北京切諾基越野汽車離合器設(shè)計

1、第1章 緒 論1.1 離合器的設(shè)計要求在任何條件下行駛，既能可靠的傳遞的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備,有能防止傳動系過載，接合時要完全，平順，柔和，保證汽車起動時沒有抖動和沖擊，分離時要迅速，徹底，從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時的變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損。應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)能力，以保證工作時的溫度不致過高，延長其使用壽命。應(yīng)能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)與振動，并且具有吸收振動，緩和沖擊和降低噪聲的能力。操縱輕便，準確，以減輕駕駛員的疲勞。作用在從動盤的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。具有足夠的強度與動態(tài)

2、平衡，以保證其工作可靠，使用壽命長。結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調(diào)整方便等。11.2 離合器的工作原理當(dāng)離合器工作時，發(fā)動機飛輪是離合器的主動部件，帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂借滑動花鍵與變速器第一軸（離合器從動軸）相連。壓緊彈簧將從動盤緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，在由此經(jīng)過變速器的第一軸和傳動系統(tǒng)中一系列部件傳給驅(qū)動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。由于汽車在行駛過程中需經(jīng)常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，所以汽車離合器的主動部分和從動部分應(yīng)經(jīng)常處于接合狀態(tài)。摩擦副之間采用彈簧作為壓緊裝置即

3、是為了適應(yīng)這一要求。欲使離合器分離時，只要踩下操縱機構(gòu)中的離合器踏板，套在從動盤轂環(huán)槽中的撥叉便撥動從動盤，克服壓緊彈簧的壓力向右移動而與飛輪分離，摩擦副之間的摩擦力消失，從而中斷了動力傳遞。當(dāng)需要重新恢復(fù)動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化比較平穩(wěn)，應(yīng)該適當(dāng)控制放松離合器踏板的速度，使從動盤在壓緊彈簧的壓力作用下向左移動，與飛輪恢復(fù)接觸，二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應(yīng)的摩擦力矩也逐漸增加。當(dāng)飛輪和從動盤接合還不緊密，摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大，二者的轉(zhuǎn)速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度才與發(fā)動

4、機轉(zhuǎn)速成正比。2摩擦離合器所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩取決于摩擦副間的最大靜摩擦力矩，而后者又取決于摩擦間的壓緊力、摩擦因數(shù)以及摩擦面的數(shù)目和尺寸。因此，對于結(jié)構(gòu)一定的離合器來說，最大靜摩擦力矩是一個定值。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)矩達到此值時，則離壓合器出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，因而限制了傳給傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩，以防止超載。由上述工作原理可以看出，摩擦離合器主要由主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)，而離合器的操縱機構(gòu)主要是使離合器分離的裝置。在保證可靠的傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的前提下，離合器的具體結(jié)構(gòu)應(yīng)能滿足主、從動部分分離徹底，接合柔和，從動部分的轉(zhuǎn)動慣

5、量要盡可能小，散熱良好，操縱輕便，良好的動平衡等基本性能要求。1.3 離合器的分類根據(jù)所用壓緊彈簧布置位置的不同，可分為周布彈簧離合器、中央彈簧離合器和周布斜置彈簧離合器；根據(jù)所用壓緊彈簧形式的不同，可分為圓柱螺旋彈簧離合器、圓錐螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。3膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有碟形結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要有碟形彈簧部分和分離指部分組成。膜片彈簧兩側(cè)有鋼絲支撐圈，借6個膜片彈簧固定釘將起安裝在離合器蓋上。再離合器蓋沒有固定到飛輪上時，膜片彈簧不受力，處于自由狀態(tài)。此時離合器蓋與飛輪安裝面之間有一距離。當(dāng)將離合器蓋用連接螺釘固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠近飛輪，后鋼絲支撐圈則壓向膜片

6、彈簧使之發(fā)生彈性變形，膜片彈簧的圓錐角變小，幾乎接近于壓平狀態(tài)。同時，在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力，使離合器處于接合狀態(tài)。當(dāng)分離離合器時，分離軸承作移，膜片彈簧被壓在前鋼絲支撐圈上，其徑向截面以支撐圈為支點右移，膜片彈簧變成反錐形狀，使膜片彈簧大端右移，并通過分離彈簧鉤拉動壓盤使離合器分離。1.4 膜片彈簧離合器的優(yōu)點1、膜片彈簧具有較理想的非線性彈簧特性，彈簧壓力在摩擦片的磨損范圍基本保持不變，因而離合器在工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變，相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低的踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大增加；2、磨片彈簧兼壓緊彈簧與分離杠桿的

7、作用，結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??；3、高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很小，性能穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則降低明顯；4、磨片彈簧以整個圓周與壓盤相接觸，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(fēng)散熱，使用壽命長；6、磨片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性。21.5 設(shè)計內(nèi)容由于膜片彈簧離合器，具有零件數(shù)目少，重量輕，非線性特性好，操縱輕便等優(yōu)點，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本文將設(shè)計推式膜片彈簧離合器。本設(shè)計以北京切諾基汽車各項參數(shù)和性能為設(shè)計基礎(chǔ)，所選定汽車發(fā)動機提供的最大轉(zhuǎn)矩Temax為200N×m。第2章 離合器基本參數(shù)的選擇2.

8、1 離合器基本性能關(guān)系式離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。根據(jù)摩擦力矩公式 (2.1)式中：Tc離合器靜摩擦力矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比。有了上面的關(guān)系式，對于一定的離合器結(jié)構(gòu)而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關(guān)系式，就可估算出所設(shè)計的離合器是否合適4。2.2 離合器后備系數(shù)的選擇后備系數(shù)是離合器一個重要設(shè)計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨時間過長

9、，不宜選的太??；為是離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，不宜選的太大；當(dāng)發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選的小一些；當(dāng)使用條件惡劣、需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，可選的大一些；汽車總質(zhì)量大，也應(yīng)選得越大。在選擇時，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數(shù)值按表2.1選取，而設(shè)計本車的離合器其要求比較的大，初步選擇為1.60。表2.1 離合器后備系數(shù)的取值范圍車 型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.002.3 摩擦材料中單位壓力

10、和摩擦因數(shù)的選擇石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但受工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵基5。初選po根據(jù)表2.2中可得：為0.5MPa，f為0.5。表2.2 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值摩擦片材料單位壓力po/MPa摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0.150.250.200.25編織0.250.350.250.30粉末冶金材料銅基0.350.500.250.30鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.701.500.42.4本章小結(jié) 在離合器的基本性能關(guān)

11、系式中我們得知要用到后備系數(shù)；摩擦因數(shù)；單位壓力等一些參數(shù)。通過查閱資料，工具用書，圖表等我能、我們可以對一些參數(shù)取值。為我們接下來的設(shè)計計算提供一定幫助。第3章 離合器從動盤總成設(shè)計3.1 摩擦片的設(shè)計摩擦片設(shè)計要求：摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)固，工作溫度，單位壓力，滑磨速度的變化對其影響要?。痪哂凶銐虻臋C械強度與耐磨性；密度要小，以減少從動盤的轉(zhuǎn)動慣量；熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出粘合劑力，無味，不易燒焦；磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面；接合時應(yīng)平順，而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動”現(xiàn)象；長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)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

12、材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數(shù)較高、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(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前主要應(yīng)用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產(chǎn)和使用過程中對環(huán)境有影響，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維來代替石棉纖維。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(shù)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(yīng)用于載荷質(zhì)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

13、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。摩擦片材料：粉末冶金材料（其具有傳熱性好，熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高而且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高及壽命較長等優(yōu)點）。摩擦片與 從動片的連接方式：鉚接（因具連接可靠、更換摩擦片方便、適宜在從動盤上安裝波形片而采用）。摩擦片基本尺寸的確定。摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩有一定的關(guān)系。根據(jù)公式3.1： (3.1)式中：Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po單位壓力；D

14、摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比得到D=240mm。計算離合器的外徑D同時參考經(jīng)驗公式3.2： (3.2)式中：A參考系數(shù)；D摩擦片外徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；A取47，計算得到D=234mm。初選D以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定6。查找標準(GB145774)的規(guī)定：表3.1 離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax/N×m單片離合器重 負 荷中等負荷極 限 值225130150170250170200230最終確定：外徑D=250mm；內(nèi)徑d=155mm，內(nèi)外徑之比c=0.620，單片面積F=30200mm2 。對摩擦片的厚度h，我國以規(guī)定了

15、3種規(guī)格：3.2mm，3.5mm，4mm，這里選擇厚度為3.5mm。(2)摩擦片的校核。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D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度vD不超過6570m/s： (3.3) 式中：nemax發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min）；當(dāng)nemax取6 000時，代入可得：vD=70 6570m/s。2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70 范圍內(nèi)：c=0.6200.530.70。3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，應(yīng)在1.21.75之間，代入式21：= Tc/ Temax=1.601.201.75。4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨

16、，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即： (3.4)式中：單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)； 其許用值0.4 J/mm2；W汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可以根據(jù)下式計算： (3.5)式中：ne發(fā)動機轉(zhuǎn)速，取2 000r/min；ma汽車總質(zhì)量(kg)，取1 200kg；rr汽車輪胎滾動半徑(m)；ig汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；數(shù)值取3.8；i0主減速器傳動比，取4.2。各個數(shù)值代入35式得到：W=14 983J。把W=14983J和摩擦片的各個數(shù)值代入式3.4，得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。 經(jīng)過校核

17、可知，摩擦片的設(shè)計符合相應(yīng)的設(shè)計要求7。3.2 從動盤轂的設(shè)計從動盤數(shù)及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器，這是因為結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性能好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接順平和等優(yōu)點符合離合器的設(shè)計要求發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結(jié)合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。我國生產(chǎn)的離合器，其從動盤轂花鍵多用SAE標準，其有關(guān)尺寸見表表3.2 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片的外徑D/mm發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩花鍵尺寸擠壓應(yīng)力齒數(shù)n外徑內(nèi)徑齒厚有效齒長160491023183209.81806910262132011.

18、620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0查表3.2，可選花鍵尺寸如下齒數(shù)n=10、外徑mm、內(nèi)徑=28mm、齒厚=4mm、有效齒長l=35mm花鍵尺寸選定后應(yīng)進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應(yīng)力計算，當(dāng)應(yīng)力偏大時可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長度。花鍵的擠壓應(yīng)力sj： (3.6)式中：Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；D花鍵轂的外徑；d

19、花鍵轂的內(nèi)徑；n花鍵轂的齒數(shù)；l花鍵轂的有效長度。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)大于30MPa。從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理。3.3 從動片和波形彈簧片的設(shè)計設(shè)計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質(zhì)量的分布可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了減小轉(zhuǎn)動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm2.2mm。根據(jù)設(shè)計的需要采用從動片的厚度為2mm，材料為中碳鋼板（50號），表面硬度為3540HRC，結(jié)構(gòu)采用分開式彈性從動片結(jié)構(gòu)。

20、波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。3.4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 1，扭轉(zhuǎn)減震器的組成與功能扭轉(zhuǎn)減震器主要由彈性元件、阻尼元件等組成。彈性元件的作用是降低傳動系的手段扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階段固有頻率，改變系統(tǒng)的故有振型，使其盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉(zhuǎn)減震器具有如下功能；（1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉(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)頻率。（3）控制動力傳動系統(tǒng)總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振

21、，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭轉(zhuǎn)及噪聲。（4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 2，扭轉(zhuǎn)減震器的的扭轉(zhuǎn)特性扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性兩種特性。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性：其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機汽車中。當(dāng)發(fā)動機為柴油機時由于怠速時發(fā)動機旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。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。在柴油機汽車中，目前廣泛采用具有怠速級的兩級或三

22、級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。3，由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)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(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動盤中8。a b圖3.1 扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖a靜止?fàn)顟B(tài)；b工作狀態(tài)1、2減振彈簧；3從動盤本體；4阻尼片；離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側(cè)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(zhuǎn)動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，

23、所以傳動系受的轉(zhuǎn)動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來9。 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計計算著重于減振彈簧。(1)減振彈簧的材料。選用60Si2MnA彈簧鋼絲。(2)減振彈簧個數(shù)Zj的選取。根據(jù)表3.3，由于D=250mm，所以Zj取6。表3.3 減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225250250325 325350>350Zj4668810>10(3)減振彈簧的位置半徑R0。減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.600.75)d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，減振

24、彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內(nèi)徑約50mm，所以取R0=55mm。(4)極限轉(zhuǎn)矩Tj。極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。篢j=(1.52.0)Temax (3.7)式中：Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；Tj極限轉(zhuǎn)矩。本車取相應(yīng)系數(shù)為2.0，所以Tj=400N×m。(5) 扭轉(zhuǎn)角剛度kj 。為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸：kj=KZjR02&#

25、215;103 (3.8)式中：K每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)；Zj減振彈簧的個數(shù)；R0減振彈簧位置半徑(m)。減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計結(jié)果，設(shè)計時選kj為：kj 13Tj。由于設(shè)計的是越野車的發(fā)動機，常工作時的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 000N×m。這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。(6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm。由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度k

26、j受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm，一般可選：Tm=(0.060.17)Temax (3.9)式中：Tm阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。按經(jīng)驗選Tm=0.12Temax=24N。(7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn。減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應(yīng)大于Tm，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。篢n=(0.050.17) Temax (3.10)式中：Tn預(yù)緊轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。取Tn=0.10Temax=20N。

27、(8)極限轉(zhuǎn)角jj。減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角jj為 (3.11)式中：jj 極限轉(zhuǎn)角；R減振彈簧位置半徑；Dl減振彈簧的工作變量。jj通常取3o12o，由于設(shè)計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以jj取9o。3.5本章小結(jié)從動盤對離合器來說是一個十分重要的部件它由摩擦片；從動盤轂；從動片；波形彈簧片；扭轉(zhuǎn)減震器等部件組成。所以其設(shè)計的好壞對離合器的總體性能起著決定性的作用，因此在設(shè)計過程中我們要對其各項結(jié)論精細的計算和校核，使其達到預(yù)期標準。第4章 離合器壓盤總成設(shè)計4.1 壓盤的設(shè)計壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和

28、飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應(yīng)允許壓盤在離合器分離過程中自由的做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結(jié)合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動效率。為了消除上述缺點，在設(shè)計中采用傳力片式。在離合器的基本參數(shù)選定后，壓盤的基本尺寸應(yīng)和摩擦片的外徑和內(nèi)徑相同，確定壓盤的厚度應(yīng)符合下面四點要求。(1)壓盤應(yīng)具有較大質(zhì)量，以增大熱容量，減少溫升。應(yīng)用下式校核壓盤的一次接合的溫升： (4.1)式中：t壓盤溫升(oC)；c壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4J/(kg

29、3;oC)；m壓盤質(zhì)量(kg)，經(jīng)計算約為4.2kg；W汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，經(jīng)上面計算得W=14 983J；g傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤：g=0.5。根據(jù)式41得：t=3.7 oC8 oC。(2)蓋的膜片彈簧支撐處應(yīng)具有高的尺寸精度，否則回造成分離不徹底；(3)壓盤應(yīng)具較大的剛度。能使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離8。(4)為了便于通風(fēng)散熱，防止摩擦片表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風(fēng)窗口，或在蓋上加通風(fēng)扇片，本設(shè)計采用前者。與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精

30、度不低于1520g·cm基于以上四點，選取壓盤的厚度為12mm。由于壓盤的形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，所以采用灰鑄鐵，采用HT300，硬度為170227HBS，另外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度10。4.2 離合器蓋的設(shè)計(1)離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計要求。應(yīng)具有足夠的剛度，否則將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，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當(dāng)?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內(nèi)的圓周處翻邊。離合器蓋應(yīng)和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作，其膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。(2)離合器

31、蓋的材料。由于設(shè)計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是4mm的10號鋼板沖壓而成11。4.3 傳力片的設(shè)計傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳力片為3組，每組2片，每片厚度為0.8mm，由65Mn的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應(yīng)該受拉力11。傳力片的校核：用公式4.2計算傳力片的有效長度： (4.2)式中：l傳力片的有效長度；l傳力片上兩孔之間的距離；孔的直徑。用公式4.3計算傳力片的彎曲總剛度： (4.3)式中：E傳力片材料的彈性模量；截面慣性矩；

32、n為傳力片數(shù)量；i傳力片的組數(shù)；l傳力片的有效長度。用公式4.4計算壓盤和離合器蓋組裝時的最大應(yīng)力： (4.4)式中：max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n傳力片數(shù)量；i傳力片的組數(shù)； l傳力片的有效長度；P傳力片作用力的大小。帶入數(shù)值計算得到913MPa離合器傳扭時分為正向驅(qū)動和反向驅(qū)動，用公式4.5計算正向驅(qū)動時的最大應(yīng)力: =204.5MPa913MPa (4.5)式中：max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n傳力片數(shù)量；i傳力片的組數(shù)； P傳力片作用力的大小；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩

33、。用公式4.6計算反向驅(qū)動時的最大應(yīng)力: =823.5 MPa913MPa (4.6)式中：max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n傳力片數(shù)量；i傳力片的組數(shù)； P 傳力片作用力的大?。籦傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩?？梢姡瑐髁ζ脑O(shè)計符合要求。4.4本章小結(jié)通過資料的學(xué)習(xí)我們可知壓盤的驅(qū)動方式有很多種如，傳力銷式；鍵式等。但是，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。為了消除上述缺點，近年來廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。所以本設(shè)計也采用此方式作為此壓盤的驅(qū)動方式。第5章

34、膜片彈簧設(shè)計5.1 膜片彈簧的初選設(shè)計膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選出合適的尺寸12。表5.1 膜片彈簧的主要參數(shù)的選用參考值基本參數(shù)常用范圍一般范圍外內(nèi)徑比 R/r1.21.31.21.35膜片鋼板厚度 h(mm)23.424高厚比 H/r1.72.01.62.2外徑厚度比 H/h759570100比值 R/r0453.55.0杠桿比（推式） (r1-rf)/(R1-r1)2.34.5-分離指的數(shù)目 n18-分離指舌尖切槽寬 1(mm)3.23.5-分離指舌根切槽寬2(mm)910-分離指舌部最寬處半徑 re(mm) r-2-初始錐底角 a(o)10139

35、15半徑差值(mm)D1=R-R12417D2=r1-r0.5 306D3=rf-r00304圖5.1 膜片彈簧的基本尺寸膜片的外徑R的大小約為摩擦片的平均半徑，即(D+d)/4，所以R的初選為106mm，根據(jù)表51和圖51以及R的大小，選擇膜片彈簧的以下數(shù)值1315：大端半徑：R=120mm；碟簧部分內(nèi)徑：r=100mm；碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高：H=14mm；膜片鋼板厚度：h=2.45mm；膜簧壓盤加載點半徑：R1=118mm；膜簧支承環(huán)加載點半徑：r1=99mm；小端內(nèi)徑r0=25mm；分離加載半徑：rf=35mm；分離指舌尖切槽寬：1=3.4mm；分離指舌根切槽寬：2=10mm；分離指

36、舌部最寬處半徑：re=75mm。5.2 膜片彈簧的分析圖5.2 膜片彈簧的特征曲線膜片彈簧由于它的變形和載荷關(guān)系并不成線性關(guān)系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式： (5.1)式中：材料的彈性模量(MPa)，對于剛材料：E=2.1×105MPa；m材料的泊松比，對于鋼：m=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是圖51中的含義1618。當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉(zhuǎn)移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設(shè)分離軸承的加載的力為F2(N)，則有如下的關(guān)系： (5.2)

37、把上式代入式5.1則F1與膜片彈簧末端變形l1關(guān)系為 (5.3)根據(jù)圖5.2中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導(dǎo)數(shù)點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導(dǎo)數(shù)點為0點，所以： (5.4) (5.5)當(dāng)=0時，得： (5.6)式5.6代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm而B點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而l1B：0.8l1Hl1Bl1H則選l1B=3mm當(dāng)=0時，得 (5.7)式57代入R、r、R1、r1得l1=2.25mm和4.28mm，即l1M=2.25mm，l1N=4.28mm。而A點為摩擦片在最大磨損的情況下的膜片彈簧的彈性變形，其：Dl=l

38、1Bl1A=Zc×DS0式中：Zc離合器的摩擦片摩擦片表面數(shù)目，單片Zc=2；DS0每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為DS0=0.51mm。根據(jù)摩擦片的特點，Dl=1.6mm，也就是l1A=1.4mm。而C點為離合器徹底分離的的點，其l1C略大于l1N，所以l1N=4.4mm。將l1B，l1A，l1C分別代入：得F1B=442.5N，F(xiàn)1A=453N，F(xiàn)1B=98.1N，得到壓緊時的力為453N，分離軸承的分離終端時的用力為98.1N。5.3 膜片彈簧的校核在圖5.1中，在點所受的應(yīng)力是最大的，應(yīng)對其進行許用應(yīng)力的校核： (5.8) (5.9) (5.10)式中：stII點的彎

39、曲應(yīng)力(MPa)；srII點的切向壓應(yīng)力(MPa)；sjII點的當(dāng)量應(yīng)力(MPa)；e中性點的半徑(mm)，e=(Rr)/ln(R/r)；j離合器撤離分離時膜片彈簧相對于自由狀態(tài)時的轉(zhuǎn)角；F2分離時的分離軸承的力；sjI材料的當(dāng)量應(yīng)力的許用值，采用60Si2MnA時，sjI=15001700MPa19，20。經(jīng)過計算代入，sjI=stIsrI=1785MPa352.8MPa=1432.2MPa sjI校核得知，膜片彈簧的設(shè)計在允許的范圍內(nèi)，設(shè)計是合理的。5.4 膜片彈簧的材料以及制造工藝材料使用優(yōu)質(zhì)彈簧鋼（60Si2Mn）,并進行熱處理，特別要注意表面不能有傷痕。為了避免應(yīng)力集中，在內(nèi)圓周部位的下面要進行倒角。倒角的半徑值為R=12mm；為了減少彈簧的離散性，同時為了控制支承點處的間隙，要求板厚有較高的精度；為了防止膜片彈簧在循環(huán)載荷的作用下，產(chǎn)生彈簧的彈力下降（疲勞變形），一般采用下面的方法處理：強壓處理噴丸處理國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2Mn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、載荷特性和表面質(zhì)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，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量位移，使其超過38次