩擦片参数进行优化，增大离合器的摩擦面积，使汽车在最大坡道起步时单位摩擦面积滑摩功大于其许用值，从根本上解决了离合器烧伤的问题。扭转减振器采用12个减振弹簧，有效的起到了减振作用。压盘驱动方式采用传力片式，使制造变得简单。压紧弹簧采用膜片弹簧形式使汽车起步更加平稳。关键词：载货汽车；摩擦片；离合器；膜片弹簧 汽车在运行过程中会遇到各种各样的行驶条件，如：道路坡

2、度不同、道路交通状况不同、行驶阻力和附着力不同等等。某重型载货汽车在实际使用中经常出现离合器摩擦片的烧伤问题。经调查这个问题存在于很多重型汽车中，而且越来越引起人们的关注。因此，对重型汽车离合器摩擦片烧伤问题的研究非常重要。本文通过对某重型载货汽车离合器摩擦片的优化选择，确定了该车型离合器的主要参数。在此基础上对这种车型的离合器进行了改进设计。1 已知车型数据1.1 主要特点：（1）强大的动力系统缸数： 6缸 排量： 5.9升冷却方式：增压水冷 点火系统：1-5-3-6-2-4额定功率：132kW 最大转据转速：2072r/min（2）承载能力国内最强的10吨级贯通式双后桥先进的平衡悬挂系统加

3、强型钢板弹簧10.0020，16PR轮胎28080(7+7)mm双纵梁车架（3）舒适的驾乘环境宽敞的驾驶室良好的视野优良的空调可调节人体平衡的弹簧减振座椅（4）先进的传动系统380mm膜片弹簧离合器，气压伺服，液压操作；85型6档带超速变速器。最大转矩610Nm；（5）绿色低污染排放水平国内领先，达到欧洲号法规要求1.2 技术参数该重型载货汽车主要技术参数如表1，表中数据为该重型汽车的主要技术参数，这些数据是本次改进设计的主要依据。本次设计在此基础上进行改进，使汽车整体在具有原有车型良好性能的基础上离合器性能更加优越。表1某重型载货汽车主要技术参数项目技术参数最大装载质量：12000kg整备质

4、量：7680kg满载总质量：19680 kg前/中、后轴（空载）：2950/4730 kg前/中、后轴（满载）：4530/15150kg总长：11050mm总宽：2470mm总高：2860mm车厢内部尺寸（长/宽/高）：8600/2294/550mm轮距：（前/后）1940/1860mm轴距：5350+1300mm百公里油耗28升最高车速88km/h最小转弯半径22m2 离合器需要改进的原因经分析离合器摩擦片烧伤可能是由于坡道起步时离合器的滑摩功1过大造成的，下面对滑摩功进行分析：滑摩功：离合器摩擦片滑动摩擦所作的功（）。 （1）式中：离合器传递扭矩，Nm；发动机及离合器压盘转动角速度，rad

5、/s；离合器从动盘转动角速度，rad/s；离合器主、从动摩擦片从开始接触直到逐渐增大至能够克服汽车行驶阻力矩这一过程所经历的时间，s；离合器从动摩擦片角速度从零开始转动起，直到逐渐增大与发动机转动角速度相等，这一过程所经历的时间，s。按车辆动力学方程： （2）式中：汽车的总质量，kg；汽车车轮半径，m；主减速器传动比；变速器传动比，n=1、26；汽车滚动阻力系数；道路坡度；旋转质量换算系数；加速度，。 （3）汽车在良好路面上起步时和都很小，可以忽略不计，这样克服道路阻力时间也可以为零，于是： （4）为离合器主、从动片转速同步时，即转速为零时发动机转动角速度。假设起步过程中发动机转速始终不变，即

6、=，则有：考虑到起步过程中道路阻力系数对滑摩功的影响，引入修正系数，式中：离合器后备系数；发动机转速，r/min。因为 所以： （5）由此可见滑摩功与道路阻力矩有关，道路阻力矩越大，产生的滑摩功越大，汽车在行驶过程中换档时，离合器滑摩功较小，在平路起步时，滑摩功会变大，坡道起步时滑摩功会更大。要保证离合器摩擦片不至于过热烧伤，应该使离合器单位面积滑摩功小于其许用值，即： (6)式中：单位摩擦面积滑摩功，；单位摩擦面积的许用滑摩功，；见表2A离合器摩擦面积， ；D、d摩擦片外、内径，mm；Z离合器摩擦片数。根据汽车最大质量参照表2选取=1.0（） 表2 单位面积滑摩功的许用值 （）汽车最大质量（

7、吨）22551212单位面积许用滑摩功（）0.40.60.81.02.1 汽车平地起步时单位摩擦面滑摩功的计算相关参数：=19680kg；=1.38；=0.54m；=6.5；=7.972；=2072r/min； =0.85；=0.02；=0；=380mm；=205mm；=2；=610Nm把数据代入公式（5）得=81442（J）2.2 汽车在最大坡道起步时单位摩擦面积滑摩功的计算相关参数为：=19680kg；=1.38；=0.54m；=6.5；=7.972；=2072r/min； =0.85；=0.02；=0.28；=380mm；=205mm；=2；=610Nm把数据代入公式（5）得=17338

8、2.3（J）结论：当汽车平地起步时，；当汽车在最大坡道起步时，；所以可以判定该重型载货汽车离合器摩擦片烧伤的原因是在满载最大坡道这一极限条件下起步时，单位摩擦面积滑摩功大于单位面积滑摩功许用值。3 离合器改进方案的选择由公式（5）可以看出改变离合器单位摩擦面积的滑摩功主要有四种方法，即：改变变速器一档传动比、改变主减速器传动比、改变车轮半径和改变离合器主要参数2。3.1改变变速器一档传动比相关参数为：=19680kg；=1.38；=0.54m；=6.5； =2072r/min； =0.85；=0.02；=0.28；=380mm；=205mm；=2；=610Nm令=1.0，把数据代入公式（5）并

9、化简得计算得；（舍去）3.2 改变主减速器传动比相关参数为：=19680kg；=1.38；=0.54m；=7.972；=2072r/min； =0.85；=0.02；=0.28；=380mm；=205mm；=2；=610Nm令=1.0，把数据代入公式（5）并化简得计算得；（舍去）3.3 改变车轮半径相关参数为：=19680kg；=1.38； =7.972；=2072r/min； =0.85；=0.02；=0.28；=380mm；=205mm；=2；=610Nm令=1.0，把数据代入公式（5）并化简得计算得；（舍去）3.4 改变离合器主要参数相关参数为：=19680kg；=1.38；=0.54m

10、；=6.5；=7.972；=2072r/min； =0.85；=0.02；=0.28；=380mm；=205mm；=2；=610Nm令=1.0，把数据代入公式（5）并化简得结论：仅改变D时，D=390.39mm仅改变d时，d=184.45mm仅改变 摩擦片个数时Z=2.16经分析确定通过改变摩擦片尺寸来改变离合器单位摩擦面积滑摩功的方案最合理，最实际。通过计算和查表1分析比较摩擦片最合理的一组数据为D=405mm，d=220mm。4 离合器设计方案的选择和基本参数的确定。采用膜片弹簧作为压簧，可同时兼起分离杆作用，使离合器结构大为简化，并显著的缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环形接触，

11、可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧压力几乎没有变化，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。离合器的结构形式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的。对汽车离合器的基本要求有以下几点：（1） 能可靠的传递发动机的最大扭矩；（2） 接合时要平顺、柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击；（3） 分离时要彻底、迅速；（4） 离合器从动部件的转动惯量要小，以减轻汽车起步和换档时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换档；（5） 离合器的通风和散热应良好；（6） 高速回转时要具有可靠的强度，应注意平衡问题和离心力的影响；（7） 应使汽车传动系避免共振，并具有吸收振动、冲击和减

12、小噪音的能力；（8） 操作轻便，工作性能应保持稳定，使用寿命长。此外离合器还应该力求做到结构简单、紧凑，制造工艺型好，维修方便和重量轻等。4.1 离合器结构方案的选择本设计采用推式膜片弹簧离合器，主要结构选用：（1）从动盘数选择：单片（2）压紧弹簧和布置形势选择：膜片弹簧离合器（3）膜片弹簧的支撑形式：双支撑环式（4）压盘的驱动方式：传力片式4.2 离合器主要结构参数的选择（1）后备系数：各具已知车型选。（2）单位压力：查表取初选。 由公式对进行校核。代入有关数据得=0.148，所以初选数据合适，确定=0.154.3 离合器摩擦片的设计离合器摩擦片是离合器的主要组成之一，也是本次改进设计的依据

13、和立足点。本次设计在增大摩擦片的摩擦面积的基础上，对相关参数进行了优化，确保摩擦片的使用性能达到更高水平。4.3.1 离合器摩擦片参数的选择由=0.15M，查表选取摩擦片材料为石棉基材料，模压。 =0.25（参考已知车型）由经验公式初选摩擦片外径D。式中：D摩擦片外径，cm；发动机最大扭矩， kgcm；已知=6100kgcm。载重汽车单片离合器A=34。mm由已知车型改进方案选取D=405mm，d=220mm代入公式： （7）进行校核，Z根据从动盘数取2。代入数据得：根据计算结果有：391mm405.29mm451mm，所以改进方案D=405mm合适。4.3.2 离合器摩擦片基本参数的优化3离

14、合器的功能因素有三种：即离合器扭矩容差，离合器热容量，离合器的使用寿命。离合器整体设计参数很多。由于本文主要解决摩擦片烧伤问题，所以选取如下约束条件： 摩擦片外径D选取D应使摩擦片的最大圆周速度u不超过6070m/s即：D350mm时，Z10，取Z=12。6.2.3 减振弹簧总压力6.2.4每个减振弹簧的最大工作压力P6.2.5减振弹簧尺寸的确定（1）弹簧的平均直径； 取（2）弹簧钢丝直径 ； 取（3）减振弹簧刚度 （4）减振弹簧有效圈数 圈；取圈（5）材料的扭转弹性模数 ；碳钢（6）减振弹簧总圈数 ；取n=6圈（7）减振弹簧最小长度 减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度；弹簧圈之间的间隙（8

15、）减振弹簧总变形量（9）减振弹簧自由高度（10）减振弹簧预变形量（11）减振弹簧安装后的工作高度（12）减振弹簧工作变形量（13）从动片相对从动盘榖的最大转角（14）限位销与从动盘缺口侧边的间隙=2.54mm；取=3.5mm（15）限位销的安装半径 （16）限位销直径； 取（17）从动盘榖缺口宽度B，及弹簧安装窗口尺寸AA=2527mm；取A=26mmA1=A+a=27.75mm；a=1.41.5mm；取a=1.5mmB=d1+=11+3.25+3.85=18.1mm7 压盘和离合器盖7.1 压盘设计压盘的设计包括传力方式的选择及几何尺寸的确定两个方面。7.1.1 压盘传力方式的选择压盘是离合

16、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，所以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又应该允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。过去，在单片离合器中压盘常采用的传力方式有凸台连接方式、键式连接方式和销式连接方式，但是这几种传力方式有一个共同的缺点，即传力处之间有间隙（如凸台和窗孔之间的间隙约为0.2mm左右。）这样，在传力开始的一瞬间将产生冲击和噪声。并且随着接触部分磨损的增加而加大冲击，这有可能使凸台根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外在离合器分离、接合时，由于传力零件之间有摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，在本离合器设计

17、中采用传力片式传力方式。根据本车所给参数，经过查表分析确定传力片的相关数据为：传力片设3组，每组4片；宽度b=25mm；厚度h=1mm；传力片上两孔之间距离l=86mm；孔的直径d=10mm；传动片切向布置，圆周半径215mm；传力片材料的弹性模量 传力片的有效长度 (为螺钉直径) 传力片的弯曲总刚度7带入相关数据得根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：（1） 彻底分离时， （10） 按照设计要求，由公式（10）可知 （2）压盘和离合器盖组装成总成时,通过分析计算可知可由公式（10）计算最大应力（3）离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮），和反向驱动（车轮向发动机

18、）出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算8可知=4.74mm 正向驱动： 反向驱动：对以上数据进行分析，经过查表确定传力片材料选择80号钢。传力片的最小分离力（弹性恢复力）发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定f=1.74mm经查表确定合理。7.1.2 压盘几何尺寸确定参考离合器的结构，初步确定压盘外径为460mm，内径为210mm，厚度为15mm。压盘硬度HB170227。压盘质量取=16kg。校核： 所以压盘设计合理。式中：温升，许用值一不超过810；滑摩功，由已知数据计算得出=81142J；分配到压盘上的滑摩功所占

19、的百分比，单片离合器压盘=0.5；c压盘比热容，查表；压盘质量。7.2离合器盖设计（1）离合器盖厚度查表选取5mm，材料为铸铁（2）为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。（3）离合器盖内装有压盘、膜片弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。8 膜片弹簧设计膜片弹簧离合器将发动机动力传递给变速器，使二者柔顺地接合与分离。膜片弹簧离合器的优点主要是：能够保证汽车起步平稳、换挡平顺；防止传动系过载和产生扭转振动；使传动平稳，减小传动系的振动和噪声；减轻传动系的负荷，延长了车和发动机的使用寿命等9。8.1 膜片弹簧

20、基本参数的优化（1）H/h和h的选择：H/h=1.52.0，h=24mm。（2）R/r和R、r的选择：R/r=1.201.35，（摩擦平均半径）（3）的选择，膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H的关系为： （11）（4）膜片小端半径应小于分离轴承作用半径。（5）压盘加载点半径小于接近，支撑环加载点半径大于接近。（6）分离指数n12，一般在18个左右，采用偶数。（7）切槽宽约为4mm，窗孔槽宽=，窗孔内半径一般由决定。8.2 膜片弹簧材料及制造工艺（1）国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA，等优质高精度钢板弹簧材料，鉴于所涉及的离合器用于重型载货汽车，所承受应力较大，选取膜片弹

21、簧材料为60Si2MnA。（2）膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。蝶簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC。膜片弹簧上下表面粗糙度为底面粗糙度平面度一般要求不大于0.1mm。综合以上分析，参考已知车型相关数据，确定所设计膜片弹簧的相关数据如表4所示。表4 膜片弹簧技术参数车型尺寸原车型 改进后单位 膜片弹簧内外径205；380220；405mm自由状态下蝶簧部分大端半径R 180190mm自由状态下蝶簧部分小端半径r 144152mm自由状态下蝶簧部分内截锥高度H5.255.5mm膜片弹簧钢板厚度h 2.93mm膜片弹簧分离指数n1818个膜片弹簧切槽宽度

22、 44mm膜片弹簧最大切槽宽 11.412mm压盘加载点半径 178188mm支撑环加载点半径 145154mm膜片弹簧小端半径 2830mm分离轴承作用半径 3032mm切槽宽最宽处半径130135mm压盘行程2.42.5mm圆锥底角8.28度分离指根部宽度系数0.762离合器结合时蝶簧大端变形量3.6680.7H=3.85mm离合器彻底分离时蝶簧大端变形量6.1+=6.35mm8.3 膜片弹簧强度校核离合器彻底分离时，分力轴承作用的载荷 （12）代入相关数据得：=5242.86N膜片弹簧在各种变形条件下，其蝶簧部分内半径处应力为最大，因此在任何一轴向上的B点的应力总是大于其它各点，而且该点

23、的最大应力值发生在离合器分离过程中的某一位置。由于此时B点处于两向应力状态，故校核膜片弹簧的强度时，应该使B点的当量应力小于许用应力。即：； （13）代入数据得=7.69mm代入相关数据得所以膜片弹簧强度满足要求。9 离合器分离装置设计由于在前面设计的膜片弹簧起到了分离杆的作用，所以不再单独设计分离杆，以免使离合器结构变得复杂。在此主要问题是选择什么样的分离轴承10。分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。在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6，采用全密封结构和高温

24、锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。图1 分离轴承总成鉴于本离合器的结构，设计选用推式自动调心式分离轴承装置，如图1所示：分离轴承内圈1与分离套筒5之间和分离轴承外圈3与分离套筒轴承外罩壳4之间留有一定径向间隙，这些间隙保证分离轴承相对分离套筒可径向移动1mm左右。在分离轴承外圈3与分离轴承外罩壳4之间装有波形弹簧2，用以将分离轴承外圈3紧紧的顶在分离套筒5凸缘的前端面上，使轴承在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位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这

25、样可以减少震动和噪声并能延长轴承使用寿命。10 离合器操纵系统的设计10.1 离合器踏板位置的确定离合器踏板的操纵通常设计为由左脚控制。因此，踏板的最佳位置应和左脚保持处在一条线上最为舒适。因此离合器踏板在车内的位置就要更偏左。具体布置位置以人体左右对称中心为准向左移80100mm，作为离合器踏板中心线的位置。 踏板的小高度是指，当用脚趾在踏板中央处踩踏板到底时，允许左脚跟刚触及地板。对于75mm75mm的踏板距地板不小于150mm。10.2离合器踏板行程的确定1离合器踏板最大行程是指从踏板最高点至其最低点所划过的距离。现今载货汽车的踏板最大行程一般约为150 mm。踏板行程有如下临界区影响离

26、合器的接合品质。（1）离合器踏板储存行程，指从离合器完全分离时起到踏板行程终了间的距离，它至少应留25mm的踏板行程。以确保离合器在所有的情况下都能彻底分离。（2）接合开始点，它出现在踏板往上抬时的离合器接合过程，位于储备点或彻底分离点之上，若它距离储备点超过50mm以上，就难以在脚底上确定踏板的位置，因为裸关节部只能在50mm-60mm范围内调节（3）接合调节区。它起于接合开始而终于离合器的摩擦力矩等于发动机输出转距之时。因为在离合器的接合过程中转距容量从“0”到最大，故接合终了的区域是变动的。在正常行使范围内，大部分离合器的接合在很窄的踏板行程内即可完成。11 结论与讨论本次设计是一次在原

27、有车型离合器上的改进设计。所谓改进设计，是在保证原有车型各种特点和技术参数条件下，对离合器的部分结构进行改动，使离合器的性能有所提高，解决摩擦片坡道起步时经常烧伤问题。在设计的开始，首先对摩擦片的参数进行了优化，增大了摩擦片的摩擦面积，使离合器在坡道起步时单位面积滑摩功小于其许用值，从根本上解决了汽车坡道起步时器摩擦片烧伤的问题。然后根据摩擦片的尺寸对膜片弹簧、压盘、离合器外壳的尺寸进行了一些调整。其中压盘驱动方式采用了传力片式，这种驱动方式减小了传力处之间的冲击，并简化了离合器的结构。另外考虑本次设计所面对的是重型载货汽车，所以在从动盘上添加了扭转减振器，这样可以减小冲击，使离合器起步更平稳

28、。在设计分离装置时选用了推式自动调心式分离轴承装置。这样可以减少震动和噪声并能延长轴承使用寿命。在本次离合器的改进设计中，保留了原有离合器的压紧弹簧结构，即：膜片弹簧结构。保留的原因主要有：（1）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,使得离合器结构大为简化,质量减小,缩短了离合器的轴向尺寸。（2）膜片弹簧与压盘以整个圆盘接触,使压力分布均匀,摩擦片接触良好,磨损均匀。（3）膜片弹簧有良好的动平衡性能,高速时压紧力下降很少。另外，有些问题由于本人知识和时间有限，没有能很好的解决，如：由于温度、单位压力、滑磨速度以及摩擦材料的性质不稳定，长期的使用和高温的影响会导致摩擦系数下降，因此，使用中离合器

29、的最大摩擦力矩总是在不断的减小，这个问题在实际中普遍存在，目前还未解决；在反向驱动时传力片受到的载荷明显变大，传力片由于受力不均很容易被折断，所以传动片的设计有待进一步的研究。致谢：在本次毕业设计过程中得到了*指导老师的悉心指导和帮助。陈老师渊博的学术知识，严谨的治学精神，敏锐独到的思想见地和崇高的敬业精神，给了我很大启示，使我受益终身。在论文的选题、开题、构思、设计及说明书审阅诸多方面陈老师都提出了许多启发性、预料性和指导性建议，为我的毕业设计能够顺利的按时完成提供了很大帮助，在此我谨向老师表示最真挚的谢意！ 参考文献：1 徐石安,江发潮.汽车离合器.(汽车设计丛书)M北京:清华大学出版社,

30、2005,8.2 余志生.汽车理论(第三版)M北京,机械工业出版社,2000,10.3 雷丙龙等,离合器起步过程的控制策略.M汽车工程,2000(4).4 程民庭.汽车离合器摩擦片数量选择及其参数优化设计(汽车工程)J.2001(4).5 徐灏,蔡春源.新编机械设计师手册M北京:机械工业出版社,1995.6 王望予.汽车设计(M).北京:机械工业出版社,2004.7 刘长荣,肖念新.工程力学(下)M.北京:中国农业科技出版社,2001.12.8 廖念钊,莫雨松,李硕根等.互换性与技术测量(第4版)M.北京:中国计量出版社,2000.1.9 陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社,2001.9

31、.10 葛志祺.机械零件设计手册M北京:冶金工业出版社,1994,5.Improvement Design of Heavy Truck Clutch Li DapengGuide tutor: Chen Lidong(Mechanism Design Manufacture and Automation Profession Class0204, Department of Machinery and Electron, HNUST)Abstract: By analyzing and calculating the truck clutch parameter of the known t

32、ype, to find out the cause for burning of the truck clutch, that is because the unit power of the glide friction less than allowed value when starting at the maximal ramp. By comparing and choosing the improved scheme of clutch. Optimize clutch parameter, in order to augment its friction area, make

33、the unit power of the glide friction more than allowed value when starting at the maximal ramp, solve the problem of burning of the clutch radically. Twelve damping springs are used in Torsion absorber, which make great effect on damping. Platen drive adopts the clutch disc type ,which makes manufacture simple. Impaction spring adopts diaphragm spring, making truck starting more balanced.Key words: truck frictional piece clutch diaphragm spring22