车辆工程毕业设计论文-长安杰勋汽车膜片弹簧离合器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-长安杰勋汽车膜片弹簧离合器设计(编辑修改稿)内容摘要：

83。 33 附录 A 34 附录 B 36 1 第１章 绪 论 引言 对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在 的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。 目前，各种汽车主要采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等，即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。 膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点 [1]： 膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特征，工作中能保持传递的转矩大致不变； 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆作用，结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定； 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 膜片弹簧中心与离合器中心重合，平衡性好。 离合器的第一个功用是使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。 发动机启动后，以最低稳定转速运转，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。 因为如果是突然的刚性连接 ，就必然造成汽车猛烈攒动，或是发动机熄火。 所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。 虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。 但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。 尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。 所以离合器的第二个功用，就是 暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。 2 汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。 如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。 同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。 离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的 ，可避免传动 系零件超载损坏，起保护作用。 如图 所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴 传出，通过飞轮 2 和压盘 4借摩擦作用传给从动盘 3，在通过从动轴传给变速器。 当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒 7 和分离轴承 6，将分离杠杆的内端推向 左 方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖 5 上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向右，这样，从动盘 3 两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状 态。 当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。 此时压紧弹簧就推动压盘向左，仍将从动盘 3 压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器 [２ ]。 1轴承 2飞轮 3从动盘 4压盘 5离合器盖 6分离轴承 7分离套筒 图 离合器总成 3 选题的目的及意义 在汽车领域膜片弹簧离合器已得到了广泛的使用，但由于我国膜片弹簧离合器技术起步比较晚，故技术还不成熟，存在很多不足之处。 与国际的产品相比，国内产品的不足主要表现在技术含量低，产品的研发缺乏前瞻性，标化程度低。 通过此次设计了解离合器的构造，掌握离合器的工作原理。 熟悉从动盘、压盘、膜片弹簧的设计方法以及优化方法。 学会如何查找文献资料，培养自学能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准的汽车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。 经过为期四个月的毕业设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需的步骤，以及身为工程技术人员所需具备的素质和应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重要意 义。 离合器的 研究 现状 随着社会节奏的加 快 以及人们生活水平的提高，对汽车来说，人们要求它有自重轻、行使速度高、加速性能好、 可以在 各种路面上甚至无路地区行驶及机动灵活等特点。 为了满足汽车各种行使的需求，在汽车上要需要有一套复杂的传动系统。 现代汽车上最常用的是机械式传动系统，它是由发动机以及离合器、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（如半轴）等部件组成。 其中离合器是作为一个独立的部件而存在的。 它在传动系统中起着传 递 扭 矩 、分离传动、减振和过载保护多重功用，其品质 直接影响 汽车的性能，对于使用工况复杂、超载严重的中 国汽车更是如此 [3]。 在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结 构 形式是锥形摩擦离合器。 锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。 但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。 而且这种离合器在接合时也不够柔和，容易卡住。 此 后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。 但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生），导致分离不彻底，造成换挡困难。 所以它又被干式所取代。 多片干式摩擦离合器的主要优点是由于接触面数 多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。 但因片数较多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。 另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。 如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底 [4]。 4 多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用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。 而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。 因此，它得到了极为广泛的应用。 如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。 另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。 膜片弹簧和压盘的环 形 接触，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，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。 为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。 次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型 牵引汽车和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。 与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93℃ ）。 因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。 近年来 随着 我国汽车工业的飞速发展， 汽车发动机转速和功率的 不断 提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。 如何在高转速大功率下保证离合器的稳定工作成为国内外研究的主要课题。 从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器 结构 正逐步地向拉式 结构 发展，传统的操作形式 正向自动操作形式发展 ，传统的离合器作为单一总成也正在向离合器与其它总成复合集成化发展。 因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。 设计的 主要内容 本次设计 主要包括 如下内容 ： 完成 膜片弹簧离合器的基本结构尺寸和参数的选择（摩擦片外径 D、离合器后备系数β和单位压力 p）、性能计算和设计； 从动盘总成设计； 压盘和离合器盖总成设计； 离合器装配图； 离合器操纵机构的设计计算。 5 第 2 章 离合器的基本参数确定 离 合器设计所需数据 离合器的主要参数选择需要根据发动机的功率、转矩和传动系的传动比来确定。 表 为此次设计车型的基本数据。 表 长安杰勋汽车基本数据 汽车的驱动形式 42 汽车满载质量 20xxkg 发动机最大功率 112KW 发动机最大转速 6000r/min 发动机最大扭矩 离合器形式 机械、干式、单片、膜片弹簧 操纵形式 液压人力操纵 传动比 ig0= ig1= ig2= ig3= ig4= ig5= 轮胎型号 195/65R15 摩擦片主要参数选择 摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩 maxeT 已知，适当选取后备系数β和单位压力 P0， 可估算出摩擦片外径。 摩擦片外径 D（ mm）也可以根据发动机最大转矩  mNTe max 按如下经验公式选用： m a xeD TKD  （ ） 式中 : DK — 直径系数，取值范围见表。 由所选车型得 maxeT = 192N m， DK =， 6 表 直径系数 DK 的取值范围 车 型 直径系数 DK 乘用车 最大总质量为 ～ 的商用车 ～ (单片离合器 ) ～ (双片离合器 ) 最大总质量大于 的商用车 ～ 则将各参数值代入式后计算得 D= 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据表 ； 表 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度 h/mm 4 C =d/D 1－ 3C 单位面积 F/ 3cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 应取摩擦片相关标准尺寸： 外径 D=280mm 内径 d=165mm 厚度 h= 摩擦片基本参数优化 摩擦片主要参数优化 步骤 如下 [5]: 摩擦片外径 D（ mm） 的选取应使最大圆周速度 0v 不超过 65～ 70m/s，即 smsmDnv eD /7065/ 33m a x ～   （ ） 式中， 0v 为摩擦片最大圆周速度（ m/s） ； maxen 为发动机最大转矩时转速 (r/min)。 摩擦片的内、外径 比 39。 C 应在 ～ 范围内，即 39。  C 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应 7 在一定范围内，最大范围为 ～。 β = 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d必须大于减振器振器弹簧位置直径 02R约 50mm，即 mmRd 502 0    mmdR 542/  ～ mmRd 1 5 85021 6 5 0  为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即      022220 ccc TdDZ TT    （ ） 式中 : 0cT — 单位摩擦面积传递的转矩 ()，可按表 选取 经检查 ,合格。 表 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210 250~210 325~250 325   20 10cT 0． 28 0． 30 0． 35 0． 40 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 0p 的最大范围为 ～ ,即 M P aM P apM P a 0  为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤 ,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值 ,即      224 dDZ W （ ） 式中 : — 单位摩擦面积滑磨 功 (J/mm2)；  — 其许用值 (J/mm2)，对于乘用车：][  J/mm2，对于最大总质量小于 的商用车： ][  J/mm2，对于最大总质量大于 商用车： ][  J/mm2： W— 汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑 8 磨功（ J），可根据公 式 计算  22022218 00 grae ii rmnW  （ ） 式中 : am — 汽车总质量 (Kg)； r — 轮胎滚动半径（ m）； g i — 汽车起步时所用变速器挡位的传动比； 0i — 主减速器传动比； en — 发动机转 速 r/min，计算时乘用车取20xx r/min，商 用车 取 1500 r/min。 其中 ： i gi mrr  Kgma 20xx 代入式得 JW 27412 ， ][   ，合格。 离合器后备系数β的确定 后备系数 β 是离合器的重要参数，反 映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择 β 时，应从以下几个方面考虑： a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩； b. 防止离合器本身滑磨程度过大； c. 要求能够防止传动系过载。 通常轿车和轻型货车 β= ～。 本设计的是 2 吨小型轿车离合器，参看有关 资 料“离合器后备系数的取 值范围”（见下表 ），并根据最大总质量不超过 6 吨的载货汽车  =～ ， 结合设计实际情况，故选择 β=1. 3。 则有 β 可 由 表 查得 β ＝。 表 离合器后备系数的取值范围 车 型 后备系数 β 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 ～ 最大总质量为 6～ 14t 的商用车 ～ 挂车 ～ 单位压力 P 的确定 摩擦面上的单位压力 P 的值和离合器本身的工作条件 ， 摩擦片的直径大小 ， 后备系数 ， 摩擦片材料及质量等有关。 离合器使用频繁 ,工作条件比较恶劣 (如城市用的公共汽车和矿用载重车 ),单位压力 P 较小为好。 当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力 P。 因为在其它条件不变的情 况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为 9 了避免这些不利因素，单位压力 P 应随摩擦片外径的增加而降低 [5]。 前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸； 外径 D=280mm 内径 d=165mm 厚度 h= 内径与外径比值  3  由公式  12)1(D 33  CfZP maxeT （ ） 得 P= 表 摩擦。