771 低速载货汽车离合器的设计
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扬州职业大学毕 业 设 计 说 明 书低速载货汽车离合器的设计专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 韩宝玉 班 级 05 机械 2 班 学 号 0501012210 指导教师 仇华兴 完成日期 2007 年 5 月 15 日 扬州职业大学院毕业设计说明书 目录1 前言 .12 总体方案论证 .22.1 离合器总成的结构和有关组件的结构 .22.1.1 从动盘数及干、湿式的选择 .22.1.2 压紧弹簧的结构型式及布置 .22.1.3 压盘的驱动方式 .42.1.4 分离杠杆的结构型式 .42.1.5 分离轴承的类型 .52.1.6 离合器的通风散热措施 .52.1.7 从动盘的结构型式 .62.1.8 离合器的操纵机构选择 .62.2 结论 .73 汽车离合器的设计计算 .93.1 离合器主要参数的选择 .93.2 摩擦离合器主要零件的设计计算 .123.2.1 压紧弹簧的设计计算 .123.2.2 压盘的设计计算 .133.2.3 从动片与从动盘毂的设计计算 .143.2.4 分离杠杆的设计计算 .153.2.5 离台器盖的设计计算 .153.3 离合器操纵机构设计 .163.3.1 离合器操纵机构的结构型式选择 .163.3.2 离合器分离行程及性能计算 .184 结论 .19参 考 文 献 .20致 谢 .21附 录 .22扬州职业大学院毕业设计说明书 11 前言离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成,其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递,以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,确保汽车平稳起步;在换挡时将发动机与传动系分离,减少变速器中换挡齿轮之间的冲击;在工作中受到大的动载荷时,能限制传动系所承受的最大转矩,防止传动系各零件因过载而损坏;有效地降低传动系中的振动和噪声。1摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构,操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。 1本课题来源于生产实际,为解决多数摩擦离合器存在散热能力不足,摩擦片易磨损等缺点的现状,保证离合器具有良好的工作性能,依据经济、可靠、操作方便的原则,对汽车离合器设计提出如下基本要求:a.在任何行驶条件下,能可靠地传递发动机的最大转矩。b.接合时要平顺柔和,以保证汽车起步时没有抖动和冲击。c.分离时要迅速、彻底。d.从动部分转动惯量小,减轻换挡时变速器齿轮间的冲击。e.有良好的吸热能力和通风散热效果,保证离合器的使用寿命。f.操纵轻便、准确,以减轻驾驶员的疲劳。g.作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小,以保证有稳定的工作性能。h.应有足够的强度和良好的动平衡,以保证其工作可靠、寿命长。i.结构应简单、紧凑,制造工艺性好,维修、调整方便等。早期使用的一些锥形摩擦式离合器,其从动部分的转动惯量太大,使得变速器换档困难,而且结合也不够柔和,易卡住;湿式多片离合器其片与片间容易被油粘住,致使分离不彻底,造成换档困难;多片干式摩擦离合器,接触面数多,结合平稳柔和,能保证汽车的平稳起步。但其片数多使得从动部分的转动惯量大,换档不够容易。而且其通风散热性不好,易引起过热,加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和碎裂,调整不当也会使离合器分离不彻底;单片干式摩擦离合器,它具有从动部分转动惯量小,散热性好,结构简单,调整方便,尺寸紧凑,分离彻底等优点,而且在结构上采取一定的措施,能使其结合平顺。低速载货汽车离合器设计22 总体方案论证2.1 离合器总成的结构和有关组件的结构离合器是作为汽车传动系中直接与发动机相连接的总成,其性能的好坏直接影响汽车平稳起步、变速器中换挡齿轮之间的冲击、传动系中的振动和噪声。现代汽车摩擦离合器在设计中应根据车型的类别,使用要求,与发动机的匹配要求,制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等,合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结构,现分述如下:2.1.1 从动盘数及干、湿式的选择a.单片干式摩擦离合器其结构简单,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时也能接合平顺。因此,广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上,在发动机转矩不大于 1000Nm 的大型客车和重型货车上也有所推广。b.双片干式摩擦离合器与单片离合器相比,由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大,接合也更平顺、柔和;在传递相同转矩的情况下,其径向尺寸较小,踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂;中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂;分离行程大,调整不当分离也不易彻底;从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。c.多片湿式离合器摩擦面更多,接合更加平顺柔和;摩擦片浸在油中工作,表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底,特别是在冬季油液粘度增大时;轴向尺寸大;从动部分的转动惯量大,故过去未得到推广。近年来,由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善,重型车上又有采用,并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却,使起步时即使长时间打滑也不会过热,起步性能好,据称其使用寿命可较干式高出 56 倍。单片离合器结构简单,尺寸紧凑,散热良好,维修调整方便,在使用时能保证分离彻底,接合平顺。多片离合器分离不彻底,轴向尺寸大,质量大,易烧坏摩擦片。依据经济、可靠、操作方便的原则,故选择单片离合器。2.1.2 压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有: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型式。根据压紧弹簧的型式及布置,离合器分为:a.周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有扬州职业大学院毕业设计说明书 3的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便,过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高(最高转速高达 50007000rmin 或更高),在高转速离心力的作用下,周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力;另外,也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此,现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在轻、中、重型货车上,周置弹簧离合器仍得到广泛采用。b.中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用 12 个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触,因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘,并按杠杆比放大,因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力,使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大,而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸,但其制造却比较困难,故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料:当载货汽车的发动机转矩大于 400450Nm 时,常常采用中央弹簧离合器。c.斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧,分别以倾角(弹簧中心线与离合器中心线间的夹角)斜向作用于传力套上,后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时,作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移,使弹簧伸长,压力减小,倾角亦减小,而 值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的cos轴向推力几乎保持不变,从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样,当离合器分离时后移传力套,压盘的压紧力也大致不变。因此,斜置弹簧离合器与前两种离合器相比,其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较,其踏板力约可降低 35。d.膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器由于膜片弹簧具有非线性特性,因此可设计成当摩擦片磨损后,弹簧压力几乎可以保持不变,且可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,使离合器的结构大为简化,零件数目减少,质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸;另外,由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,磨损均匀,也易于实现良好的散热通风等。周置弹簧在轻、中、重型货车上,周置弹簧离合器得到广泛采用,其结构简单、调整方便,分离彻底。中央弹簧此结构轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用,突出优点是工作性能十分稳定,踏板力较小。膜片弹簧弹簧其压力分布均匀,摩擦片磨损均匀,提高使用寿命,平衡性好。依据经济、可靠、操作方便的原则,故选择周置弹簧。低速载货汽车离合器设计42.1.3 压盘的驱动方式凸块窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙,在驱动中将产生冲击噪声,而且零件相对滑动中有摩擦和磨损,降低离合器传动效率。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好,使用平衡性好,简单可靠,寿命长。是在单片离合器中长期采用的传统结构(见图 2-1)。 2该结构是在压盘外缘铸出 34 个凸块,装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中。而离合器盖则与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移,因此凸块应突出窗孔以外;其结构简单。 2 图 2-1 凸块窗孔式压盘驱动缺点是连接之间有间隙(如凸块与窗孔之间的间隙约为 0.2mm 左右) 。这样,在传动时将产生冲击和噪声。依据经济、可靠、操作方便的原则,故选择凸块窗孔式。2.1.4 分离杠杆的结构型式在周置弹簧离合器中一般采用 36 个分离杠杆,采用如图 2-2 所示的结构型式。对它们的共同要求是:杠杆应有足够的刚度;其支承处的摩擦损失要小;其支承机构与压盘的驱动机构在运动时不发生干涉;分离杠杆内端的位置应便于调整以便分离轴承能同时均衡地压紧所有的分离杠杆;分离杠杆的质心要设计得尽量靠近其中间支承处,以避免在高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力的降低。扬州职业大学院毕业设计说明书 5图 2-2 离合器分离杆杠1 滚销 2 支承销(切有平面)1分离杠杆由锻造后加工制成,其中间支承叉用螺钉紧固在离台器盖上,固定在支承叉孔中的支承销上切有平面,分离杠杆的中间孔就支承在支承销及与支承销平面相接触的小滚销上。在它们之间有配合间隙,因此当分离离合器时,滚销可在支承销的平面上移动,使分离杠杆的中间支点成为一个可活动的支承,以适应压盘运动的要求。 12.1.5 分离轴承的类型分离轴承在工作中主要承受轴向力;在分离离台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。前者适于高转速低轴向负荷,后者适于相反情况。常用含润滑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。分离套筒支承着分离铀承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上,可轴向移动。离合器接合后,分离轴承与分离杠杆间一般有 34mm 间隙,以免在摩擦片层损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片及分离轴承烧损。此间隙使踏板有段自由行程。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杆端(多为膜片弹簧)经常贴合,以减轻磨损和减小踏板行程。2.1.6 离合器的通风散热措施提高离合器工作性能的有效措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,离合器压盘工作表面的温度一般均在 180 以下。随着其C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 180 200 时,低速载货汽车离合器设计6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,在高温下压盘会翘曲变形甚至会产生裂纹和碎裂;由石棉摩擦材料制成的摩擦C片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高,除压盘应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,可在压盘上没置散热筋或鼓风筋;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采用;将离合器盖和压杆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,以加强摩擦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,在离合器壳内装设为冷却气流导向的导流罩,以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。2.1.7 从动盘的结构型式简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成,其结构简单、质量小,有时用于重型汽车尤其是双片离合器中。为了使离合器接合平顺,从动片尤其是单片离合器的从动片,一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开 T 形槽,外缘形成许多扇形,并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时,从动片被压紧,弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平,使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大,故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲。其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。分开式结构中,波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制,故其刚度比较一致;由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为 0.7mm),故这种结构容易得到更小的转动惯量,这些方面都优于整体式结构。上述两种结构尤其是后一种多为轿车所采用。在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆着波形弹簧片,摩擦片则铆在波形弹簧片上,而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片上。其转动惯量较大,但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说,这种结构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于 380mm 时,则从动片仍可采用前两种结构。采用组合式从动片它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度,调谐传动系扭振固有频率,增加传动系扭振阻尼,抑制扭转共振响应振幅,并衰减因冲击而产生的瞬态扭振,控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声,缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。2. 1.8 离合器的操纵机构选择机械式质量大,机械效率低,在远距离操纵时布置较困难,寿命短,用于轻型车。液力式传动效率高,质量小,布置方便,离合器接合较柔和,有可能降低猛接离合器时传动系的动载荷。它不仅用于中、小型车,在重型汽车上也日益增多。气压式突出优点是操纵轻便。依据经济、可靠、操作方便的原则,故选择液压式。扬州职业大学院毕业设计说明书 72.2 总体方案论证结论YC1040 离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。该构简单、制造方便。其构造见图 2-1。离合器的主动部分、从动部分和压紧机构都装在发动机后方的离合器壳内,而操纵机构的各个部分则分别位于离合器壳内部、外部和驾驶室中。图 2-1 周布弹簧离合器发动机的飞轮和压盘是离合器的主动部分,离合器盖和压盘之间是通过四组传动片来传递转矩的。传动片用弹簧钢片制成每组两片,其一端用传动片铆钉铆在离合器盖上,另一端则用传动片固定螺钉与压盘连接,离合器盖用螺钉固定在发动机的飞轮上。因此,压盘能随飞轮一起旋转。在离合器分离时,弹性的传动片产生弯曲变形(其两端沿离合器轴向作相对位移) 。为使离合器分离时不至于破坏压盘的对中和离合器的平衡。四组传动片是相隔 沿圆周切问均匀分布的。90在飞轮和压盘之间装有一片带有扭转减振器的从动盘组件(以下简称从动盘) 。铆装在从动盘毂上的从动盘本体由薄钢片制成,故其转动惯量较小。从动盘本体的两面各铆有一片用石棉合成物制成的摩擦片。从动盘毂的花键孔套在从动轴(即变速器第一轴)前端的花键上,并在花键上作轴向移动。16 个沿圆周分布的螺旋压紧弹簧将压盘压向飞轮并将从动盘夹紧在中间,使离合器处于结合状态。这样,在发动机工作时,其转矩一部分将由飞轮经与之接触的摩擦片直接传给从动盘本体;另一部分则由飞轮通过 8 个固定螺钉传到离合器盖,并由此经四组传动片传到压盘,最后也通过摩擦片传给从动盘本体。从动盘本体再将转矩通过从动盘毂的花键传给从动轴,由此输入变速器。离合器须与曲轴飞轮组组装在一起进行动平衡校正。为了在拆卸离合器后重新低速载货汽车离合器设计8组装是仍保持动平衡,离合器盖与飞轮的相对角位置由离合器盖定位销定位。在压紧弹簧的作用下,离合器经常处于接合状态只有在必要时暂时分离。位于离合器内部的分离操纵机构主要有分离杠杆、带分离轴承的分离套筒和分离叉。它有四个径向安装的、用薄钢板冲压制成的分离杠杆,其中部以分离杠杆支承柱孔中的浮动销为支点外端通过摆动支片抵靠着压盘的钩状凸起部。当在分离杠杆内端施加一个向前的水平推力时。杠杆将绕支点转动,其外端通过摆动支片推动压盘克服压紧弹簧的力而后移,从而撤除对从动盘的压紧力,于是摩擦作用消失,离合器不再传递任何转矩,即离合器转入了分离状态。当需要使离合器由分离状态恢复接合时,驾驶员可放松离合器踏板踏板和分离叉分别在回位弹簧的作用下退回原位,压紧弹簧又重新使离合器恢复接合状态。为使结合柔和,驾驶员应逐渐地放松踏板。扬州职业大学院毕业设计说明书 93 汽车离合器的设计计算3.1 离合器主要参数的选择摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数,它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响,并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转距 ,离合器的静摩擦力矩 应大干发动机最大转矩 ,而离台器maxeTcTmaxeT传递的摩擦力矩 又决定于其摩擦面数 z、摩擦系数 ,作用在摩擦面上的总压紧c f力 与摩擦片平均摩擦半径 ,即P mR(3-1)(20max dDpZffPec =1.75104 =182N取 1.75表 3-1 离合器的后备系数 3车型 轿车,轻型货车 中、重型货车 越野汽车、牵引车、重型带拖挂车后备系数 1.30 1.75:1.60 2.25:2.0 3.5:摩擦片平均摩擦半径 (当压力均布时)为mR(3-33221DdRr2)当 时, 可足够精确地由下式求得:0.6dDm42drR设 为摩擦表面所承受的单位而积上的压力,则单元摩擦面积 ds(见图 3-1)上0P产生的单元摩擦力为 00dFfpsfd而单元摩擦力矩为 20Tf低速载货汽车离合器设计10图 3-1 摩擦片上的单元摩擦面积整个摩擦片上产生的摩擦力矩则为 320 0Rr RrTfpdfp而单位压力为(3-023()Pr4)对于具有 Z 对摩擦表面的离合器,其摩擦力矩则为(3-30(2)cRrTZfp5)得:(3-32()cRrTZfp:6)离合器应按转矩容量及热容量设计,摩擦片或从动片外径 D 是其基本尺寸。它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短。设计时通常首先确定 D 值。决定离合器轮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单位面积压力 P0。现根据式(3-5) ,及式(3-1)有(3-3300max2()(1)2c efzdTfzpRrpDT7)通常取 r=(0.550.65)R,若以 r=0.6R 代入上式,经整理则可得到摩擦片或从动片外径:(3-3max02.5eDRTfzp8)3.174.2173.Nfm当发动机的最大转矩 Temax已知,离合器的结构型式和摩擦片材料已定,z 和、f 便已定,上式便成了离合器的 D, P0三参数的关系式。选好 及 P0,则摩擦片尺寸即可确定。对于石棉基摩擦材料,通常取 P0=0.150.25MPa,且较小值用于发动机后备功率较小、离合器使用频繁的汽车,装载质量大或在坏路面上行驶的汽车。当摩擦片外径较大时,为降低其外缘处的热负荷,也应降低 P0值。货车为0.180. 28MPa。选择 时应考虑到:为了能可靠地传递发动机最大转矩及防止过长时间的滑磨, 应取较大值;为了防止传动系过载、保证操纵轻使以及使离合扬州职业大学院毕业设计说明书 11器尺寸不致过大, 应取较小值。当发动机后备功率大,使用条件好,离合器压盘的压力在使用中可调整或变化不大时, 可选小些;当使用条件恶劣,需要拖带挂车以及为了提高起步能力,减少滑磨时, 可取大些。4离合器摩擦片外径 D(mm)也可参照表 3-2 或按经验公式:max10410863eTDmA根据 Temax初选。式中 Temax发动机最大转矩,NmA系数,货车:单片离合器取 30 一 40 4表 3-2 离合器尺寸选择参数表 5摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 maxeTN单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值225 - 130 150 170250 - 170 200 230280 - 240 280 320300 - 260 310 360所选的尺寸 D 应符合有关标准 6的规定。表 3-2 给出了离合器摩擦片尺寸系列和参数。另外,所选的 D 应符合其最大圆周速度不超过 6570m/s 的要求。表 3-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数 5外径 D/mm 内径 d/mm 厚度 h/mm 内外径之比 d/D 单位面积 2Fm225 150 3.5 0.667 22100250 155 3.5 0.620 30200280 165 3.5 0.589 40200300 175 3.5 0.583 46600为了便于布置扭转减振器,要求加大内径,从而加大了内、外径之比值。此比值的增大也有利于离合器的散热和减小摩擦片内外缘滑磨速度差。但过多地增大此比值会使摩擦面积减小,影响传递转矩的能力。一般来说对高速发动机此比值应取大些。7基本参数主要有性能参数 和 0,尺寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b。后备系数 是离合器一个重要设计参数,它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时,应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此,在选择 时应考虑以下几点:a 为可靠传递发动机最大转矩, 不宜选取太小;b 为减少传动系过载,保证操纵轻便, 又不宜选取太大;c 当发动机后备功率较大、使用条件较好时, 可选取小些;低速载货汽车离合器设计12d 当使用条件恶劣,为提高起步能力、减少离合器滑磨, 应选取大些;e 汽车总质量越大, 也应选得越大;f 柴油机工作比较粗暴,转矩较不平稳,选取的 值应比汽油机大些;g 发动机缸数越多,转矩波动越小, 可选取小些;h 膜片弹簧离合器选取的 值可比螺旋弹簧离合器小些;i 双片离合器的 值应大于单片离合器。单位压力 0 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响,选取时应考虑离合器的工作条件,发动机后备功率大小,摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。7离合器使用频繁,发动机后备系数较小时, 0 应取小些;当摩擦片外径较大时,为了降低摩擦片外缘处的热负荷, 0 应取小些;后备系数较大时,可适当增大 0 。 综合以上计算内容,取 D=250mm,d=150mm,h=3.5mm3.2 摩擦离合器主要零件的设计计算3.2.1 压紧弹簧的设计计算离合器压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧, 4材料选用 65Mn 制造,硬度 HRC4050。周置圆柱螺旋弹簧的数目 9 个,以便得到均匀的压力,且应是分离杠杆数目的整数倍,以避免压盘在分离时偏斜。在确定弹簧数目对应考虑到对轻型装载量的汽车来说,每个弹簧的压紧力不应超过 600700N。螺旋弹簧的两端应拼紧并磨平以便使两端支承面较大、各圈受力均匀,且弹簧的垂直度偏差较小。周置压紧弹簧的外径通常限制在 2730mm 之间,弹簧的工作高度做成相同的尺寸,用改变钢丝直径和工作圈数的方法获得不同压紧力,以利于在不同的离合器上通用。 4a.弹簧指数(旋绕比) 2483mDCdb.曲度系数 10.6510.65.1448Kc.弹簧的工作压力/MPa 28PCdd.弹簧钢丝的直径/mm 1.63Ke.弹簧中径/mm 274mDdmf.弹簧刚度/N/mm扬州职业大学院毕业设计说明书 134max3308PGdKNDifg.弹簧工作圈数 437mih.弹簧总圈数 (1.520)8.nii.工作负荷下的变形/mm 37fPKj.弹簧的附加变形量/mm单片离合器: 1.52fk.弹簧的自由高度/mm0(.)6Hndfiml.弹簧最大负荷是的间隙/mm 1.5m.弹簧的工作高度/mm 03fn.弹簧最大负荷/Nmax70PKfN3.2.2 压盘的设计计算压盘形状较复杂,要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。 4由灰铸铁HT200 铸成,金相组织呈珠光体结构,硬度 HB170227。另外可添加少量金属元素(如镍、铁、锰合金等)以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次结合的温升不致过高,压盘应具有足够大的质量以吸收热量;为了保证在受热情况下不致翘曲变形,压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离台器压盘,其厚度一般不小于 15mm)。此外,压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好,例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后,应校核离合器一次接合的温升不应超过 。温升 的校核按式(322)进行。若温升810C:过高,可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于 1520gcm。 4压盘与飞轮通过弹性传动片连接时,则传动片应进行拉伸应力的强度校核;通过凸块-窗孔连接时,则应进行挤压应力的强度校核:(3-1max()eTRzF9)低速载货汽车离合器设计14=0.514Nm3RFMPa现有结构按上式计算的挤压应力多在 1015MPa 范围内.另外,传力销还承受着由压盘和中间压盘作用引起的弯曲应力和离合器压紧弹簧引起的拉伸应力。因此,还需进行拉弯复合应力的强度校核。作用力: (3-max124eTPnR10) 120354NPm120.6937P传力销根部的弯曲应力 (MPa)w(3-max1233()0.40.1eTbbdRnd11)3(6)5.2MPaN传力销的拉伸应力为(3-24Ldn12)20.563.MPa传力销的拉弯复合应力为(3-wL13)0.256Pa扬州职业大学院毕业设计说明书 153.2.3 从动片与从动盘毂的设计计算4从动片通常用 1.32.0mm 厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至 0.651.0mm,以减小其转动惯量。分开式从动片采用 08 钢板,氰化表面硬度HRC45,层深 0.20.3mm。 4从动盘毂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,以便从动盘毂能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按 9选取(见表 3-4)。从动盘毂花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.01.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器),以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏抖。表 3-4 离合器从动盘毂花键尺寸系列 4从动盘外径 cDm发动机转矩 axeTN花键齿数 n花键外径Dm花键内径d键齿宽bm有效齿长 l挤压应力 MPa225 150 10 32 26 4 30 11.5250 200 10 35 28 4 35 10.4280 280 10 35 32 4 40 12.7300 310 10 40 32 5 40 10.7花键尺寸选定后应进行挤压应力 (MPa)及剪切应力 (MPa)的强度校核:jjmax112830()eTDdznl(3-14) 1204.5(358)13N(3-max11()eTDdznl15) 1400.715(3528)13N从动盘毂通常由 40Cr 锻造,并经调质处理,HRC2832。3.2.4 分离杠杆的设计计算分离杠杆的结构型式如图 2-2 所示。 4由 35 号钢等中碳钢锻造(锻件硬度HB131156)。为了提高耐磨性,均进行表面氰化处理,层深 0.150.30mm,硬度HRC5863。 4低速载货汽车离合器设计16分离杠杆需进行弯曲强度校核。如图 2-2 所示,N 为分离离合器时作用于分离杠杆内端的力; , 分别为危险断面和中间支承中心至 N 力约垂直距离; 为两铰le f接中心间的距离,则分离杠杆危险断面的弯曲应力为(3-maxWwPfllen16)70145836.6NMPa分离杠杆的弯曲许用应力可取 MPa。 50w:3.2.5 离合器盖的设计计算10一般采用厚 2.55mm 的低碳钢 08 钢板冲压制造,以增强其刚性。 10离合器盖的形状和尺寸由离台器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够,会产生较大变形,这不仅会影响操纵系统的传动效率,还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损,甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等,因此,其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末,在保证刚度的前提下,可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口等通风窗,甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。3.3 离合器操纵机构设计离合器的操纵比较频繁,除自动离合器外,离合器都是由司机左脚踩踏板操纵。为减轻司机的疲劳,要求踏板力尽可能地小,载货汽车不应超过 150200N;踏板总行程也不宜过大,一般应在 80150mm 范围内,最大应不超过 180mm。应具有踏板自由行程的调整装置以便在离合器摩擦片磨损后用来调整和恢复分离轴承与分离杠杆间的正常间隙量;还应有踏板行程限位装置以防止操纵机构的零件受过大载荷而损坏。此外,操纵机构的传动效率要高,具有足够的刚度,不会因发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而干涉其正常工作,工作可靠、寿命高,维修保养简易、方便等。3.3.1 离合器操纵机构的结构型式选择离合器操纵机构分为机械式、液压式、气压式和自动操纵机构四种。为了降低中型以上货车的踏板力,在机械式和液压式操纵机构中有时采用助力器。扬州职业大学院毕业设计说明书 17图 3-2 离合器的液压操纵机构1 踏板臂;2 分离叉球形支座;3 分离叉回位弹簧;4 分泵(工作缸) ;5 总泵(主缸) ;6 补偿孔;7 进油孔a机械式操纵机构有杆系传动和钢索传动两种型式。杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠,广泛用于各种类型的汽车上。但质量及摩擦损耗都较大;传动效率低。当离合器需远距离操纵时,则杆系的结构复杂、布置困难,踏板的自由行程将加大,刚度及可靠性也会变差。钢索传动寿命较短,传动效率也不高,仅用于某些轻型轿车中。b液压式操纵机构如图 3-2 所示,液压式操纵机构由吊挂式离合器踏板、总泵(主缸)、分泵(工作缸)、管路系统、回位弹簧等组成。具有摩擦阻力小,传动效率高,质量小,布置方便,接合柔和(有助于降低猛接离合器时传动系的动载荷),便于采用吊挂式踏板使该处地板易于密封,车架或车身的变形以及发动机的振动不会影响其工作,系统刚度好有助于减小踏板自由行程,也便于远距离操纵及采用可翻倾式驾驶室等优点。它不仅最广泛地用于轿车及中、轻型客车及货车上,而且在大客车和重型货车上的应用也日益增多,但在中型以上的汽车上使用时应该加装助力器。c机械式和液压式操纵机构的助力器10在中型以上的汽车上,为减轻离合器踏板力,在机械式和液压式操纵机构中常采用各种助力器。气压式助力器多用于大型客车和重型货车上并与离合器液压操纵系组合。当踩低速载货汽车离合器设计18下踏板时,工作油液由总泵经管路及油孔 A 压向离合器分离活塞,同时推动活塞压缩膜片的压簧,使气路畅通并打开进气阀、关闭排气阀,使压缩空气进入活塞的进气空间,推动活塞克服弹簧力并给离合器分离活塞 1 以助力。与此同时,部分压缩空气经孔进入膜片的压簧一侧空间,给压簧以助力,起随动平衡作用。设计时应根据离合器踏板力不应大于 150N 的要求来选择各活塞、弹簧以及膜片等的尺寸,并且要求当助力器失效时不会影响人力操纵。 103.3.2 离合器分离行程及性能计算11液压式操纵机构的总传动比为:(3-)/(/)(/21dfedcbai16)总行程为:(3-iSdcbaS)/(/)(2117)=160mm式中 分离轴承的自由行程,一般为 24mm,反映到踏板上即为踏板自由行程,一般为 2030mm;S压盘行程: mSZcZc离合器的摩擦表面数(单片为 2,双片为 4);S 离合器在分离状态下对偶摩擦面间的间隙,对单片离合器取0.751.0mm,双片取 0.50.6mm;m离合器在接合状态下从动盘的变形量,对具有轴向弹性的从动盘取m=1.01.5mm,对非弹性从动盘取 m=0.150.25mm。离合器彻底分离时的踏板力 Q( 3-hiPmax18)=150N式中 Pmax 离合器彻底分离时压紧弹簧的总压力;i操纵机构的总传动比;操纵机构的总传动效率,对机械式操纵机构取 0.70.8;对液压式取0.80.9;Qh克服各回位弹簧(例如分离套筒及踏板等的回位弹簧)拉力所需的踏板力。为减轻司机的疲劳,要求踏板力尽可能地小,轿车在 80130N 左右,载货汽车不应超过 150200N。踏板总行程也不宜过大,一般应在 80150mm 范围内,最大应不超过 180mm。 11扬州职业大学院毕业设计说明书 194 结论本课题设计的YC1040低速载货汽车中针对多数摩擦离合器存在散热能力不足,摩擦片易磨损等缺点的现状,根据生产的实际情况和需要,依据经济、可靠、操作方便的原则,采用单片干式摩擦离合器,为保证其技术先进性和经济合理性,还采取了以下措施:(1)为使离合器保证结构简单,尺寸紧凑,散热良好,维修调整方便,从动部分转动惯量小,在使用时能保证分离彻底、接合平顺,选择采用单片盘摩擦片。 (2)为保证结构简单、制造容易,保证结构简单,制造方便,考虑压紧弹簧的结构形式选用周置弹簧,压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧。 (3)压盘的驱动方式选用凸块-窗孔式,采用3个分离杠杆,且分离杠杆保证足够的刚度,使其工作可靠。(4)分离轴承选用开式的推力球轴承,改进润滑措施后,解决了这类轴承润滑条件差、磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低等缺点,在保证工作可靠的条件下降低制造成本。在本设计中,执行工作的从动件能满足生产工艺提出的运动形式、运动规律、功能范围和运动性能等诸方面的具体要求。结构简单,尺寸大小适度,在整体布置上占有空间小,布局紧凑。制造加工容易,维修拆装方便,工作中稳定可靠,使用安全,具有足够的寿命。并且其具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点,而且在结构上采取一定的措施,能使其结合平顺。本机符合生产的需要,具有较高的生产率和经济效益。低速载货汽车离合器设计20参 考 文 献1 陈家瑞汽车构造(下册)M北京:机械工业出版社,20052 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2001.3 GB18320-2001,农用运输车 安全技术条件S4 汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册(设计篇)M北京:人民交通出版社,20015 王望予汽车设计M北京:机械工业出版社,20056 JB145774,汽车离合器摩擦片尺寸系列S7 GB7258-2004,机动车运行安全技术条件S8 汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册(基础篇)M北京:人民交通出版社,20019 GB1144-74,矩形花键联结, 技术标准出版社S10 徐灏新编机械设计师手册M北京:机械工业出版社,1995.11 成大先机械设计手册(14 册)M.北京:化学工业出版社,1993扬州职业大学院毕业设计说明书 21致 谢为期三个月的毕业设计业已经结束,本次毕业设计是对我们大学四年所学知识的一次全面考验,它也是对即将走向社会的我们的进行的一次有效的训练。回顾整个毕业设计过程,虽然充满了困难与曲折,但我感到受益匪浅。本次毕业设计课题是低速载货汽车离合器的设计。通过这次毕业设计使我能够在毕业前将理论与实践更加融会贯通,加深了我对理论知识的理解,强化了实际生产中的感性认识。通过这次毕业设计,我掌握了低速载货汽车离合器的设计的方法和步骤,以及设计时应注意的问题等,另外还更加熟悉运用查阅各种相关手册等。在毕业设计过程中,我发现自身的许多不足,理论知识不够扎实,设计经验不足,同时又缺乏实践工作的磨砺,从而导致在设计时难以做出正确的选择,对课题的内容茫然不知所措。对资料的应用也不够确切,对设计产品的具体形状、运作方式、性能指标也不能有一个准确的定位。缺乏对具体产品的想象力,当查阅有关资料时, 设计思维又受到书本内容的束搏,不能得到扩展,始终局限于个别的、单一的理论或实体。在李老师的帮助下,我翻阅了很多与我课题相关的资料,同时将以前所学的有直接联系的相关专业科目认真的温习了一边,丰富了许多理论方面的知识。这次设计使我在基本理论的综合运用以及正确解决实际问题等方面得到了一次较好的锻炼,提高了我独立思考问题、解决问题以及创新设计的能力,缩短了我与工厂工程技术人员的差距,为我以后从事实际工程技术工作奠定了一个坚实的基础。此次毕业设计是在李书伟老师的认真指导下进行的。李老师经常为我解答一系列的疑难问题,以及引导我的设计思路。在历经三个多月的设计过程中,一直热心的辅导。另外,我还得到了同组同学陈冲、刘小锋、谢新、蔡小文等人的热心帮助与指导。在此,我忠心地向他们表示诚挚的感谢和敬意!本次设计任务业已顺利完成,但由于本人水平有限,时间仓促,加上缺乏经验,难免会留下一些遗憾,在此恳请各位专家、老师及同学不吝赐教。低速载货汽车离合器设计22附 录1 离合器装配图 YZ1040-02-00 A02 离合器压盘及盖总成 YZ1040-02-02 A13 离合器压盘分离杆 YZ1040-02-02-07 A34 离合器压盘壳 YZ1040-02-02-08 A15 离合器摩擦片(前) YZ1040-02-03-01 A26 离合器盘 YZ1040-02-03-02 A27 离合器盘毂 YZ1040-02-03-03 A38 离合器盘毂固定圆片 YZ1040-02-03-04 A39 离合器摩擦片(后) YZ1040-02-03-05 A210 离合器壳底盖 YZ1040-02-12 A1
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