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1、摘要 離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關，本文針 對哈弗H6 2017運動版1.5T自動兩驅豪華型210/2200-4500汽車的各項參數，設計拉 式膜片彈簧離合器。離合器設計的內容主要包括壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧三 個部分。首先，對離合器各零件的參數、尺寸、材料、及結構進行設計計算，然后使用catia 作圖。 本文還重點研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進行數學分析，并對 其進行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳 狀態(tài)。 第一章 離合器介紹 1.1 離合器的概述 按動力傳遞順序來說，離合器應是

2、傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合 器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分 離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動 力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保 證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。 為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器， 摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸 以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數和主要尺寸。膜片彈簧 離合器在技術上比較先進，經濟性合理，同時其性能良好，使用可靠

3、性高壽命長， 結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以 下優(yōu)點： （1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉時只有可靠強度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩 T 和后備系數 保持穩(wěn)定）； e max （9）使用壽命長。 I; 離仃就什 贖fl.輪 ?83M 雌/ 奎迷厝直 汁酗工桿 導向廿 圖 1-1 1.2 離合器的功用

4、 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現代 車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。 發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300?500r/min，而汽車則只能由 靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性 接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動 機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加 給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平 穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實現發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空 檔位

5、置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和 變速器內的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖 轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系， 發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動 系的聯系，以便于發(fā)動機起動。 汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和 進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但 如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握， 使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差

6、異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使 與離合器主動齒輪聯結的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受 到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起 保護作用。 1.3 離合器的工作原理 如圖 1-2 所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和 操縱機構四部分組成。 圖 1-2 離合器的基本組成和工作原理示意圖 1-曲軸；2-從動軸；3-從動盤；4-飛輪；5-壓盤；6-離合器蓋；7-分離杠桿；8-彈簧；9-分離軸承； 10、15-

7、回位彈簧；11-分離叉；12-踏板；13-拉桿；14-拉桿調節(jié)叉；16-壓緊彈簧；17-從動盤摩擦片；18- 軸承 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪 4 和壓盤借摩擦作 用傳給從動盤 3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿， 分離叉、分離套筒和分離軸承 9，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的 中間是以離合器蓋 6 上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧 的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3 兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動 機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服 各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回

8、原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右， 仍將從動盤 3 壓緊在飛輪上 4，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。 1.4 膜片彈簧離合器 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。 因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量 減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓 周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動 盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產生滑離。離合器 分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種 對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低

9、很少，而周布置彈離合器在高速 時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊 力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離 合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。 River 圖 1-3 膜片彈簧離合器圖 - Strap傳功人 . - Aldi buckling rivet 防抿效f卯釘 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，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， 而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者 借助于固定

10、在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。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，后支承圈則壓膜片彈 簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，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結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移 膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(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后移使離合器分離。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，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且 可以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

11、緊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，使離合器結 構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；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，摩擦均勻， 也易于實現良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝 水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而 且正大力 擴展到載貨汽車和重型汽車 上，國外已經 設計出 了傳遞轉矩 為 80~~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、 客車、輕型和

12、中型貨車上。甚至某些總質量達 28~32t 的重型汽車也有采用膜片 彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的 操縱采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受 壓力。 第二章 離合器設計 2.1 離合器的設計要求 根據離合器的功用，它應該滿足下列主要要求： （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 摩擦力矩（T「）應大于發(fā)動機最大扭矩（Temax ）； Cx emax （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 起步沖撞或抖動； （3） 分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離

13、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） 從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量 就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，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下降而打滑； （7） 操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車 非常重要； （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， 要能通過調整，使離合器正常工作。 2.2 離合器設計流程 獲取及 確定與 計算相 關的參

14、 數 獲取及 確定前 后連接 件的接 口參數 結構方 案確定 2.3 離合器原始數據 哈弗H6 2017運動版1.5T自動兩驅豪華型210/2200-4500 汽車的 驅動形 式 整車整 備質量 發(fā)動機 最大轉 速 發(fā)動機 最大扭 矩 汽車的 總質量 離合器 形式 傳動比 汽車 最大 時速 操縱形 式 4X2 1541kg 5600 r/min 210 N ? m 1916kg 機械、 干式、 單片、 膜片彈 簧 i = 5.2 0 i = 2.5 gi i = 1.6 g2 i = 1 g3 i =07 g4 180 Km/h

15、 液壓式 操縱機 構 2.4 從動盤整體設計 2.4.1 摩擦片設計 摩擦片或從動盤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)動機最大轉矩T ，離合器的靜摩擦力矩T應大于發(fā)動機最大轉矩T ，而 c max c c max 離合器傳遞的摩擦力矩T又決定于其摩擦面數Z、摩擦系數f、作用在摩擦面上 c 的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半徑R,即 工 m T = (N ? m) (2.1) c c max 式中：p —離合器的后備系數(B>1) 該車型發(fā)動機最大轉矩T 為210N ? m

16、 c max 后備系數是離合器的重要參數，選擇時應考慮摩擦片磨損后仍能傳遞 T 及 c max 避免起步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。 表2.1后備系數表 車 型 轎車和輕型貨車 中、重型貨車 越野車和牽引車 后備系 數 1.2 ?1.75 1.5 ?2.25 2.0 ?3.5 本設計是基于哈弗H6汽車的離合器設計，該車型屬于轎車類型，故選擇本 次設計的后背系數B在1.2?1.75之間選擇，取P =1.5。 所以T = R^T = 1.5 x 210 = 315N ? m c ' emax 摩擦片外徑由公式：D = K』Temax

17、求得。 式中，Kd為直徑系數，取值見下表，取$=14.6，得D=211.47mm。 直徑系數心的取值范圍 車型 直徑系數KD 乖用車 14.6 最大總質量為1.8-14.01的商用車 16.0-18.5 （單片離合器） 13.5-15.0 （雙片離合器） 最大總質量大于14.0t商用車 22.5-24.0 摩擦片的尺寸已系列化和標準化，標準如下表所示 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑D (mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 內徑d(mm) 110 125 140 150 155 165 17

18、5 190 厚度（mm） 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 C'=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 1- C'3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積（mm2） 106 132 160 221 302 402 466 546 根據表最終確定：外徑D=225mm；內徑d=150mm；內外徑之比c=0.667。 摩擦片的摩擦因數 f 取決于摩擦片所用的材料

19、及基工作溫度、單位壓力和滑 磨速度等因素。可由表查得：取 f =0.3 摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及 其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此Z=2。離合器間隙At是指離合器 處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常 磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。 該間隙At —般為3~4mm。取At=4mm。 滑動摩擦系數、表面許可溫度、許用單位壓力參考范圍 摩擦副材料 fu 表面許可工作溫度 ［即 鑄鐵對非石棉類 摩擦材料 0.25 ?0.3 250 0.25 ?0.35 離合

20、器的靜摩擦力矩為：Tc = fFZRc 聯立得: p = * emax 0 nfzD 3(1 — C'3) 帶入數據得：單位壓力P° = 0.25MPa < [P°] 摩擦片基本參數優(yōu)化和校核： 在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核： 1) 摩擦片外徑D(mm)的選擇應使最大圓周速度町不超過65-70m/s： V = —n D X 10-3 = ^ x 5600 X 225 X 10-3 = 65.97 < 65?70m/s ° 60 emax 60 式中：D-摩擦片外徑mm； n -發(fā)動機最大功率時轉速r/min； V-摩擦片最大圓周速度m/ s； 2) 摩

21、擦片的內、外徑比&應在0.53?0.70范圍內，即 0.53 2R。+ 50mm 5) 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轉 矩應小于其許用值，即 T =—復—=0.0071 < [T ] c0 nZ(D2-d2) c0 式中，[7；。]為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N?m/mm2)，可按下表選取

22、 經檢查，合格。 單位摩擦面積傳遞扭矩的許用值 離合器規(guī)格 < 210 > 210?250 > 250?320 > 325 [7；0]/X 10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 6)為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0的最大范圍為 0.11 ?1.50MPa,即 0.10MP

23、位摩擦面積滑磨(J/mm2),[⑹為其許用值(J/mm?)，對于乘用車: [⑹=0.40J/mm2, W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J ）, 可根據下式計算 n2n2 m 丫2 W = 匕（^^） 1800（ 1212 丿 0 g 式中，ma為汽車總質量（Kg）； rr為為輪胎滾動半徑（m）； ig為汽車起步時所用變 速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用 車取 2000 r/min。其中：i0 = 5.20, % = 2.5,r = 0.36m, = 1465kg，代入式 得 W=26228.9 J,代入得 3 =0.39

24、< 0.40 = [e],合格。 2?4?2扭轉減振器 由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng) 產生扭轉振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系 中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系 統(tǒng)中裝設了扭轉減振器，且大多數將扭轉減振器附裝在離合器的從動盤中。 圖&1扭轉減振器工作示意圖 1-減振彈簧； 2-從動盤轂； 3-摩擦片 離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片, 帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。因為有彈性環(huán)節(jié)的 作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在

25、此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從 動盤轂相對于從動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消 耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。 扭轉減振器的參數確定 1、 減振器極轉矩 T =(1.5?2.0) T ， j e m ax 取 t. = 1.5T =315W?m j emax 2、 摩擦轉矩 T = (0.06?0.17) T ，取兀 e max =0.1T =21N?m emax 3、 預緊力矩T = n 0.05?0.15) T ，取T = 0.1T = 21N ? m e max n emax 4、 扭轉角剛度花卩 < 1

26、3T. = 4095W ?匹 丿 rad 5、 扭轉減振器的彈簧分布半徑 減振彈簧的分布尺寸R的尺寸應盡可能大一些，一般取 1 R =（0.60?0.75）d/2 0 其中d為摩擦片內徑，結合d > 2R0 + 50mm得R=50mm，則血=0.67 0 0 d/2 6、扭轉減振器彈簧數目 可參考表選取，由于D=225mm，故選取Z=6。 減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑D 減振彈簧數目Z 225?250 250?325 325?355 >350 8?10 10以上 確定減振彈簧尺寸 1、減振彈簧總壓力 T 315 F = —j = = 6300N

27、 E R0 50 X 103 1）單個減振彈簧的工作負荷F 罟=1050N 2）減振彈簧 ① 彈簧中經D c 一般由結構布置來決定，通常D =ll~15mm。取D =12mm cc ② 彈簧鋼絲直徑d =3.4mm d二 i'8PDc 二 8 x 1050 x 12 3 兀[t ] \ 兀 x 810 通常取d=3~4mm，所以，取d=4mm ③ 減振彈簧剛度K k K = —— 1000R 2 Z 0j 帶入數據得，K=273N/mm ④ 減振彈簧有效圈數i Ed 4 i 二—— （E二8.3 x 104MPa） 8D 3 K c 帶入數據得，

28、i=5.63 ，取i=6 ⑤ 減振彈簧總圈數n 一般在6圈左右，總圈數n和有效圈數i間的關系為n=i+ （1.5~2），取i=8 ⑥ 減振彈簧最小長（高）度l min 指減振彈簧在最大工作負荷下地工作長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮 各圈之間仍需要留一定的間隙，可確定為 l = n （d + 6）u 1.1dn = 1.1x 6 x 4 = 26.4mm min ⑦ 減振彈簧總變形量Al 指減振彈簧在最大工作負荷下所產生的最大壓縮變形，為 Al = fK =1050 273 = 3.85mm ⑧ 減振彈簧自由高度l指減振彈簧無負荷時的高度，為 0 l = l +

29、Al = 26.4 + 3.85 = 30.25 mm 0 min ⑨ 減振彈簧預變形量Al'指減震彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊 力矩T有關，其值為 n Al' = n—— KZ R j0 21x103 273 x 6 x 50 = 0.26mm (3-14) ⑩ 減振彈簧安裝工作高度l，它關系到從動盤穀等零件窗口尺寸的設計，為 (3-15) l = l -Al' = 30.25 -0.26 = 29.99mm 0 3）從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉角* i 減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動鋼片相對從動盤轂的極限轉 角*與減震彈簧的工作變

30、形量Al ” （Al” =Al -Al'）有關，其值為 i Al” * 二 2arcsin 二 4.4 j 2 R o 。 2.4.3 從動盤轂 盤載量Dnve pl are 限位硝Stop pin 草擦片Facing 岸攥片鄭t! Rivet j 菠曲片 Cushion dis c 減推彈筈Spi-iiL￡ 盤殽芯Huh ” 、 問尼片Eushms 從動盤轂 從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動 配合相聯接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和 發(fā)動機轉矩按GB1144-74選?。ㄒ姳?.1）。從動盤毅花鍵孔鍵齒的

31、有效長度約為 花鍵外徑尺寸的（1.0?1. 4）倍，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產生偏斜。 從動盤 外徑 D/mm 發(fā)動機轉矩 T /N ? m e max 表4.1 GB1144-74 花鍵 齒數 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內徑 d/mm 有效 齒長 l/mm 擠壓 應力 /MPa 160 50 10 23 18 20 10 180 70 10 26 21 20 11.8 200 110 10 29 23 25 11.3 225 150 10 32 26 30 11.5 250 200

32、10 35 28 35 10.4 280 280 10 35 32 40 12.7 300 310 10 40 32 40 10.7 325 380 10 40 32 45 11.6 350 480 10 40 32 50 13.2 b/mm 花鍵尺寸選定后應進彳丁擠壓應力c j （嘰及剪切應力Tj （嘰的強度校核: 8T e max W 2 一 d 2丿znl 4T 二 e max — \D+dTznlb 式中：D , d —分別為花鍵外徑及內徑，mm； n一花鍵齒數； l, T b—分別為花鍵

33、的有效齒長及鍵齒寬，mm； e max z—從動盤毅的數目，取1； T 一發(fā)動機最大轉矩，N? mm。 e max 從動盤毅通常由40Cr， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC28?32。 由表4.1選取得： 花鍵齒數n=10； 花鍵外徑D=32mm； 花鍵內徑D=26mm； 鍵齒寬b=4mm； 有效齒長 l=30mm； 擠壓應力o =11.3MPa； c 校核 o =19.342MPa； j 得勺=11.26MPar j = 8.45M?，符合強度得要求。 2.4.4 從動片設計 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

34、動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2） 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力 均勻，以減小磨損。 因為分開式彈性從動盤鋼片是將鋼片沿半徑尺寸方向分開，波形彈簧片較薄 且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大，但它在旋轉中心。具 有更小的轉動慣量。因此本設計采用分開式彈性從動盤鋼片 2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。 其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與 其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： （1） 由于膜片彈簧有理想的

35、非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致 不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈 簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零 件數目少，質量小； （3） 高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （4） 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻， 可提高使用壽命； （5） 易于實現良好的通風散熱，使用壽命長； 6）平衡性好； 7)有利于大批量生產，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質

36、量和尺寸精度要求高，其非線性特性 在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能 的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我 選用膜片彈簧式離合器。 2.5.2 膜片彈簧的基本參數的選擇 1截錐高度H與板厚h比值H的選擇 h H/h對膜片彈簧的彈性特性影響很大，當(H/h)〈<2時，F為增函數，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)二<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

37、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。當(H/h)=、邁則特性曲線的極小點落在橫坐標軸上；當(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 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的- h 一般為1.5?2.0,板厚h為2?4mm 故初選 h=

38、2.5 mm, =2.0 則 H=2h=5 mm h 2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的比值- r 研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直 徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求， R/r 一般為 1.2~1.3。 本設計取d二1.25時，摩擦片平均半徑Rc二D^d二225 +150二93.75(mm) D 4 4 對于拉式膜片彈簧的r值，應滿足關系r > R ,故取r=95mm。 則有 R=95x1.25=118.75mm，取 R=120mm 則R 二竺二 1.26 r 120 3膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇 汽車膜

39、片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a—般在9?10。范圍內, 本設計中 a =arctanH/(R-r)二arctan5/(120-95)~11.3°，滿足 9°~15。的 范圍，合格。 4分離指數目n取n=180 5切槽寬度5、8及半徑r 1 2 e 8 = 3.2 — 3.5mm, 8 = 9 — 10mm 1 2 取 8 =3mm, 8 =10mm, 1 2 r 滿足 r 一 r > 8 ，貝r < r — 8 = 85mm，故取 r =80mm。 e e 2 e 2 e 6壓盤加載點半徑R和支承環(huán)加載點半徑r的確定 1 1 R和r需滿足下列條件： 1 1 1 <

40、R — R < 6 1 0 < r — r < 6 1 故選擇 R =115mm， r = 100mm. 1 1 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑(或 拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑)應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間， 即拉式:二 93.75 < [ = 100 < 2 二 112.5 7 r和r的取值 f o 0< r -r <4 f o 且 3.5 < < 9.0 R — r 1 f 解得可取 r =35mm, r =32mm f 0 2.5.3 膜片彈簧的載荷與變形關系 膜片彈簧的形狀如以錐型墊片，它具有獨特的彈性特征，

41、廣泛應用于機械制造 業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開 的掛狀部分——分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全 相同（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支 承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用片表示， 加載點間的相對變形（軸向）為入］,則壓緊力F］與變形入］之間的關系式為： 兀Eh九 1 6(1 -卩2) ln( R / r) (R - r )2 11 R-r (H -九-—)(H - 1 R -r 11 九R - r i 2 R - r 11

42、 式中：E——彈性模量，對于鋼，E二2.1 x 105MPa 卩 泊松比，對于鋼，卩=0.3 H――膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度 h――彈簧鋼板厚度 R――彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑 r――彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑 R1――壓盤加載點半徑 ri――支承環(huán)加載點半徑 一一三田」T 將數據帶入可得 F = 435.61九 3 - 3920.5九 2 + 9801.25九 1 1 1 1 對此式求一次導數 F, = 1306.83九 2 — 7841.0九 + 9801.25 1 1 1 可求出—F1的凹凸點 凸點

43、珀=1.78mm 時，F1=7481.2N 凹點珀=4.22mm 時，F2=4280.2N 對式子求二次導數 F” 二 2613.66九-7841 11 得 拐點珀=3.0mm 時，F3=5880.72N 當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷 為F2，對應此載荷作用點的變形為入2。 由 R - r F =——i x F = 0.23F 2 r - r 1 1 1f r - r 九=—f = 4.33 九 2 R - r 1 11 列出表格 九1 1.78 4.22 3.0 九2 7.71 18.27 13 F

44、1 7481.2 4280.2 5880.72 F2 1720.68 984.45 1352.57 2.5.4 膜片彈簧的應力計算與校核 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 轉動的條件下推導 出的。根據這一假定可知，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，一般均產生切向應變，故亦有切 向應力。若如圖5.4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： （申） E 叫"—込｝網 c =— t

45、1 一卩2 e + x 膜片彈簧工作點位置 式中 ?――碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起） a——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角 碟簧部分子午斷面內中性點的半徑 ， R - r ln( R / r) 為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: 系里呈線性分布。 當 時 ，因為 的值很小，我們可以將 看成 E釦由上式可寫成口心 。此式表明，對于一定的零應力分布在 中性點。而與X軸承3夕角的直線上。從式（3.16）可以看出當X = -e時無 y = -g■-學 論取任何值，都有 。顯然，零應力直線為K點與O點的連

46、線，在 零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(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點的坐標乂= （e-r）和丫#/2，經分析有： tB (1—卩 2)r R — r 帶入數值計算e = m（R-/7） 120 — 95 ln( 120) ■95) =107mm h 2( e — r) =0.301( rad) q p 切向壓力達最大值的轉角 得a = -858.88N / mm2 tB

47、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 6(r - r ) F o= rB f 2 n ? b ? h 2 r 式中n 分離指根數 n=18 br 單個分離指的根部寬 =11.17mm 2兀r 2兀x 32 = 0 = r 18 18 因此：o = 448.48N / mm2 rB 則 o = Bj o 滿足 Bj o - o

48、要經過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏 體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持12?14h）,使其高應力區(qū)產 生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧 疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。故膜片彈簧和 當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數據合適。 2.5.5膜片彈簧材料及制造工藝 國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質高精度鋼板材料。為了 保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質量等要求，需進行一系列 熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分 離

49、狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離 3?8 次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產生殘余反向應力。另外，對膜片彈簧的凹 面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產生塑性 變形，形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽 命。 為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了 防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產生裂紋，可對該處進行擠壓 處理，以消除應力源。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45? 50HRC,分離指端硬度為55?62HRC，在同一片上同一范圍內的硬度差不

50、大于3 個單位。碟簧部分應為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一 般不得超過厚度3%。膜片彈簧的內外半徑公差一般為H11和hll,厚度公差 為±0. 025mm，初始底錐角公差為±10°上、下表面的表面粗糙度為1.6口m, 底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相 互高度差一般要求小于 0.8?1.0mm。 2.6壓盤的設計 壓盤的材料選用 HT20-40 鑄造制成。采用傳力片與離合器蓋相連。它要有 一定的質量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產生的彎曲變形。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

51、端面粗糙不低于0.8。壓盤殼用M8X3mm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。 壓盤厚度的確定主要依據以下兩點：①壓盤應具有足夠的質量；②壓盤應具 有較大的剛度。因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于10mm），而且在內緣 做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。此外，壓盤的結構設計還應 注意加強通風冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內開有許多徑向通風孔。根據經 驗、參照同類產品，本次設計選取的壓盤外徑為180mm，內徑為125mm，厚度為 10mm，材料為3號灰鑄鐵。 2.7操縱機構 2.7.1對離合器操縱機構的基本要求 1） 踏板力要盡可能小， 2） 踏板行

52、程一般在80?150mm內，最大不要超過180mm。 3） 應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復 原。 4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。 5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 2.7.2 踏板位置 離合器踏板位置以人體左右對稱中心向左移動80?100mm，作為離合器踏板中心 線的位置。 2.7.3 踏板行程 踏板行程S由自由行程S］和工作行程叮兩部分組成，即 S = S + S 12 =S Iof c ) + ZAS_2 c1丿 a b d 2 2 2 2 a bd

53、2 1 1 1 6-1) 式中Sof為分離軸承的自由行程，一般為1.5?3.0mm，反映到踏板上的自由行程 Si—般為20?30mm；本次取2mm。耳、《分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦 片面數；AS為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：AS =0.85?1.30mm, 本次取 2mm。 取 a1 =320mm、a 2 =60mm、b1 =80mm、b2 =70mm、_1 =18mm、_2 =71mm 圖 6.1 液力操縱機構示意圖 踏板力Ff的計算 踏板力為 F' Ff = Ls 式中，F'為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動 比， i

54、v =叫如必=28.76 厶 a1b1d'^ n為機械效率，液壓式：n二90 ~ 80 %，機械式：n=80 ~ 70 %； 樣為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之. F'二F2 = 984.67M . =28.76, n=80 %； 則錚=42.8N，合格。 2.8 從動軸的計算 2.8．1．選材 40Cr 調質鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調質 2.8．2．確定軸的直徑 d > A3^P/n 式中，A為由材料與受載情況決定的系數，見表3.11: 軸常用幾種材料的［打及A值 軸的材料 Q曲5-A+ 20 027,

55、5,:仍 (lCrlSNiRTi) 45 40Cr, S5SiMn 3甘SiMnMm 3Crl3 15-25 20-35 25-45 35—56 A 149—126 L35-1J2 126-103 112—97 取 A二100，n 為軸的轉速，n二5600 r/min，取 d二60mm。 2.9 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數 型號 C T f ￡ n 7212C 61.0KN 1.2 3 5600rpm 則由下式： 106 C 仏=60云（戸親 P = fPFr 得： L =58355h h 參考文獻 [1]

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