车辆工程毕业设计论文-zz1141h5315w型重型载货汽车离合器的设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-zz1141h5315w型重型载货汽车离合器的设计(编辑修改稿)内容摘要：

体结构应能满足主、从动部分分离彻底，接合柔和，从动部分的转动惯量要尽可能小，散热良好，操纵轻便，良好的动平衡等基本性能要求 4。 离合器的类型 根据所用压紧弹簧布置位置的不同，可分为周布弹簧离合器、中央弹簧离合器和周布斜置弹簧离合器；根据所用压紧弹簧形式的不同，可分为圆柱螺旋弹簧离合器、圆锥螺旋弹簧 离合器和膜片弹簧离合器。 周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆拄弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆周上，其特点是结构简单，制造容易，过去广泛的应用在各类汽车上。 此结构的弹簧压力直接作用在压盘上，为了保证摩擦片上的压紧力均匀，压紧弹簧得数目要随摩擦片上的直径增大而增多，而且应该是分离杠杆的倍数。 因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热回火失效。 当发动机最大转速很该套时周置弹簧由于受离心力作用而受力向外弯曲，使弹簧有压紧力显著下降，离合器传递转矩的能力也随之下降，此外，弹簧靠在定位座上，造成接触部位严重 磨损，甚至回出现弹簧短裂的现象。 中央弹簧离合器 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱弹簧或用一个圆锥弹簧作为压力弹簧，并且布置在离合器的中心。 由于可以选用大的杠杆比，因此可以得到足够的压力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧回火失效；通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧弹簧的调整。 这种结构复杂，轴向尺寸较大，多用与发动机最大转矩大与 400~500Nm的商用车上，以减轻其操纵力。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 斜置弹簧离合器 斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。 这种结构的 显著优点是在磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。 与上述两种离合器相比，它具有工作稳定，踏板力较小的优点。 此结构在最大总质量大于14t 的商用车上已有采用。 膜片弹簧离合器 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有碟形结构的碟形弹簧，主要有碟形弹簧部分和分离指部分组成。 膜片弹簧两侧有钢丝支撑圈，借 6 个膜片弹簧固定钉将起安装在离合器盖上。 再离合器盖没有固定到飞轮上时，膜片弹簧不受力，处于自由状态。 此时离合器盖与飞轮安装面之间有一距离。 当将离合器盖用连接螺钉固定到飞轮上时，由于离合器盖靠近飞轮，后钢丝支撑圈 则压向膜片弹簧使之发生弹性变形，膜片弹簧的圆锥角变小，几乎接近于压平状态。 同时，在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力，使离合器处于接合状态。 当分离离合器时，分离轴承作移，膜片弹簧被压在前钢丝支撑圈上，其径向截面以支撑圈为支点右移，膜片弹簧变成反锥形状，使膜片弹簧大端右移，并通过分离弹簧钩拉动压盘使离合器分离。 摩擦离合器因其结构简单、性能可靠、维修方便，目前为绝大部分汽车所采用。 本设计设计的就是膜片弹簧离合器 4。 重型载货汽车原始参数 本设计设计的车型为中国重汽 ZZ1141H5315W 型重型载货汽车，其主要参数如下： 总质量 (kg)： 14490 最高车速 (km/h)： 95 外形尺寸（长宽高 ） (mm):875024702880 额定功率 /转速（ kw/r/min）： 155/2300 最大扭矩 /转速 (N/m/r/min)： 750/1400~1500 Nemax（ r/min）： 1400 离合器：单片、干式、膜片弹簧  395mm 从动盘的选择 单片离合器因为结构 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结合平顺，因此该设计选择单片离合器。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 膜片弹簧离合器的结构形式选择 膜片弹簧离合器有推式和拉式两种结构形式。 本设计选择拉式膜片弹簧离合器（式膜片弹簧的支撑形式有两种：无支撑环式和单支撑环式。 本设计选择单支撑环形式）。 这是因为与推式相比有以下优点： （ 1） 结构更简化，拉式膜片弹簧离合器由于取消了中间各支撑零件，并只用一个（或不用）支撑环，因此结构更简单、紧凑、零件数更少、重量更轻。 （ 2） 转矩容量更大，由于拉式离 合器的膜片弹簧式以中部而不是大端与压盘相压，因此在同样压盘尺寸可采用直径较大的膜片弹簧，从而提高了压紧力与转矩容量，而并不增大分离操纵力。 (3)分离效率更高必须提高分离效率，在保证一定压盘升程时，应减少分离轴承的分离行程即分离空行程，由于拉式离合器的分离指必须嵌装在专门的分离轴承总成中，分离轴承与分离指之间没有自由行程，从而可以提高分离效率。 （ 4）踏板操纵更为轻便。 由于拉式离合器膜片的杠杆比大于推式的杠杆比。 又由于拉式离合器没有中间支撑，这样减少了许多摩擦副和摩擦损失，传动效率较高，因此拉式离合器的踏板力相对推式膜片离合器要降低不少。 （ 5） 使用寿命更长。 由于拉式离合器盖中央床空加大了，散热通风条件好。 压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有凸块 窗孔式、三种传力销式、键块式和弹性传动片式的多种。 前三种的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。 弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。 但反向承载能力差，汽车反拖时易折断从动片，故对材料 要求较高，一般采用高碳钢。 经比较我选择传动片驱动方式。 本章 小结 本章介绍了离合器的工作原理、功用、分类以及膜片弹簧与其它类型的离合器对比所体现的优点， 还介绍了膜片弹簧的结构特点，对 离合器的 从动盘数及干、湿式做了选择，确定了 压紧弹簧的结构形式及布置、膜片弹簧的支撑形式 和压盘的驱动形式。 介绍了各自的优缺点。 从而确定了离合器的基本结构类型。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 第 3 章 膜片弹簧的设计 膜片弹簧主要参数的选择 H/h 的选择 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 通常为~，膜片弹簧板厚为 2~4mm，本设计 H/h=2， h=4。 则 H=8。 、 r 的选择 研究表明， R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹簧特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。 根据结构布置和紧压力的要求 R/r 一般为 ~，本设计去 R/r=，摩擦片的平均半径 mmdDRc 5 24  ， r﹥ Rc，取 r=153mm，则R=，取整 R=192mm，则 R/r=  的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角  与内锥高度 H 联系密切，一般在 9176。 ~15176。 范围内，  )(ar ct an rR H ，在 9176。 ~15176。 之间。 δ δ2及半径 re 的确定， δ1=~， δ2=9~10mm， re 的取值应满足 r~re≥δ2的要求。 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定 r1 应略大于且尽量接近 r， 1R 应略小于 R 且尽量接近 R，本设计取 1R =190mm，1r =159mm。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 膜片弹簧工作点位置的选择： 图 膜片弹簧工作点位置 该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 λ1H= 2 11 NM   ,膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处。 一般 λ1B=（ ~） λ1H，取 λ1B=λ1H=。 以保证摩擦片在最大磨损限度 △λ 范围内的压紧力从 F1B到 F1A变化不大。 当 分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C。 为最大极限减少踏板力， C 点应尽量靠近 N 点。 n 的选择 分离指数目 n 常取为 18， 大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸弹簧可取 12，本设计取 18。 4 约束条件 （ 1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H/h 与初始锥角 ɑ=H/(Rr)应在范围内，即 ≤H/h=2≤ 9176。 ≤ɑ≈H/(Rr)=176。 ≤15176。 () （ 2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 ≤R/r=≤ 70≤2R/h=96≤100 ≤R/0r ≤ () （ 3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点 半径 1r 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 拉式： 4 )( dD =158mm≤1r =159mm≤D/2= () （ 4）根据弹簧布置要求， R1 与 R、 r1 与 r 之差在一定范围内，即 1≤RR1=2≤7 0≤r1r=6≤6 0≤rfr0≤4 () （ 5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内取，即 拉式： ≤R1rf/R1r1≤ () 由 （ 322）（ 324）（ 325） 得 fr =53mm， 0r =50mm 膜片弹簧的载荷与变形关系 ，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中，膜片弹簧伸出许多有由径向槽隔开的挂状部分 分离指。 膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同。 因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。 通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷。 假象集中在支承点处，用 F1 表示，加载点的相对变形为则压紧力 F1 与 1 之间的关系式为：      2111111211211 2)()( )/l n ()1(6 hrR rRHrR rRHrR rRuEhF  () 式中： E—— 弹性惯量，对于钢 E= 510 MPa U—— 泊松比，对于钢 u= H—— 膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 H—— 弹簧钢板厚度 R—— 弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 R—— 弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 1R —— 压盘加载点半径 1r —— 支承环加载点半径 将 R=192mm,r=153mm， 1R =190mm， 1r =159mm， H=8,h=4 代入上式得： 1F =9300 1 21 + ，膜片弹簧的加载点将发生变化。 设分离轴承对分离指端所加载荷为 2F ，相应作用点变形为 2 ， 另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系 5 ： 2 =  1111 rR rr f  () 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 2F =  frrFrR 1111 () 膜片弹簧强度计算 假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O 转动，断面在 O 点沿圆周方向的切向应力为零，故该店的切向力为零， O 点以外得点均存在外向应力和切向应力。 现选定坐标与子午断面，使坐标原点 位于中性点 O，令 X 轴平行于子午断面的下边，则断面上任意点的切向力为： xe yxuE     21 2 () 当  一定时。