离合器设计说明书最终.doc

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青岛理工大学
离合器课程设计说明书

设计题目: 宇通城市客车离合器设计

学院班级: 汽车与交通学院车辆123班

小组组长: 岳川元( 24257)

小组成员: 王小铭( 24233)苏卫( 24204)

张明杰( 24252)李登民( 24244)

指导老师: 林荣会

时 间: 11月10日
目 录
一．离合器设计方案选择 2
( 一) 离合器设计基本要求 2
( 二) 离合器设计主要参数 2
( 三) 离合器结构方案选择 2
( 四) 离合器结构概述 3
( 五) 膜片弹簧离合器的工作原理 5
( 六) 膜片弹簧离合器的优点 5
二．离合器摩擦片参数选择 5
( 一) 后备系数β 5
( 二) 初选摩擦片外径D、 内径d、 厚度b 6
( 三) 离合器传递的最大静摩擦力矩TC 7
( 四) 离合器单位压力P0 7
三．离合器基本参数的校核 9
( 一) 摩擦片外径D 9
( 二) 摩擦片内外径比c 9
( 三) 后备系数值β 9
( 四) 摩擦片内径d 9
( 五) 单位摩擦面积传递的转矩Tco 10
( 六) 单位压力Po 10
( 七) 单位摩擦面积滑磨功W 10
( 八) 摩擦片相关参数整理 11
四．膜片弹簧的设计 11
( 一) 内截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择 12
( 二) 自由状态下碟簧部分大端R、 小端r的选择和R/r比值 12
( 三) 膜片弹簧起始圆锥底角的选择 12
( 四) 分离指数目n的选取 12
( 五) 切槽宽度δ1、 δ2及半径 12
( 六) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 12
( 七) 膜片弹簧材料的选择 12
( 八) 膜片弹簧相关参数整理 13
五．扭转减振器的设计 13
( 一) 扭转减振器的作用 13
( 二) 扭转减振器的选择 14
( 三) 扭转减振器参数的确定 15
( 四) 减振弹簧的计算 17
( 五) 扭转减振器参数整理 19
六．离合器操纵机构设计 20
( 一) 操纵机构设计要求 20
( 二) 操纵机构的选择 20
( 三) 液压式操纵机构的设计和计算 21
七．从动盘总成设计 22
( 一) 从动盘总成设计要求 22
( 二) 从动片的选择 22
( 三) 从动盘毂的设计 23
( 四) 波形片和减震弹簧的选择 24
八．离合器盖总成设计 24
( 一) 离合器盖设计要求 24
( 二) 压盘设计要求 25
( 三) 压盘结构示意图 25
( 四) 传动片设计 26
( 五) 分离杠杆装置 26
( 六) 支承环 27
九．分离轴承总成设计及总装 27
( 一) 分离轴承总成设计 27
( 二) 设计总装配 28
十．设计心得 31
十一．参考文献 32
附录 32

绪 论
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发动机与传动系的平顺接合, 确保汽车平稳起步; 在换挡时将发动机与传动系分离, 减少变速器中换档齿轮间的冲击; 在工作中受到较大的动载荷时, 能限制传动系所承受的最大转矩, 以防止传动系各零部件因过载而损坏; 有效地降低传动系中的振动和噪音。
离合器设计目的是经过选型能了解不同型式离合器之间的差异及优缺点, 根据给定车型要求选择合适结构形式的离合器, 熟悉离合器设计的一般过程, 对离合器选材、 设计和制造工艺有一定了解。在离合器设计过程中学会如何查找文献资料、 相关书籍, 培养我们动手设计项目、 自学的能力, 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、 具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的汽车离合器, 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; 这也使我们充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤, 以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作, 为即将进入社会提供了一个良好的学习机会。

一．离合器设计方案选择
( 一) 离合器设计基本要求
为了保证离合器具有良好的工作性能, 设计离合器应该满足如下基本要求:
( 1) 在任何行驶条件下, 既能可靠地传递发动机的最大转矩, 并有适当的转矩储备, 又能防止过载;
( 2) 接合时要完全、 平顺、 柔和, 保证起初起步时没有抖动和冲击;
( 3) 分离时要迅速、 彻底;
( 4) 从动部分转动惯量要小, 以减轻换档时变速器齿轮间的冲击, 便于换档和减小同步器的磨损;
( 5) 有足够的吸热能力和通风效果, 以保证工作温度不致过高, 延长寿命;
( 6) 应具有避免和衰减传动系的扭转振动, 缓和冲击和降低噪声的能力;
( 7) 操纵方便、 准确, 以减少驾驶员的疲劳;
( 8) 具有足够的强度和良好的动平衡, 以保证其工作可靠、 使用寿命长;
( 9) 结构简单紧凑, 质量小, 制造工艺性好, 拆装维修、 调整方便等;
( 10) 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小, 以保证有稳定的工作性能。
( 二) 离合器设计主要参数
设计车型: 宇通ZK6126型城市客车
整车质量: 11700 kg
最大总质量: 16500 kg
最大扭矩: 890 N·m
最大扭矩转速: 1200—1700 rpm
最大功率转速: 2200 r/min
( 三) 离合器结构方案选择
离合器结构方案很多, 本设计采用盘形摩擦式离合器, 主要结构选择如下:
( 1) 从动盘数: 单片
特点: 结构简单, 调整方便, 分离彻底, 散热性好, 适合转矩小于1000N.m的场合。
( 2) 压紧弹簧形式: 膜片弹簧
特点: 轴向尺寸小而径向尺寸大; 无需分离杠杆, 结构简单、 零件少、 质量轻且操纵轻便; 压力分布均匀, 磨损与离心对压紧力影响小, 性能稳定, 易于实现良好的通风散热。广泛应用于转矩为80- N.m的各种汽车上。
( 3) 分离时离合器受力形式: 拉式
特点: 拉式可产生更大的压紧力或减小压盘尺寸; 拉式杠杆比大, 操纵更轻便; 拉式结构更为简单、 紧凑, 质量更轻; 支承环磨损后不会产生冲击和噪音, 使用寿命长; 分离轴承结构复杂, 安装拆卸不方便。
( 4) 压盘驱动形式: 传力片式
特点: 传动片式是近年来广泛采用的结构, 沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓形式联接, 传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时, 钢带受拉; 当反拖发动机时, 钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好, 使用平衡性好, 使用可靠, 寿命长。但反向承载能力差, 汽车反拖时易折断传动片, 故对材料要求较高, 一般采用高碳钢。
( 5) 扭转减振器: 存在扭转减振器
作用: 为了避免共振, 缓和传动系所受到的冲击载荷。带扭转减振器的离合器广泛用于各种轿车和轻、 中、 重型货车上。
( 6) 离合器操纵机构: 液压式操纵机构
特点: 主要由吊挂式离合器踏板、 主缸、 工作缸、 管路系统和回位弹簧等部分组成, 具有传动效率高、 质量小、 布置方便、 便于采用吊挂踏板、 驾驶室容易密封、 发动机的振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作、 离合器接合较柔和等优点, 广泛应用于各种形式的汽车中。
( 四) 离合器结构概述
离合器主要包括主动部分、 从动部分、 压紧机构和操纵机构四部分。主动部分包括飞轮、 离合器盖、 压盘; 从动部分有从动盘; 压紧机构是压紧弹簧; 操纵机构包括分离叉、 分离轴承、 离合器踏板和传动部件。主、 从动部件和压紧机构是保证离合器处于结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。
膜片弹簧离合总成由离合器盖、 膜片弹簧、 压盘、 从动盘和分离轴承总成等部分组成。
( 1) 离合器盖
离合器盖一般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构, 经过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件, 压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。
( 2) 膜片弹簧
膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件, 在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽, 在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔, 能够穿过支承铆钉, 这部分称之为分离指; 从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子, 其截面为截圆锥形, 称之为碟簧部分。
( 3) 压盘
压盘的结构一般是环形盘状铸件, 离合器经过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台, 最外缘均布有三个或四个传力凸耳。
( 4) 从动盘
离合器接合时, 飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动, 并经过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动; 在离合器分离时, 压盘相对于离合器盖作自由轴向移动, 使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接, 一般采用周向布置。在离合器接合时, 离合器盖经过它来驱动压盘共同旋转; 在离合器分离时, 可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
( 5) 分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、 分离套筒等组成。分离轴承在工作时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。当前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承, 采用全密封结构和高温铿基润滑脂, 其端面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。
( 五) 膜片弹簧离合器的工作原理
离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起, 当膜片弹簧被加预紧力压紧, 离合器处于接合位置时, 由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力, 使得压盘与从动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) , 就经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, 将离合器踏板踏下, 经过操纵机构, 使分离轴承总成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。
( 六) 膜片弹簧离合器的优点
膜片弹簧离合器相比于其它形式的离合器, 有一系列的优点:
( 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, 磨损均匀且摩擦损失少, 传递效率高, 操纵轻便;
( 5) 在接合或分离状态下, 离合器盖变形量小, 刚度大, 分离效率更高;
( 6) 易于实现良好的通风散热, 使用寿命长;
( 7) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合, 平衡性好。
二．离合器摩擦片参数选择
( 一) 后备系数β
合适的后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩, 同时它有助于减少汽车起步时的滑磨, 提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大, 减少传递系的过载, 使操纵轻便等, 后备系数又不宜过大。当发动机后备功率较大、 使用条件较好时, β可选取小些; 当使用条件恶劣, 为提高起步能力、 减少离合器滑磨, β应选取大些; 货车总质量越大, β也应选得越大, 双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车离合器β的取值范围见表2-3。
表1 离合器后备系数β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
1.20～1.75
最大总质量为6～14t的商用车
1.50～2.25
挂车
1.80～4.00
考虑到城市公交客车起步换挡比较频繁, 汽车总质量较大, 又采用的是柴油机, 单片离合器, 综合以上因素, 选取β为1.7。
( 二) 初选摩擦片外径D、 内径d、 厚度b
摩擦片外径是离合器基本尺寸, 它关系到离合器的结构、 重量和寿命, 它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。
D==417
式中, 为发动机最大转矩, 取; 为直径系数, 取14, 查询离合器摩擦片尺寸系列参数表:
表2 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D/mm
内径d/mm
厚度b/mm
c=d/D
1- c3
单面面积F/mm2
160
110
3.2
0.687
0.676
106
180
125
3.5
0.694
0.667
132
200
140
3.5
0.700
0.657
160
225
150
3.5
0.667
0.703
221
250
155
3.5
0.62
0.762
302
280
165
3.5
0.589
0.796
402
300
175
3.5
0.583
0.802
466
325
190
3.5
0.585
0.800
546
350
195
4.0
0.557
0.827
678
380
205
4.0
0.54
0.843
729
405
220
4.0
0.543
0.840
908
430
230
4.0
0.535
0.847
1037
根据表中摩擦片标准系列尺寸, 本文取:
离合器摩擦片外径: D=430mm
离合器摩擦片内径: d=230mm
离合器摩擦片厚度: b= 4 mm
单面的摩擦片面积: F=1037mm2
( 三) 离合器传递的最大静摩擦力矩TC
摩擦离合器是靠存在于主、 从动部分摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器静摩擦力矩Tc为:

式中: f——摩擦面间的静摩擦系数, 一般取0.25~0.3;
Z——摩擦面数, 单片离合器Z=2, 双片离合器Z=4;
Po——单位摩擦面上所承受的压力;
D——摩擦片外径;
c ——摩擦片内、 外径之比, c=d/D( 一般在0.53~0.7) 。
为保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩, 设计时Tc应大于发动机的最大转矩, 常按照经验公式计算, 即:
Tc=βTemax
因此, 代入数据可解得:
Tc=βTemax=1.7x890=1513N·m
式中: β——离合器后备系数( 必须>1) 。
β越大, 离合器滑磨时间就越短, 越能可靠传递发动机最大转矩, 但容易导致离合器尺寸偏大, 并引起冲击过载和操纵费力。其选择的总原则是: 汽车越重, 使用条件越差, β也应选大些。
( 四) 离合器单位压力P0
摩擦片的工作条件比较恶劣, 为了保证它能长期稳定的工作, 根据汽车的使用条件, 摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求:
( 1) 应具有较稳定的摩擦系数, 温度、 单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小;
( 2) 要有足够的耐磨性, 特别在高温时应耐磨;
( 3) 要有足够的机械强度, 特别在高温时的机械强度应较高;
( 4) 热稳定性要好, 要求在高温时分离出的粘合剂较少, 无味, 不易烧焦;
( 5) 磨合性能要好, 不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面;
( 6) 油水对摩擦性能的影响应较小;
( 7) 结合时应平顺而无”咬住”和”抖动”现象。
由以上的要求,当前车用离合器上广泛采用粉末冶金摩擦材料摩擦片, 由基体金属( 铜、 铁或其它合金) 、 润滑组元( 铅、 石墨、 二硫化钼等) 、 摩擦组元( 二氧化硅、 石棉等) 3部分组成。其摩擦系数高, 能很快吸收动能, 制动、 传动速度快、 磨损小; 强度高, 耐高温, 导热性好; 抗咬合性好, 耐腐蚀, 受油脂、 潮湿影响小。粉末冶金摩擦材料(铜基)是以铜粉为主要成分再添加摩擦和防止粘结的非金属粉末制成的摩擦材料。
Po对离合器工作性能和使用寿命影响很大,应根据使用条件、 摩擦片尺寸、 材料、 汽车重量等因素来选取。摩擦面上的单位压力Po的值也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, 工作条件比较恶劣单位压力Po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Po, 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变大, 滑磨时发热严重, 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, 为了避免这些不利因素, 单位压力Po应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、 发动机后备功率的大小、 摩擦片尺寸、 材料及其质量和后备系数等因素。其中, 单位压力Po的选取标准见下表:
表3 单位压力Po的选取
摩擦材料
单位压力P0/MPa
石棉基材料
模压
0.15-0.25
编织
0.25-0.35
粉末冶金材料
钢基或铁基
0.35-0.5
金属陶瓷材料
0.7-1.50
注: 对于石棉基材料的, 一般轿车取0.18-0.28MPa, 货车为0.14-0..23MPa, 城市公交取0.1-0.13MPa, 其中小值对应于使用频繁和载重大的汽车。
由《汽车设计》课本指导书知, 对于城市公交车, 考虑到中间的散热困难, 离合器的单位压力初选Po为0.1 MPa。摩擦片材料选择粉末冶金摩擦材料( 铜基) , Po为单位压力, 为0.1 MPa, 而f为摩擦因数, 取值0.3。
三．离合器基本参数的校核
( 一) 摩擦片外径D
摩擦片外径D的选取应使最大圆周速度不超过65—70,即:

式中: ——摩擦片最大圆周速度;
——发动机最高转速取2200;
——摩擦片外径径取430;
代入数据计算并验证知, 摩擦片外径D的选择符合条件。
( 二) 摩擦片内外径比c
根据资料查询, 摩擦片的内外径比c应在0.53-0.70范围内最合适, 前文已选用c为0.53, 故符合条件。
( 三) 后备系数值β
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, 不同车型的后备系数值β应在一定范围内, 最大范围为1.2-4.0, 前文已选用β值为1.7, 故符合条件。
( 四) 摩擦片内径d
为了保证扭转减振器的安装, 摩擦片内径d必须大于减振器器弹簧位置直径约50mm, 前面已选用d值为230mm, 故符合条件。
( 五) 单位摩擦面积传递的转矩Tco
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该小于其许用值, 即:
=
式中, 为离合器传递的最大静摩擦力矩1394; 为其允许值; 当摩擦片外径D>325mm时, ·/, 因此符合要求。
( 六) 单位压力Po
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Po根据所用的摩擦材料在一定范围内选取, 选取单位压力Po的最大范围为0.1～1.5Mpa, 前面已确定Po值为0.1MPa, 故符合条件。
( 七) 单位摩擦面积滑磨功W
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:

式中: w——为单位摩擦面积滑磨功( J/mm2) ;
[w]——为其许用值( J/mm2) , ( 对于乘用车: [w]=0.40) ;
W——汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功( J) 。
其中W可根据以下公式计算:
73479J
式中: ——为汽车总质量( kg) ;
——为轮胎滚动半径( m) ;
——为为汽车起步时所用变速器档位的传动比取6.11;
——为主减速器传动比取5.74;
——为发动机转速( r/min) , 计算时乘用车取 r/min, 商用车取1500r/min。
由以上校核式得知, 单位摩擦面积滑磨功小于其许用值, 符合要求。
( 八) 摩擦片相关参数整理
经计算和校核, 摩擦片的相关参数如下表:
表4 摩擦片相关参数整理
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b
单位压力Po
430mm
230mm
1.7
4mm
0.1MPa

综合设计后其结构如下图1所示:

图1 摩擦片结构简图
四．膜片弹簧的设计
( 一) 内截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择
为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便, 汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.5～2.0, 板厚h为2～4
故初选h=3,H/h=2则H=2h=6。
( 二) 自由状态下碟簧部分大端R、 小端r的选择和R/r比值
当d/D小于或者等于0.6时, 摩擦片平均半径:
Rc=
对于拉式膜片弹簧的R值, 应满足关系RRc=165mm。故取R=170,再结合实际情况取R/r=1.25,则r=136mm。
( 三) 膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arctanH/(R-r)=arctan6/(170-136)=10°, 满足9°～15°的范围。
( 四) 分离指数目n的选取
分离指数目n常采取18, 大尺寸膜片弹簧可取24, 小尺寸膜片弹簧可取12。本文针对宇通城市公交客车, 故取为n=18。
( 五) 切槽宽度δ1、 δ2及半径
取δ1＝3.3mm, δ2=10mm, 满足r->=δ2,则<=r-δ2=136-10=126mm
故取＝126mm。
( 六) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
选择R1＝168mm, r1＝138mm。( R1应略小于R并尽量接近R, r1应略大于r且尽量接近r) 。
( 七) 膜片弹簧材料的选择
制造膜片弹簧用的材料, 应具有高的弹性极限和屈服极限, 高的静力强度及疲劳强度, 高的冲击强度, 同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求, 国内常见的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。
( 八) 膜片弹簧相关参数整理
经过计算和校核, 膜片弹簧的相关参数整理如下表所示:
表5 膜片弹簧相关参数
内截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角
6mm
3mm
18
10

综合设计后其结构如下图2所示:

图2 膜片弹簧结构简图
五．扭转减振器的设计
( 一) 扭转减振器的作用
扭转减振器主要由弹性元件( 减振弹簧或橡胶) 和阻尼元件( 阻尼片) 等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系统的首端扭转刚度, 从而降低传动系扭转系统的某阶( 一般为三阶) 的固有频率, 改变系统的固有振型, 使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振, 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此, 扭转减振器具有如下功能:
( 1) 降低发动机曲轴与传动系接合部分扭转刚度, 调谐传动系扭振固有频率;
( 2) 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;
( 3) 控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振, 消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声;
( 4) 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷, 改进离合器的接合平顺性。
带扭转减振器的从动盘结构简图如下图3所示弹簧摩擦式:

图3 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
( 二) 扭转减振器的选择
扭转减振器具有线性和非线性两种特性, 当发动机为柴油机时, 由于怠速时发动机旋转不均匀度较大, 常引起变速器常啮合齿轮间的敲击, 从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。为消除该噪声, 在柴油机汽车中, 当前广泛采用具有怠速级的两级非线性扭转减振器。

图4 单级线性扭转减振器的扭转特性
( 三) 扭转减振器参数的确定
减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩Tμ是两个主要参数, 决定了减震器的减震效果。其设计参数还包括极限转矩Tj、 预紧转矩Tn和极限转角φt等。
( 1) 极限转矩Tj
极限转矩是指减震器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大扭矩, 即限位销起作用时的转矩。它受限于减震弹簧的许用应力等因素, 与发动机最大转矩有关, 一般可取:

图5 减震器尺寸简图
Tj=(1.5～2.0)
对于商用车, 系数取1.5。则有:
Tj=1.5×＝1.5×890＝1335 N·m
( 2) 扭转刚度k
为了避免引起传动系统的共振, 要合理选择减震器的扭转角刚度k, 使共振现象不发生在发动机常见的工作转速范围内, 而扭转刚度决定于扭转弹簧的线性刚度及其结构布置尺寸。由经验公式初选:
k Tj
即: k＝Tj＝13×1335=17355( N·m/rad)
取: k＝17500( N·m/rad)
( 3) 阻尼摩擦转矩Tμ
由于减震器的扭转刚度k受结构和发动机最大转矩的限制, 不可能很低, 故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振, 必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩Tμ。一般可按公式初选Tμ:
Tμ＝( 0.06～0.17)
取Tμ=0.1, 则:
=0.1×890=89 N·m
( 4) 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明, Tn增加, 共振频率将向减小频率的方向移动, 这是有利的。可是Tn不应该大于Tμ, 否则在反向工作时扭转减振器将提前停止工作, 则取:
Tn＝( 0.05～0.15) 且TnTμ＝89 N·m
而Tn＝( 0.05～0.15) ＝41～123 N·m
则初选: Tn＝80N·m
( 5) 减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些, 一般取:
R0=(0.60～0.75)d/2
则取: R0=0.7×220/2=77 mm
( 6) 减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D350mm时, 由下表知:
表6 减震器弹簧个数的选择
摩擦片外径D
225-250
250-325
325-350
>350
Zj
4-6
6-8
8-10
>10
由区间选取可知: Zj>10
故取: Zj=12
( 7) 减振弹簧总压力F
当限位销与从动盘毂之间的间隙或者被消除, 减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时, 减振弹簧受到的压力F为:
F＝Tj/R0＝1335/( 77×)＝17.34 kN
( 8) 极限转角
减震器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时, 从动片相对从动盘毂的极限转角为:

式中: ——减震弹簧的工作变形量。
一般取3-12度, 汽车平顺性要求高或者发动机工作不均匀时, 取上限。
( 四) 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后, 即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。
( 1) 减振弹簧的分布半径R1
R1的尺寸应尽可能大些, 一般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中: d——离合器摩擦片内径。
故: R1=0.7×220/2=77mm, 即为减振器基本参数中的R0
( 2) 单个减振器的工作压力P
由工作关系中压力分配关系得知, 各个减震器的受力状况相同, 则可求得单个减震器的工作压力为:
P= F/Z=17340/121445 N
( 3) 减振弹簧尺寸
①弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定, 一般
Dc=11～15mm
取: Dc=12mm
②弹簧钢丝直径d
查询资料得到弹簧钢丝直径d的计算公式为:
d===4.24mm
式中: 扭转许用应力]可取550～600Mpa, 故取为580Mpa。
③减振弹簧刚度k
应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定, 即:
k=
④减振弹簧有效圈数
根据经验公式可计算减震器弹簧的有效圈数为:

⑤减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右, 与有效圈数之间的关系为:
n=+(1.5～2)=12
减振弹簧最小高度:
=55.97mm
弹簧总变形量:
mm
减振弹簧总变形量:
==55.97+7.63=63.6mm
减振弹簧预变形量:
=0.457mm
减振弹簧安装工作高度:
=63.6-0.457=63.143mm
⑥从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角和减振弹簧的工作变形量有关, 其值为:
=4.13°
⑦限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙

式中: ——限位销的安装尺寸; 值一般为2.5～4mm。
因此可取为3mm, 为42.86mm。
⑧限位销直径
按结构布置选定, 一般:
＝9.5～12mm
可取为10mm。
( 五) 扭转减振器参数整理
经计算和校核, 扭转减振器的相关参数整理如下表所示:
表7 扭转减振器相关参数表
极限转矩Tj
阻尼摩擦转矩Tμ
预紧转矩Tn
减振弹簧的位置半径R0
弹簧个数Zj
1335N·m
89 N·m
80 N·m
77mm
12

综合设计后其结构如下图6所示:

图6 扭转减振器结构简图
六．离合器操纵机构设计
( 一) 操纵机构设计要求
为保证驾驶的安全性和可靠性, 车辆的离合器操纵机构应该满足以下要求:
( 1) 踏板力要尽可能小, 乘用车一般在80-150N范围内, 商用车不大于150-200N;
( 2) 踏板行程一般在80-150mm范围内, 最大不应超过180mm;
( 3) 应有踏板行程调节装置, 保证摩擦片磨损后分离轴承自由行程能够复原;
( 4) 应有踏板行程限位装置, 以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏;
( 5) 应具有足够的刚度;
( 6) 传动效率要高;
( 7) 发动机震动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作;
( 8) 工作可靠、 寿命长, 维修保养方便。
( 二) 操纵机构的选择
常见的离合器操纵机构主要有机械式、 液压式、 机械式和液压式操纵机构的助力器、 气压式和自动操纵机构等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系操纵机构结构简单、 工作可靠, 广泛应用与各种汽车中。但其质量大, 传动效率低, 发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作, 在远距离操纵时, 布置困难。绳索操纵机构可克服上述缺点, 且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构, 其寿命较短, 机械效率仍不高, 多用于发动机排量小于1.6L的乘用车中。
液压式操纵机构主要由吊挂式离合踏板、 主缸、 工作缸、 管路系统和回位弹簧等部分组成, 具有传动效率高、 质量小、 布置方便、 便于采用吊挂踏板、 驾驶室容易密封、 发动机的振动和驾驶室或车架的变形不会影响其正常工作、 离合器结合较柔和等优点, 故广泛应用于各种形式的汽车中。
综合以上比较, 本文选择液压式操纵机构。
( 三) 液压式操纵机构的设计和计算
离合器液压操纵系统机构示意图7, 如下:

图7 液压操纵系统机构
踏板行程S自由行程S1工作行程S2两部分组成, 即:

式中: S0f——分离轴承的自由行程, 一般为1.5—3.0mm, 反映到踏板上的自由行程S1一般为20-30mm;
d1,d2——分别为主缸和工作缸的直径;
Z——摩擦片面数;
——为离合器分离时对偶摩擦片面间的间隙( 其中单片: =0.85-1.30mm, 双片: =0.75-0.90mm) ;
——杠杆尺寸。
S1取25mm, S2取32mm, 因此S为57mm。踏板力Ff为:

式中: ——离合器分离时, 压紧弹簧对压盘的总压力;
——操纵机构总传动比, ==4.25;
——机械效率, 液压式: =80%-90%, 机械式: =70%-80%, 取0.85;
Fs——克服回位弹簧1、 2的拉力所需的踏板力, 在初步设计时能够略之。
不考虑回位弹簧的作用, 分离离合器所做的功Wf为:

式中: F1——离合器结合状态下压紧弹簧的总压紧力。
在规定的踏板力和行程的允许范围内, 驾驶员分离离合器所做的功不应大于30J。工作缸直径d2的确定, 与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其管接头密封要求, 最大允许油压一般为5-8MPa。
七．从动盘总成设计
( 一) 从动盘总成设计要求
从动盘对离合器工作性能影响很大, 设计时应满足如下要求:
( 1) 从动盘的转动惯量应尽可能小, 以减小变速器换挡时轮齿间的冲击;
( 2) 从动盘应具有轴向弹性, 使离合器结合平顺, 便于起步, 而且使摩擦面压力均匀, 以减小磨损;
( 3) 应安装扭转减振器, 以避免传动系共振, 并缓和冲击。
( 二) 从动片的选择
( 1) 结构形式:
从动片的设计常有三种典型形式:
① 整体式弹性从动片; ②分开式弹性从动片; ③组合式弹性从动片。
本文采用分开式弹性从动片。
( 2) 材料选择
从动片材料与所用的结构型式有关, 不带波形弹簧片的从动片( 即整体式) 一般用高碳钢或弹簧片冲压而成, 经热处理后达到硬度要求。采用波形片( 即分开式或组合式) 时, 从动片用低碳钢, 波形片用弹簧钢。
( 3) 从动片基本尺寸
从动片直径对照摩擦片尺寸确定, 为了减少从动盘转动惯量, 从动片一般较薄, 一般为1.3~2mm厚钢板冲压而成, 从动片的外沿部分( 即波形弹簧片) 厚度在0.65-~1.0之间。从动片要求质量轻, 具有轴向弹性, 硬度和平面度要求高。材料常见中碳钢板或低碳钢板。表面硬度为35~40HRC。
本次设计初选从动片厚度为1.5mm。
( 三) 从动盘毂的设计
花键毂装在变速器第一轴前端, 是离合器承受载荷最大的零件。当前, 常采用齿侧定心的矩形花键, 花键之间是动配合。花键毂一般采用锻钢( 45、 40Cr等) , 表面和心部硬度为26~32HRC。花键毂轴向长度不宜过小, 一般取 1.0至1.4倍花键轴直径。
( 1) 从动盘毂设计参照下表从动盘毂花键尺寸系列
表8 花键尺寸表
摩擦片外径 D/mm
发动机最大转矩T/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
430
890
10
40
32
5
50
13
( 2) 花键强度校核
花键破坏的主要形式是表面受力过大而破坏, 因此应进行花键的挤压应力校核, 应力过大可增加花键毂的轴向长度。挤压应力:

式中: ——花键侧面压力( N) ;

式中: 、 ——分别为花键的内外径( mm) ;
Z——为从动盘毂数;
n——花键的齿数;
l——花键有效长度( mm) ;
h——花键的