膜片彈簧離合器的設計【畢業(yè)論文】【汽車專業(yè)】

山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 1 畢業(yè)設計說明書中文摘要 膜片彈簧離合器的設計 摘要 汽車 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉(zhuǎn)矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu) 形式，參數(shù)選擇以及計算過程。 本文主要是對輕型汽車的膜片 式彈簧離合器進行設計 。 根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照 離合器 系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作： 選擇相關設計參數(shù)主要為： 摩擦片外徑 D 的確定 ， 離合器后備系數(shù) 的確定 ， 單位壓力 p 的確定 。并進行了各主從部分的設計主要為：摩擦片的設計，膜片彈簧的設計， 操縱機構(gòu) 的設計，扭轉(zhuǎn)減震器的設計，以及從動盤設計（ 從動盤轂的設計） 設計 等。 關鍵詞 : 離合器 膜片彈簧 從動盤 壓盤 摩擦片 段振東：膜片彈簧離合器的設計 2 畢業(yè)設計說明書外文摘要 The design of diaphragm spring clutch Abstract Automobile Clutch is in the flywheel shell between the engine and gearbox, using screw to fix the clutch assembly in the back of the flywheel, clutch output shaft is the input shaft of the gearbox. When the auto is running, the driver may need to tread the pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporarily separate and progressively joint together, to cut off the engine or transmit the power input from transmission to the engine. In recent years theca spring clutch is a kind of clutch that is widely adopted in vehicle and light vehicle. It has great capacity of torque and is more stable, easy to manipulate with well equilibrium. And it also can be produced in batch. So the research of the clutch is becoming more and more important. This design manual of the light vehicle theca spring clutch elaborates on the construction, choosing parameters and process of calculate. This paper is to design the single-car theca spring clutch. According to vehicle conditions and parameters, and in accordance with steps and 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 3 requirements of the clutch system, mainly focusing on following work： to select the main parameters, such as, the determination of friction-diameter D, the determination of clutch reserve factor, the pressure on the units identified P. And the thesis is to design the main and subtract parts, such as, the design of friction plate, the design of diaphragm spring, and the design of manipulating construction, the design of the reversible shock absorber, and the follower plate design (the hub-driven design),and so on. Keywords clutch diaphragm spring follower plate friction disc 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 1 目錄 緒論 . 1 1.1 概述 . 1 1.2 設計任務書 . 1 1.3 功用 . 2 1.4 離合器的工作原理 . 3 1.5 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)及其優(yōu)點 . 4 1.5.1 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu) . 4 1.5.2 膜片彈簧離合器的優(yōu)點 . 5 1.6 方案選擇 . 6 2 主要零部件的結(jié)構(gòu)設計要求 . 6 2.1 摩擦片的設計要求 . 6 2.2 膜片彈簧的設計 . 7 2.3 壓盤的設計 . 7 2.4 從動盤的設計 . 7 2.5 離合器蓋的設計 . 7 3 設計計算說明書 . 8 3.1 離合器設計技術(shù)參數(shù) . 8 3.2 離合器基本性能關系式 . 8 3.3 后備系數(shù)的選擇 . 9 3.4 摩擦片外 徑 D、內(nèi)徑 D和厚度 B . 9 3.5 小結(jié) . 11 4主動部分設計 . 11 4.1 壓盤設計 . 11 4.1.1 壓盤傳力方式的選擇 . 11 4.1.2 壓盤的幾何尺寸的確定 . 11 段振東：膜片彈簧離合器的設計 2 4.2 離合器蓋的設計 . 12 4.3 傳動片設計 . 13 4.4 小結(jié) . 14 5從動部分設計 . 14 5.1 摩擦片設計 . 14 5.2 從動盤轂的設計 . 15 5.3 從動片設計 . 17 5.4 操縱機構(gòu) . 17 5.4.1 離合器踏板行程計算 . 18 5.4.2 踏板力的計算 . 19 5.4.3 從動軸的計算 . 20 5.4.4 分離軸承的壽命計算 . 20 5.5 小結(jié) . 21 6 扭轉(zhuǎn)減振器設計 . 21 6.1.扭轉(zhuǎn)減振器的功能 . 21 6.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇 . 21 6.3 扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)的確定 . 22 6.4 減振彈簧的尺寸確定 . 25 7膜片彈簧設計 . 26 7.1 膜片彈簧的概念 . 26 7.2 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 . 27 7.3 膜片彈簧的彈性特性 . 28 7.4 膜片彈簧的強度計算 . 31 7.5 小結(jié) . 33 8標準化審核報告 . 33 8 1產(chǎn)品圖樣的審核 . 33 8 2產(chǎn)品技術(shù)文件的審查 . 33 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 3 8.3 標準間的使用情況 . 34 8.4 審查結(jié)論 . 34 9 使用說明書 . 34 10謝辭 . 35 11參考文獻 . 36 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 1 膜片彈簧 離合器的設計 緒論 1.1 概述 對于內(nèi)燃機汽車來說，離合器在機械傳動系 中作為一個獨立的總成而存在，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接所 總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分 （發(fā)動機飛輪、離合器蓋和壓盤）、 從動部分 （ 從動盤 ） 、 壓緊機構(gòu) （ 壓緊彈簧 ） 和操縱機構(gòu) （ 分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件等 ） 等四部分 組成 。 主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功。近來，人們對離合器的要求越來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱，已成為離合 器的發(fā)展趨勢。隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、功率不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。 1.2 設計任務書 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)， 用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。 能按工作 需要隨時將主動軸與從動軸接合或分離的機械零件。可用來操縱機器傳動系統(tǒng)的起動、停止、變速及換向等。 在設計過程中應滿足以下要求： （ 1） 能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦段振東：膜片彈簧離合器的設計 2 力矩（cT）應大于發(fā)動機最大扭矩（maxeT）； （ 2） 接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步?jīng)_撞或抖動； （ 3） 分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部份傳入變速器，會使換檔困難， 引起齒輪的沖擊響聲； （ 4） 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質(zhì)量就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，換檔時的沖擊即降低； （ 5） 具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力； （ 6） 散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑； （ 7） 操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。 （ 8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)，要能通過調(diào)整，使離合器正常工作。 1.3 功用 （ 1） 保證汽車平穩(wěn)起步 起步前汽車處于靜止狀態(tài)，如果發(fā)動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽 車將由于突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅(qū)動力也不足以克服汽車前沖產(chǎn)生的巨大慣性力，使發(fā)動機轉(zhuǎn)速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合器的主動部分與從動部分之間存在著滑磨的現(xiàn)象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅(qū)動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩(wěn)地起步。 （ 2） 便于換檔 汽車行駛過程中，經(jīng)常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳力齒輪會因載荷 沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產(chǎn)生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 3 齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉(zhuǎn)動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪 間的沖擊。 （ 3） 防止傳動系過載 汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發(fā)動機相連的傳動系由于旋轉(zhuǎn)的慣性，仍保持原有轉(zhuǎn)速，這往往會在傳動系統(tǒng)中產(chǎn)生遠大于發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉(zhuǎn)矩的，所以當傳動系內(nèi)載荷超過摩擦力所能傳遞的轉(zhuǎn)矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。 1.4 離合器的工作原理 （ 1） 壓盤和蓋總成未與飛輪緊固狀態(tài) （見 圖 4-1） 當離合器蓋未固定到飛輪上時，此時離合器蓋與飛輪的安裝面有一個距離 L，膜片彈簧不受力， 處于自由狀態(tài)，因此，壓盤和從動片沒有受到軸向壓力，故發(fā)動機的扭矩無法傳遞到變速器輸入軸。 （ 2） 離合器接合狀態(tài)（見圖 4-2） 當離合器蓋緊壓在飛輪的端面上，鋼絲支承圈壓膜片彈簧使之彈性變形，膜片彈簧對壓盤產(chǎn)生壓緊力，從動盤被夾緊在壓盤與飛輪之間，發(fā)動機的扭矩可以傳遞到變速器輸入軸。 （ 3） 離合器分離狀態(tài)（見 圖 4-3） 踩下踏板，通過操縱機構(gòu)使分離軸承左移，則膜片彈簧以鋼絲支承圈為支點轉(zhuǎn)動（即膜片彈簧外翻），壓盤的壓緊力被解除。 同時，壓盤在已處于彈性變形的三組傳動片和分離鉤的向后拉力共同作 用下被拉離從動盤 ，從動盤被松開，離合器處于分離狀態(tài)。此時，僅離合器主動部分隨發(fā)動機旋轉(zhuǎn)，而離合器從動盤不旋轉(zhuǎn)，發(fā)動機的扭矩不能傳遞到變速器輸入軸。 段振東：膜片彈簧離合器的設計 4 4 1 4-2 4-3 1.5 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)及其優(yōu)點 1.5.1 膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu) 膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成 。 1、離合器蓋 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 5 離合器蓋一般為 120 或 90 旋轉(zhuǎn)對稱的板殼沖壓結(jié)構(gòu)，通過螺栓與飛輪聯(lián)結(jié)在一起。離合器蓋是離合器中結(jié)構(gòu)形狀比較復雜的承載構(gòu)件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。 2、膜片彈簧 膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內(nèi)孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部制成較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分稱之為分離指 ； 從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個無底寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。 3、壓盤 壓盤的結(jié)構(gòu)一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤 靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。 4、傳動片 離合器接合時，飛輪驅(qū)動離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉(zhuǎn)動 ； 在離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn) ； 在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 5、分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成 。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。目前國產(chǎn)的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。 1.5.2 膜片彈簧離合器的優(yōu)點 膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點： 1、膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性 ； 2、膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小 ； 3、 高速 旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力 降低很少，性能較穩(wěn)定 ； 4、膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均段振東：膜片彈簧離合器的設計 6 勻 ； 5、易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長 ； 6、膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 1.6 方案選擇 本車設計采用單片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結(jié)構(gòu)簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數(shù)汽車都采用這種形式的離合器。而采用干式離合器是因為濕式離合器大多是多盤式離合器，用于需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的離合器，而該車型不在此列。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有 非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結(jié)構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水 平也在不斷地提高，因而這種離合器在轎車及微型、輕型客車上已得到廣泛的采用，而且逐漸擴展到載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一位其結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便。壓盤驅(qū)動方式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結(jié)構(gòu)，降低了裝配要求又有利于壓盤定中。選擇拉式離合器是因為其較拉式離合器零件數(shù)目更少 ， 結(jié)構(gòu)更簡化 ， 軸向尺寸更小 ，質(zhì)量更小；并且分離杠桿較大 ， 使其踏板操縱力較輕。 綜上本次設計選擇單片拉式膜片彈簧離合器。 2 主要零部件的結(jié)構(gòu)設計 要求 2.1 摩擦片的設計 要求 摩擦系數(shù)穩(wěn)定 、 工作溫度、單位壓力的變化對其影響要 小，有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度?。挥欣诮Y(jié)合平順，長期停放離合器摩擦片不會粘著現(xiàn)象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結(jié)山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 7 劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)為 0.25 0.3，密度小，價格便宜，多年來在汽車離合器上使用效果良好。同時，摩擦片從動鋼片用鉚釘連接，連接可靠，更換摩擦片方便，而且適宜在從動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性 。 2.2 膜片彈簧的設計 膜片彈簧使用優(yōu)質(zhì)高精質(zhì)鋼， 用優(yōu)質(zhì)彈簧鋼板制成， 形狀為蝶形，開有徑向切槽，切槽內(nèi)端連通， 外端為圓孔，兩個切槽之間鋼板形成一個彈性杠桿 ，既是壓緊彈簧，又是分離杠桿。 其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為 60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行調(diào)質(zhì)處理，得具有高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 1412 小時），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，可提高彈簧的疲勞壽命。同時，為 提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式鍍鉻。采用乳白鍍鉻，如 膜片彈簧 許用應力可取為 1500 1700N/mm2。 2.3 壓盤的設計 壓盤的材料選用 HT20-40鑄造制成。它要有一定的質(zhì)量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。壓盤殼用 M8 12mm 螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另一端固定在壓盤端面上。 2.4 從動盤的設計 扇形波狀彈簧兩兩對置鉚接于 從動鋼片上，兩側(cè)在鉚接摩擦片，鉚釘都采用鋁制埋頭鉚釘，摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于 0.2mm，從動盤本體采用 45 號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。 2.5 離合器蓋的設計 離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（叢承段振東：膜片彈簧離合器的設計 8 壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起鉚釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結(jié)構(gòu)措施，采用 10鋼材材料、 HRc40-50。 3 設計計算說明書 3.1 離合器設計 技術(shù)參數(shù) 表 3-1 離合器原始數(shù)據(jù) 車型 夏利 汽車的質(zhì)量 1300kg 汽車最大加載質(zhì)量 600 kg 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速 3600r/min 發(fā)動機最大扭矩 180N.m 發(fā)動機最大功率 68KW 主減速比 3 38 汽車最大時速 180 km/h 3.2 離合器基本性能關系式 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxc，離合器的靜摩擦力矩c應大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxc，而離合器傳遞的摩擦力矩c又決定于其摩擦面數(shù) Z、摩擦系數(shù) f、作用在摩擦面上的總壓緊力 P 與摩擦片平均摩擦半徑 Rm，即 mNRZ fPercc max （ 3.1） 式中 ： 離合器的后備系數(shù)，見下表 3 2。 f 摩擦系數(shù)，計算時一般取 0.25 0.30。 該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 maxc 為 180N m， 取后備 系數(shù) 為 1.5 可得離合器的靜摩擦力矩 c 180 1.5 270N m 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 9 3.3 后備系數(shù)的選擇 后備系數(shù)是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車選擇： 1.20 1.75 ， 本次設計 取 = 1.5。 表 3-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質(zhì)量小于 6t 的商用車 1.20 1.75 最大總質(zhì)量為 6 14t 的商用車 1.50 2.25 掛車 1.80 4.00 3.4 摩擦片外徑 D、內(nèi)徑 d 和厚度 b 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定關系。 顯然，傳遞大的轉(zhuǎn)矩，就需要大的尺寸。 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩來確定 D 時，可以查表 3-3 來確定摩擦片外徑 D 的尺。 表 3-3 離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Te max/N m 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 130 150 170 250 170 200 230 280 240 280 320 300 260 310 360 325 320 380 450 350 410 480 550 380 510 600 700 410 620 720 830 430 350 680 800 930 段振東：膜片彈簧離合器的設計 10 所選的尺寸 D 應符合有關標準 (JB1457-74)的規(guī)定。表 3-2 給出了離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)。 摩擦片的外徑可 由 式 :maxeD TKD （ 3.2） 求得 DK為直徑系數(shù)，取值見表 3-4 取DK 14.6 得 D=240mm。 表 3-4 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù)DK 乘用車 14.6 最大總質(zhì)量為 1.8 14.0t 的商用車 16.0 18.5(單片離合器 ) 13.5 15.0(雙片離合器 ) 最大總質(zhì)量大于 14.0t 的商用車 22.5 24.0 根據(jù)離合器摩擦片的標準化、 系列化原則，根據(jù)下表 3-5“離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)”（即 GB1457 74） 表 3-5 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 /D mm 內(nèi)徑 /d mm 厚度 /h mm 內(nèi)外徑之比/dD 單位面積2/F mm 160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 300 175 3.5 0.583 46600 325 190 3.5 0.585 54600 可?。耗Σ疗嘘P標準尺寸 ： 外徑 D=250 內(nèi)徑 d=155 厚度 h=3.5 內(nèi)徑與外徑比值 C=0.6 2 單面面積 F=30200mm2 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 11 3.5 小結(jié) 本 部分 對離合器的摩擦片進行了設計選擇，確定了離合器摩擦片的外徑尺寸，對以后其他多個部件總成的外形尺寸選擇起了決定作用。通過對摩擦片這個零件的設計選擇，還可以間接確定離合器的外形尺寸等。 4 主動部分設計 4.1 壓盤設計 4.1.1 壓盤傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連 接 應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述 采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 4.1.2 壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的 尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。 壓盤外徑 D=230 壓盤內(nèi)徑 d=145 那么壓盤的的尺寸歸結(jié)為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點： （ 1） 壓盤應有足夠的質(zhì)量 在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次 結(jié)合的時間又短（大約在 3 秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由 于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由飛 輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。 段振東：膜片彈簧離合器的設計 12 （ 2） 壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓 緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚 ，但一般不小于 10 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為 20 。 在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過 8 10。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 壓盤的厚度初步確定后，應校核離合器一次接合的溫升不應超過 8 10 溫升 的校核按式為： =L/mc （ 4.1） 式中： 傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器， =0.5； m 壓盤的質(zhì)量， kg； c 壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為 kgJ /(4.481 )； L 滑磨功， J。 若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于 1520gcm。 選擇壓盤厚度為 20mm， 外徑 230mm，內(nèi)徑 145mm。 代入公式（ 4.1）進行校核計算， =6.732 符合標準 2， 3。 4.2 離合器蓋的設計 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題： （ 1） 離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構(gòu)的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔 ） （如 08 鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 13 （ 2） 離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻 ， 離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 （ 3） 離合器的對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對于 飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離 合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中。 4.3 傳動片設計 壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或鍵連接時，則應進行擠壓應力的強度校核： RzFTe /m axj （ 4.2） 式中 ： 考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)矩maxeT分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片離合器取 5.0 ； R 力的作用半徑 (見圖 4.1)， m； z 工作元件 (例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵 )的數(shù)目 ，這里取 3 組每組 4 片； F 接觸面積， mm2，這里取長為 65mm，寬為 20mm，所以 F=1300 mm2 。 計算得j=15.22 符合標準 5。 段振東：膜片彈簧離合器的設計 14 1-傳力裝置； 2-分離杠桿中間支承； 3-支承叉； 4-調(diào)整螺母 圖 4.1 壓盤及分離杠桿計算用圖 4.4 小結(jié) 本部分 對離合器主動件進行了設計、計算、選擇及校核。主動件包括離合器蓋、壓盤等。這些部件都是給離合器傳遞扭矩的部件，他們共同的特點是都要有良好的散熱能力，有能有效把在主動部分的熱傳遞出去的能力。這些部件總成都是符合標準的部件，經(jīng)過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。 5 從動部分設計 5.1 摩擦片設計 離合器 摩擦 片在離合器接合過程中將遭到嚴 重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能： 1、在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)； 2、在整個工作壽命期內(nèi)應維持其摩擦特性，步希望出現(xiàn)，摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象； 3、在短時間內(nèi)能吸收相對高的能量，且有好的耐磨性能； 4、能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能； 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 15 5、能抵抗高轉(zhuǎn)速下大的離心力載荷而不破壞； 6、在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，有足夠的剪切強度； 7、具有小的轉(zhuǎn)動慣量，材料加工性能良好； 8、在整個正常工作溫度范圍內(nèi)，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容摩擦性能 ； 9、摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用； 10、具有良好的性能 /價格比，不會污染環(huán)境。 鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是： 1、滿足較高性能標準； 2、成本最?。?3、考慮代替石棉。 本 設計 離合器摩擦片選用金屬陶瓷材料。它是由金屬機體、陶瓷成分和潤滑劑組成的一種多元復合材料。金屬基體的主要作用是以機體接合方式將陶瓷成分和潤滑劑保持其中，形成具有一定機械強度的整體；陶瓷 組分主要起摩擦劑作用；而潤滑劑組分則主要起提高材料抗咬合性和抗 粘性的潤滑作用，并使 摩擦副工作平穩(wěn)。潤滑劑組分和陶瓷組分一起共同形成金屬陶瓷摩擦磨損性能調(diào)節(jié)劑。 這種材料能很 好的的完成上邊提到的各種要求，所以選擇這種材料。 摩擦片的尺寸參數(shù)在 3.4 中已經(jīng)查表得出，不再敘述 6。 5.2 從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎 受 承由發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑 D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩maxeT由表 5.1 選?。?一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼 ，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般 26 32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采 用 鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。 段振東：膜片彈簧離合器的設計 16 表 5.1 花健的的選取 摩擦片的外徑 D /mm maxeT/N.m 花健尺寸 擠壓應力 c/MPa 齒數(shù) n 外徑 D /mm 內(nèi)徑 d /mm 齒厚 t /mm 有效齒長 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 150 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 325 373 10 40 32 5 45 11 4 350 471 10 40 32 5 50 13 0 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力j ( MPa)及剪切應力 j ( MPa)的強度校核： M Pazn ldD jej 30822 m a x （ 5.1） M P azn lbdD jej 154 m ax （ 5.2） 式中 ： D ， d 分別為花鍵外徑及內(nèi)徑， mm； n 花鍵齒數(shù)； l ， maxe b 分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬， mm； z 從動盤毅的數(shù)目； 取 Z=1 maxe 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N mm。 從動盤毅通常由 40Cr ， 45 號鋼、 35 號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理， HRC28 32。由表 5.1選取得： 花鍵齒數(shù) n=10； 花鍵外徑 D=32mm； 花鍵內(nèi)徑 D=26mm； 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 17 鍵齒寬 b=4mm； 有效齒長 l=30mm； 擠壓應力 =11.3MPa； 校核j=19.342MPa； j=8.324MPa 符合強度得要求 。 5.3 從動片設計 從動片通常用 1.3 2.0mm 厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.65 1.0mm，以減小其轉(zhuǎn)動慣量。從動片的材料與其結(jié)構(gòu)型式有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動 片，一般用高碳鋼 (50 或 85 號鋼 )或 65Mn 鋼板，熱處理硬度 HRC3848；采用波形彈簧片的分開式 (或組合式 )從動片，從動片采用 08 鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深 0.2 0.3mm； 波形彈簧片采用 65Mn 鋼板，熱處理硬度 HRC43 51。 5.4 操縱機構(gòu) 汽車離合器操縱機構(gòu)是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構(gòu)。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構(gòu)首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成 的校正機構(gòu)。離合器操縱機構(gòu)按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。 離合器操縱機構(gòu)應滿足的要求是 3： （ 1）踏板力要小，轎車一般在 80 150N 范圍內(nèi)，貨車不大 于 150 200N； （ 2）踏板行程對轎車一般在 15080 mm 范圍內(nèi)，對貨車最大不超過 180mm； （ 3）踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原 ； （ 4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構(gòu)因受力過大而損壞 ； （ 5）應具有足夠的剛 度 ； （ 6）傳動效率要高 ； （ 7） 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 機械式操縱機構(gòu)有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，段振東：膜片彈簧離合器的設計 18 布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構(gòu)效率不高。 本次設計的普通輪型離合器操縱機構(gòu)，采用液壓式操縱機構(gòu)。液壓操縱機構(gòu)有如下優(yōu)點： （ 1） 液壓式操縱 機構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產(chǎn)生運動干涉； （ 2） 可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷，正由 于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構(gòu)由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。 1202 a mm， 501 a mm， 1352 d mm， 671 d mm 502 c mm， 4.211 c mm， 501 b mm， 952 b mm 5.4.1 離合器踏板行程計算 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 組成： 2111222212021 dba dbaccSZSSSS f （ 5.3） 式中，fS0為分離軸承的自由行程，一般為 0.35.1 mm，取 5.10 fSmm；反映到踏板上的自由行程 1S 一般為 3020 mm； 1d 、 2d 分別為主缸和工作缸的直徑； Z 為摩擦片面數(shù)； S 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： 30.185.0 S mm，取2.1S mm； 1a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 為杠桿尺寸。 得： 131S mm， 77.271 S mm，合格。 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 19 c1c2S 0fb1b2d2d1a1a2S 圖 5.1 液壓操縱機構(gòu)示意圖 5.4.2 踏板力的計算 踏板力為 sf FiFF （ 5.4） 式中， F 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； i 為操縱機構(gòu)總傳動比，2111122222dcbadcbai ； 為機械效率，液壓式： 9080 %，機械式： 8070 %；sF為克服回位彈簧 1、 2 的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。 30.3467 F N，26.43i ， 80 %；則 19.100fF N 合格。 分離離合器所作的功為 SZFFW L )(5.0 1 式中， 1F 為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力， 32.108351 F N，則 45.21LW J 段振東：膜片彈簧離合器的設計 20 合格。 5.4.3 從動軸的計算 1選材 40Cr 調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調(diào)質(zhì) 。 2確定軸的直徑 3 nPAd 式中， A 為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 5.2: 取 100A ， n 為軸的轉(zhuǎn)速， 年 n=3600r/min，則 d=26.63mm，取 36d mm。 表 5.2 軸常用幾種材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 15 25 20 35 25 45 35 56 A 149 126 135 112 126 103 112 97 取 100A ， n 為軸的轉(zhuǎn)速， 年 n=3600r/min，則 d=26.63mm，取 36d mm。 5.4.4 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數(shù) 表 3-14 分離軸承參數(shù)表 型號 Cr pf n 7014C 48.2KN 1.2 3 3600r/min 則由下式： )(6010 6 PCnL h rpFfP 得： 49113hL h 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 21 5.5 小結(jié) 本 部分 對離合器從動盤各部件總成進行了設計計算及校核。從動盤包括摩擦片、扭轉(zhuǎn)減振器、波形彈簧、從動盤轂及其他一些起緊固、傳遞力作用的零件?？?慮了其各方面的要求及特征，改進了原零件的一些設計方案和材料，使整體效果更好一些。并能提高離合器本身的使用壽命及汽車的舒適性等。 6 扭轉(zhuǎn)減振器設計 6.1.扭轉(zhuǎn)減振器的功能 為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性一阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍(當然，在實際中要做到這一點是非常困難的 )；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷 及噪聲 7。 6.2 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型的選擇 圖 6.1 給出了幾種扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉(zhuǎn)減振器 (見圖 4.1a-d)得到了最廣泛的應用。在這種結(jié)構(gòu)中，從動片和從動盤毅上都開有 6 個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉(zhuǎn)矩由從動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6 個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特性為線性的。這種具有線 性特性的扭轉(zhuǎn)減振器，結(jié)構(gòu)較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當 6 個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器(圖 4.1e 為三級的 )。這種非線性扭轉(zhuǎn)減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉(zhuǎn)減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉(zhuǎn)減振器只能在一種載荷工況 (通常為發(fā)動機最段振東：膜片彈簧離合器的設計 22 大轉(zhuǎn)矩 )下有效地工作，而三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器的彈性特 性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形見 (圖 4.1f)或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉(zhuǎn)減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結(jié)構(gòu)簡單、橡膠變形時具有較大的內(nèi)摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉(zhuǎn)動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛采用。 減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在 (圖 4.1a)的結(jié)構(gòu)中阻尼摩擦片的正壓力靠從 1-從動片； 2-從動盤轂； 3-摩擦片； 4-減振 彈簧； 5-碟形彈簧墊片； 6-壓緊彈簧； 7-減振盤； 8-橡膠彈性元件 圖 6.1 減振器結(jié)構(gòu)圖 動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結(jié)構(gòu)雖簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧 (圖 4.1c， d)，同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片建立不同的正壓力 (圖4.1d)，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化。 6.3 扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù) 的 確定 1、扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度 減振器 扭轉(zhuǎn) 角剛度 Ca 決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸 ，按下列公式初選山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 23 角剛度 Ca 13Tj （ 6.1） 式中 ： Tj為極限轉(zhuǎn)矩，按下式計算 Tj=（ 1.5 2.0） Temax （ 6.2） 式中 ： 2.0 適用 乘 用車， 1.5 適用 商 用車，本設計為商用車，選取 1.5，maxeT為 發(fā) 動機最大扭矩，代入數(shù)值得 Tj=380， Ca 7273.5 本設計初選 Ca=7000N m/raD。 2、扭轉(zhuǎn)減振器最大摩擦力矩 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 Ca 受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T 。一般可按下式初選為 T=（ 0.06 0.17） Temax （ 6.3） 取 T=0.15Temax，本設計按其選取 T=28.5N m。 3、扭轉(zhuǎn)減振器的預緊力矩 減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。 一般選取 T預=（ 0.05 0.15） Temax=19 N m。 （ 6.4） 4、扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑 減振彈簧的分布尺寸 R1 的尺寸應盡可能大一些，一般取 R1 =（ 0.60 0.75） d/2 （ 6.5） 結(jié)合 5020 Rdmm，得 R1 取 50mm， 則 R1 /d/2=0.65。 其中 d 為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得 R1 =50mm。 5、扭轉(zhuǎn)減振器彈簧 數(shù)目 可參考表 6.1 選取，本設計 D=250mm，故選取 Z=6。 段振東：膜片彈簧離合器的設計 24 表 6.1 減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑 D 減振彈簧數(shù)目 Z 225 250 4 6 250 325 6 8 325 355 8 10 350 10 以上 6、扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧的總壓力 當限位彈簧與從 動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大 Tj P總=RTj1 （ 6.6） 式中 ： P總的計算應按 Tj的大者來進行 P總=678.57N。 每個彈簧工作壓力 PP Z 總 （ 6.7） =169.64N。 7、 從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 2 a r c s i n 2la R （ 6.8） =4.52 8、 限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙 2sin aR （ 6.9） 式中 ： R2 為限位銷的安裝半徑， 一般為 2.5 4mm。本設計取 =3。 9、 限位銷直徑 限位銷直徑 d 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 d =9.5 12mm，本設計取 d =11。 10、 從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些， 如圖 6.2 所示。 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 25 圖 6.2 從動盤窗口尺寸簡圖 一般推薦 A1-A=a=1.4 16mm。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只 有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取 a=1.5mm， A=25mm， A1=26.5 6.4 減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定 減振彈簧設計的相關尺寸。 彈簧的平均直徑2D：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取2D=11 15 左右。本設計選取2D=12。 彈簧鋼絲直徑： 231 8PDd （ 6.10） 式中 ： 扭轉(zhuǎn)許用應力 =550 600MPa， 算出1d后應該圓整為標準值，一 般 為 3 4mm左右。代入數(shù)值，得1d=3.398，符合上述要求。 8 減振彈簧剛度 ： 211000acc Rz （ 6.11） =200.9N/mm 減振彈簧的有效圈數(shù) ： i = CGDd32418 （ 6.12） 式中 ： G 為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對鋼 G =83000N/mm2，代入數(shù)值，得 i =3.984。 段振東：膜片彈簧離合器的設計 26 減振彈簧的總?cè)?shù) 1 .5 2ni =5.98。 減振彈簧在最大工作壓力 P 時最小長度 ： m in 1L n d （ 6.13） 11.1dn=22.37 式中 ：10.1d =0.337 為彈簧圈之間的間隙。 減振彈簧的總變形量 ： Pl c （ 6.14） =3.51 減振彈簧的自由高度 ： 0 minl l l （ 6.15） =25.88 減振彈簧的預變形量 ： Tl預1czR （ 6.16） =0.21 減振彈簧安裝后的工作高度 ： 0l l l （ 6.17） =24.13 7 膜片彈簧設計 7.1 膜片彈簧的概念 膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，分離指根部的過渡圓角半徑應山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 27 大于 4.5mm，以減少分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧 。 7.2 膜片彈簧基 本參數(shù)的選擇 1、膜片彈簧原始內(nèi)截錐高與彈簧片厚度比的選擇 此比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用 H/ h 對彈簧特性的 影響正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。一般汽 車的膜片彈簧離合器多?。?1.6H/h 2的要求。 選取1=3.5mm， 2 =10mm；er=90mm，其滿足2 err的要求 17， 18， 19。 7、支承圈平均半徑和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑 支承圈平均半徑 1r 與 膜片彈簧與壓盤的接觸半徑 1R 的取值將影響膜片彈簧的剛度。1r 應略大于 r 且盡量接近 r； 1R 應略小于 R 且盡量接近于 R。 7.3 膜片彈簧的彈性特性 膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分 所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 29 的內(nèi)錐高 H 及彈簧的鋼板厚 h 有關。不同的 H/h 值有不同的彈性特性 (見圖 5.1)。當(H/h) 2 時 ， P 為增函數(shù)，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當 (H/h)= 2 ，特性曲線上有一拐點，若 (H/h)=1.5 2 ，則特性曲線中段平直，即變形增加但載荷 P 幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當 2 H/h)2 2 ，則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取 1.5(H/h)2 2 ，則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構(gòu) 9， 10， 11。 1- 2/ hH 2- 2/ hH 3- 22/2 hH 4- 22/ hH 5- 22/ hH 碟形彈簧當其大、小端部承受壓力時，載荷 P與變形 之間有如下關系： 222 2)1( hHHAREh （ 7.1） 式中 ： E 彈性模量，對于鋼： E=21 X 104MPa 波桑比，鋼材料取 =0. 3； h 彈簧鋼板厚度， mm； H 碟簧的內(nèi)截錐高， mm； R 碟簧大端半徑， mm； A 系數(shù)， mmm 1ln6 段振東：膜片彈簧離合器的設計 30 m 碟簧大、小端半徑之比， m=R/r。 汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖 4-10 所示。 （ a） 自由狀態(tài)；（ b）結(jié)合狀態(tài)；（ c）分離狀態(tài) 圖 5.2 膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形 111111RrRrRrPPRr (7.2) 經(jīng)過整理式 （ 5.1）可得如下關系式： 321 1 1 13 2 9 2 1 6 4 4 5 6 3P （ 7.3） 利用式（ 5.3）可繪制出膜片彈簧的1P1特性曲線，如圖 5.3 所示。 圖 5.3 膜片彈簧特性曲線 1 21212 1 1 1 11 1 1l n /261 fE h R r R r R rP H H hR r R rR r r r （ 7.4） 式（ 7.2）即為分離軸承推力2P與膜片彈簧變形1的關系式。將（ 7.5）與（ 7.6）代入（ 7.4）中， 山西農(nóng)業(yè)大學工程技術(shù)學院畢業(yè)設計說明書 31 1211ffrrRr （ 7.5） 11211 fRrPPrr （ 7.6） 可得到2P與2的關系式（ 5.7），式中fr為 分離 軸承作用半徑 fr=25mm 322 2 2 26 5 4 1 8 8 6 2 （ 7.7） 7.4 膜片彈簧的強度計算 前述膜片彈簧的載荷與變形之間的關系式，是在假定膜片彈簧在承載過程中，其子午截面無變形而只是剛性地繞該截面上的某一中性點 O 轉(zhuǎn)動的條件下推導出的。根據(jù)這一假定可知，截 面在 O點處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱悖蚨擖c處的切向應力亦為零。O點以外的截面上的點，一般均產(chǎn)生切向應變，故亦有切向應力。若如圖 7.2所示以中性點 O為坐標原點在子午截面處建立 x-y坐標系，則截面上任意點的切向應力為： xeyaxEt 21 2 （ 7.8） 式中 ： 碟簧部分子午截面的轉(zhuǎn)角， rad； a 膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角， rad； 圖 7.2 中性點 O 為坐標原點在子午截面處建立 x-y 坐標系 e 中性點 O 的半徑， mm； )/ln( rR rRe 。 了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（ 3-14）式寫成 Y與 X 軸的 關系式 ： 段振東：膜片彈簧離合器的設計 32 Ee1XE12Y t2t2t （ 7.9） 由上式可知，當膜片彈簧變形位置 一定時，一定的切向應力 t 在 X-Y 坐標系里呈線性分布。 當 0t 時 X)2(Y ，因為 )2( 的值很小，我們可以將 )2( 看成)2(tg ，由上式可寫成 X)2(tgY 。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O 而與 X 軸承 )2( 角的直線上。從式（ 3.16）可以看出當 eX 時無論取任何值，都有 e)2(Y 。顯然，零應力直線為 K 點與 O 點的連線 ，在零應力直線內(nèi)側(cè)為壓應力區(qū)，外側(cè)位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點 B 處切向壓應力最大， A 處切向拉應力最大，分析表明， B 點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核 B 處應力就可以了，將 B 點的坐標 X=（ e-r）和 Y=h/2 代入（ 3-17）式有： 2221 22 hdrereretB （ 7.10） 令 0dBd t 可以求出切向壓應力達極大值的轉(zhuǎn) 角 re2 hP 由于： 55.105)94/118ln ( 94118)ln ( rR rRemm 所以： 38.0P ， -2047.39tBN/mm2 B 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2作用下還受有彎曲應力： 2r 2frB hbnFrr6 （ 7.11） 式中 n 分