车辆工程毕业设计论文-东风eq1135f19d中型货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-东风eq1135f19d中型货车膜片弹簧离合器设计(编辑修改稿)内容摘要：

，形状为碟形，开有径向切槽，切槽内端连通，外端为圆孔。 两个切槽之间钢板形成一个弹性杠杆，即是压紧弹簧又是分离杠杆。 压紧装置：压紧装置由压盘、离合器盖、膜片弹簧、支承圈、定位铆钉、分离钩、传动片组成。 接合状态：弹簧将压盘、飞轮及从动盘互相压紧，发动机的转矩经飞轮及压盘通过摩擦面的摩擦力矩传至从动盘。 分离过程：踩下踏板，套在从动盘毂滑槽中的拨叉，便推动从动盘克服压紧弹簧的压 力右移而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力传动。 接合过程：缓慢地抬起离合器踏板，使从动盘在压紧弹簧压力作用下左移与飞轮恢复接触，二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩逐渐增加，离合器从完全打滑、部分打滑，直至完全接合。 膜片弹簧离合器工作原理 由图 可知，离合器盖 1 与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧 3被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘 5 的压紧力，使得压盘与从动盘 6摩擦片之间产生摩擦力。 当离合器盖总成随飞轮转动时 (构成离合器主动部分 )，就通过摩擦片上的 摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力要分离离合器时，将离合器踏板 8 踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成 7前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。 膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： （ 1） 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性； （ 2） 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸 7 小，零件数目少，质量小； （ 3） 高速旋 转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定； （ 4） 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； （ 5） 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （ 6） 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好 [12]。 （ a）接合位置 （ b）分离位置 1离合器盖 2铆钉 3膜片弹簧 4支撑环 5压盘 6摩擦片 7分离轴承总成 8离合器踏板 9输出轴 图 膜片弹簧离合器的工作原理图 膜片弹簧离合器设计基本要求 膜片弹簧设计的基本要求如下： （ 1） 能可靠地传递发动机的最大转矩； （ 2） 接合过程要平衡、柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击； （ 3） 分离时要迅速、彻底； （ 4） 离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换挡； （ 5） 高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡并免受离心力的影响； （ 6） 应使汽车传动系避免共振，具有吸收共振、冲击和减小噪声的能力； （ 7） 操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长 [22]。 本章小结 本章主要介绍了膜片弹簧离合器的结构 运动方式 及其组成和工作原理，通过 8 对膜片弹簧离合器的类型 对比 ，确定本设计 的 离合器 为拉式膜片弹簧离合器。 还介绍了膜片弹簧离合器的优点及其设计的基本要求。 9 第 3 章 膜片弹簧离合器 零部件 的 结构 设计 摩擦片基本结构尺寸参数的选择 为了可靠地利用离合器中的摩擦传递发动机转矩 ,离合器静摩擦力矩 (实为力偶矩 )T应大于发动机转矩 T,其数学表达式为 : = （ ） 式中 ： β 离合器的后备系数 ,必须大于 1。 根据摩擦定律 , 静摩擦力矩可写为 : =ƒ ZRc （ ） 式中 ： 压盘加于摩擦片的工作压力 ， N。 Z摩擦面数目。 ƒ 摩擦系数 ,计算时一般取。 Rc摩擦片平均半径 ， mm。 假定摩擦片上的压力均匀分布 ,则 : = （ ） 式中 ： D摩擦片外径 ， mm。 d摩擦片内径 ， mm。 当 d/D 时 , Rc可相当准确地由下式计算 : Rc= （ ） 压盘工作压力 为摩擦面单位压力 与一个摩擦面的面积 A之积 = = 将上式与式 代入式 可得 : 10 Tc= Temax= D3(1C3) （ ） 式中 : C摩擦片内、外半径之比， Ｃ＝ d/Ｄ。 当发动机最大转矩 Temax已知，离合器结构型式和摩擦片材料已定， Ｚ 和 f 便已定，根据式 、单位压力和摩擦片尺寸应满足的关系式，例如， 选好 和 ，则摩擦片尺寸即可确定。 后备系数 是离合器的重要参数，它能反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度．在选择 时，应从以下考虑出发，摩擦片在使用中磨损后，离合器还能确保传递发动机的最大转矩；要能防止离合器 自 身滑磨过大；要防止传动系过载。 为了可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大 , 不可过小；为使离合器尺寸不致过大，防止传动系严重过载，保证操纵轻便， 又 不可过大。 当发动机后备功率较大，当使用条件较好，离合器压紧弹簧压力在使用过程中可以调整或变化不大时， 应选小些。 使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器滑磨， 应选大些为宜．通常 值，对于中型货车为 ～。 单位压力 的选择应考虑离合器的工作条件、发动机后备系数的大小、摩擦片外径、摩擦片材料以及质量等因素．若离合器使用频繁，发动机后备功率较小，则 应取小些，反之 则 可取大些．当摩擦外径较大时，为降低摩擦片外援的热负荷， 应降低．当采用摩擦材料时， 在 (N/mm2)范围内选取。 摩擦片尺寸主要外径 Ｄ 和内径 d． Ｄ 可根据已知参数按式 3－ 5 估算． 摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准ＪＢ 145774。 所选的 D 应使 最大圆周速度不超过6570m/s。 内、外径之比 C 在 之间。 根据设计要求，查资料可知 Temax=165N m（ 35000r/min ）； Pemax=100kw（ 10000r/min）。 查资料选取 ƒ=， Z=2， P0= MPa， C=， =2 由公式 11 D = = 取 D= 250mm 则 d=155mm 从动盘总成设计 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。 扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于 ，从动盘本体采用 45 号钢冲压加工得到，为防止其弯曲 变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。 设计从动盘时应该注意满足以下几个方面的要求： （ 1） 为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； （ 2） 为了保 证汽车平稳起步摩擦面上的压力分布均匀，从动盘应具有轴向弹性； （ 3） 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘应装有扭转减震器； （ 4） 要有足够的抗爆裂力 [17]。 从动片设计 设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应该使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。 这是因为在汽车行驶中进行换挡时，首先要 切断动力分离离合器，而在变速器挂挡的过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定要发生变化，或者是增速，或者是减速。 离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。 惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得比较薄，通常用 ～ 厚的钢板冲压而成。 从动片的材料与其结构型式有关，本设计选用整体式从动片，整体式即不带波形弹簧片的从动片，用高碳钢 (50 或 85 号钢 )或 65Mn 钢板，热处理 硬度 38～ 48HRC，厚度选取为。 从动盘毂设计 从动盘毅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，以便从动盘毅能作轴向移动。 花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按 GB114474 选取 (见表 )。 从动盘 毂 花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的 (～ )倍 (上限用于工作条件恶劣的离合器 )，以保证从动盘毅沿 12 轴向移动时不产生偏斜。 从动盘毅通常由 40Cr、 45 号钢、 35 号钢锻造，并经调质处理，表面和心部硬度在 28～ 32HRC，本设计选 45 号钢。 表 GB114474 从 动 盘外 径D/mm 发 动 机 转矩 maxeT /Nm 花 键 齿 数 n 花 键 外 径 D/mm 花 键 内 径 d/mm 键 齿宽 b/mm 有 效 齿 长 l/mm 挤 压 应 力  /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 200 110 10 29 23 4 25 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 280 280 10 35 32 4 40 300 310 10 40 32 5 40 325 380 10 40 32 5 45 350 480 10 40 32 5 50 380 600 10 40 32 5 55 410 720 10 45 36 5 60 由于 本次设计从动盘外径为 D=250mm 由表 选取得： 花键齿数 n=10； 花键外径 39。 D =35mm； 花键内径 39。 d =28mm； 键齿宽 b=4mm； 有效齿长 l =35mm； 挤压应力 挤压 =。 花键尺寸选定后应进行强度校核。 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算， 挤压应力的计算公式： nhlP挤压 （ MPa） （ ） 式中： P— 花键的齿侧面压力， N。 它由下式确定： 13 ZdD TP e )( 4 m ax （ ） 式中： D ， d — 分别为花键外径及内径， mm； Z — 从动盘毂的数目； maxeT — 发动机最大转矩， Nm； n — 花键齿数； h — 花键齿工作高度， m； h=( 39。 D 39。 d )/2； l — 花键有效长度， m。 代入 公式（ ） 得： NP 33 1)2835( 1 9 04  代入公式（ ）得： M P aM P a 63   挤压 经校核所选尺寸符合强度要求。 压盘设计 对压盘结构设 计的要求： （ 1） 压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。 中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。 （ 2） 压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15～ 25mm。 （ 3） 与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 15～ 20gcm。 （ 4） 压盘高度（从承压点到摩擦面得距离）公差要小 [18]。 压盘参数的选择和校核 压盘的材料选用 HT2040铸造制成。 它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。 压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。 压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于。 压盘壳用 14 M8 12mm 螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。 压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。 为了使每次接合的温升不致过高，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 (载货汽车的离合器压盘， 其厚度一般不小于 15mm)。 本设计初选压盘厚为 24mm。 压盘的外径略大于摩擦片外径 D，取压盘外径为 272mm，内径略小于摩擦片内径 d，取压盘内径为 150mm。 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。