工程機(jī)械設(shè)計(jì)課件：離合器設(shè)計(jì)-

離合器設(shè)計(jì)

第一節(jié)概述對(duì)離合器設(shè)計(jì)提出的基本要求：1)在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，並有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備。2)接合時(shí)要平順柔和，以保證汽車起步時(shí)沒有抖動(dòng)和衝擊。3)分離時(shí)要迅速、徹底。4)離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)變速器齒輪間的衝擊，便於換擋和減小同步器的磨損。5)應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長(zhǎng)其使用壽命。對(duì)離合器設(shè)計(jì)提出的基本要求：6)

應(yīng)使傳動(dòng)系避免扭轉(zhuǎn)共振，並具有吸收振動(dòng)、緩和衝擊和減小雜訊的能力。7)操縱輕便、準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。8)作用在從動(dòng)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，以保證有穩(wěn)定的工作性能。9)應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，以保證其工作可靠、壽命長(zhǎng)。10)結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊、品質(zhì)小，製造工藝性好，拆裝、維修、調(diào)整方便等。離合器組成主動(dòng)部分(發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)從動(dòng)部分(從動(dòng)盤)壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動(dòng)部件等)

主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處?kù)督雍蠣顟B(tài)並能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動(dòng)部分分離的裝置。離合器的發(fā)展傳統(tǒng)的推式膜片彈簧向拉式結(jié)構(gòu)發(fā)展傳統(tǒng)的操縱形式正向自動(dòng)操縱的形式發(fā)展。

因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應(yīng)高轉(zhuǎn)速，增加傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡(jiǎn)化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢(shì)。4.2離合器設(shè)計(jì)

第二節(jié)離合器的結(jié)構(gòu)方案分析離合器的分類汽車離合器大多是盤形摩擦離合器，按其從動(dòng)盤的數(shù)目可分為單片、雙片和多片三類；根據(jù)壓緊彈簧佈置形式不同，可分為圓周佈置、中央佈置和斜向佈置等形式；根據(jù)使用的壓緊彈簧不同，可分為圓柱螺旋彈簧、圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器；根據(jù)分離時(shí)所受作用力的方向不同，又可分為拉式和推式兩種形式。1．從動(dòng)盤數(shù)的選擇單片離合器(圖2—1)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，散熱良好，用時(shí)能保證分離徹底、接合平順。1．從動(dòng)盤數(shù)的選擇雙片離合器(圖2—2)

相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外接合較為平順但中間壓盤通風(fēng)散熱不良，兩片起步負(fù)載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。設(shè)計(jì)時(shí)在結(jié)構(gòu)上必須採(cǎi)取相應(yīng)的措施。這種結(jié)構(gòu)一般用在傳遞轉(zhuǎn)矩較大且徑向尺寸受到限制的場(chǎng)合。1．從動(dòng)盤數(shù)的選擇多片離合器多為濕式，它有分離不徹底、軸向尺寸和品質(zhì)大等缺點(diǎn)，以往主要用於行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。多片離合器具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小、使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，主要應(yīng)用於重型牽引車和自卸車上。

2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇周置彈簧離合器

壓緊彈簧均採(cǎi)用圓柱螺旋彈簧(圖2—1)，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、製造容易，因此應(yīng)用較為廣泛。此結(jié)構(gòu)中彈簧壓力直接作用於壓盤上。為了保證摩擦片上壓力均勻，壓緊彈簧的數(shù)目不應(yīng)太少，要隨摩擦片直徑的增大而增多，而且應(yīng)當(dāng)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(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速很高時(shí)，周置彈簧由於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(zhuǎn)矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，甚至?xí)霈F(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇中央彈簧離合器

採(cǎi)用一至兩個(gè)圓柱螺旋彈簧或用一個(gè)圓錐彈簧作為壓緊彈簧，並且佈置在離合器的中心，此結(jié)構(gòu)軸向尺寸較大。由於可選較大的杠桿比，因此可得到足夠的壓緊力，且有利於減小踏板力，使操縱輕便。此外，壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會(huì)使彈簧受熱退火，通過調(diào)整墊片或螺紋容易實(shí)現(xiàn)對(duì)壓緊力的調(diào)整。這種結(jié)構(gòu)多用於重型汽車上。2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇斜置彈簧離合器

彈簧壓力斜向作用在傳力盤上，並通過壓桿作用在壓盤上。這種結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)點(diǎn)是在摩擦片磨損或分離離合器時(shí)，壓盤所受的壓緊力幾乎保持不變。與上述兩種離合器相比，具有工作性能穩(wěn)定、踏板力較小的突出優(yōu)點(diǎn)。此結(jié)構(gòu)在重型汽車上已有採(cǎi)用。2．壓緊彈簧和佈置形式的選擇膜片彈簧離合器圖2—3中的膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指組成，它與其它形式的離合器相比有如下一系列優(yōu)點(diǎn)：膜片彈簧離合器的優(yōu)點(diǎn)：膜片彈簧具有較理想的非線性特性如圖2—12所示，彈簧壓力在摩擦片允許磨損範(fàn)圍內(nèi)基本不變(從安裝時(shí)工作點(diǎn)B變化到A點(diǎn))，離合器分離時(shí)，彈簧壓力有所下降(從B點(diǎn)變化到C點(diǎn))，從而降低了踏板力；膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，品質(zhì)小。膜片彈簧離合器的優(yōu)點(diǎn)：高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。由於膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分佈均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命。易於實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)。平衡性好。有利於大批量生產(chǎn)，降低製造成本。膜片彈簧離合器的使用現(xiàn)狀：但膜片彈簧的製造工藝較複雜，對(duì)材質(zhì)和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由於材料性能的提高，製造工藝和設(shè)計(jì)方法的逐步完善，膜片彈簧的製造已日趨成熟。因此，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量採(cǎi)用，而且在輕、中、重型貨車以及客車上也被廣泛採(cǎi)用。拉式膜片彈簧離合器(圖2—4)拉式膜片彈簧離合器(圖2—4)中，其膜片彈簧的安裝方向與推式相反。拉式膜片彈簧離合器具有如下優(yōu)點(diǎn)：1)

由於取消了中間支承各零件，並只用一個(gè)或不用支承環(huán)，使其結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單、緊湊，零件數(shù)目更少，品質(zhì)更小。2)由於拉式膜片彈簧是以中部與壓盤相壓，因此在同樣壓盤尺寸條件下可採(cǎi)用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，而並不增大踏板力。3)在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋變形量小，剛度大，故分離效率更高。4)拉式杠桿比大於推式杠桿比，且中間支承少，減少了摩擦損失，傳動(dòng)效率較高，使踏板操縱更輕便。拉式踏板力比推式約可減少25％～30％。5)拉式無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損後不會(huì)產(chǎn)生衝擊和雜訊。6)使用壽命更長(zhǎng)。但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需專門的分離軸承(參見圖2—19)，結(jié)構(gòu)較複雜，安裝和拆卸較困難，且分離行程略比推式大些。由於拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，它已在一些汽車中得以應(yīng)用。3．膜片彈簧支承形式推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種：雙支承環(huán)形式，單支承環(huán)形式，無支承環(huán)形式。圖2—5為雙支承環(huán)形式，圖2—5a用臺(tái)肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個(gè)支承

圖2-4拉式膜片彈簧離合器環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是早已採(cǎi)用的傳統(tǒng)形式）；圖2—5b在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環(huán)，可提高耐磨性和使用壽命，但結(jié)構(gòu)較複雜；圖2—5c取消了鉚釘，將膜片彈簧、兩個(gè)支承環(huán)與離合器蓋彎合在一起，使結(jié)構(gòu)緊湊、簡(jiǎn)化、耐久性良好，因此其應(yīng)用日益廣泛。推式膜片彈簧單支承環(huán)形式圖2—6為單支承環(huán)形式。在衝壓離合器蓋上沖出一個(gè)環(huán)形凸臺(tái)來代替後支承環(huán)(圖2—6a)使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)(圖2—6b)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙。無支承環(huán)形式

利用斜頭鉚釘?shù)念^部與衝壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺(tái)將膜片彈簧鉚合在一起而取消前、後支承環(huán)(圖2—7a)；或在鉚釘前側(cè)以彈性擋環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上環(huán)形凸臺(tái)代替後支承環(huán)(圖2—7b)，使結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)化；或取消鉚釘，離合器蓋內(nèi)邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環(huán)和離合器蓋上的環(huán)形凸臺(tái)彎合在一起(圖2—7c)，結(jié)構(gòu)最為簡(jiǎn)單。拉式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)形式圖2—8a為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋沖出的環(huán)形凸臺(tái)上；圖2—8b為單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。這兩種支承形式常用於轎車和貨車上。

4．壓盤的驅(qū)動(dòng)方式

壓盤的驅(qū)動(dòng)方式主要有

凸塊一窗孔式銷釘式鍵塊式傳動(dòng)片式等

4.2離合器設(shè)計(jì)第三節(jié)離合器主要參數(shù)的選擇離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為

式中，--靜摩擦力矩；

--摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，計(jì)算時(shí)一般取0.25～0.30；

--壓盤施加在摩擦面上的工作壓力；

--摩擦片的平均摩擦半徑；

--摩擦面數(shù)，是從動(dòng)盤數(shù)的兩倍。

離合器主要參數(shù)的選擇

假設(shè)摩擦片上工作壓力均勻，則有

式中，--摩擦面單位壓力

--一個(gè)摩擦面的面積

--摩擦片外徑

--摩擦片內(nèi)徑離合器主要參數(shù)的選擇離合器主要參數(shù)的選擇摩擦片的平均摩擦半徑R，根據(jù)壓力均勻的假設(shè)，可表示為

（2-3）當(dāng)d／D≥0．6時(shí)，Rc可相當(dāng)準(zhǔn)確地由下式計(jì)算離合器主要參數(shù)的選擇將式(2—2)與式(2—3)代人式(2—1)得

(2-4)

式中，c為摩擦片內(nèi)外徑之比，c=d／D，一般在0.53～0.70之間。離合器主要參數(shù)的選擇

為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計(jì)時(shí)Tc應(yīng)大於發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，即

(2-5)

式中，---發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩

β---離合器的後備係數(shù)

β定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩之比，β必須大於1。離合器的基本參數(shù)

離合器的基本參數(shù)主要有:

性能參數(shù)和。尺寸參數(shù)D

和d

及摩擦片厚度b

離合器的基本參數(shù)1．後備係數(shù)β1)摩擦片在使用中磨損後，離合器還應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。

2)要防止離合器滑磨過大。

3)要能防止傳動(dòng)系超載

使用條件較好時(shí)，β可選取小些；貨車總品質(zhì)越大，β也應(yīng)選得越大；採(cǎi)用柴油機(jī)時(shí)，由於工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的β值應(yīng)比汽油機(jī)大些；膜片彈簧離合器由於摩擦片磨損後壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；離合器的基本參數(shù)1．後備係數(shù)β各類汽車的取值範(fàn)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離合器的基本參數(shù)2．單位壓力

離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)後備係數(shù)較小時(shí)，應(yīng)取小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為了降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，應(yīng)取小些；`

後備係數(shù)較大時(shí)，可適當(dāng)增大。

當(dāng)摩擦片採(cǎi)用不同材料時(shí)，按下列範(fàn)圍選石棉基材料=0.10～0.35MPa

粉末冶金材料=0.35～0.60MPa

金屬陶瓷材料=0.70～1.50MPa離合器的基本參數(shù)3．摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b

離合器的基本參數(shù)3．摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b

摩擦片外徑D也可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按如下經(jīng)驗(yàn)公式選用

式中，為直徑係數(shù)，轎車：=14.5；輕、中型貨車：?jiǎn)纹?16.0～18.5

雙片=13.5～15.0

重型貨車：=22.5～24.0離合器的基本參數(shù)

在同樣外徑D時(shí)，內(nèi)徑d不宜小，會(huì)使摩擦面上的壓力分佈不均勻，使內(nèi)外緣圓周的相對(duì)滑磨速度差別太大而造成摩擦面磨損不均勻，且不利於散熱和扭轉(zhuǎn)減振器的安裝。摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn)5764—86《汽車用離合器面片》，所選的D應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不超過65～70m／s，以免摩擦片發(fā)生飛離。摩擦片的厚度有3.2mm、3.5mm和4.0mm三種。4.2離合器設(shè)計(jì)第四節(jié)離合器的設(shè)計(jì)與計(jì)算一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化1.設(shè)計(jì)變數(shù)因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)變數(shù)選為一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化2.目標(biāo)函數(shù)

離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)是在保證離合器性能要求條件下，使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標(biāo)函數(shù)為一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3．約束條件1)摩擦片的外徑D(mm)的選取應(yīng)使最大圓周速度VD不超過65—70m／s，即

(2-7)

式中，VD為摩擦片最大圓周速度(m／s)；2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.53～0.70範(fàn)圍內(nèi)，即

0.53≤c≤0.70一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3．約束條件3)為保證離合器可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，並防止傳動(dòng)系超載，不同車型的β值應(yīng)在一定範(fàn)圍內(nèi)，最大範(fàn)圍β為1.2—4.0，即4)為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大於減振器彈簧位置直徑2Ro約50mm(圖2—15)，即一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3．約束條件5)為反映離合器傳遞轉(zhuǎn)矩並保護(hù)超載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小於其許用值，即

（2-8）

式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩；為其允許值，按表2—1選取。一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3．約束條件6)為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p。對(duì)於不同車型，在一定範(fàn)圍內(nèi)選取，最大範(fàn)圍p。7)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，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小於其許用值，即

(2-9)

一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3．約束條件

式中，為單位摩擦面積滑磨功；為其許用值對(duì)於轎車：對(duì)於輕型貨車：對(duì)於重型貨車：一、離合器基本參數(shù)的優(yōu)化3．約束條件

W為汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J):

(2-10)

式中，為汽車總品質(zhì)；為輪胎滾動(dòng)半徑；為起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比；為主減速器傳動(dòng)比；為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，計(jì)算時(shí)轎車取2000，貨車取1500。二、膜片彈簧的載荷變形特性

二、膜片彈簧的載荷變形特性

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(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)(圖2—9)。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷Fl集中在支承點(diǎn)處，加載點(diǎn)間的相對(duì)軸向變形為λ1，(圖2—10b)，則有關(guān)系式(2-11)

式中，正E為材料的彈性模量，對(duì)於鋼μ為材料的泊松比，對(duì)於鋼：；H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度；h為膜片彈簧鋼板厚度；R、r分別為自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑；、分別為壓盤加載點(diǎn)和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑。二、膜片彈簧的載荷變形特性

離合器分離時(shí)，膜片彈簧的加載點(diǎn)發(fā)生變化，見圖2—10c。設(shè)分離軸承對(duì)分離指端所加載荷為F2，相應(yīng)作用點(diǎn)變形為λ2，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，其子午斷面從自由狀態(tài)也轉(zhuǎn)過相同的轉(zhuǎn)角，則有如下關(guān)係

圖2-10膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時(shí)的變a)自由狀態(tài)b)壓緊狀態(tài)c)分離狀態(tài)

將式(2—12)和式(2—13)代人式(2—11)，即可求得F2與入2的關(guān)係式。同樣將式(2—12)和式(2—13)分別代入式(2—11)，也可分別得到Fl與入2和F2與入1

的關(guān)係式如果不計(jì)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(dòng)行程入2f(圖2—10c)為

（2-14）式中，入1f為壓盤的分離行程(圖2—10b、c)。二、膜片彈簧的載荷變形特性

三、膜片彈簧的強(qiáng)度校核

由前面假設(shè)可知，子午斷面在中性點(diǎn)O處沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，故該點(diǎn)的切向應(yīng)力為零，O點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。建立如圖2—9所示的坐標(biāo)系，則斷面上任意點(diǎn)(x，y)的切向應(yīng)力σt為

式中，α為自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的圓錐底角；β為從自由狀態(tài)起，φ碟簧子午斷面的轉(zhuǎn)角；e為中性點(diǎn)半徑，。由式(2—15)知，當(dāng)φ一定時(shí)，一定的切向應(yīng)力在坐標(biāo)系中呈線性分佈，當(dāng)時(shí)有應(yīng)力碟簧的強(qiáng)度應(yīng)力碟簧的強(qiáng)度顯然OK為零應(yīng)力直線，其內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)為拉應(yīng)力區(qū)等應(yīng)力線越遠(yuǎn)離零應(yīng)力線，其應(yīng)力值越高。碟簧部分內(nèi)上緣點(diǎn)B的切向壓應(yīng)力最大。

A點(diǎn)的切向拉應(yīng)力最大；

A’

點(diǎn)的切向拉應(yīng)力最大。分析表明，B點(diǎn)的應(yīng)力值最高，通常用

來校核碟簧的強(qiáng)度。

B點(diǎn)座標(biāo)

在分離軸承推力F2作用下，B點(diǎn)還受彎曲應(yīng)力σrB，其值為考慮到彎曲應(yīng)力是與切向壓應(yīng)力相互垂直的拉應(yīng)力，根據(jù)最大切應(yīng)力強(qiáng)度理論，B點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為試驗(yàn)表明，裂紋首先在碟簧壓應(yīng)力最大的B點(diǎn)產(chǎn)生，但此裂紋並不發(fā)展到損壞，且不明顯影響碟簧的承載能力。繼後，在A`點(diǎn)由於拉應(yīng)力產(chǎn)生裂紋，這種裂紋是發(fā)展性的，一直發(fā)展到使碟簧破壞。在實(shí)際設(shè)計(jì)中，當(dāng)膜片彈簧材料採(cǎi)用60Si2MnA時(shí)，通常應(yīng)使σjB≤1500—1700MPa。應(yīng)力碟簧的強(qiáng)度

四、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇1．比值H／h和h的選擇

2．比值R／r和R、r的選擇

3．α的選擇

4．膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇

5．n的選取

1．H／h一般為1.6～2.2，板厚h為2～4mm。2．R／r一般為1.20～1.35。為使摩擦片上壓力分佈較均勻，推式R＞Rc，拉式r≥Rc。而且，對(duì)於同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。3．α=arctanH／(R—r)≈H／(R—r)，一般在9°～15°範(fàn)圍內(nèi)。

四、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇

四、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇4．膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇。新離合器在接合狀態(tài)時(shí)，B一般取在凸點(diǎn)M和拐點(diǎn)H之間，且靠近或在H點(diǎn)處，，以保證摩擦片在最大磨損限度△入範(fàn)圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當(dāng)分離時(shí)，膜片彈簧工作點(diǎn)從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點(diǎn)心儘量靠近N點(diǎn)。5．n的選取分離指數(shù)目n常取為18，大尺寸膜片彈簧取24，小尺寸膜片彈簧有些取12。五、膜片彈簧材料及製造工藝國(guó)內(nèi)膜片彈簧一般採(cǎi)用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面品質(zhì)等要求，需進(jìn)行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力

強(qiáng)壓處理提高膜片彈簧的疲勞壽命5％～

30％。

噴丸處理同樣也可提高疲勞壽命。為提高分離指耐磨性，端部進(jìn)行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。為了防止拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，進(jìn)行擠壓處理以消除應(yīng)力源。五、膜片彈簧材料及製造工藝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，在同一片上同一範(fàn)圍內(nèi)的硬度差不大於3個(gè)單位。碟簧部分應(yīng)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的3％。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H11和h11，

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1.6μm，底面的平面度一般要求小於0.1mm。膜片彈簧處?kù)督雍蠣顟B(tài)時(shí)，其分離指端的相互高度差一般要求小於0.8～1.0mm。

六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)

膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)就是通過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(jì)要求，以達(dá)到最佳的綜合效果。1．目標(biāo)函數(shù)目前，國(guó)內(nèi)關(guān)於膜片彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)主要有以下幾種：

1)彈簧工作時(shí)的最大應(yīng)力為最小。

2)從動(dòng)盤摩擦片磨損前後彈簧壓緊力之差的絕對(duì)值為最小。

3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承裝置上的分離操縱力平均值為最小。

4)在摩擦片磨損極限範(fàn)圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對(duì)值的平均值為最小。

5)選3)和4)兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)為雙目標(biāo)。

六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)1．目標(biāo)函數(shù)為了既保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴(yán)重超載，且能保證操縱省力，選取5)作為目標(biāo)函數(shù)，通過兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)分配不同權(quán)重來協(xié)調(diào)它們之間的矛盾，並用轉(zhuǎn)換函數(shù)將兩個(gè)目標(biāo)合成一個(gè)目標(biāo)，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標(biāo)函數(shù)六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)2．設(shè)計(jì)變數(shù)從膜片彈簧載荷變形特性公式(2—11)

可以看出，應(yīng)選取H、h、R、r、Rl、r1這六個(gè)尺寸參數(shù)以及在接合工作點(diǎn)相應(yīng)於彈簧工作壓緊力F1B的大端變形量λ1B(圖2—12)為優(yōu)化設(shè)計(jì)變數(shù)，即六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)3．約束條件1)應(yīng)保證所設(shè)計(jì)的彈簧工作壓緊力與要求壓緊力相等，即2)為了保證各工作點(diǎn)A、B、C有較合適的位置(A點(diǎn)在凸點(diǎn)M左邊，B點(diǎn)在拐點(diǎn)H附近，C點(diǎn)在凹點(diǎn)N附近，如圖2—12所示)，應(yīng)正確選擇相對(duì)於拐點(diǎn)的位置，一般：0.8～1.0，即

(2-23)六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)3)為了保證摩擦片磨損後離合器仍能可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，並考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損後彈簧工作壓緊力應(yīng)大於或等於新摩擦片時(shí)的壓緊力，即

4)為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H／h與初始底錐角α≈H／(R—r)應(yīng)在一定範(fàn)圍內(nèi)，即

1．6≤H／h≤2．29°≤α≈H／(R—r)≤15°

5)彈簧各部分有關(guān)尺寸比值應(yīng)符合一定的範(fàn)圍，即

(2-24)

式中，為膜片彈簧小端內(nèi)半徑，如圖2—13所示。

6)為了使摩擦片上的壓緊力分佈比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑R1(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑r1)應(yīng)位於摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式：(D十d)／4≤R1≤D／2

拉式：(D十d)／4≤r1≤D／2

六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)佈置的要求，與、與、與之差應(yīng)在一定範(fàn)圍內(nèi)，即

8)膜片彈簧的分離指起分離杠桿作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定範(fàn)圍內(nèi)選取，即

推式：2.3～

4.5

拉式：3.5～

9.0六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)

六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)9)為了保證避免彈力衰減要求，彈簧在工作過程中B點(diǎn)的最大壓應(yīng)力應(yīng)不超過其許用值，即

10)為了保證疲勞強(qiáng)度要求，彈簧在工作過程中A`點(diǎn)(或A點(diǎn))的最大拉應(yīng)力(或)應(yīng)不超過其相應(yīng)許用值，即

或11)由於彈簧在製造過程中，其主要尺寸參數(shù)H、h、R和r都存在加工誤差，對(duì)彈簧的壓緊力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度範(fàn)圍內(nèi)彈簧的工作性能，必須使由製造誤差引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差不超過某一範(fàn)圍，即

(2-25)式中，、、、分別為由於H、h、R、r的製造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。

12)在離合器裝配誤差範(fàn)圍內(nèi)引起的彈簧壓緊力的相對(duì)偏差也不得超過某一範(fàn)圍，即

(2-26)式中，為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。六、膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)4.2離合器設(shè)計(jì)第五節(jié)扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動(dòng)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：1)降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。2)增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振回應(yīng)振幅，並衰減因衝擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。3)控制動(dòng)力傳動(dòng)系總成怠速時(shí)離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速雜訊和主減速器與變速器的扭振與雜訊。4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)衝擊載荷和改善離合器的接合平順性。扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能：

扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性特性兩種。單級(jí)線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖2—14所示，其彈性元件一般採(cǎi)用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用於汽油機(jī)汽車中。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)，由於怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)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(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速雜訊。在扭轉(zhuǎn)減振器中另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下起作用，以消除變速器怠速雜訊，此時(shí)可得到兩級(jí)非線性特性，第一級(jí)的剛度很小，稱為怠速級(jí)，第二級(jí)的剛度較大。目前，在柴油機(jī)汽車中廣泛採(cǎi)用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器。設(shè)計(jì)參數(shù)1.減振器的扭轉(zhuǎn)剛度2.阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩其他：極限轉(zhuǎn)矩預(yù)緊轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)角設(shè)計(jì)參數(shù)1.極限轉(zhuǎn)矩Tj

極限轉(zhuǎn)矩:為減振在消除限位銷與從動(dòng)盤轂缺口之間的間隙△1(圖2—15)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取

貨車：係數(shù)取1.5

轎車：係數(shù)取2.0設(shè)計(jì)參數(shù)2.扭轉(zhuǎn)剛度kφ

3．阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由於減振器扭轉(zhuǎn)剛度是受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速範(fàn)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（2-31）設(shè)計(jì)參數(shù)4．預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時(shí)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(dòng)，這是有利的。但是不應(yīng)大於，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。?-32）5．減振彈簧的位置半徑的尺寸應(yīng)盡可能大些，如圖2—15所示，一般取

設(shè)計(jì)參數(shù)6．減振彈簧個(gè)數(shù)參照表2—2選取。表2—2減振彈簧個(gè)數(shù)的選取7.減振彈簧總壓力

當(dāng)限位銷與從動(dòng)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(shí)，減振彈簧受到的壓力為（2-34）8．極限轉(zhuǎn)角減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的極限轉(zhuǎn)角為（2-35）雙品質(zhì)飛輪雙品質(zhì)飛輪的減振(圖2—16)。它主要由第一飛輪1、第二飛輪2與扭轉(zhuǎn)減振器11組成。第一飛輪1與聯(lián)結(jié)盤9以螺釘10緊固在曲軸凸緣8上，以滾針軸承7和球軸承5支承在與離合器蓋總成3緊固的同軸線的第二飛輪2的短軸6上。在從動(dòng)盤4中沒有減振器。雙品質(zhì)飛輪減振器具有以下優(yōu)點(diǎn)：1)可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，以避免在怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的共振。

2)增大減振彈簧的位置半徑，降低減振彈簧剛度K，並允許增大轉(zhuǎn)角。

3)由於雙品質(zhì)飛輪減振器的減振效果較好，在變速器中可採(cǎi)用粘度較低的齒輪油而不致產(chǎn)生齒輪衝擊雜訊，並可改善冬季的換擋過程。而且由於從動(dòng)盤沒有減振器，可以減小從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，這也有利於換擋。

主要適用於發(fā)動(dòng)機(jī)前置後輪驅(qū)動(dòng)的轉(zhuǎn)矩變化大的柴車中。4.2離合器設(shè)計(jì)第六節(jié)離合器的操縱機(jī)構(gòu)1．對(duì)操縱機(jī)構(gòu)的要求：1)踏板力要小，轎車一般在80—150N範(fàn)圍內(nèi)，貨車不大於150—200N。

2)踏板行程對(duì)轎車一般在80—150mm範(fàn)圍內(nèi)，對(duì)貨車最大不超過180mm。

3)踏板行程應(yīng)能調(diào)整，以保證摩擦片磨損後分離軸承的自由行程可以復(fù)原。

4)應(yīng)有對(duì)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(dòng)效率要高。

7)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)及車架和駕駛室的變形不會(huì)影響其正常工作。

2．操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇

常用的離合器操縱機(jī)構(gòu)主要有:

機(jī)械式

液壓式

3.離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算3.離合器操縱機(jī)構(gòu)的主要計(jì)算

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成式中，

—為分離軸承自由行程，一般為1.5～3.0mm，

S1一般為20～30mm；、—分別為主缸和工作缸的直徑；

—為摩擦面面數(shù)；

—為離合器分離時(shí)對(duì)偶摩擦面間的間隙，單片：0.85～1.30mm，雙片：0.75～0.90mm。、、、、、為杠桿尺寸(圖2—17)。

踏板力可按下式計(jì)算4.2離合器設(shè)計(jì)第七節(jié)離合器的結(jié)構(gòu)元件

主要由摩擦片、從動(dòng)片、減振器和花鍵轂等組成

應(yīng)滿足如下設(shè)計(jì)要求：

1)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)儘量小，以減小變速器換擋時(shí)輪齒間的衝擊。

2)應(yīng)具有軸向彈性，使離合器接合平順，便於起步，而且使摩擦面壓力均勻，減小磨損。

3)應(yīng)裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，並緩和衝擊。1．從動(dòng)盤總成1．從動(dòng)盤總成為了使從動(dòng)盤具有軸向彈性，常用的方法有：1)在從動(dòng)盤上開“T”形槽，外緣形成許多扇形，並將扇形部分衝壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側(cè)的摩擦片則分別鉚在每相隔一個(gè)的扇形上?！癟”形槽還可以減小由於摩擦發(fā)熱而引起的從動(dòng)片翹曲變形。這種結(jié)構(gòu)主要應(yīng)用在貨車上。2)將扇形波形片的左、右凸起段分別與左、右側(cè)摩擦片鉚接。由於波形片比從動(dòng)片薄，故這種結(jié)構(gòu)軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量較小，適宜於高速旋轉(zhuǎn)，主要應(yīng)用於轎車和輕型貨車。1．從動(dòng)盤總成為了使從動(dòng)盤具有軸向彈性，常用的方法有：3)利用階梯形鉚釘桿的細(xì)段將成對(duì)波形片的左片鉚在左側(cè)摩擦片上，並交替地把右片鉚在右側(cè)摩擦片上。這種結(jié)構(gòu)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(yīng)用於中、高級(jí)轎車。4)將靠近飛輪的左側(cè)摩擦片直接鉚合在從動(dòng)片上，只在靠近壓盤側(cè)的從動(dòng)片鉚有波形片，右側(cè)摩擦片用鉚釘與波形片鉚合。這種結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大，但強(qiáng)度較高，傳遞轉(zhuǎn)矩能力大，主要應(yīng)用於貨車上，尤其是重型貨車。離合器摩擦片

離合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料、金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料摩擦因數(shù)較高(大約為0.3～0.45)、密度較小、製造容易、價(jià)格低廉等優(yōu)點(diǎn)。但它性能不夠穩(wěn)定，摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應(yīng)用於中、輕型貨車中。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，但價(jià)格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要用於重型汽車上。摩擦片與從動(dòng)片的連接方式：

摩擦片與從動(dòng)片的連接方式有鉚接和粘接兩種。

鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜從動(dòng)片上裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。

粘接方式可增大實(shí)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(dòng)盤難以裝波形片，無軸向彈性，可靠性低?；ㄦI轂

花鍵轂是離合器中承受載荷最大的零件，它裝在變速器輸入軸前端的花鍵上，一般採(cǎi)用齒側(cè)對(duì)中的矩形花鍵，花鍵軸與孔採(cǎi)用動(dòng)配合?；ㄦI轂軸向長(zhǎng)度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動(dòng)時(shí)產(chǎn)生偏斜而