汽車離合器設計畢業(yè)設計(論文)

PAGE56-工學院畢業(yè)設計（論文）題目：汽車離合器設計專業(yè)：車輛工程日期：2010年12月19日

目錄1緒論…………………41.1汽車離合器的發(fā)展…………41.2離合器的現(xiàn)狀………………51.3離合器的功用………………61.4離合器的工作原理…………71.5CATIA的介紹………………82離合器的結構方案設計…………102.1從動盤的選擇……………102.2壓緊彈簧和布置形式的選擇……………102.3壓盤的驅動方式…………102.4離合器的散熱通風………112.5膜片彈簧離合器的特點…………………112.6確定離合器的類型………112.7設計內容…………………123離合器的基本參數(shù)及尺寸選擇…………………133.1離合器后備系數(shù)β的確定………………143.2單位壓力的確定………143.3摩擦片……………………153.4離合器基本參數(shù)的優(yōu)化…………………154離合器壓盤和離合器蓋設計……………………184.1壓盤傳動方式的選擇……………………184.2壓盤及傳動片的材料選擇………………194.3壓盤性能校核……………194.4離合器蓋的設計…………205從動盤的設計……………………225.1從動盤設計………………225.2摩擦片的選擇和三維圖…………………225.3從動片的選擇和設計……………………245.4從動盤轂的設計…………255.5減振器的設計和三維圖…………………276膜片彈簧的設計…………………346.1膜片彈簧的概念…………346.2膜片彈簧的彈性特性……………………346.3膜片彈簧的強度計算……………………366.4膜片彈簧基本參數(shù)的選擇………………377離合器操縱系統(tǒng)的設計…………397.1離合器踏板位置，行程和踏板力………397.2操縱系統(tǒng)周邊工作環(huán)境和時間因素的影響……………407.3離合器操縱系統(tǒng)…………417.4操縱傳動的設計與計算…………………43總結…………………47附件…………………48參考文獻……………531緒論1.1汽車離合器的發(fā)展根據德國出版的2003年汽車年鑒，2002年世界各國114家汽車公司所生產的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數(shù)為1337款；在我國，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的26.53%；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流（當然不排除一些國家或地區(qū)自動擋式車款是其主流產品）。至于未來，考慮到傳動系由MT向自動傳動系過渡，采用AMT技術其產品改造較為容易，因此AMT技術是自動傳動系統(tǒng)有力的競爭者?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內燃機一起存在，不可能在汽車上消失。在早期研發(fā)的離合器機構中，錐形離合器最成功。他的原型設計曾在1889年德國戴姆勒公司生產的鋼質車輪的小汽車上，它是將發(fā)動機飛輪的內孔做成錐體作為離合器的主動件。采用錐體離合器的方案一直沿用到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器的制造比較容易，摩擦面易修復。它的摩擦材料曾用過驢毛帶、皮革帶等。那是也曾出現(xiàn)過蹄-鼓式離合器代替錐形離合器，其結構形式有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄-鼓式離合器用的摩擦元件為木塊、皮革帶等，蹄-鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄-鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動見根本無法分離的自鎖現(xiàn)象?，F(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。多片離合器最主要的優(yōu)點是，在汽車起步時離合器的接合比較平順，無沖擊。早期設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬對金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更滿意的性能。浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外有些容易把金屬盤片粘住，不易分離。石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片式離合器可以傳遞更大的轉矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可以用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數(shù)，這是有多片離合器向單片離合器轉變的關鍵。早期單片干式離合器有與錐形離合器先類似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是由于單片干式離合器結構緊湊散熱量好，轉動慣量小所以以內燃機為動力的汽車經常采用它，尤其是成功開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上沒有摩擦面片，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的彈簧（一般至少6個），沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設計上帶來了實實在在的好處，是壓盤上彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小里軸向尺寸。隨著人們對汽車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用雙質量飛輪的扭轉減震器，能更有效地降低傳動系噪聲。近年來濕式離合器在技術上不斷改進，在國外某些重型牽引汽車和自卸汽車上有開始采用多片濕式離合器。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低（不超過93°），因此起步時長時間打滑不至于的燒損摩擦片。據報道這種離合器有著良好的起步能力，其使用壽命可達干式離合器的5-6倍。1.2離合器的現(xiàn)狀劉志勇和夏毅敏在《汽車離合器從動盤減振彈簧的結構改進》中提出：通過把汽車離合器從動盤的減振彈簧進行一定的結構改進,使得減振彈簧的剛度由原來的單級剛度變成了3級剛度,并可隨著路況及負荷的變化而使剛度發(fā)生變化,從而既提高了乘客乘坐的舒適性又增強了汽車的承載能力和可靠性1］。梁小立和魯統(tǒng)利在《汽車離合器從動盤減振等級的選擇與調試》中指出：隨著汽車技術的發(fā)展,汽車用戶對乘坐舒適性的要求越來越高,汽車制造廠家紛紛選擇價格昂貴的雙質量飛輪和帶多級減振器的離合器從動盤進行隔振,來降低一些令人煩躁的振動噪音。結合實際的開發(fā)項目,通過相關的仿真與NVH測試分析,選擇合理的從動盤減振器部件、預減振和主減振等級,這樣既滿足了汽車消費者舒適性的要求,也能滿足目前降低汽車制造成本的必然趨勢,為離合器從動盤的設計、選擇、使用提供一些借鑒2］。桓耀輝在《汽車離合器從動盤扭轉疲勞試驗斷裂原因分析》一文中指出：離合器是汽車發(fā)動機和變速器的重要部件，碳氮共滲處理是一種比較有效的表面強化工藝,碳、氮可以同時存在在部件表面,可以提高部件表面強度尤其是疲勞強度,并增強耐蝕性和耐磨性,進而使部件壽命提高3］。黃新明,武生玉在《汽車離合器從動盤自由行程檢測機的改進》中介紹了對法國瓦雷奧(VELEO)公司生產的汽車離合器從動盤自由行程檢測機的半自動化改進方案,同時,介紹了改進后的自由行程檢測機的結構、工作過程以及原理4］。孫愛武,榮濰劍，馬明君在《汽車離合器分離軸承技術發(fā)展》提出：對離合器分離軸承技術主要發(fā)展歷史進行了描述,同時除離合器分離軸承外,文中還揭示了與離合器分離軸承相連的構件的相關設計研究,并嘗試解釋工作系統(tǒng)內所有控制件的單個設計特性及系內連接構件間的相互影響5］。顏克志在《汽車離合器接合過程中的穩(wěn)定性分析研究》中指出：建立了AMT離合器接合過程的五自由度動力學模型,建立了離合器狀態(tài)轉化邏輯真值表,對離合器的接合過程進行了穩(wěn)定性分析,并在MATLAB/SIMULINK中進行了仿真。穩(wěn)態(tài)分析和動態(tài)仿真結果說明,在離合器接合過程中,當離合器摩擦系數(shù)變化率趨于負值時,系統(tǒng)接合過程不穩(wěn)定,出現(xiàn)自激振動,同時離合器接合壓力的波動也會增加自激振動的可能性,最后為離合器的優(yōu)化和控制提出了合理建議6］。肖文穎,許海華在《汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計》提到：新的設計手段日益涌現(xiàn),其中優(yōu)化設計是在計算機廣泛應用的基礎上發(fā)展起來的一項新技術。文中通過分析離合器的變形特性和多種約束條件,在參考成熟離合器結構參數(shù)的基礎上,提出了一種離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計模型7］。謝茂青在《汽車離合器壓盤蓋精密模具設計》中講到：汽車離合器壓盤蓋的結構工藝性,提出了合理的成型工藝,且對模具的設計、結構、工作過程的工藝作了闡述。該模具已投入生產使用,工作流暢、可靠,制件品質符合要求8］。連芳在《汽車離合器驅動盤扭轉疲勞試驗斷裂原因分析》中分析：采用金相檢驗、化學分析、機械性能和硬度檢驗等方法對表面經碳氮共滲處理的STW22離合器驅動盤早期斷裂原因進行分析。結果表明：材料成份不均勻及碳氮共滲淬回火工藝不當是導致離合器驅動盤過早開裂的主要原因，并提出了預防開裂的改進后淬火工藝9］。孫文凱和劉旺在《汽車離合器起步接合過程的仿真研究》一文中提出：通過對汽車起步時離合器接合過程的分析,在建立離合器動力學模型的基礎上對其中的一些關鍵變量進行了詳細闡述,且對影響離合器接合品質及部件壽命的滑磨功、沖擊度、溫升等進行了分析評價。結合Matlab/Simulink仿真工具,對某具體車型離合器起步接合全過程進行仿真,得到了較好的仿真結果10］。1.3離合器的功用離合器可使發(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(xiàn)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(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，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(lián)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(lián)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。1.4離合器的工作原理離合器由主動部分、從動部分、壓緊機構、分離機構和操縱機構五部分組成。離合器主動部分包括飛輪1(如圖1.1所示)、離合器蓋11和壓盤10。飛輪用螺栓與曲軸固定在一起，離合器蓋通過螺釘固定在飛輪后端面上，壓盤與離合器蓋通過傳動片連接。這樣，只要曲軸旋轉，發(fā)動機發(fā)出的動力便經飛輪、離合器蓋傳至壓盤，使它們一起旋轉。離合器從動部分由裝在壓盤和飛輪之間的兩面帶摩擦襯片的從動盤3和從動軸組成。從動盤通過內花鍵孔與從動軸滑動配合。從動軸前端用軸承5支承在曲軸后端中心孔中，后端支承在變速器殼體上并伸入變速器。離合器的從動軸通常又是變速器的輸入軸。離合器壓緊機構由若干沿圓周均勻布置的螺旋彈簧7組成，它們裝于壓盤和離合器蓋之間，用來對壓盤產生軸向壓緊力，將壓盤壓向飛輪，并將從動盤夾緊在壓盤和飛輪之間。圖1.1離合器結構和工作原理示意圖1—飛輪2—摩擦片3—從動盤4—鉚釘5—深溝油軸承6—減振器阻尼片7—減振彈簧8—從動片轂9—分摩擦片鉚釘10—壓盤11—離合器蓋12—螺栓13—墊片14—支承環(huán)16—膜片彈簧17—分離裝置離合器分離機構由分離撥叉、分離套筒和分離軸承、分離杠桿、回位彈簧等組成。它們同離合器主從動部分及壓緊裝置一起裝于離合器殼(飛輪殼)內。分離杠桿中部支承在裝于離合器蓋的支架上，外端與壓盤鉸接，內端處于自由狀態(tài)。分離軸承壓裝在分離套筒上，分離套筒松套在從動軸的軸套上。分離撥叉是中部帶支點的杠桿，內端與分離套筒接觸，外端與拉桿鉸接。離合器操縱機構由離合器踏板、拉桿、拉桿調節(jié)叉及復位彈簧等組成。離合器踏板中部鉸接在車架(或車身)上，一端與拉桿鉸接。它們裝在離合器殼外部。(1)接合狀態(tài)離合器處于接合狀態(tài)時，踏板未被踩下，處于最高位置，分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置，分離杠桿內端與分離軸承之間存在間隙(離合器自由間隙)，壓盤10在壓緊彈簧16作用下將從動盤壓緊在飛輪上，發(fā)動機的轉矩即經飛輪及壓盤通過兩個摩擦面?zhèn)鹘o從動盤，再經從動軸傳給變速器。(2)分離過程需要分離離合器時，只要踏下離合器踏板，拉桿拉動分離叉，分離叉內端推動分離套筒、分離軸承首先消除離合器自由間隙；然后推動分離杠桿內端向前移動，分離杠桿外端便拉動壓盤向后移動，解除對從動盤的壓緊力，摩擦作用消失，中斷動力傳遞。(3)接合過程當需要恢復動力傳遞時，緩慢抬起離合器踏板，分離軸承減小對分離杠桿內端的壓力；壓盤在壓緊彈簧的作用下向前移動，并逐漸壓緊從動盤，接觸面間的壓力逐漸增大，相應的摩擦力矩也逐漸增大。當飛輪、壓盤和從動盤接合還不緊密時，主、從動部分可以不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪、壓盤和從動盤壓緊程度的逐步加大，離合器主、從動部分轉速也漸趨相等，直至離合器完全接合而停止打滑，結合過程結束11］。1.5CATIA的介紹CATIA是汽車工業(yè)的事實標準，是歐洲、北美和亞洲頂尖汽車制造商所用的核心系統(tǒng)。CATIA在造型風格、車身及引擎設計等方面具有獨特的長處，為各種車輛的設計和制造提供了端對端（endtoend）的解決方案。CATIA涉及產品、加工和人三個關鍵領域。CATIA的可伸縮性和并行工程能力可顯著縮短產品上市時間。一級方程式賽車、跑車、轎車、卡車、商用車、有軌電車、地鐵列車、高速列車，各種車輛在CATIA上都可以作為數(shù)字化產品，在數(shù)字化工廠內，通過數(shù)字化流程，進行數(shù)字化工程實施。CATIA的技術在汽車工業(yè)領域內是無人可及的，并且被各國的汽車零部件供應商所認可。從近來一些著名汽車制造商所做的采購決定，如Renault、Toyota、Karman、Volvo、Chrysler等，足以證明數(shù)字化車輛的發(fā)展動態(tài)。Scania是居于世界領先地位的卡車制造商，總部位于瑞典。其卡車年產量超過50，000輛。當其他競爭對手的卡車零部件還在25，000個左右時，Scania公司借助于CATIA系統(tǒng)，已經將卡車零部件減少了一半?，F(xiàn)在，Scania公司在整個卡車研制開發(fā)過程中，使用更多的分析仿真，以縮短開發(fā)周期，提高卡車的性能和維護性。CATIA系統(tǒng)是Scania公司的主要CAD/CAM系統(tǒng)，全部用于卡車系統(tǒng)和零部件的設計。通過應用這些新的設計工具，如發(fā)動機和車身底盤部門CATIA系統(tǒng)創(chuàng)成式零部件應力分析的應用，支持開發(fā)過程中的重復使用等應用，公司已取得了良好的投資回報?，F(xiàn)在，為了進一步提高產品的性能，Scania公司在整個開發(fā)過程中，正在推廣設計師、分析師和檢驗部門更加緊密地協(xié)同工作方式。這種協(xié)調工作方式可使Scania公司更具市場應變能力，同時又能從物理樣機和虛擬數(shù)字化樣機中不斷積累產品知識。2離合器的結構方案設計車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；根據壓緊彈簧布置形式不同，可以分為圓周布置、中央布置和斜向布置等形式；根據使用的壓緊彈簧不同，可以分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據分離時所受作用力的方向不同，又可以分為推式和拉式兩種形式12］。2.1從動盤數(shù)的選擇對轎車和輕型、微型貨車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器機構簡單、尺寸緊湊，散熱良好、維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能夠保證分離徹底、接合平順13］。雙片離合器與單片離合器相比較，由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉矩的能力較大；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸小，踏板力較小，另外接合比較平順。但是中間壓盤通風散熱不良，兩片起步負載不均勻，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合。多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和質量大等缺點，以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中。但是它也有接合平順柔和、摩擦表面濕度較低、磨損較小、使用壽命長等優(yōu)點，主要應用于重型牽引車和自卸車上。經過分析比較，該設計的是北京現(xiàn)代ix352010款2.0MT兩驅新銳版，該車是1398Kg的越野車，屬于輕型汽車，所以在設計中考慮用單片離合器，即該離合器只設有一片從動盤。2.2壓緊彈簧和布置形式的選擇周置彈簧離合器的壓緊彈簧均采用圓柱螺旋彈簧，其特點是結構簡單、制造容易，因此應用較為廣泛。此結構中彈簧壓力直接作用于壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數(shù)目不應該太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應當是分離杠桿的倍數(shù)。壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最高轉速很高時，周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。由于本次設計的是1398Kg的輕型車，所以決定采用周置圓柱螺旋彈簧。2.3壓盤的驅動方式壓盤的驅動方式主要有凸塊—窗孔式、銷釘式、齒式、螺旋式和鋼帶式多種。前兩種的共同缺點是在聯(lián)接件之間都有間隙，在驅動中將產生沖擊和噪音，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。鋼帶式是近年來廣泛采用的結構，沿周向布置的三組或四組鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，鋼帶的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，鋼帶受拉；當拖動發(fā)動機時，鋼帶受壓。此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，使用可靠，壽命長。但反向承載能力差，汽車反拖時易折斷傳動片，故對材料要求較高，一般采用高碳鋼。綜合比較，因為鋼帶式其綜合性能相對好些，所以在設計中首先選擇該種驅動方式。2.4離合器的散熱通風試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到。過高的溫度能使壓盤受壓變形產生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內裝導流罩。2.5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，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量??；3、高速旋轉時，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。2.6確定離合器的類型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構簡單，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，使離合器的結構大為簡化，零件數(shù)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(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構簡單，調整方便。壓盤驅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構，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，結構更簡化，軸向尺寸更小，質量更?。徊⑶曳蛛x杠桿較大，使其踏板操縱力較輕。綜上所述，北京現(xiàn)代ix352010款2.0MT兩驅新銳版的離合器選擇單片拉式膜片彈簧離合器。2.7設計內容離合器基本參數(shù)的選擇；離合器壓盤和離合器蓋的設計；從動盤總成設計；膜片彈簧設計；操縱系統(tǒng)的設計。3離合器基本參數(shù)及尺寸選擇摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可以表示為（3.1）式中，為靜摩擦力矩；f為摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計算時一般取0.25~0.30；F為壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；為摩擦片的平均摩擦半徑；Z為離合器主動元件和從動元件之間的摩擦面數(shù)，是從動盤數(shù)目的兩倍。因為離合器為單片離合器，所以該設計中，f取0.3，Z取2。假設摩擦片上工作壓力均勻，則有F=（3.2）式中，為摩擦面單位壓力，A為一個摩擦面的面積；D為摩擦片外徑；d為摩擦片內徑。摩擦片的平均摩擦半徑根據壓力均勻的假設，可以表示為=（3.3）當d/D≥0.6時，可相當準確地由下式計算=（D+d）/4（3.4）將式（3.2）、式（3.3）代入式（3.1）得（3.5）式中，c為摩擦片內外徑之比，c=d/D，一般在0.53~0.70之間為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時應該大于發(fā)動機最大轉矩，即=βT（3.6）式中，T為發(fā)動機的最大轉矩；β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，β必須大于1。由此可得出，離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)β和，尺寸參數(shù)D和d以及摩擦片厚度b。3.1離合器后備系數(shù)β的確定后備系數(shù)β是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應該考慮到以下幾點：(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，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為了提高起步能力、減少離合器滑磨，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應該選取得越大；采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β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β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應該大于單片離合器。各類汽車β值的取值范圍通常為：轎車和微型、輕型貨車β=1.20~1.75中型和重型貨車β=1.50~2.25越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車β=1.80~4.00所以，本車的離合器后備系數(shù)選擇β=2.00。3.2單位壓力的確定單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應該考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機后備系數(shù)較小時，應該取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱負荷，應該取小些；后備系數(shù)較大時，可以適當增加。當摩擦片采用不同材料時，按下列范圍選?。菏藁牧?0.10~0.35MPa粉末冶金材料=0.35~0.60MPa金屬陶瓷材料=0.70~1.50MPa在該設計中，摩擦片材料選擇是石棉基材料，故取0.20MPa。3.3摩擦片外徑D、內徑d和厚度h磨擦片外徑是離合器的基本尺寸,它關系到離散合器的結構重量和使用壽命,它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要有大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機的最大轉矩（N·m）來選定D時，有下列公式，可作參考：式中，系數(shù)A反映了不同結構和使用條件對D的影響，可參考下列范圍：小轎車A=47載貨汽車和越野車A=36（單片）或A=50（雙片）自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車A=19在本設計中，A=36，=194N·m，發(fā)動機的額定功率=120Kw,代入數(shù)據計算得D=232.14mm,根據表3.3離合器磨擦片尺寸系列和參數(shù)選取D=250mm,d=155mm,h=3.5mm,c=d/D=0.589,=0.762，單面面積為302，由公式計算得=0.346MPa=βT=2.0×194=388N·m表3.1離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑內徑厚度內外徑之比單位面積1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.585546003.4離合器基本參數(shù)的校核在設計離合器的時候，首先就是要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化影響離合器的結構尺寸和工作性能；其次，在確定了基本參數(shù)以后，必然要對參數(shù)進行優(yōu)化處理。約束條件：1）摩擦片的外徑D（mm）的選取應該使最大圓周速度不超過65~70m/s，即≤65~70m/s（3.7）式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉速（r/min）∴=60.183m/s符合2）摩擦片的內外徑比c應該在0.53~0.70范圍內，即0.53≤c≤0.70∴c=0.589符合3）為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內，最大范圍β為1.2~4.0，即1.2≤β≤4.0∴β=2.0符合4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2約50mm，即d＞2+50∴d=155mm符合5）為反映離合器傳遞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（3.8）式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩（N·m/mm）；為其允許值（N·m/mm），按下表3.2選取。表3.2單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器的規(guī)格D（mm）≤210＞210~250＞250~325＞325×0.010.280.300.350.406）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍為0.10~1.50MPa，即0.10MPa≤≤1.50MPa∴=0.346MPa符合4離合器壓盤和離合器蓋設計4.1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)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，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。圖4.1壓盤與飛輪的連接方式（a）凸塊-窗孔式；（b）傳力銷式；（c）鍵槽-指銷式；（d）鍵齒式；（e）彈性傳力片這幾種壓盤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為0.2）這樣在傳動時產生沖擊和噪聲。且隨著接觸部分磨損的增加，間隙將增大，引起更大的沖擊和噪聲，甚至可能引起凸塊跟部出現(xiàn)裂紋而出現(xiàn)早期的損壞。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機構的效率。所以在選用時必須進行認真的校核。彈性傳動片圖4.1（e）是由薄彈簧鋼帶沖壓制成，其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且多用3~4組（每組2~3片）沿圓周作切向布置以改善傳力片的受力狀況，這時當發(fā)動機驅動時受力片受拉，當拖動發(fā)動機時，傳力片受壓。這種傳動片驅動壓盤的方式不僅消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對對裝備精度的要求且有利于壓盤的定中。由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑D=250㎜，壓盤內徑d=155㎜壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：（1）壓盤應有足夠的質量在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短（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量以吸收熱量。（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（載重汽車上一般不小于15㎜），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㎜。4.2壓盤及傳動片的材料選擇壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。故通常由灰鑄鐵HT200鑄成，金相組織呈珠光體結構，硬度HB170～227。另外可添加少量金屬元素(如鎳、鐵、錳合金等)以增強其機械強度。壓盤的外徑可根據摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次接合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠大的剛度且一般都較厚(載貨汽車的離合器壓盤，其厚度一般不小于15mm)。此外，壓盤的結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內鑄出導風槽。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℃。4.3壓盤性能校核τ=γL/mc（4.1）式中：γ—傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，γ=0.5；m—壓盤的質量，kg；c—壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為℃)；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15～20g·cm。選擇壓盤厚度為20mm，外徑250mm，內徑155mm。鑄鐵HT200的密度是7.0，所以壓蓋的質量m==4.52kg.當我們需要校核壓盤的最大溫升，需要求出其滑磨功汽車整車質量轉化為為相當?shù)霓D動慣量，當汽車起步時第一擋的傳動比根據有關資料定為3.5?？捎上率接嬎悖簬霐?shù)據得：=0.284∴L=24892.2J代入公式（4.1）進行校核計算，τ=5.72℃＜8℃符合標準。通過以上計算所得數(shù)據，可以用CATIA畫出壓盤三維圖（如圖4.2）圖4.2壓盤4.4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，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，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困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。（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。圖4.3離合器蓋的散熱通風（3）離合器的對中問題離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與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圓止口對中。本設計離合器蓋要求離合器蓋內徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括其中即可。5從動盤設計5.1從動盤設計從動盤總成主要由摩擦片、從動片、花鍵轂和減振器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，應滿足如下設計要求：1）轉動慣量應盡量小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。2）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，減少磨損。3）應裝扭轉減振器，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）在從動盤上開“T”形槽，外緣形成許多扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片則分別鉚在每相隔一個的扇形上?！癟”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貨車上。2）將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側摩擦片鉚接。由于波形片比從動片薄，故這種結構軸向彈性較好，轉動慣量小，適宜于高速旋轉，主要應用于轎車和輕型貨車。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。這種結構彈性行程大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平順。它主要應用于中、高級轎車。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片鉚合。這種結構轉動慣量大，但強度較高，傳遞轉矩能力大，主要應用于貨車上，尤其是重型貨車。5.2摩擦片的選擇離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求：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；5）能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞；6）在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度；7）具有小的轉動慣量，材料加工性能良好；8）在整個正常工作溫度范圍內，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）成本最小；3）考慮代替石棉。由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。由表3.1可知：摩擦片外徑D=250mm摩擦片內徑d=155mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片內外徑比d/D=0.620通過以上數(shù)據，可以用CATIA畫出摩擦片（如圖5.1）圖5.1摩擦片5.3從動片的選擇和設計設計從動片時，為了減輕其重量，并使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。離合器從動盤轉速的變化將引起慣性力，慣性使變速器換擋齒輪的輪齒間產生沖擊或使變速器中的同步器裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比，因此為了減小轉動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊，從動片一般都做得很薄，通常用1.3~3.0厚的鋼板沖制而成。為了進一步減小從動片的轉動慣量，有時將從動片外緣的盤形部分磨薄至0.65~1.0，使其質量分布更加靠近旋轉中心。具有軸向彈性的從動片有以下3種結構形式：整體式彈性從動片（如圖5.2）、分開式彈性從動片（如圖5.3）和組合式彈性從動片（如圖5.4）17］。圖5.2整體式彈性從動片1-從動片；2-摩擦片；3-鉚釘整體式彈性從動片如圖5.2所示，能達到軸向彈性的要求，其優(yōu)點是生產效率高，但其缺點是很難保證每一片扇形部分的剛度完全一致。圖5.3分開式彈性從動片1-波形彈簧；2、6-摩擦片；3-摩擦片鉚釘；4-從動片；5-波形彈簧鉚釘分開式彈性從動片如圖5.3所示，可以消除整體式彈性從動片的缺點，但是對制造、裝配等要求較高，制造成本較高，一般用于小轎車上。圖5.4組合式彈性從動片1-從動片；2-摩擦片鉚釘3-波形彈簧鉚釘；4-摩擦片；5-波形彈簧片越野車上則經常采用組合式彈性從動片如圖5.4所示，在這種構造中，靠壓盤一側的從動片1上鉚有波形彈簧片5，摩擦片4用鉚釘2鉚在波形彈簧5上；靠近飛輪一側無波形彈簧片，摩擦片直接鉚在從動盤1上。為保證從動片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮行程可取0.8~1.1之間，至少不應小于0.6。這里選用組合式彈性從動片，從動片外徑250，厚2.0，外緣磨薄至1.0，選用0.8厚波形彈簧片，波形彈簧片壓縮行程1.5，摩擦片厚3.0。5.4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。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σj（MPa）及剪切應力τj（MPa）的強度校核：（5.1）（5.2）式中，z為從動盤轂的數(shù)目；其余參數(shù)見表（5-1）。表5.1離合器從動盤轂花鍵尺寸系列摩擦片外徑D/mm發(fā)動機的最大轉矩Temax/N·m花鍵尺寸擠壓應力σj/Mpa齒數(shù)N外徑D′/mm內徑d′/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2從動盤轂和變速器第1軸的花鍵集接合方式，眼下都是采用齒測定心的舉矩形花鍵，結構形狀如圖5.5所示?；ㄦI之間為動配合，在離合器分離和接合過程中，從動盤轂能夠在花鍵軸上自由滑動。我國生產的離合器，其從動盤花鍵多用SAE標準，有關尺寸見表5.2圖5.6從動盤轂花鍵表5.2SAE矩形花鍵尺寸系列16］SAE根據摩擦片的外徑D=250mm與發(fā)動機的最大轉矩Temax=194N·m，由表5.1查得n=10，D′=35mm，d′=28mm，b=4mm，l=35mm，σj=10.4MPa?；ㄦI選取SAE標記下面進行擠壓應力（）及剪切應力（）的強度校核：σj=5.03MPa<[σj]=10.4MPaτj=4.40MPa<[τj]=15MPa所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求。5.5減振器的設計和三維圖5.5.1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減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，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。5.5.2減振器的結構類型的選擇圖5.7給出了幾種扭轉減振器的結構圖，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減振器(見圖5.7a-d)得到了最廣泛的應用。在這種結構中，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，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，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減振器(圖5.7e為三級的)。這種非線性扭轉減振器，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。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉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5.7f)或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉動慣量顯著增大，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。圖5.7減振器結構圖17］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-橡膠彈性元件減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(圖5.7a)的結構中阻尼摩擦片的正壓力靠從動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結構雖簡單，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5.7c，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5.7d)，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化。5.5.3扭轉減振器的參數(shù)確定1、扭轉減振器的角剛度減振器扭轉角剛度Ca決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度Ca≤13（5.3）式中：為極限轉矩，按下式計算=1.5~2（5.4）式中：2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為乘用車，選取2.0，為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得=388N·m，Ca≤7273.5本設計初選Ca=7000N·m/rad。2、扭轉減振器最大摩擦力矩由于減振器扭轉剛度Ca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。一般可按下式初選為=0.06～0.17（5.5）取=0.15，本設計按其選取=29.1N·m。3、扭轉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，扭轉減振器將停止工作。一般選取=0.1=19.4N·m。4、扭轉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=（0.6~0.7）D/2（5.6）其中D為摩擦片內徑，代入數(shù)值，得R1=56mm。5、扭轉減振器彈簧數(shù)目可參考表5.3選取，本設計D=250mm，故選取Z=4。表5.3減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑減振彈簧數(shù)目Z225～2504～6250～3256～8325～3558～10>35010以上6、扭轉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=（5.7）式中：的計算應按Tj的大者來進行=692.86N。每個彈簧工作壓力（5.8）=173.22N。7、從動片相對從動盤轂的最大轉角（5.9）=4.528、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙（5.10）式中：R2為限位銷的安裝半徑，λ一般為2.5～4mm。本設計取λ=3。9、限位銷直徑限位銷直徑按結構布置選定，一般=9.5～12mm，本設計取=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5.7所示。圖5.8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=24mm，A1=25.5mm。5.5.4減振彈簧的尺寸確定在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。彈簧的平均直徑：一般由結構布置決定，通常選取=11～15左右。本設計選取=12。彈簧鋼絲直徑：（5.11）式中：扭轉許用應力=550～600MPa，D1算出后應該圓整為標準值，一般為3～4mm左右。代入數(shù)值，得=3.276mm，符合上述要求。減振彈簧剛度：（5.12）=200.9N/mm減振彈簧的有效圈數(shù)：=（5.13）式中：G為材料的扭轉彈性模數(shù)，對鋼=83000N/mm2，代入數(shù)值，得=3.44。減振彈簧的總圈數(shù)=5.44。減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度：（5.14）=19.61mm式中：=0.3276為彈簧圈之間的間隙。減振彈簧的總變形量：（5.15）=3.45減振彈簧的自由高度：（5.16）=23.06減振彈簧的預變形量：（5.17）=0.214減振彈簧安裝后的工作高度：（5.18）=22.8通過以上所得數(shù)據，可以用CATIA畫出減振彈簧（圖5.9）和減振盤（圖5.10）圖5.9減振彈簧圖5.10減振盤6膜片彈簧的設計6.1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。6.2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)下碟簧部分的內錐高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6.1)。當(H/h)<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)=，特性曲線上有一拐點，若(H/h)=1.5≈，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<(H/h)<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。當(H/h)=則特性曲線的極小點落在橫坐標軸上；當(H/h)>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。圖6.1不同時的無彈性特性曲線碟形彈簧當其大、小端部承受壓力時，載荷P與變形久之間有如下關系：（6.1）式中：E—彈性模量，對于鋼：E=21X104MPaμ—波桑比，鋼材料取μ=0.3；h—彈簧鋼板厚度，mm；H—碟簧的內截錐高，mm；R—碟簧大端半徑，mm；A—系數(shù)，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6.2所示。圖6.2膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形(6.2)經過整理式（6.1）可得如下關系式：（6.3）利用式（6.3）可繪制出膜片彈簧的—特性曲線，如圖6.3所示。圖6.3膜片彈簧特性曲線（6.4）式（6.2）即為分離軸承推力與膜片彈簧變形的關系式。將（6.5）與（6.6）代入（6.4）中，（6.5）（6.6）可得到與的關系式（6.7），式中為分離軸承作用半徑=25mm（6.7）6.3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?，因而該點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6.4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：（6.8）式中：—碟簧部分子午截面的轉角，rad；—膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角，rad；圖6.4中性點O為坐標原點在子午截面處建立x-y坐標系—中性點O的半徑，mm；。經計算=537MPa，不大于1500~1700Mpa，符合適用強度。6.4膜片彈簧基本參數(shù)的選擇1、膜片彈簧原始內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取：其中：h為鋼板厚度，取2mm，H/h取等于1.5則膜片彈簧原始內截錐高H=3mm。2、膜片彈簧工作點位置的選擇汽車離合器膜片彈簧特性曲線的形狀如圖6.5所示。選擇好曲線上的定工圖6.5膜片彈簧工作位置圖作點的位置很重要。拐點T對應著膜片彈簧的壓平位置，而τ為曲線凸點M和凹點N的橫坐標平均值。B點為新離合器(摩擦片無磨損)在接合狀態(tài)時的工作點，通常取在使其橫坐標為=(0.8～1.0)τ的位置，以保證摩擦片在最大磨損后的工作點A處壓緊力變化不大。摩擦片總的最大允許磨損量可按下式求得：（6.9）式中：—離合器的摩擦片工作表面數(shù)目，例單片=2；—每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為=0.5～lmm。C點為離合器徹底分離時的工作點。它以靠近N點為好，以減小分離軸承的推力使操縱輕便。這里本離合器為單片式離合器，所以=2，該車型以城市公路為主，再考慮經濟性，故取=lmm。由上可知=2mm。3、膜片彈簧大端半徑及大端半徑與分離指半徑比的選擇膜片彈簧的大端半徑R應根據結構要求和摩擦片的尺寸來確定。比值R/r的選定影響到材料的利用效率。R/r愈小，則彈簧材料的利用效率愈好。碟形彈簧儲存彈性能的能力在R/r=1.8～2.0為最大，用于緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。但對汽車離合器膜片彈簧來說，并不要求儲存大量的彈性能，而應根據結構布置及壓緊力的需要，通常取R/r=1.2～1.3(即1.25左右)。膜片彈簧大端半徑即為摩擦片外徑取R=250mm。而R/r=1.25，所以r=200mm。4、膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角α在10°～12°范圍內選擇。取α=10°。5、膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑膜片彈簧小端半徑由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸的花鍵外徑。分離軸承作用半徑為標準件，應大于。按華健外徑選用=22.5，也應大于華健外徑35mm，取=20mm。6、分離指的數(shù)目和切槽寬及半徑分離指的數(shù)目n多取為18；切槽寬=3.2～3.5mm；=9～l0mm；半徑的取值應滿足(r-)>δ2的要求。選取=3.3mm，=9mm；=90mm，其滿足(r-)>的要求。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與膜片彈簧與壓盤的接觸半徑的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于r且盡量接近r；應略小于R且盡量接近于R。通過以上數(shù)據，可以用CATIA畫出膜片彈簧（圖6.6）圖6.6膜片彈簧7離合器操縱系統(tǒng)設計7.1離合器踏板位置、行程和踏板力離合器踏板位置、行程和踏板力，對于駕駛員操作舒適性至關重要，應從人體工程學進行考慮。7.1.1踏板位置離合器踏板的操縱通常設計為由左腳控制，因此，踏板的最佳位置應和左腳保持處在同一條直線上最為舒服，為此，離合器踏板在車內的位置就要更偏左（對右側行車的汽車而言），它給車內左側留下的橫向剩余空間就要小一些。在不操作離合器踏板時，左腳擱在在離合器踏板的左側，這樣左側空間會顯得更?。淮送?，腳和腿也要向左歪一些，不能正對前方?？紤]到這些因素，大部分離合器踏板實際布置位置還需適當靠右，即靠向人體中間部分。具體布置應以人體左右對稱中心為準向左移80~100，作為離合器踏板中心線的位置。踏板的最小高度是指，當用腳趾在踏板中央處踩踏板到底時，允許左腳跟剛接觸及地板。對于面積7575的踏板，布置踏板高度時，若從其下邊沿起，距地板不小于150，這對于5%分位的女性的腳（從腳趾到腳跟，光腳為160）和95%分位的男性的腳（210）都可以包容。7.1.2踏板行程離合器踏板最大行程是指從踏板最高點至最低點所劃過的距離。踏板最大行程應175mm；現(xiàn)今小轎車的踏板最大行程一般約為150mm。本次設計SUV選取踏板行程為150mm。踏板行程有若干臨界區(qū)影響離合器的接合品質，可以看到其臨界區(qū)（點）是一下3個方面：（a）離合器踏板儲備行程。指從離合器完全分離時起到踏板行程終了間的距離，它至少應留25的踏板行程以確保離合器在所有情況下都能徹底分離。因為當離合器系統(tǒng)因外界影響因素而表面升高時，若它的儲備行程過小，這就可能影響離合器徹底分離。因為當離合器系統(tǒng)因外界影響因素而溫度升高時，若它的儲備行程過小，就有可能影響離合器的徹底分離，造成變速器換檔時的齒輪撞擊，換檔力增加并加快同步器的磨損。（b）接合開始點。它出現(xiàn)在離合器踏板往上抬的離合器接合過程中，位于儲備點或徹底分離點之上，若它距離儲備點超過50以上，就難以從腳感上確定踏板的位置，因為踝關節(jié)部位只能在50~60范圍內調節(jié)。（c）接合調節(jié)區(qū)。它起于接合開始而終于離合器的摩擦力矩等于發(fā)動機轉矩之時，因為在離合器的接合過程中，轉矩容量是從“0”到最大（已靠近踏板最高行程位置），故接合終了的的區(qū)域是變動的。當離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩時，離合器的完全接合發(fā)生在踏板行程靠近終了頂部，而在部分負荷小轉矩時，則靠近于開始接合點不遠離合器就接合了。在正常行駛范圍內，大部分離合器的接合發(fā)生在很窄的踏板行程之內即可完成。7.1.3踏板力對于一定離合器總成，離合器踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操縱系統(tǒng)的傳動比（或杠桿比），加大傳動比會使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到對離合器操縱的輕便性。對于轎車和輕型卡車，其踏板力可?。狠^輕的踏板力：<100較重的踏板力：130決定踏板力大小的主要因素是車輛的使用情況。例如商用汽車滿載越野行駛在邊緣地區(qū)，95%分位的男性駕駛員穿戴著厚的衣服和靴子，這就需要有較重的踏板力，這樣可供足夠的腳感反饋給駕駛員去適當操作離合器。而與此完全相反的情況，輕巧的不帶負荷的小轎車，由5%分位的女性的穿著輕薄的衣服，下面光腳穿著涼鞋來駕駛，而行駛在平坦干燥的路面上，此時需要踏板力要在較輕的范圍，因為已有足夠的感覺反饋給駕駛員來控制離合器踏板，操作起來也很舒服。這類汽車如果踏板力過大反而不恰當，難以接受。離合器踏板位置高度及其行程對踏板力的影響也需考慮，因踏板離地板高且行程大的車輛，操作離合器踏板時，腳要完全離開地板，大腿也要抬離座椅。這種情況下踏板就要能支持腳和腿的重量，過小的踏板力就會使踏板輕易地移動使離合器動作，而且由于腳和腿沒有支撐，輕的離合器踏板力反而使離合器的控制更為困難。若有較大的踏板力，可以部分支撐腳和腿的重量，就能更為安全，舒適的操作。商用汽車的踏板力一般可取較為合適：=150重了一點：>200若離合器踏板離地板較近且行程較短，操縱時腳跟可不離地板，腿完全依靠在座椅上，此時，踏板只需支撐腳的部分重量，采用輕的踏板力是適當?shù)?，操作離合器也很舒適。7.2操縱系統(tǒng)周邊工作環(huán)境和時間因素的影響操作系統(tǒng)周邊工作環(huán)境對操作系統(tǒng)的功能，使用和安裝都有影響。在設計操作系統(tǒng)時應予以考慮，這將有助于改善系統(tǒng)使用的可靠性和維修性能提高顧客對產品的滿意程度。下面是要考慮的一些因素：元件安裝在支承面。要考慮到系統(tǒng)中各元件（如踏板、主油缸、只承銷等）在安裝支承處的剛度；靜態(tài)和動態(tài)狀況。靜止不動時，系統(tǒng)與各不動零件間有足夠間隙，運動時，系統(tǒng)和相鄰的轉動、移動零件有足夠間隙；維修空間。便于手和工具能容易地接近、安裝和拆修零件；污染。對容易進水、進塵、進土、進油的和易氧化的零件作必要的防護；熱。對離合器系統(tǒng)內部和周圍的發(fā)熱器件（如壓盤、排氣管、催化變速器等），要注意隔熱，防止過高的溫度對操縱系統(tǒng)的影響。操縱系統(tǒng)元器件在污染、熱的環(huán)境下長時間工作，就會使它們老化，失去原有的性能。系統(tǒng)中的零件若用潤滑脂潤滑，大多很容易沾上塵土從而降低系統(tǒng)的效率，因此在操縱系統(tǒng)的元器件選擇材料時，要充分考慮到污染、溫度、潤滑等因素在時間上的影響，以保證操縱系統(tǒng)工作的可靠性并在較長時間內保持良好的性能。7.3離合器操縱系統(tǒng)常用的離合器操縱傳動有機械式和液壓式。為了降低踏板力，在操縱傳動中可引入助力裝置。7.3.1機械式傳動離合器操縱的機械式傳動有兩類：桿系傳動和拉索傳動。（1）桿系傳動圖7.1離合器制動裝置1-離合器踏板；2-踏板臂；3-控制閥；4-制動閥；5-活塞；6-制動齒輪桿系傳動結構簡單、制造容易、工作可靠，廣泛用與各種類型的汽車上。但摩擦和損耗都比較大；傳動效率低；不能采用宜于司機操作的吊掛式踏板結構，踏板處的地板密封困難；由于發(fā)動機是經彈性支承安裝在車架或車身