【畢業(yè)論文】長安奔奔離合器設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

1 目 錄 前言 . 1 第 1 章 緒論 . 2 1.1離合器的發(fā)展概況 . 2 1.2離合器的功用及分類 . 3 1.2.1 離合器的基本功用 . 3 1.2.2 離合器的分類 . 4 1.3對離合器的基本要求 . 4 第 2 章 方案論證 . 4 2.1離合器車型的選定 . 4 2.2確定離合器的結構型式 . 5 2.2.1摩擦離合器機構型式的選擇 . 5 2.2.2從動盤數及干、濕式的選擇 . 5 2.2.3壓緊彈簧的結構型式及布置 . 6 2.2.4壓盤的驅動方式 . 9 2.2.5從動盤數的選擇 . 10 第 3 章 設計計算及參數的選擇 . 10 3.1離合器主要參數的選擇 . 10 3.2膜片彈簧設計 . 14 3.3離合器蓋總成設計 . 21 3.3.1 離合器蓋設計 . 21 3.3.2 壓盤結構設計 . 23 3.4扭轉減振器的設計 . 24 3.4.1 扭轉減振器的功能 . 24 3.4.2 扭轉減振器的結構類型 . 24 3.4.3 扭轉減振器主要參數的選擇 . 25 3.5離合器主要零件的設計計算 . 29 致謝 . 35 參考文獻 . 35 2 全套 資料 ， 扣扣 414951605 前言 進入二十一世紀以來，隨著社會節(jié)奏的加快 以及國民整體生活水平的提升，人們對汽車的依賴程度越來越高，市場對汽車的需求量越來越高。汽車作為一種交通工具，在日常里幾乎支配著人們的生活。隨著人們生活質量的提高，汽車已不是單純“代步”工具，不僅是人民生活的物質需求，也是精神需求。在人們日常交際、工作當中，汽車發(fā)揮著不可否定的重大作用。在很大程度上，加快了社會節(jié)奏的步伐，促進了市場經濟的發(fā)展以及人民精神文明的提高，開創(chuàng)了一個嶄新的“汽車世紀”。 近年來，人們對汽車的要求越來越高，不僅僅在整體性能、內飾及配置上提出了更高要求，更是引出了“人性化設計”這一名詞。 當代汽車正趨向高性能、低油耗、高度人性花設計等方向發(fā)展。為滿足汽車行駛時高性能、高穩(wěn)定性、高舒適性等要求，就需要一套完整復雜的傳動系統(tǒng)，包括發(fā)動機、離合器、變速器、傳動軸、主減速器、差速器和驅動輪傳動裝置（半軸）等部件。離合器作為一個動力傳輸的中介部件，攸關著汽車的整體性能，在工況復雜、過載等情況下，更突出在整車中重要地位。隨著汽車性能的高度提高，以及汽車電子技術的同步高速發(fā)展，人們對汽車離合器的要求也越來越高。當今汽車離合器已普及為膜片彈簧離合器，近年來，也初步由推式向拉式發(fā)展。為了更具人性化，近年來，對 膜片彈簧離合器摩擦片厚度自動報警裝置的研究，也成為了針對離合器研究的主要課題之一。 在整個傳動系統(tǒng)中，離合器的功用是依靠摩擦產生摩擦力來傳遞動力的。摩擦過程中，摩擦片會不斷磨損而變薄。當摩擦片磨損到一定程度后，須對其進行處理或更換摩擦片。然而，在傳統(tǒng)離合器中，很難對已磨損了的摩擦片進行及時處理或更換。因此，這就需要一個報警裝置來及時提醒駕駛員更換已損摩擦片。鑒于以上情況，根據目前汽車的發(fā)展狀況、人們的需求以及目前國內技術水平，結合實際，編者設計了帶摩擦片厚度報警器的離合器。 3 根據離合器的工作原理，針對長安奔 奔 1.3L 豪華型轎車車型，本設計在傳統(tǒng)離合器的基礎上進行了創(chuàng)新改進。經過四年的專業(yè)知識學習以及設計期間對設計相關理論的學習與鉆研，我已較好地掌握了力學、機械以及與汽車相關的理論知識。在設計中，我本著嚴謹的科學態(tài)度和實事求是的思維理念，做到了每一個數據都有據可查，在繪圖上每一條線段都有據可依。 編者對本書的編寫、校訂中，難免百密一疏，懇請讀者批評指正。 第一章 緒論 以內燃機為動力的汽車機械傳動系中，離合器是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成。為各類汽車所廣泛采 用的摩擦離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力切能分離的機構。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、操縱機構等四部分。 第一節(jié) 離合器的發(fā)展概況 在采用離合器的傳動系統(tǒng)中，早期離合器的結果形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結構形式的摩擦離合器要大。但是，其最大的缺點是從動部分的轉動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器在接合時也不夠柔和，容易卡住。 此后，在油中工作的所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形摩擦離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間 容易被油粘?。ㄓ绕涫窃诶涮煊鸵鹤儩鈺r更容易發(fā)生），導致分離不徹底，造成換擋困難。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦離合器的主要優(yōu)點是由于接觸面數多，故接合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但因片數較多，從動部分的轉動慣量較大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損甚至燒傷和破裂。如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。多年的實踐經驗使人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結構 上采取一定措施，也能使其接合平順。因此，它得到了極為廣泛的應用。 如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧做為壓簧， 4 可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環(huán)行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要 的踏板力。 為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。此外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結果，摩擦表面的溫度較低（不超過 93 C）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍。 為了實現離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現汽車的“雙踏板 ”操縱。與其他自動傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調節(jié)特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。 隨著汽車運輸的發(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載 重汽車趨向大型化，國內也有類似的情況。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已經成為目前離合器的發(fā)展趨勢。 第二節(jié) 離合器的功用及分類 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，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，駕駛員可以根據需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機和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。 （一）離合器的基本功用 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)動機與變速器是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力而突然前沖。不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性力，使發(fā)動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速器分離，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打滑現象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅動力也逐漸增 5 大，從而使汽車平穩(wěn)地起步。 2）便于換擋 汽車行駛過程中，經常要換用不同的檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速器暫時分離。那么，變速箱中嚙合 的傳動齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難以分開。另一對待嚙合的齒輪會因二者圓周速度不等而難以嚙合。即使強行進入嚙合也會產生很大的齒端沖擊，很容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后再進行換檔，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。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉動慣量很小，采用適合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 由于旋轉的慣性，仍然保持原有的轉速，這往往會在傳動系中產生遠大于發(fā)動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞扭矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，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。 由上述可知，欲使離合器起到以上幾個作用，它就應該是這樣的一個傳動機構：其主動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有相對運動。所以離合器的主動部分和從動部分之間不可采用剛性連接。應借用兩者接觸面之間的摩擦作用來傳遞扭矩（摩擦離合器），或者利 用液體作為傳動介質（液力偶合器），或是利用磁力傳動（電磁離合器）。在離合器中，為產生摩擦所需要的壓緊力，可以是彈簧力、液壓作用力或電磁力。但是目前汽車上采用比較廣泛的是用彈簧壓緊的摩擦離合器（通常稱為摩擦離合器）。 （二）離合器的分類 在機械傳動系中，離合器按其傳遞轉矩的方式分類，除了摩擦式外還有電磁（磁粉）式，后者是靠本身的電磁力來傳遞轉矩的；按操縱方式分類，又可以分為強制式和自動式兩種。摩擦式又有單、雙、多片式及干濕式之分。 第三節(jié) 對離合器的基本要求 1）既能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩有能防止傳動系過 載； 2）接合完全且平順、柔和，使汽車起步時無抖動、無沖擊，分離徹底、迅速； 3）工作性能（最大摩擦力矩或后備系數）穩(wěn)定，即作用在摩擦片上的總壓力不應因摩擦表面的磨損而有明顯的變化，摩擦系數在離合器工作過程中應力求穩(wěn)定； 4）從動部分的轉動慣量要小，以減小掛檔時的齒輪沖擊并方便掛檔； 6 5）能避免或衰減傳動系的扭振，具有吸收振動、沖擊和降低噪音的功能； 6）通風散熱性良好； 7）操縱輕便； 8）具有足夠的強度，工作可靠、使用壽命長； 9）九力求結構簡單、緊湊，制造工藝性好，維修方便； 10）設計時要注意對旋轉 件的動平衡要求和離心力的影響。 第二章 方案論證 第一節(jié) 離合器車型的選定 本設計主要針對轎車是輕型車車型，故最好選定的車型為長安奔奔 1.3L 豪華型，該車主要參數如下表： 表 2-1 長安奔奔 1.3L 豪華型的主要參數 整備質量（ kg） 1000 總質量（ kg） 1365 發(fā)動機型號 JL474Q2 最大扭矩（ N m） 110/3500 最大功率（ kw/rpm） 63/6500 最高車速（ km/h） 145 變速器一檔傳動比 3.416 主減速器傳動比 5.125 輪胎型號 165/70 R14 第二節(jié) 確定離合器的結構型式 （一）摩擦離合器機構型式的選擇 汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型。其中，摩擦式的應用最廣泛?，F代汽車摩擦離合器的典型結構型式是單片或雙片干式，它由從動盤、壓盤、壓盤驅動裝置、壓緊彈簧（有沿圓周均布的圓柱螺旋彈簧、中央布置的錐形或圓柱螺旋彈簧和膜片彈簧等）、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構成。 本次設計選定的機構型式為單片摩擦式。 （二）從動盤數及干、濕式的選擇 （ 1）單片干式摩擦離合器 如圖 2-1， 2-2， 2-3所示，起結果簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊 ，分離徹底，從 7 動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合柔順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于 1000N m 的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉矩更大時可以采用雙片離合器。 （ 2）雙片干式摩擦離合器 如圖 2-4所示。 與單片離合器相比，由于摩擦面增多使傳遞轉矩的能力增大，接合也更平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情況下，其徑向尺寸較小，踏板力較小。但軸向尺寸加大且結構復雜；中間壓盤的通風散熱性差易引起過熱而加快摩擦片的磨損甚至燒傷碎裂；分離行程大，調整不當分離 也不易徹底；從動件轉動慣量大易使換檔困難等。僅用于傳遞的轉矩大且徑向尺寸受到限制時。 （ 3）多片濕式離合器 摩擦面更多，接合更加平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小。但分離行程大、分離也不易徹底，特別是在冬季油液粘度增大時；軸向尺寸大；從動部分的轉動慣量大，故過去未得到推廣。近年來，由于多片濕式離合器在技術方面的不斷完善，重型車上又有采用，并有不斷增加的趨勢。因為它采用油泵對摩擦表面強制冷卻，使起步時即使長時間打滑也不會過熱，起步性能好，據稱其使用壽命可較干式高出 5 6 倍。 通過各結構優(yōu)缺點的比較，本次 設計選用的是單片干式摩擦離合器。 圖 2-1 圖 2-2 8 圖 2-3 圖 2-4 （三）壓緊彈簧的結構型式及布置 離合器壓緊彈簧的結構型式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等。可采用沿圓周布置、中央布置和斜置等布置型式。根據壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為： （ 1）周置彈簧離合器 如圖 2-1， 2-4 所示， 周置彈簧離合器的壓緊彈簧是采用 圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。周置彈簧離合器的結構簡單、制造方便，過去廣泛用于各種類型的汽車上?，F代由于轎車發(fā)動機轉速的提高(最高轉速高達 5000 7000r min 或更高 )，在高轉速離心力的作用下，周置彈簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座柱上而使接觸部位嚴重磨損甚至出現斷裂現象。因此，現代轎車及微、輕、中型客車多改用膜片彈簧離合器。但在中、重型貨車上，周置彈簧離合器仍得到廣泛采用。 （ 2）中央彈簧離合器 采用一個矩形斷面的 圓錐螺旋彈簧或用 12個圓柱螺旋彈簧做壓簧并布置在離合接觸，因此壓盤由于摩擦而產生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱較輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造卻比較困難，故中央彈簧離合器多用在重型汽車上以減輕其操縱力。根據國外的統(tǒng)計資料：當載貨汽車的發(fā)動機轉矩大于 400450Nm 時，常常采用中央彈簧離合器。 （ 3）斜置彈簧離合器 重型汽車采 用的一種新型結構。以數目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別 9 以傾角（彈簧中心線與離合器中心線間的夾角）斜向作用于傳力套上，后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在壓桿內端的軸向推力等于彈簧壓力的軸向分力。當摩擦片磨損后壓桿內端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力減小，傾角亦減小，而 cos 值則增大。這樣即可使在摩擦片磨損范圍內壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變，從而使壓盤的壓緊力也幾乎保持不變。同樣，當離合器分離時后移傳力套，壓盤的壓緊力也大致不變。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出優(yōu)點是 工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低 35。 （ 4）膜片彈簧離合器 作為壓緊彈簧的膜片彈簧，是由彈簧鋼制成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片。且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切的槽大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側則有支撐圈。它借助固定在離合器蓋上的一些鉚釘來安裝定位。當離合器蓋未固定到飛輪上是，膜片彈簧不受力而處于自由狀態(tài)。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支撐圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角度變大，甚至膜片彈簧幾乎變 平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于接合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移使膜片彈簧壓前支撐圈并以此為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤使離合器分離。 圖 2-5 圖 2-6 膜片彈簧離合器根據分離杠桿內端受推力還是受拉力，可分為拉式膜片彈簧離合器和推式膜片彈簧離合器。推式膜片彈簧離合器根據支撐環(huán)數目的不同，可分為雙支撐環(huán)（圖 2-5）、單支持環(huán)（圖 2-6）和無支撐 環(huán)（ 圖 2-7） 三種形式。其中雙支撐環(huán)形式是目前廣泛采用的一種結構形式，它又可分為三種，此次設計采用 MF 型。該結構的離合器是一種比較成熟的膜片彈簧離合器。膜片彈簧、兩個支撐環(huán)與離合器蓋之間用一個抬肩式鉚釘定位并鉚合在一起，結構較簡單。拉式膜片彈簧又可分為無支撐環(huán)式和單支撐環(huán)式兩種形式（ 圖 2-8） 。與推式膜片彈簧相比，拉式膜片彈簧在結構上更簡化，提高轉矩容量與分離效率以及減輕操作強度、沖擊和噪音，提高壽命等方面，都比推式結構的 10 要好，所以拉式膜片彈簧的應用也很廣泛。它的不足是：膜片彈簧的分離指與分離軸承總成嵌裝在 一起，安裝與拆卸較困難，分離形成也比推式要大些。 圖 2-7 圖 2-8 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 （ 圖 2-9， 圖2-10）， 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稱的，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，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質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，也易于實現良好的散熱通風等。 圖 2-9 圖 2-10 膜片彈簧離合器的操縱曾經都是采用壓式結構。當前，膜片彈簧離合器的壓式操縱已為拉式操縱結構所取代。后者的 膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化、零件減少、拆裝方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。 由于膜片彈簧具有上述優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平不斷提高。因此膜片彈 11 簧離合器在轎車微型、輕型客車上都得到了廣泛的采用。本次設計做的是推式膜片彈簧離合器。 （四）壓盤的驅動方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動傳動盤轉動，所以它與飛輪連 接在一起。但是這種連接應該允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移動。壓盤與飛輪的連接方式或其他的驅動方式有：凸塊窗口式、傳力銷式、鍵式（鍵槽 指銷式，鍵齒式）以及彈性傳動片式等。 凸塊窗口式是在單片離合器中長期采用的傳統(tǒng)結構。該結構是在壓盤外緣鑄出個凸片，裝配時伸入離合器蓋對應的長方形窗口中，而離合器蓋則與飛輪相連?？紤]到摩擦片磨損后壓盤向前移。因此凸塊應凸出窗口以外。其結構簡單，但是凸塊與窗口的配合處磨損后易使定心精度降低而失去平衡，且會產生沖擊和噪音。所以在現在的離合器中已經很少使用。 傳 力銷式是雙片離合器采用的傳統(tǒng)結構，它是用沿圓周均勻分布的幾個傳力銷將飛輪與中間的壓盤連接在一起。 鍵式也是一種壓盤的驅動方式，包括鍵槽指銷式和鍵齒式兩種。它是用鍵槽指銷或鍵齒將壓盤與飛輪相連接而又不影響分離時壓盤的軸向移動。 在雙片離合器的結構中也有采用綜合式的壓盤驅動方式的，即中間壓盤通過鍵連接，壓盤則通過凸塊窗孔驅動。上述幾種壓盤的驅動方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約是 . mm左右）。這樣，在傳動時將產生沖擊和噪音。且隨著接觸部分磨損的增加，間隙將加大，引起更大的 沖擊和噪音，甚至可能導致凸塊根部出現裂紋而造成零件的早期損壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。 近年來，廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。彈性傳動片（鋼帶傳動片）是由薄彈簧鋼帶沖壓制成一端鉚在離合器蓋上，另一斷用鉚釘固定在壓盤上，并且多用組（每組片）沿圓周作切向布置以改善傳動片的受力狀況。這時，當發(fā)動機驅動時傳動片受拉；當拖動發(fā)動機時傳動片受壓。這種用傳動片驅動壓盤的方式不僅消除了上述幾種離合器的缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的穩(wěn)定 。 通過比較以上各種方案的優(yōu)缺點，本次設計壓盤的驅動方式選用鋼帶傳動片。 12 圖 2-11 單片膜片彈簧離合器（五）從動盤數的選擇 對轎車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只有一片從動盤。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱性好，維修調整方便，從動部分轉動慣量下，在使用時能保證分離切底、接合柔順。 綜上所述，本次設計是采用單片膜片彈簧離合器。如圖 2-11所示。 第三章 設計計算及參數的選擇 第一節(jié) 離合器主要參數的選擇 離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求： 1） 摩擦因 數較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要?。?2） 有足夠的機械強度與耐磨性； 3） 密度小，以減小從動盤的轉動慣量； 4） 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦； 5） 磨合性能好不致刮傷飛輪和壓盤表面； 6） 接合時應平順，不產生“咬合”或“抖動”現象； 7） 長期停放后，摩擦面不發(fā)生“粘著”現象。 摩擦片的外徑是離合器的重要參數。它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據離合 器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機的最大的轉矩Temax，離合器的靜摩 擦力矩 TC 應大于發(fā)動機的最大轉矩 Temax，而離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 TC又取決于其摩擦面數 Z、摩擦系數 f、作用在摩擦面上的總壓緊力 P 與摩擦片平均半徑 RC，即 13 cT=maxeT2 式中 離合器的后備系數 離合器的基本參數主要有性能參數有后備系數 和單位 壓力參數 P0，尺寸參數 D和d及摩擦片厚度 h 。 （一）后備系數 后備系數是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機轉矩的可靠程度。在選擇時應考慮以下幾點： 1) 摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩； 2) 要防止離合器滑磨過大； 3) 要能防止傳動系過載。 顯然，為了可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太?。粸榱耸闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，又不能選取太大；當發(fā)動機后 備功率較大，使用條件較好時，可選擇小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器磨損，應選取大些；貨車總質量越大，也應選得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數越多，轉矩波動越小，可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的值可以比螺旋彈簧的小些；雙片離合器的值應大于單片離合器。 各類汽車值的選取范圍通常為： 轎車和微型車、輕型貨車 =1.20 1.75 中型和重型貨車 =1.50 2.25 越野車 、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車 =1.80 4.00 根據上述原因及所選車型，選取 =1.3。 （二）單位壓力 P0 單位壓力0P對離合器工作性能和使用壽命有很大的影響，選取時應考慮離合器的工作條件，包括發(fā)動機的后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數較小時，0P應取小些；當摩擦片外徑繳大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，0P應取小些；后備系數較大時，可適當增大0P。 當摩擦片采用不同材料時，0P按下列范圍選取： 石棉基材料：0P=0.10 0.35MPa 14 粉末冶金材料：0P=0.35 0.60MPa 金屬陶瓷材料：0P=0.70 1.5Mpa 根據上述原因及所選車型，選 取0P=0.22 MPa （三）摩擦片外徑 D、內徑 d 和厚度 h 的確定 離合器應按轉矩容量或熱容量設計，摩擦片或從動片外徑 D是基本尺寸。它關系到結構尺寸及質量的大小和使用壽命的長短設計是通常首先確定 D的值。 由以下公式計算 D的值： D=2R=2.5 1 3m a x 0e fzTP 式中：maxeT 發(fā)動機的最大轉矩；maxeT= 110N m f 摩擦系數；取 f=0.28 z 摩擦面數；取 z=2 將各參數值代入上式后計算得： D=179.4mm 在同樣外徑時，選用較小的內徑 d雖可增大摩擦面積，提高傳遞轉矩的能力，但是會使摩擦面上的壓力分布不均勻，使內外沿圓周的相對滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利于散熱和扭轉減振器的安裝。摩擦片尺寸 D應符合有關標準（ JB1457-74），的規(guī)定，表 3-1給處了離合器摩擦片的尺寸系列和參數。 表 3-1 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑 D（ mm） 內徑 d(mm) 厚度 h（ mm） 內 外徑之比 d/D 單位面積 F（ mm2） 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 10600 13200 16000 22100 30200 40200 46600 54600 67800 72900 90800 103700 所以由所計算的 D 值去參照表 3-1，最后選定摩擦片的尺寸為下表： 15 表 3-2選定的摩擦片的尺寸 外徑 D （ mm） 內徑 d (mm) 厚度 h (mm) C=dD 1- 3C 單位面積 F （ mm2 ） 200 140 3.5 0.700 0.657 160 （四）摩擦片外徑 D 的校核 所選的 D應使摩擦片最大圓周速度不超過 6570m/s，以免摩擦片發(fā)生飛離。 根據公式： 3 2 m a x 1 0 6 5 7 0 /60De D m svn 式中，DV為摩擦片最大圓周速度（ m/s），m a xen為發(fā)動機最高轉速（ r/min），m a xen=4000r/min 。將各參數值代入上式后計算得： DV=41.87m/s 所得值在 65 70 m/s 之間，因此所選用的摩擦片外徑 D尺寸合適。 （四）校核 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的應小于其許用值，即 1 224 ()c o c oTcTTz D d （ 3-2-2） 式中， coT 為單位摩擦面積傳遞的轉矩（ 2/N m mm ）； coT 為其允許值（ 2/N m mm ），按表 3-3選取。 表 3-3 單位摩擦面積傳遞的轉矩 （ 2/N m mm ） 離合器規(guī)格 D/mm 210 210250 250325 325 coT / 210 0.28 0.30 0.35 0.40 由 D=200mm,選取 coT =0.28 210 2/N m mm .則由 (3-1)、 (3-4)得 : 222 2 2 2m a x4 4 1 . 4 1 1 0 0 . 1 1 1 0 / ( ) 2 ( 2 0 0 1 4 0 )ec o c oTT N m m m Tz D d 故離合器單位摩擦面積傳遞的轉矩在安全范圍內。 由上述兩項校核，可知所選取的摩擦片外徑 D能滿足要求。 16 第二節(jié) 膜片彈簧設計 在汽車膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用 它的特性決定了離合器的主要工作性能。 因此，在離合器的開發(fā)中，膜片彈簧的設計尤為重要。 （一）膜片彈簧的結構特點 膜片彈簧由彈簧鋼板沖壓而成（如圖 3-1 所示）。膜片彈簧在結構上分兩部分，在膜片彈簧彈簧大端處為一完整的截面，它的形狀象一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣，故稱為碟簧部分（如 3-2 所示）。膜片彈簧起彈性作用的正是碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這一面沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形。可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包含有徑向開槽部分，膜片彈簧分離指與碟簧部分交接處的徑向槽 較寬呈長方圓孔，這樣一方面可以減少分離指根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘以固定膜片彈簧。 圖 3-1 膜片彈簧 圖 3-2 碟形彈簧 （二）膜片彈簧的彈性變形特性 膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分。碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧的不一樣。它是一種非線性的彈性，其特性和碟簧部分的原始內截錐高度 H 及彈簧厚度 h之比值有關。不同的 H/h 值可以得到不同的彈簧變形特性。一般可分為四種情況（圖3-1）： （ 1） /2Hh 時曲線 1所示。載荷的增加，變形總是不斷增加。這種彈簧的剛度很大，可以承受很大的載荷，適合于作為緩沖裝中的行程限制器。 （ 2） /2Hh 時如曲線 2所示。彈簧的特性曲線在中間是異端平直的線，變形的增加，載荷幾乎維持不變。此種彈簧叫做零剛度彈簧。 17 圖 3-3 H/h對膜片彈簧彈性特性的影響（ 3） 2 / 2 2Hh如曲線 3 所示。彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加時，載荷反面減少。具有這種特性的膜片彈簧很適用于作為離合 器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)達到分離離合器時載荷下降，操縱省力之目的。但負剛度過大也不適宜，以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力變化過大。 （ 4） / 2 2Hh 如曲線 4所示。則特性曲線的極小點落在橫坐標軸上。 （ 5） / 2 2Hh 如曲線 5 所示。該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。這種彈簧適用于汽車液力傳動中的鎖止機構。 （三）膜片彈簧設計計算的基本公式 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞過斷面上 的某中性點 O轉動（圖3-2）。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷 F1（ N）集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為 1（ mm）（圖），則膜片彈簧彈簧特性如下式表示： 12111 1 1221 1 1 1 1 1l n ( / )()6 ( 1 ) ( ) 2Eh R r R r R rF f H H hR r R r R r （ 3-2-1） 式中： E為材料的彈性模量（ MPa），對于鋼： E=2.1 105 MPa； 為材料的泊松比，對于鋼： =0.3； H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度（ mm）； h為膜片彈簧鋼板厚度（ mm）； R ， r分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（ mm） ； R1 ， r1分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（ mm）。 18 圖 3-4 子午斷面繞中性點的轉動 a） b） c) 圖 3-5 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的變形 a）自由狀態(tài) b）壓緊狀態(tài) c)分離狀態(tài) 當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化（圖 3-3c）。設分離軸承對分離指端所加載荷為 F2（ N），相應作用點變形為 2（ mm）；另外，在分離與壓緊狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午端 面從自由狀態(tài)也轉過相同的轉角，則有如下關系： 12111frrRr （ 3-2-2） 11211 fRrFFrr （ 3-2-3） 式中，fr為分離軸承與分離指的接觸半徑（ mm）。 將 式（ 3-2-2）和式（ 3-2-3）代入式（ 3-2-1），即可得 F2與 2的關系式為： 12222 2 21 1 1l n ( / )()6 ( 1 ) ( ) 2f f fEh R r R r R rF f H H hr r r r r r （ 3-2-4） 同樣，將式（ 3-2-2）和式（ 3-2-3）分別代入式（ 3-2-1）同樣可分別得到 F1與 2和 F2與 1的關系式。 19 如果不計分離指在 F2作用下的彎曲變形，則分離軸承推分離指的移動行程 2f（圖3-3c）為： 12111fffrrRr （ 3-2-5） 式中， 1f為 壓盤的分離行程。（圖 3-3b、 3-3c）。 （四）膜片彈簧基本參數的確定 （ 1）比值 H/h 的選擇 該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。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車的膜片彈簧離合器的 H/h一般取 ： 1.5H/h 2 。 本設計選取 1=3.3， 2=9.3，則： re 70-9.3=60.7。本設計取 re=60mm。 （五）膜片彈簧的強度校核 如圖 3 10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 2 ，則截面上任意點的切向應 力為： 221txyEex （ 3-2-7） 式中， 為碟簧部分子午截面的轉角（ rad）；為膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角（ rad）； e為中性點 O的半徑（ mm）， e=(R-r)/ln(R/r)。 分析表明，膜片彈簧碟簧部分凸面的內緣點 B（ 見 右圖）處切向壓應力最大；而凹面的外緣點 A或 A/處的切向拉應力最大，但 B點的應力值最高，而且 B點的最大應力值是發(fā)生在離合器分離過程中的某一位置，并且此 時 B點處于兩向應力狀態(tài)。故通常只計算 B點處的應力來校核膜片彈簧的強度，應使 B點當量應力小于許應力，即Bj max時， 1取值為 max。 （ 1）求離合器徹底分離時，分離軸承作用的載荷2F 徹底分離時， 1 = 1N =4.66mm，則將各參數代入公式（ 3-2-4）得：2F=1544.9N。 （ 2）求分離軸承的實際行程 2F 壓盤行程 1f = 1C - 1B =1.70mm，則將各參數代入公式（ 3-2-2）得，分離指假定為 剛性時的分離行程： 2f = 1111f frrRr =4.47mm 因分離指為非剛性的，則分離指在力 2P 的作用下有附加彈性變形 2f ，則分離軸承推膜片彈簧的實際行程為 2F = 2f + 2f 2 （ 3-2-10） 式中的附加彈性變形 2f 可由下式求得： 2 222 22f3 2 2 22216 P r 1 1 1 1= 1 2 1 l n ( / ) 2 l n ( / )22e e e ee f ef f f f f ffr r r rrrr r r rE h r r r r r r （ 3-2-11） 11 1 ()ienrr （ 3-2-12） 22 1 ()enrr （ 3-2-13） 23 式中： er 膜片彈簧分離指前部最寬處的半徑（ mm）； ir 膜片彈簧小端半徑（ mm）； n 膜片彈簧分離指的數目； 1 分離指前部的寬度系數； 2 分離指根部的寬度系數； 1 分離指前部的切槽寬度（ mm）； 2 分離指根部的切槽寬度 （ mm）； 代入公式（ 3-2-11）、（ 3-2-12）、（ 3-2-13）各項參數數值，計算得： 2f =0.63mm 則 2F =4.47+0.63=5.10mm。 （ 3）求 B點當量應力 Bj 首先，求 B點應力最大時彈簧大端的變形。 1 在公式（ 3-2-9）中各項參數均已知，則代入各值計算得： max =5.32mm。因此有 1 maxf ，則 1 = 1f =1.70mm。 將 1 值及各項所需參數值代入公式（ 3 11）中可得： Bj =1209.1MPa 1 4 0 0 1 6 0 0 M P a 因此膜片彈簧滿足使用要求。 第三節(jié) 離合器蓋總成設計 離合器總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支承環(huán)等。 （一）離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的部分扭矩。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在離合器蓋結構設計時應達到以下幾個要求： 1） 應具有足夠的剛度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為 2.5 4.0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 2）應與飛輪保持良好的對中，一面影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定位銷或定位螺栓，也采用止口對中。 3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風口，將離合器制成特殊的葉輪形狀?；蛟谏w上下班加設通風扇片等，用以鼓風。 乘用車和載質量較小的商用車的離合器一般用 08、 10 鋼等低碳鋼板，載質量較大 24 的商用車則常用鑄件或鋁合金壓鑄件。 本設計采用厚 3mm 的 08鋼板沖壓而成。 （二）壓盤結構設計 （ 1）對壓盤結構設計的要求 1） 壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。 2） 壓盤應具有較大的剛度。 3） 與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 4） 壓盤高度尺寸（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。 （ 2）壓盤幾何尺寸的確定 1）壓盤內、外徑的確定（yyDd、） 前面我們已經通過計算確定了 摩擦片的內、外徑。從一般而言，壓盤內徑稍微小于摩擦片的內徑，壓盤外徑稍大于摩擦片外徑。 故本設計壓盤外徑y(tǒng)D =202mm，壓盤內徑為yd=138mm。 2）壓盤厚度的確定（yh） 壓盤厚度的確定主要依據以下兩點： 壓盤的質量 在離合器的接合過程中，由于滑摩功的存在，第接合一次都要產生大量的熱，而第次接合的時間短（大約 3 秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到 周圍空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在使用頻繁和困難條件下工作的離合器，這種溫升就更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中所產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，幫要求壓盤具有足夠大的質量以吸收熱量。 壓盤的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后產生翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的徹底分離，厚度約為 15 25mm2 。 離合器接合一次時的溫升 離合器一次結合會瞬間產生熱量，用溫升 來表示。溫升不應超過 8 10。溫升 25 越低，可以相應減小壓盤厚度，以減小其轉動慣量。溫升公式為： 1WmC （ 3-4-1） 式中： 溫升（）； W 滑磨功（ N m）； 分配到壓盤上 的滑磨功所占的百分比（單片離合器壓盤 =0.50；雙片離合器壓盤 =0.25；雙片離合器中間壓盤 =0.50） C 壓盤的比熱， C=481.4J/（ kg）（鑄鐵壓盤）： m 壓盤重量（ kg）。 本設計選取 =8，即： WmC =8 （ 3-4-2） 2）計算壓盤厚度 汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（ J），可根據以下公式計算： 2 2 2 1 220()1800 e a rgn m rWii （ 3-4-3） 式中： am 汽車總質量（ Kg）； r 輪胎滾動半徑（ m）；（由輪胎規(guī)格 165/60R14,可知輪胎斷面寬度 B 為165mm；輪輞直徑 d為 14i（ 1in=25.4mm），即為 14 25.4=355.6mm；其車輪胎 的高度 比 H/B=60% ，即 H=165 60%=99mm 。由 ： 6 /2rr r H d 得： r =99+355.6/2=276.8mm） ig 起步進所用變速器檔位的傳動比； io 主減速器傳動比； en 發(fā)動機轉速（ r/min），計算時轎車取 2000r/min，貨車取 1500r/min。 將已知的各參數及式（ 3-4-3）代入式（ 3-4-2），得： 0.9706m kg 由公式 m v ( 鑄鐵的密度 ,7.0g/cm3)， 224 y y yV D d h得： 224 y y ym D d h 22( ) 0 . 9 7 0 64 yyym V D d h 26 代入各已知參數得： 8 .1 1 7yh m m 根據以上計算所得，以及壓盤厚度 1 5 2 5yh m m，設計時，要盡量取較小值，因此，本設計選?。?15yh mm。 第四節(jié) 扭轉減振器的設計 （一）扭轉減振器的功能 扭轉減振器主要由彈性元件 (減振彈簧或橡膠 )和阻尼元件 (阻尼片 )等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階 (通常為三階 )固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能： 1)降低發(fā)動機曲軸 與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振。 3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。 4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 （二）扭轉減振器的結構類型 扭轉減振器具有線性和非線性特性兩種。單級線性減振器的扭轉特性如圖 2 9所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時，由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻 度較大，常引起變速器常嚙合齒輪齒間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉減振器中另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲，此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級，第二級的剛度較大。目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。 27 圖 2-8 單級線性減振器的扭轉特性 圖 2-9 三級非線性減振器的扭轉特性 （三）扭轉減振器主要參數的選擇 減振器的扭轉剛度 k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩 T 是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩jT、預緊轉矩nT和極限轉角j等。 （ 1）極限轉矩jT 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 1(圖 2 10)時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可?。?圖 2-10 減振器尺寸簡圖 1m a x m a x( 1 . 2 1 . 4 )j e j eT T T T (3-5-1) 本設計選取m a x1 . 3 1 . 3 1 1 0 1 4 3jeTT N.m （ 2）扭轉角剛度是k 為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度k，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用 工作轉速范圍內。 k決定于減振彈簧的線剛度及其結構 布置尺寸 (圖 2 10)。 設減振彈簧分布在半徑為 Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過 弧度時，彈簧相應變形量為 Ro 。此時所需加在從動片上的轉矩為 2201000 jT K Z R 式中： T 使從動片相對從動盤轂轉過 弧度所需加的轉矩 (N m)； K 每個減振彈簧的線剛度 (N mm)； Zj 減振彈簧個數； 28 Ro 減振彈簧位置半徑 (m)。 根據扭轉剛度的 定義， /Tk 則 220100 jk K Z R 式中：k為減振器扭轉剛度 (N m rad)。 設計時可按經驗來初選是k k 13 1jT （ 3-5-2） 因此：k 13 143=1859。 本設計選取k=1859 N.m/rad。 （ 3）扭轉減振器的摩擦力矩fT 由于減振器扭轉角剛度是k受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩fT一般可按下式初選為： m a x( 0 . 0 6 0 . 1 7 )feTT （ 3-5-3） 本設計m a x0 . 1 2 1 3 . 2feTT N.m （ 4）預緊轉矩yT 對于線性特性的減振器，減振彈簧在安裝時應有預緊。與無預緊力矩時相比，當兩種情況下的角剛度和極限轉角分別相同時，有預緊力的極限轉矩較大，使減振器能在較大的轉矩范圍內工作；當極限轉矩和極限轉角分別相同時，則其角剛度較低。這顯然是有利的。但預緊力矩值不應大于摩擦力矩，一般?。?11 3 .2yfTT N.m （ 3-5-4） （ 5）減振彈簧的位置半徑 Ro Ro的尺寸應盡可能大些，如圖 2 15所示，一般取 20 ( 0 . 6 0 0 . 7 5 ) 2dR （ 3-5-5） 式中： D為摩擦片的內徑。 本設計中：選取0 0.7 2dR =49 mm 。 （ 6）減振彈簧個數jZ jZ參照表 3-2中選取。 表 2 2 減振彈簧個數的選取 摩擦片外徑 D mm 350 29 減振彈簧數目 4-6 6-8 8 10 10 本設計中選取jZ=6。 （ 7）減振彈簧總壓力F 當限位銷與從動盤轂之間的間隙 1或 2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時jT，減振彈簧受到的壓力F為 20/jF T R （ 3-5-6） 30/ 1 4 3 1 0 / 4 9 2 9 1 8 . 4jF T R N （ 8）每個減振彈簧的最大工作壓力 F jjTFZ 計算得： F=486.4 N （ 9）減振彈簧的確定 1）彈簧的平均直徑CD CD一般由結構布置來決定，通常CD=11 15 mm。本設計選取CD=12 mm。 2）彈簧鋼絲直徑1d 31 8 CFDd 式中：扭轉許用應用 取為 5500 6000公斤 /厘米 2 ，本設計中計算選取 =6000公斤 /厘米 2。 代入已知數據計算得：1d 2.94，圓整為1d 3mm 。 設計一般1d一般在 3 4mm之間，因此設計的參數合理。 3）減振彈簧剛度 20kKnR 代入數據計算得： =21859 10006 49 129.0 N.mm 4）減振彈簧有效圈數 i 30 4138 CdGiDK 代入已知數據計算得： i 3.6858，圓 整為 i 4。 5）減振彈簧總圈數 n n=i+(1.5 2) 一般 n為 4圈，則設計為 n 4+2=6 圈。 6）減振彈簧最小長度ml 減振彈簧在最大工作壓力 P時的最小長度minl為： m i n 1 1( ) 1 . 1l n d d n 式中，10.1d 彈簧圈之間的間隙，必要時還可取得小一些。 計算得：minl=1.1 3 6=19.80 mm 。 7）減振彈簧總變形量 l Fl K 計算得： l =486.4/129.0435=3.77 mm 。 8）減振彈簧自由高度0l 0 minl l l 計算得：0l=23.5693 9）減振彈簧預變形量 l 1yTl KZR 計算得： l = 31 3 .2 1 01 2 9 .0 4 3 5 6 4 9=0.35 mm 10）減振彈簧安裝后的工作高度 0l l l 計算得： l =23.20 mm 。 11）減振彈簧的工作變形量 l l l l 31 計算得： l =3.7693-0.3479=3.42 mm 。 （ 10）極限轉角j 減振器從 預緊轉矩yT增加到極限轉矩jT時，從動片相對從動盤轂的極限轉角j為： 202 a r c s i n 2j lR (3-5-7） 計算得：j=0.0698=0.0698*180/3.14=4.00。 j通常為 3O 4.5 1 因此設計合理。 （ 11）限位銷與從動盤缺口測邊的間隙 一般為 2.5 4 mm，本設計 選取 =3.6。 2 sin jR 式中：2R為限位銷的安裝半徑。 則2R=3.6/sin0.0698=51.60 mm。 （ 12）限位銷直徑 d d 按結構布置選定，一般 d =9.5 12mm，本設計選取 d =11mm 。 （ 13）從動盤轂缺口寬度 B及彈簧安裝窗口尺寸 A 為了充分利用減振器的緩沖作用（尤其是緩和由地面?zhèn)鱽淼臎_擊載荷），在某些汽車上采用了以下一些措施： 將從動片的部分窗口的尺寸做得比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些。一般推薦：1 1 . 4 1 . 6A A a mm（ A一般為 25 27mm） 這樣，當地面?zhèn)鱽頉_擊時，開始時只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于 緩和沖擊。 此外，從動片上缺口 B與限位銷直徑 d 之間的間隙1和2做得不一樣，并使21。這樣，當地面?zhèn)鱽頉_擊時，由于允許彈簧有較大的變形，從而可以緩和更大的沖擊。 12Bd 本設計中，選取 A=26mm，則：1A=26+1.5=27.50 mm 由于1=3.6，21，取2=4 mm，則： B=11+3.6+4=18.60 mm。 第五節(jié) 離合器主要零件的設計計算 （一）從動盤總成 32 從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1） 從動盤的轉動慣 量應盡可能小，以減小變速器換檔時輪齒的沖擊。 2） 從動盤應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3） 應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 為了使從動盤具有軸向彈性，常用的方法有： 1） 在從動片外緣開 6 12個“ T”形槽，形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次不同方向彎的波浪形。兩側的摩擦片則分別鉚在每隔一個的扇形上。“ T”形槽還可以減小由于摩擦發(fā)熱而引起的從動片翹曲變形。這種結構主要應用在商用車上。 2） 將 扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接，由于波形片（ 1.0mm）比從動片（ 1.5mm）薄，這種結構的軸向彈性較好，轉動慣量較小，適宜于高速旋轉，主要應用于乘用車和最大總質量小于 6t的商用車上。 3） 利用階梯形鉚釘桿的細段將成對波形片的左片鉚在左側摩擦片上，并交替地把右片鉚在右側摩擦片上。這種結構的彈性行程較大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。這種結構主要應用于發(fā)動機排量大于 2.5L的乘用車上。 4） 將靠近飛輪的左側摩擦片直接鉚合在從動片上，只在靠近壓盤側的從動片鉚有波形片，右側摩擦片用鉚釘與 波形鉚合。這種結構的轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩的能力大，主要應用于商用車上。 （ 1）從動盤轂 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩 Temax按國標 GB1144 74選取（見 表 3 4） 。 從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如 35、 45、 40Cr 等），并經調質處理。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。 花鍵選取后應進行擠壓應力 j（ MPa）及剪切應力 j（ MPa）的強度校核： 1 22m a xjj8 ()eTD d z n l （ 3-6-1） 1 m a x4 1 5()jjeTD d z n l b （ 3-6-2） 式中， z為從動盤轂的數目；其余參數見表 3 3。 表 3 3 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 33 根據摩擦片的外徑 D=200mm 與發(fā)動機的最大轉矩 Temax=110 N m，由表 3 3 查得n=10， D =19mm， d =13mm， b=4mm， l=25mm， j=11.3Mpa，則由公式（ 3-6-1）、（ 3-6-2）校核得： j=11.28MPa j=11.3 MPa。 j=8.5 MPa j=15 MPa。 所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求。 （ 2）從動片 從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面要求高。材料常用中碳鋼板（ 50號或 85號）或 65Mn鋼板。一般厚度為 1.3 2.5mm，表面硬度為 38 48HRC。 考慮所選車型及從動盤結構，選擇從動片的結構型式為整體式，從動片外緣開 6個“ T”形槽，形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次不同方向彎的波浪形。 本設計，從動片由 1.6 mm厚的 65Mn鋼板沖壓而成，并且將其外緣的盤形部分磨薄至 1mm，以減小其轉動慣量。 （ 3）摩擦片 離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求： 1） 摩擦因數較高且較穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小。 2） 具有足夠的機械強度與耐磨性。 3） 密度要小，以減小從動盤的轉動慣量。 4） 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦。 5） 磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。 6） 接合時應平順而不產生“咬合”或“抖動”現象。 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉矩 Temax/N m 花鍵尺寸 擠壓應力 j/Mpa 齒數 n 外徑 D /mm 內徑 d /mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 34 7） 長期停入后，摩擦面間不產生“粘著”現象。 離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數較高（大約為 0.3 0.45）、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前訂應用于、輕載荷下 工作。由于石棉在生產和使用過程中對環(huán)境有污染，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維等到來替代石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優(yōu)點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要應用于載質量較大的商用車上。 摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可先可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片上安裝波形片、但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力 ；但更換摩擦片困難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。 根據上述分析，本設計所采用的離合器摩擦片材料為石棉基摩擦材料，摩擦片與從動片的連接方式為鉚接，選取 18 顆鉚釘鉚接。其鉚接位置為摩擦片的平均半徑，即Ra=85mm。鉚釘型號為 GB875-86 3 65，材料為 15號鋼。鉚釘的校核如下： 平均每顆鉚釘所受的最大剪切力 Fmax： 5m a xm a x 1 1 0 1 0 0 0 7 1 . 91 8 8 5e aTFNnR 根據鉚釘所受的 Fmax，分別校核鉚釘的抗剪強度和從動片的抗壓強度： 5 m a x204 Fdm （ 3-6-3） 5 m a x0ppFd （ 3-6-4） 式中： d0 為鉚釘孔直徑， mm； M 為每個鉚釘的抗剪面數量； 為被鉚件中較薄板的厚度，對于雙蓋板，兩蓋板厚度之和為一個被鉚件厚度， mm。 根據相關已知參數，可得： =1.5mm， m=2；并由參考文獻 5，可得 d0=3.2mm， =115MPa， =430MPa。則將各項數值代入公式（ 3-6-3）、（ 3-6-4）得： =4.5 MPa =115MPa； =15.0 MPa =430MPa。 所以，所選鉚釘能滿足使用要求。 35 （ 4）傳動片 傳動片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，又可利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡。傳動片常用 3 4組，每組 23片，每片厚度為 0.5 1.0m