拉式膜片彈簧離合器設(shè)計說明書DOC

沈陽理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文PAGEPAGE1成績評定表學(xué)生姓名班級學(xué)號專業(yè)車輛工程課程設(shè)計題目轎車?yán)侥て瑥椈呻x合器評語組長簽字：成績?nèi)掌?0年月日課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)院汽車與交通學(xué)院專業(yè)車輛工程學(xué)生姓名班級學(xué)號課程設(shè)計題目轎車?yán)侥て瑥椈呻x合器實踐教學(xué)要求與任務(wù):1、發(fā)動機(jī)最大扭矩及對應(yīng)轉(zhuǎn)速為150N·m,3100r/min;2、變速器一檔傳動比ig為3.415;3、主減速比i0=4.111;4、整車整備質(zhì)量1495kg;5、輪胎規(guī)格R20;工作計劃與進(jìn)度安排:根據(jù)所給的車型及整車技術(shù)參數(shù),選擇合適離合器的結(jié)構(gòu)類型,設(shè)計計算確定其相關(guān)參數(shù)與尺寸;（1～3天）繪制離合器總成工程圖紙一份（A1）;（1～3天）繪制離合器部件總成工程圖紙一份（A2）;（1～3天）繪制典型零件工程圖紙三份以上（A3）；（1～3天）完成設(shè)計計算書一份指導(dǎo)教師：201年月日專業(yè)負(fù)責(zé)人：201年月日學(xué)院教學(xué)副院長：201年月日目錄TOC\o"1-2"\h\z\u1汽車離合器分析 41．1 離合器的基本組成和分類 41．2離合器的功用 51．3汽車離合器設(shè)計的基本要求 52摩擦離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)的選擇 62.1摩擦片參數(shù)的選擇 62.2離合器基本參數(shù)的校核 82.2.3單位壓力 93離合器零件的結(jié)構(gòu)選擇及設(shè)計計算 103.1從動盤總成 103.2壓盤設(shè)計 153.3離合器蓋設(shè)計 213.4離合器的分離裝置 213.5膜片彈簧設(shè)計 233.6扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計 304．離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計 354.1操縱機(jī)構(gòu)方案選擇 354.2離合器踏板行程計算 364.3踏板力的計算 375、設(shè)計小結(jié) 386參考文獻(xiàn) 381汽車離合器分析離合器的基本組成和分類圖1－1離合器結(jié)構(gòu)示意圖離合器位于發(fā)動機(jī)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，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行使過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下離合器或松開離合器踏板，使發(fā)動機(jī)與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機(jī)向變速器輸入的動力。其構(gòu)造如圖1－1所示，一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機(jī)構(gòu)（壓緊彈簧）、分離機(jī)構(gòu)（分離拉桿、分離叉、分離套筒、分離軸承、分離杠桿等）和操縱機(jī)構(gòu)（離合器踏板）五大部分組成。摩擦離合器按從動盤的數(shù)目分為：單片離合器和雙片離合器；按壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式分為：螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。根據(jù)分析，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：膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性；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?。桓咚傩D(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；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，磨損均勻；易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長；膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。故設(shè)計時選用膜片彈簧離合器。1．2離合器的功用離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞。其主要作用：=1\*GB3①.汽車起步時將發(fā)動機(jī)與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；=2\*GB3②.在換擋時將發(fā)動機(jī)與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；=3\*GB3③.限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；=4\*GB3④.有效地降低傳動系中的振動和噪聲。1．3汽車離合器設(shè)計的基本要求在設(shè)計離合器時，應(yīng)根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標(biāo)準(zhǔn)化）要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。在離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須綜合考慮以下幾點：=1\*GB3①.在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止過載。=2\*GB3②.接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。=3\*GB3③.分離時要迅速、徹底。=4\*GB3④.從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。=5\*GB3⑤.應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。=6\*GB3⑥.避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。=7\*GB3⑦.操縱方便、準(zhǔn)確，以減少駕駛員的疲勞。=8\*GB3⑧.作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小，保證有穩(wěn)定的工作性能。=9\*GB3⑨.具有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。=10\*GB3⑩.結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。2摩擦離合器基本結(jié)構(gòu)尺寸、參數(shù)的選擇2.1摩擦片參數(shù)的選擇2.1.1初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。(2-1)式中——摩擦片外徑，mm——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m式中，為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，??；A為不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響系數(shù)，對于小轎車取A=47。離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表1外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積1061321602213024024665466787299081037根據(jù)摩擦片標(biāo)準(zhǔn)系列尺寸，初取。2.1.2后備系數(shù)β后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設(shè)計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取β=1.3。2.1.3離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TCTc=Temax·β=150×1.3=195N·m2.1.4單位壓力P0摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)考慮成本因數(shù)，離合器摩擦片材料選用編織石棉基材料，摩擦因數(shù)f取0.3。由式中，為摩擦因數(shù)取0.3；為單位壓力（）為摩擦面數(shù)取2；為摩擦片外徑取200；為摩擦片內(nèi)徑取140； 而編織石棉基材料的最大單位壓力0.25～0.35MPa,所以離合器溫升較小。2.1.5摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t的確定摩擦面數(shù)Z=2，在操縱機(jī)構(gòu)中采用間隙自動調(diào)整裝置，離合器間隙可以取△t=0。2.2離合器基本參數(shù)的校核2.2.1最大圓周速度式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速取3100；為摩擦片外徑徑取200；故符合條件。2.2.2單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩==0.0047(N·/)式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩150；當(dāng)摩擦片外徑D210mm時，=0.28N·/>0.0043N·/，故符合要求2.2.3單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15～0.35Mpa，由于已確定單位壓力＝0.24Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求2.2.4單位摩擦面積滑磨功為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功w應(yīng)小于其許用值[w]。汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為：W=()=()=21133(J)式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)m為汽車總質(zhì)量取1495kg；rr為輪胎滾動半徑0.356m；i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比3.415；i為主減速器傳動比4.111n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min),乘用車n取2000r/min;w===0.66J/mm式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取21133J不滿足w<[w]=0.40J/mm要求。摩擦片的相關(guān)參數(shù)如表2摩擦片外徑D摩擦片內(nèi)徑d后備系數(shù)β厚度b單位壓力Po200mm140mm1.33.50.24MPa3離合器零件的結(jié)構(gòu)選擇及設(shè)計計算3.1從動盤總成3.1.1從動盤結(jié)構(gòu)和組成從動盤有兩種機(jī)構(gòu)：帶扭轉(zhuǎn)減振器的和不帶扭轉(zhuǎn)減振器的，現(xiàn)今汽車上幾乎無一例外都采用帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤，用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件的壽面，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)。故選用帶有扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤，其從動片和從動盤轂之間通過減彈簧彈性地連接在一起。此外，在從動片、減振盤和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片，當(dāng)傳動系發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。3.1.2從動盤總成設(shè)計設(shè)計從動盤總成時應(yīng)滿足以下幾個方面的要求：為了減少變速等換檔時輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)可能小。為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應(yīng)具有軸向彈性。為了避免傳動的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應(yīng)裝有扭轉(zhuǎn)減振器要有足夠的抗爆裂強(qiáng)度a.從動片（1）設(shè)計從動片時，要盡量減輕其重量，并應(yīng)使其質(zhì)量的頒布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。從動片一般都做得比較薄，通常是用1.3～2.0mm厚的鋼板沖制而成，取1.5mm。（2）為了使離合器接合平順，得保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)，這樣，在離合器的接合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。具有軸向彈性的從動片有eq\o\ac(○,1)整體式彈性從動片eq\o\ac(○,2)分開式彈性從動片eq\o\ac(○,3)組合式彈性從動片，根據(jù)本設(shè)計的要求選項用整體設(shè)彈性從動片（圖4.2），因為從動片沿半徑方向開6～12個切槽，連接部分做成T形槽，將外緣部分分割成許多扇形部分沖壓或依次向不同方向彎曲的波浪形，使其具有軸向彈性，兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片，在離合器接合時，從動片壓緊，彎曲的波浪形扇形部分被壓平，從動盤摩擦面片所傳遞的轉(zhuǎn)矩逐漸增大，使接合過程較平順、柔和。b.從動盤轂發(fā)動轉(zhuǎn)機(jī)矩是經(jīng)從動轂的花鍵孔輸出,變速器第1軸花鍵就插在該花鍵孔內(nèi)。從動盤轂和變速器第1軸的花鍵結(jié)合方式，眼下都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，結(jié)構(gòu)形狀如圖4.3所示。花鍵之間為動配合，這樣，在離合器分離和接合過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。表3是按國標(biāo)GB1144-1974選定的花鍵標(biāo)準(zhǔn)，設(shè)計時可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩選取。表3從動盤轂花鍵尺寸系列從動盤外D/mm發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩Te/N·m花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D’/mm花鍵內(nèi)徑d’/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)力σ/Mpa160501026318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5由摩擦片外徑D=200mm，選用從動盤轂花鍵尺寸如下：從動盤外D/mm發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩Te/N·m花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D’/mm花鍵內(nèi)徑d’/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)σ/Mpa20011010292342511.3為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產(chǎn)生歪斜，影響離合器徹底分離，從動盤轂的軸向尺寸不宜過小，一般取其與花鍵外徑大小相同，此處選30mm。花鍵損壞的只要形式是由于表面擠壓應(yīng)力過大，因此花鍵要進(jìn)行擠壓應(yīng)力計算,擠壓應(yīng)力計算公式如下：σ擠壓=（MPa） （4-1）式中，P-花鍵的齒側(cè)面應(yīng)力（N），由下式確定P= （4-2）發(fā)動機(jī)的扭矩；N·m; d’花鍵內(nèi)徑,m;D’花鍵外徑,m;Z從動盤轂數(shù)目；n花鍵齒數(shù)；h花鍵齒工作高度，m；h=(D’-d’)/2；l 花鍵有效長度，m。帶入相關(guān)數(shù)據(jù)求得：P=5769Nσ擠壓=6.41Mpa<[σ擠壓]=20Mpa滿足要求。從動盤轂一般選用中碳鋼鍛造而成，此處選用40Cr，并調(diào)質(zhì)處理。3.1.3從動盤摩擦材料離合器摩擦片在離合器接合過程中將遭到嚴(yán)重的滑磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求磨擦面片應(yīng)有下列一些綜合性能：在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；在整個工作周期內(nèi)應(yīng)維持其摩擦特性，不希望出現(xiàn)摩擦系數(shù)衰退的現(xiàn)象；在短時間內(nèi)能吸收相對高的能量，具有好的耐磨性能；能承受較高的壓盤作用載荷，離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能能抵抗高轉(zhuǎn)速過大的離心力載荷不破壞；在傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩時，有足夠的剪切強(qiáng)度；具有小的轉(zhuǎn)動慣量材料加工性能良好；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；摩擦副對面有高度的容污性能，不易影響它們的摩擦作用；具有優(yōu)良的性格/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很快。挑選摩擦材料的基本原則是：滿足較高性能的要求：成本最小；考慮替代石棉。雖然摩擦片材料發(fā)展很快，但考慮成本因素和我國實際情況，由于石棉的致癌作用，此處選用編織亞麻基作為摩擦片材料。3.2壓盤設(shè)計3.2.1壓盤幾何尺寸的確定在離合器基本參數(shù)選擇中，已經(jīng)確定了摩擦片的內(nèi)外半徑尺寸，由此可以確定壓盤的內(nèi)外徑，取外景D=205mm，內(nèi)徑d=135mm。壓盤厚度的確定主要根據(jù)以下兩點：壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量；壓盤應(yīng)具有較大的剛度。鑒于以上兩個原因，壓盤一般做得比較厚，此處取厚度h=15mm，而且在內(nèi)緣做成一定錐度以彌補(bǔ)壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的突起。在確定壓盤厚度以后，應(yīng)校對離合器接合一次時的溫升，它不應(yīng)超過8～10℃.校核公式如下： （4-3）式中，溫升；CL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;c壓盤的比熱；C=544.28J/（Kg·K）m壓壓盤的質(zhì)量，kg；m壓≈=8.19kg前面已知一次滑磨功L=21133J=℃=2.37℃<[]=8～10℃。此外，壓盤還應(yīng)與飛輪保持良好的對中，并要進(jìn)行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于15～20g·cm。壓盤高度（從支承點到摩擦面的距離）公差要小。3.2.2壓盤材料確定壓盤形狀一般都比較復(fù)雜，而且還要求耐磨、傳熱性好和具有較理想的摩擦性能，通常由灰鑄鐵鑄成（注意：不能用低碳鋼代替鑄鐵，因為低碳鋼表面容易引起擦痕），其金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為HB170～227。為了增加機(jī)械剛度，可另外添加少量合金元素（如鎳、鐵錳合金等）。3.2.3傳動片的設(shè)計及強(qiáng)度校核傳動片在膜片彈簧離合器中，除了要承擔(dān)發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩之外，還要依靠其彈性作用使壓盤分離。利用傳動片來分離壓盤，在離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計上要更簡單，但傳動片受力情況復(fù)雜，傳動片的負(fù)荷嚴(yán)重，故必須仔細(xì)對它進(jìn)行強(qiáng)度校核。壓盤通過傳動片和離合器蓋相連而被驅(qū)動。根據(jù)對傳動片的功能要求，將其一段用鉚釘固定在壓盤上，另一端用鉚釘與離合器蓋相連，它們沿圓周切向布置，一般布置有3～4組彈性撥片組成。片厚一般為1～1.2mm，保證其既有足夠的軸向彈性使壓盤容易分離，又有足夠的強(qiáng)度不至于彎曲拉壓斷裂。結(jié)構(gòu)如圖4.4和圖4.5所示。初選3組傳動片，每組3片，每片厚度1mm，寬18mm，兩孔間距l(xiāng)=80mm,孔徑d=8mm，圓周切向布置，圓周半徑R=110mm，彈性模量E=2.1X105Mpa。在布置傳動片時要注意，通常情況下（即發(fā)動機(jī)正向輸出轉(zhuǎn)矩）傳動片應(yīng)該受拉力，但是當(dāng)車輪驅(qū)動發(fā)動機(jī)時，傳動片將受壓，此時要當(dāng)心它受壓時的壓桿穩(wěn)定性問題。傳動片與壓盤、離合器連接時的安裝高度，一般可如此設(shè)計：在離合器徹底分離時，壓盤由傳動片拉離至極端位置，此時，傳動片應(yīng)處于或接近于非彎曲狀態(tài)（平直狀態(tài)，相當(dāng)于彎曲應(yīng)力為零）。按照這一設(shè)計思想，當(dāng)離合器在接合狀態(tài)并傳遞轉(zhuǎn)矩時，傳動片將在彎、拉聯(lián)合作用下工作，為了對傳動片做強(qiáng)度校核，現(xiàn)建立傳動片的分析計算模型，如圖4.6：傳動片力學(xué)分析模型如圖4.6（a）所示，從圖中可以看出，其兩端為固定端，其中一個固定端又能上下移動，這是一靜不定問題。下圖按照材料力學(xué)的方法來計算傳動片及其應(yīng)力。若傳動片有效長度為l1=l-1.5d(d為螺釘孔直徑)設(shè)共用i組傳動片每組有n片，若設(shè)每一傳動片的截面慣性矩為JX,則一組n個的傳動片的截面總慣性矩為nJX。由于在實際使用中，只能知道傳動片的軸向變形量，而不能直接指導(dǎo)其作用力的大小，故要通過其軸向變形，才能求出其作用力P的大小。為了解這一靜不定問題，由變形協(xié)調(diào)條件可知，傳動片兩端處的轉(zhuǎn)角θ1=θ2=0°，這樣可畫出傳動片的彎矩圖，如圖（c）所示。根據(jù)材料力學(xué)公式y(tǒng)’’=M(x)/EJ,并通過積分最終可得每組傳動片的總剛度Kn：Kn=12EJXn/l13 （4-4）全部i組傳動片合成的總剛度為 （4-5）若知傳動片的最大軸向變形為f=fmax,則其彈性恢復(fù)力Pmax可由上面的剛度公式導(dǎo)出： （4-6）傳動片所受應(yīng)力可能來自3個方面：由于軸向變形f引起的力P所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力（式中W為1個傳動片的抗彎截面模量）；由于傳遞轉(zhuǎn)矩引起的拉力F作用下的拉應(yīng)力（式中A為一個傳動片的截面積）；在F力作用下，由于高低差造成的彎曲應(yīng)力。壓盤傳動片上的最大拉力Fmax可按下式計算：Fmax=TC/2R （4-7）一般來說膜片彈簧離合器的后備系數(shù)1.2<β<2.0,為安全起見，可取Fmax=Temax/R （4-8）根據(jù)對傳動片應(yīng)力情況的分析，其最大應(yīng)力σmax應(yīng)該是上述3部分的代數(shù)和，即 （4-9）從上式中可以看出，最大應(yīng)力值除了和傳動片的組數(shù)i、每組的傳動片數(shù)n和每片的截面系數(shù)W有關(guān)外，還和離合器的工作狀況有關(guān)。下面分別討論三種極端情況。離合器徹底分離位置。按照設(shè)計要求，在離合器徹底分離時，傳動片軸線變形量f=0,故P=0，此時也不傳遞轉(zhuǎn)矩，故F=0，所以傳動片中的應(yīng)力σ=0。壓盤、膜片彈簧盒離合器蓋組裝成總成。傳動片的軸向變形量最大值f=fmax就發(fā)生在壓盤和離合器蓋組裝成總成的時候。此時根據(jù)結(jié)構(gòu)布置得尺寸鏈可初步得到fmax值（沒有考慮膜片彈簧變形引起的fmax的略微減小）。由于離合器不傳遞轉(zhuǎn)矩此時F=0，最大應(yīng)力由下式?jīng)Q定： （4-10）或 （4-11）式中，h為傳動片厚；E為材料彈性模量。離合器傳遞轉(zhuǎn)矩切摩擦片磨損到極限。此時，雖然傳動片的軸向變形量fmax已經(jīng)較上述fmax小，但傳動片受力傳扭，其應(yīng)力最為復(fù)雜并可有兩種情況：正向驅(qū)動和反向驅(qū)動。若統(tǒng)一按公式Fmax=Temax/R，則正向驅(qū)動應(yīng)力公式為 （4-12）反向驅(qū)動應(yīng)力公式為 （4-13）由以上分析，傳動片有效長度l1=l-1.5d=80-1.5*8=68mm。傳動片彎曲總剛度=MN/m=0.108MN/m根據(jù)上述分析，計算一下三種情況的最大驅(qū)動應(yīng)力以及傳動片的最小分離力。徹底分離時，按設(shè)計要求，f=0,Te=0,可知σ=0。離合器和壓盤組裝成蓋總成時，Te=o,fmax=6.64mm(見后關(guān)于膜片彈簧工作點選取的討論)，其最大應(yīng)力：=904.7MPa離合器傳扭時，分正向驅(qū)動（發(fā)動機(jī)→車輪）與反向驅(qū)動（車輪→發(fā)動機(jī)），fmax出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過分析可知fmax=4mm（見后關(guān)于膜片彈簧工作點選取的討論）。正向驅(qū)動=39.1MPa反向驅(qū)動=1050.9MPa可見壓盤與離合器蓋組裝成總成時最危險，由于計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此傳動片的許用極限可取其屈服極限。鑒于上述傳動片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80號鋼。（4）傳動片的最小恢復(fù)力（彈性恢復(fù)力）F彈發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器在結(jié)合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)膜片彈簧工作點的選取，f=2.0mm。彎曲總剛度=0.108MN/m所以F彈=f=0.1081062/1000=216N認(rèn)為符合要求。3.3離合器蓋設(shè)計離合器蓋設(shè)計時應(yīng)注意以下幾個問題：（1）剛度問題如果蓋的剛度不夠，則當(dāng)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部分的傳動效率，嚴(yán)重時可能導(dǎo)致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。為了減輕重量和增加剛變，小轎車和一般載荷汽車的離合器蓋用厚度約為3—5mm的低碳鋼板，沖壓成比較均勻的形狀，重型汽車由于批量少，為了降低成本，增加剛度，則常采用鑄鐵的離合器蓋。（2）通風(fēng)散熱問題為了加強(qiáng)離合器冷卻，離合器蓋上必須開許多通風(fēng)窗口。（3）對中問題離合器蓋內(nèi)裝有壓盤，分離桿，壓緊彈簧等零件，因此，它相對發(fā)動機(jī)飛輪曲軸中心線，必須要有良好的定力對中，否則會破壞以下兩種，一是用止口對中，鑄造的離合器蓋以外國與飛輪上的內(nèi)圓止口對中，二是用定位銷或定位螺栓對中。此處采用止口對中。3.4離合器的分離裝置3．4．1分離桿在采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的離合器中，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。3．4．2分離軸承及分離套筒分離軸承在工作中主要承受軸向力。在分離離合器時，猶豫分離軸承的旋轉(zhuǎn)，在離心力的作用下，它同時還承受徑向力。所以在離合器中采用的分離軸承主要有徑向推力軸承和推力軸承兩種。徑向推力類適用于高速、第軸向負(fù)荷的情況，而推力類則適用低速、高軸向負(fù)荷的情況。除此之外，在某些輕型汽車上還采用由浸油的碳和石墨混合壓制而成的滑動止推軸承。在以往的設(shè)計中，分離軸承在內(nèi)圈通常壓配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管外軸頸上，可以自由移動，分離離合器時軸承內(nèi)座圈不動，外座圈旋轉(zhuǎn)。在離合器處于結(jié)合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的內(nèi)端之間應(yīng)留有間隙QUOTE＝3～4mm，以備在摩擦片磨損的情況下，分離桿內(nèi)端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程?，F(xiàn)在離合器操縱中常裝有間隙自動調(diào)整裝置，則QUOTE＝0，踏板自由行程可減小。因此，根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產(chǎn)品，選取角接觸球軸承，它能同時承受徑向、軸向聯(lián)合載荷，公稱接觸角越大，軸向載荷能力也越大。離合器分離軸承型號為：7011AC（），外形尺寸為：內(nèi)徑=55mm，外徑=90mm，寬度=18mm。軸承套筒座是用尼龍和玻璃纖維材料模壓成形，為例減輕摩擦磨損，制作時在套筒座中加有1%的二硫化鉬，起著自潤滑作用。套筒座的內(nèi)孔開有矩形鍵槽，目的是減少滑動阻力，減緩來自變速器軸承蓋套筒的振動，同時也起到通風(fēng)散熱和導(dǎo)屑的作用。分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯，并用軟管（或硬管）通到分離套筒的缺口處，在分離套筒內(nèi)還有一定的空間供儲存潤滑油。為例保存潤滑油并防止它飛濺到離合器摩擦片上，分離軸承外圈包有薄鋼板沖壓成的防護(hù)罩。3.5膜片彈簧設(shè)計3.5.1膜片彈簧的彈性特性假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點0轉(zhuǎn)動（如圖4.7）。設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷F1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λ1(mm)（圖4.8）,則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：（4-14）式中，E――材料的彈性模量，鋼取E=2.1×Mpa；――泊松比，鋼取=0.3；R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm；r――自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm；R1――壓盤加載點半徑，mm；r1――支承環(huán)加載點半徑，mm；H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；h――膜片彈簧鋼板厚度，mm。，對于拉式膜片彈簧離合器，當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化。在膜片彈簧小端的分離指處作用有分離軸承的分離力F2(N)，該作用點的變形為λ2（mm）。因為 （4-15） （4-16）其中分離軸承作用半徑，mm。于是，可得到分離軸承拉力F2與膜片彈簧末端變形λ1的關(guān)系式：（4-17）在F2作用下膜片彈簧小端分離軸承處的變形λ2：λ2應(yīng)由兩部分組成：在F2作用下，由于壓盤接觸接觸處膜片彈簧的軸向變形引起的小端變形，以及因分離指受F2力作用引起的彎曲附加變形，即：λ2=+ （4-18）可按下面的公式求得：=（4-19）式中1，2為寬度系數(shù)：1= （4-20）2= （4-21）式中膜片彈簧分離指前部最寬處（在徑向槽與長方孔交界處）的半徑，mm； 膜片彈簧小端半徑，mm； n膜片彈簧分離指的數(shù)目； 1分離指前部的的寬度系數(shù)； 2分離周根部的寬度系數(shù)； 分離指前部的切槽寬度，mm； 分離指根部的切槽寬度，mm；3.5.2膜片彈簧的強(qiáng)度計算前述膜片彈簧的載荷和變形之間的關(guān)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的某一中性點0轉(zhuǎn)動的條件下推導(dǎo)出的。根據(jù)這一假定可知，截面在0點處沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，因為該點處的切向應(yīng)力亦為零。0點以外的截面上的點，一般均產(chǎn)生切向應(yīng)變，故亦有切向應(yīng)力。如圖4.9所示以中性點0為坐標(biāo)原點在子午截面處建立x-y坐標(biāo)系，則截面上任意點的切向應(yīng)力為（4-22）式中碟簧部分子午截面的轉(zhuǎn)角，rad； α膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角，rad； e中性點0的半徑，mm； 分析表明，膜片彈簧碟簧部分凸面的內(nèi)緣點B（見上圖）處的切向壓應(yīng)力最大；兒凹面的外緣點A或內(nèi)緣點（見上圖）處的切向拉應(yīng)力最大，但B點的應(yīng)力值最高，而且B點的最大應(yīng)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(yīng)力狀態(tài)（見上圖）。故通常只計算B點處的盈利來校核膜片彈簧的剛度，應(yīng)使B點當(dāng)量應(yīng)力小于需用應(yīng)力，即。講B點的坐標(biāo)和y=h/2帶入式（），得B點的切向應(yīng)力為 （4-23）令，得達(dá)極大值max時的轉(zhuǎn)角。此式表明，max發(fā)生在將碟簧壓平（轉(zhuǎn)角為α）后使其子午截面再多轉(zhuǎn)這樣一個角度時。若離合器徹底分離時膜片彈簧子午截面的轉(zhuǎn)角，則取=（徹底分離時的實際轉(zhuǎn)角）。在分離軸承力F2的作用下，B點作為分離指根部的一點尚承受彎曲應(yīng)力 （4-24）式中n分離指數(shù)目； b分離指的根部寬度，mm。由于為徑向拉應(yīng)力，與切向壓應(yīng)力相垂直（見圖4.9），根據(jù)最大剪應(yīng)力強(qiáng)度理論知B點的當(dāng)量應(yīng)力為： （4-25）由60Si2MnA制造的膜片彈簧，的許用應(yīng)力[]可取為1400～1600MPa。膜片彈簧的設(shè)計應(yīng)力一般可稍高于材料的屈服極限，為了提高其承載能力應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持12～14h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以得到殘余反向應(yīng)力。對膜片彈簧的內(nèi)錐面進(jìn)行噴丸處理，可提高其疲勞壽命。分離指內(nèi)端部可進(jìn)行高頻淬火或鍍鉻以提高 其耐磨性。當(dāng)已知膜片彈簧大端的變形λ1時，B點的當(dāng)量應(yīng)力亦可按下式計算，即 （4-26）令，求得達(dá)到極大值時的大端變形： （4-27）因此，當(dāng)離合器徹底分離，大端變形時，式中的λ1取值為；當(dāng)時，λ1則取值為。3.5.3膜片彈簧基本參數(shù)的選擇（1）H/h比值的選擇 設(shè)計膜片彈簧時，要利用其線性的彈性變形規(guī)律因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳的使用性能一般汽車膜片彈簧H/h=1.5-2.0，板厚h為2~4mm。（2）R/r比值及R、r的選擇 研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.20~1.35。為使摩擦片上的壓力分布較均與，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于Rc。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式的大。（3）α的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角а與內(nèi)截錐高度H密切相關(guān)，α=，一般在10°~14°范圍內(nèi)。（4）膜片彈簧小端半徑ri及分離軸承作用半徑rf的選擇 ri值主要由離合器結(jié)構(gòu)決定,其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑以便安裝，分離軸承作用半徑rf大于ri。（5）分離指數(shù)目n切槽寬δ1窗孔槽寬δ2及半徑re汽車離合器膜片彈簧的他離指數(shù)n>12,一般在18左右,采用偶數(shù)，便于制造時模具分度；切槽寬δ1約為4mm；窗孔槽寬δ2=（2.5~4.5）δ1，窗孔內(nèi)半徑re一般情況下要滿足(r-re)=（0.8~1.4）δ2要求。（6）支承環(huán)作用半徑R1和膜片彈簧與壓盤接觸半徑r1 R1和r1的取值將影響膜片彈簧的剛度。對于拉式膜片彈簧離合器，r1應(yīng)略大于r而盡量接近r，R1應(yīng)略小于R兒盡量接近R。 根據(jù)以上要求，初選H=4mm,h=2.3mm,H/h=1.74mm，R=95mm，r=76mm,R/r=1.25,α==11.8°，分離指數(shù)目n=18，切槽寬度δ1=4mm,窗孔槽寬δ2=12.0mm，r1值可初選r1=78mm，R1取R1=93mm。由膜片彈簧特性，利用MATLAB軟件繪制膜片彈簧的彈性特性曲線如下（程序見電算程序說明書）：膜片彈簧特性曲線如下：圖4.10初選膜片彈簧特性曲線3.5.4膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其載荷-變形特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強(qiáng)度也滿足設(shè)計要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。離合器中膜片彈簧的載荷變形特性公式如下：膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計的模型如下：a.膜片彈簧工作點位置的選擇和強(qiáng)度校核膜片彈簧工作點選取如下圖所示：圖4.12膜片彈簧工作點的選擇其中，凸點M：λM=3.47mm，F(xiàn)M=9382.1N 凹點N：λN=6.56mm，F(xiàn)N=7959.5N 拐點H，λH=（λM+λN）=5.015mm，F(xiàn)H=8675.3N 工作點B：λB=4.64mm，F(xiàn)B=8923N 磨損極限點A:λA=2.64mm，F(xiàn)M=9018.4N>FB 離合器徹底分離點C:λC=6.64mm，F(xiàn)C=7972.5N分離軸承行程：λ2=+=10.50+1.27=11.77mm分離軸承最大分離力：F2=1787.1NB點的最大當(dāng)量應(yīng)力=1427.2MPa1600MPa3.6扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計3.6.1扭轉(zhuǎn)減振器的作用和特性扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)減振器具有如下功能：1)降低發(fā)動機(jī)曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)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(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種。在扭轉(zhuǎn)減振器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結(jié)構(gòu)。3.6.2性能參數(shù)計算減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。1.極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)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4.14)時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。?-46）式中，貨車：系數(shù)取1.5，轎車：系數(shù)取2.0。2.扭轉(zhuǎn)角剛度為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸(圖4.14)。設(shè)減振彈簧分布在半徑為R0的圓周上，當(dāng)從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度時，彈簧相應(yīng)變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為 （4-47）式中，T為使從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N·m)；K為每個減振彈簧的線剛度(N／mm)；Zj為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半徑(m)。根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，則 （4-48）式中，為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N·m／rad)。設(shè)計時可按經(jīng)驗來初選是≤13 （4-49）3．阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機(jī)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)矩一般可按下式初選 （4-50）4．預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應(yīng)大于，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取 （4-51）5．減振彈簧的位置半徑RoR0的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖2—15所示，一般取 （4-52）6．減振彈簧個數(shù)參照表2—2選取。表2—2減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D／mm225-250250--325325--350>350車4-66--88～10>107．減振彈簧總壓力當(dāng)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(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時，減振彈簧受到的壓力為 （4-53）8．極限轉(zhuǎn)角針減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為 （4-54）式中，△L為減振彈簧的工作變形量。通常取3O～12O，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑痪鶆虻陌l(fā)動機(jī)，取上限。由以上要求，取=1.5=1.5×150N·m=225N·m。扭轉(zhuǎn)角剛度≤13=13×225N·m=2925N·m/rad。阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩和預(yù)緊轉(zhuǎn)矩可暫取==50N·m。減振彈簧的位置半徑R0=50mm。減振彈簧個數(shù)=4。減振彈簧總壓力=4500N。3.6.3減振彈簧計算由于減振彈簧的作用半徑R1=50mm，減振彈簧個數(shù)=4，減振彈簧總壓力=4500N，則單個減振彈簧的工作負(fù)荷P=/=4500/4=1125N。彈簧中徑DC通常取11～15mm左右，初選DC=11mm，彈簧鋼絲直徑d=，帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，取d=3mm。減振彈簧剛度k=，彈簧有效圈數(shù)=4.39，則減振彈簧總?cè)?shù)n=i+(1.5～2),取n=6。減振彈簧最小高度lmin即彈簧在最大工作負(fù)荷下的工作長度，考慮到彈簧壓縮各圈之間仍需留一定的間隙，可取lmin=n(d+δ)≈1.1dn=25mm。減振彈簧總變形=5.8mm,減振彈簧自由高度l0=lmin+=30.8mm，減振彈簧預(yù)變形量==0.4mm，減振彈簧安裝高度l=l0-=31.4mm，從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角==6.0°。限位銷直徑取d’=10mm。4．離合器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計4.1操縱機(jī)構(gòu)方案選擇汽車離合器操縱機(jī)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(jī)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(jī)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(yīng)過大，另一方面是應(yīng)有踏板行程的校正機(jī)構(gòu)。離合器操縱機(jī)構(gòu)按分離時所需的能源不同可分為機(jī)械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機(jī)械式、氣壓助力液壓式等等。離合器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足的要求是：（1）踏板力要小，乘用車一般在80～150N范圍內(nèi)，商用車不大于150～200N；（2）踏板行程一般在mm范圍內(nèi)，最大不超過180mm；（3）踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復(fù)原；（4）應(yīng)有對踏板行程進(jìn)行限位的裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)因受力過大而損壞；（5）應(yīng)具有足夠的剛度；（6）傳動效率要高；（7）發(fā)動機(jī)振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有杠系和繩索兩種傳動形式，杠系傳動結(jié)構(gòu)簡單，