CA1091貨車離合器設(shè)計

1、北京信息科技大學(xué)汽車設(shè)計課程設(shè)計北京信息科技大學(xué)課 程 設(shè) 計 說 明 書設(shè)計題目： CA1091 型離合器設(shè)計 學(xué) 院： 機(jī)電工程學(xué)院 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 專業(yè)班級： 指導(dǎo)教師： 2017年1月13日目錄一、概述3二、離合器的結(jié)構(gòu)方案分析4三、離合器的設(shè)計計算53.1離合器主要參數(shù)的選擇53.1.1 儲備參數(shù)53.1.2 單位壓力p053.1.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b53.1.4 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t63.1.5 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化63.2 離合器結(jié)構(gòu)零件的設(shè)計73.2.1 從動盤結(jié)構(gòu)總成73.2.2 從動盤零件的選型和設(shè)計73.2.2.1 從動片73.2.2.2

2、 從動盤轂83.2.2.3 從動盤摩擦材料的選擇83.2.2.4 壓盤設(shè)計83.2.3 離合器蓋設(shè)計103.2.4 膜片彈簧設(shè)計103.2.4.1 膜片彈簧外形集合尺寸參數(shù)103.2.4.2 膜片彈簧的計算113.2.4.3 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇123.2.4.4 求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷P2133.2.4.5 求分離軸承的行程133.2.4.6 強(qiáng)度校核133.2.5 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計133.2.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的特性及主要參數(shù)的選擇143.2.5.2減振彈簧的尺寸確定153.2.5.3從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角163.2.5.4限位銷與從動盤缺口側(cè)邊的間隙163.2.5.

3、5限位銷直徑d'163.2.5.6從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸16四、感想17五、參考文獻(xiàn)18CA091貨車離合器設(shè)計一、概述離合器安裝在發(fā)動機(jī)與變速器之間，是汽車傳動系中直接與發(fā)動機(jī)相聯(lián)系的總成件。通常離合器與發(fā)動機(jī)曲軸的飛輪組安裝在一起，是發(fā)動機(jī)與汽車傳動系之間切斷和傳遞動力的部件。汽車從起步到正常行駛的整個過程中，駕駛員可根據(jù)需要操縱離合器，使發(fā)動機(jī)和傳動系暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機(jī)向傳動系輸出的動力。它的作用是使發(fā)動機(jī)與變速器之間能逐漸接合，從而保證汽車平穩(wěn)起步；暫時切斷發(fā)動機(jī)與變速器之間的聯(lián)系，以便于換檔和減少換檔時的沖擊；當(dāng)汽車緊急制動時能起分離作用，防止變速

4、器等傳動系統(tǒng)過載，從而起到一定的保護(hù)作用。離合器類似于開關(guān)，接合或斷離動力傳遞作用，離合器機(jī)構(gòu)其主動部分與從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉(zhuǎn)動。離合器的主動件與從動件之間不可采用剛性聯(lián)系。任何形式的汽車都有離合裝置，只是形式不同而已。本次設(shè)計的為CA1091貨車離合器，設(shè)計參數(shù)如下：l 發(fā)動機(jī)功率 Pemax=99kW（2800r/min）l 發(fā)動機(jī)扭矩 Temax=360N·m（1200r/min）l 變速器輸入軸直徑 d=25mml 車輪輪胎規(guī)格 9.00-20l 變速器各檔傳動比i1=7.640i2=4.835i3=2.857i4=1.895

5、i5=1.377i6=1iR=7.107l 主減速器傳動比 i0=5.77l 汽車總重 ma=9545kgl 車輪滾動半徑rr=0.495mm二、離合器的結(jié)構(gòu)方案分析膜片彈簧離合器相對于其他形式的離合器相比，具有一系列優(yōu)點(diǎn)：膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內(nèi)基本保持不變，因而離合器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，從而降低了踏板力；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；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降；膜片彈

6、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(shí)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。但膜片彈簧制造工藝較復(fù)雜，制造成本較高，對材質(zhì)和尺寸精度要求較高，其非線性彈性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易破損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設(shè)計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，本次設(shè)計選用拉式膜片彈簧離合器；采用無支承環(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)形凸臺上；驅(qū)動方式則采用彈性傳動片式。三、離合器的設(shè)計計算3.1離合器主要參數(shù)的選擇3.1.1 儲備參數(shù)儲備參數(shù)反映了離合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)

7、矩的可靠性。為可靠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選得過?。粸槭闺x合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱簡便，又不宜選得過大。本次設(shè)計車型為中型載貨車，選取=2.0。由此計算離合器的轉(zhuǎn)矩Tc=Temax=2.0×360=720N·m3.1.2 單位壓力p0單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響。本設(shè)計摩擦片材料選粉末冶金材料，根據(jù)表2-21，p0的范圍為0.350.50MPa，選取p0=0.42MPa。3.1.3 摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b摩擦片外徑對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響，可根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N

8、·m）按如下經(jīng)驗公式選用D=100TemaxA（3-1）式中，系數(shù)A反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響，彈片離合器的載貨汽車A=36 ，將Temax=360N·m、A=36代入上式，可求得D=316mm。按初選D以后，還需要注意摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，表3.1為我國摩擦片尺寸的標(biāo)準(zhǔn)。表3.1 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C'=dD0

9、.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-C'30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積/cm31061321602213024024665466787299081037根據(jù)表3.1，選取D=325mm,d=190mm，b=3.5mm。3.1.4 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。

10、石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。本次設(shè)計考慮到經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性選取了粉末冶金材料的摩擦片，摩擦因數(shù)f=0.350.50,取f=0.4摩擦面數(shù)為離合器從動盤數(shù)的兩倍，本設(shè)計為單片離合器，故Z=2。離合器間隙t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(nèi)端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm，本次設(shè)計取t=4mm。3.1.5 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化1）摩擦片外徑D的選取vD=Dnemax60×1000=×325

11、×280060×1000=47.64m/s6570m/s（3-2）所以摩擦片外徑選擇合適。2）為了反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值。Tc0=4TcZ(D2-d2)=4×2.0×360×2×(3252-1902)（3-3） =3.2×10-3N·m/mm2Tc0=0.35×10-2 N·m/mm2故滿足條件。3）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其許用值。w=4WZ(D2-d2)w

12、（3-4）式中，w為單位摩擦面積滑磨功；w為許用值，本次設(shè)計車型w=0.33J/mm2；W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功；總滑磨功可根據(jù)下式計算：W=2ne21800（marr2i02i12）（3-5）式中，rr為輪胎的滾動半徑，rr=0.485m；ma為汽車總質(zhì)量，ma =9545kg；i1為汽車起步時所用變速器擋位傳動比，i1=7.640；i0為主減速器傳動比，i0=5.77；ne為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，本設(shè)計為商用車，取ne=1500r/min； 代入數(shù)值，得W=14253.8J，w=0.26J/mm2，所以ww。 故認(rèn)為該離合器單位面積滑磨功符合要求。3.2 離合器結(jié)構(gòu)零件的設(shè)計3.

13、2.1 從動盤結(jié)構(gòu)總成從動盤由從動片、摩擦片、從動盤轂3個基本部件組成。從動盤有兩種結(jié)構(gòu)形式：帶扭轉(zhuǎn)減振器的和不帶扭轉(zhuǎn)減振器的。不扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤結(jié)構(gòu)簡單，重量較輕，從動盤中從動片直接鉚在從動盤轂上；而帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤，其從動片和從動盤轂之間卻是通過減振彈簧彈性地連接在一起。由下圖3.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，

14、在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。此外，在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當(dāng)系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。圖 3.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤分解圖1，13摩擦片；2，14，15鉚釘；3波形彈簧片；4平衡塊；5從動片；6，9減振摩擦；7限位銷；8從動盤轂；10調(diào)整墊片；11減振彈簧；12減振盤3.2.2 從動盤零件的選型和設(shè)計3.2.2.1 從動片1）從動片要盡量減輕重量，并使質(zhì)量的分布盡可能靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為

15、了減小轉(zhuǎn)動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊，從動片一般都做得比較薄，通常是用1.22.0mm厚的鋼板沖制而成。為了進(jìn)一步減小從動片的轉(zhuǎn)動慣量，有時將從動片外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm；使其質(zhì)量分布更加靠近旋轉(zhuǎn)中心。2）為了使離合器接合平順，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)：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片、組合式彈性從動片。其中，前兩者在轎車上采用較多，對制造、裝配等有較高的要求。載貨汽車上通常采用組合式彈性從動片。3.2.2.2 從動盤轂發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的矩形花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內(nèi)。花鍵之間為動配合，在離合器分離和結(jié)合過程

16、中，從動盤轂?zāi)茉诨ㄦI軸上自由滑動。根據(jù)表2-101，選擇從動盤外徑D=325mm，花鍵齒數(shù)n=10，花鍵外徑D=40mm，花鍵內(nèi)徑d=32mm，齒厚b=5mm，有效齒長l=45mm。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓力過大而破壞，所以花鍵要進(jìn)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。擠壓應(yīng)力的計算公式如下：jy=Pnhl （3-6）式中，n是花鍵齒數(shù)；h是花鍵齒工作高度，h=(D'-d')Z；l是花鍵有效長度；Z是從動盤轂的數(shù)目;P是花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定：P=4TemaxD'-d'Z（3-7）代入數(shù)據(jù)得，h=4mm，P=10000N，j

17、y=5.6MPa20MPa，故選擇的從動盤轂滿足條件。3.2.2.3 從動盤摩擦材料的選擇從動盤摩擦材料的選用基本原則是：滿足較高性能的標(biāo)準(zhǔn)；成本最小；考慮替代石棉。本次設(shè)計選用替代石棉的有機(jī)摩擦材料。3.2.2.4 壓盤設(shè)計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(jī)轉(zhuǎn)矩時，它和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)系又應(yīng)允許壓盤在離合器分離過程中自由地做軸向移動，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連接、鍵式連接、銷式連接和采用傳動片的連接。其中，前三種傳力方式有一個共同的缺點(diǎn)，即傳力處之間有間隙，這樣，在傳動開始的一瞬間，將產(chǎn)生

18、沖擊和噪聲。并且，隨著接觸部分磨損的增加而加大了沖擊，這有可能是凸臺根部出現(xiàn)裂紋而造成零件的早期損壞。此外，在離合器分離、接合時，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。為消除上述缺點(diǎn)，現(xiàn)在已廣泛采用傳力片的傳動方式。本次設(shè)計就是采用這種設(shè)計。2）壓盤參數(shù)的選擇壓盤應(yīng)具有足夠大的剛度和合理的結(jié)構(gòu)形狀，以保證在受熱的情況下不致因為產(chǎn)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。壓盤設(shè)計時，在初步確定壓盤厚度以后，應(yīng)校核離合器接合一次時的溫升，它不應(yīng)超過810。若溫升過高，可適當(dāng)增加壓盤的厚度。由=Lcm壓得m壓Lc（3-8）式中，為許用溫升（），=8；L為滑磨功（N

19、3;m），可根據(jù)L=0.5Ja02計算，Ja=marr2i02i12;為分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器=0.50；c為壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，c=544.28J/（kg·K）；代入數(shù)據(jù)得m壓1.05kg；壓盤的外徑略大于摩擦片外徑D，取壓盤外徑為330mm，內(nèi)徑略小于摩擦片內(nèi)徑，取壓盤內(nèi)徑為180mm。由m壓=(D2)2h-d22h并代入數(shù)據(jù)得h2.4mm，取h=25mm。3）傳力片的設(shè)計與校核初定離合器壓盤傳力片的設(shè)計參數(shù)如下：共設(shè)3組傳力片（i=3），每組4片（n=4），傳力片的幾何尺寸為：寬b=25mm，厚h=1mm，傳力片上兩孔間的距離l=86mm，孔的直徑d

20、=10mm，傳力片切向布置，圓周半徑R=178mm，傳力片材料的彈性模量E=2.0×105Mpa。其強(qiáng)度校核如下。傳力片有效長度l1=l-1.5d=861.5×10=71mm（3-9）傳力片合成的總剛度K=Kn=12EJxn/l13=12×2×105×1/12×25×1×4×3/713×1/1000=0.17MN/m（3-10）根據(jù)上述分析，計算以下三種工況的最大驅(qū)動應(yīng)力及傳動片的最小分離力：a） 徹底分離時，按設(shè)計要求f=0，Te=0，所以=0；b） 壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，Te=0，通

21、過分析計算可知fmax=7.67mm，最大應(yīng)力max=3×7.6×2×105×1712=913MPa（3-11）c） 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，通過尺寸鏈的計算可知fmax=4.74mm。 正向驅(qū)動max=3×4.74×2×105×1712-6×700×4.74×10003×4×178×25×12+700×10003×4×178×

22、;25×1=204.5MPa（3-12） 反向驅(qū)動max=3×4.74×2×105×1712+6×700×4.74×10003×4×178×25×12-700×10003×4×178×25×1=923.5MPa（3-13）可見反向驅(qū)動最危險，由于在取計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此，傳力片的許用應(yīng)力可取其屈服極限。鑒于上述傳動力片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80號鋼。d） 傳力片的最小分離力（彈性恢復(fù)力）F彈發(fā)生在新裝離合器的時候，從

23、動盤尚未磨損，離合器在接合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)設(shè)計圖紙確定f=1.74mm。由式計算出的傳力片彎曲總剛度K=0.17MN/m，當(dāng)f=1.74mm時，其彈性恢復(fù)力為F彈=K·f=0.17×106×1.74/1000=295.8N（3-14）3.2.3 離合器蓋設(shè)計離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在設(shè)計時應(yīng)特別注意以下幾個問題：剛度問題離合器分離桿支承在離合器蓋上，如果蓋的風(fēng)度不夠，則當(dāng)離合器分享時，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

24、導(dǎo)致分享不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換檔困難。通風(fēng)散熱為了加強(qiáng)離合器的冷卻，離合器蓋上必須開許多通風(fēng)窗口。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心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴(yán)重影響離合器的正常工作。對中方式常用的有以下兩種：一是用止口對中，鑄造的離合器蓋以外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中；二是用定位銷或定位螺栓對中。3.2.4 膜片彈簧設(shè)計3.2.4.1 膜片彈簧外形集合尺寸參數(shù)（1）H/h比值的選擇內(nèi)截錐高度H和厚度h如圖3.2所示，為保證離合器壓緊力變化不大，操縱輕便，一般H/h為1.52.0之間，厚度h為24之間

25、，選取h=3.5，由上述分析取H/h比值為1.6，故H=5.6。圖3.2 膜片彈簧內(nèi)截錐示意圖（2）R及R/r的確定比值R/r對彈簧的載荷及應(yīng)力特性都有影響。從材料利用率的角度，比值在1.82.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧重量的利用率好。因此在設(shè)計用來緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧時選用。對于汽車離合器膜片彈簧，設(shè)計上并不要求儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置與分離力的需要來決定，一般R/r取值為1.21.3。對于R，膜片彈簧大端外徑R應(yīng)滿足結(jié)構(gòu)上的要求而和摩擦片的外徑尺寸相適應(yīng)，大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑。此外，當(dāng)H，h及R/r等不變時，增加R將有利于膜片

26、彈簧應(yīng)力的下降。結(jié)合同類車型，取R=135，取R/r=1.25，故r=108。（3）膜片彈簧起始圓錐底角膜片彈簧起始圓錐底角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切。=arctanHR-rH/(R-r)（3-15）式中，H內(nèi)截錐高度；h膜片彈簧厚度。代入數(shù)值得=11.71，本次設(shè)計取=12。（4）膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑rf由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值大于變速器第一軸花鍵外徑。第一軸花鍵外徑為：d=28.8,本次設(shè)計選取rf=30 ，rp應(yīng)大于rf，選取rp= 40。（5）分離指數(shù)目n、切槽寬度1、窗孔槽寬2及半徑re分離指數(shù)目n通常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。本次設(shè)計選

27、取n=18。切槽寬度1的范圍為3.23.5，本次設(shè)計選取1=3.5。窗孔槽寬2=910，本設(shè)計選取2=10。窗孔的內(nèi)半徑rc的取值應(yīng)滿足(r-re)(0.81.4)2。本次設(shè)計選取re=95。（6）支承環(huán)作用半徑l和膜片彈簧與壓盤接觸半徑Ll和L的大小將影響膜片彈簧的剛度，一般來說，l值應(yīng)盡量接近r而略大于r，L應(yīng)接近于R而略小于R。本設(shè)計取L=133，l=109。3.2.4.2 膜片彈簧的計算（1）載荷與變形工作壓力P1可由下式計算P1=Eh16(1-2)·lnRr(L-l)2H-1R-rL-lH-12R-rL-l+h2（3-16）式中，E-彈性模數(shù)，鋼材料取E=2.0×

28、105MPa；-泊松比，鋼材料取=0.3；h-彈簧片厚，mm；H-碟簧部分內(nèi)截錐高，mm；1-大端變形，mm；R-碟簧部分外半徑（大端半徑），mm；r-碟簧部分內(nèi)半徑，mm；L-膜片彈簧與壓盤接觸半徑，mm；l-支承環(huán)平均半徑，mm。代入數(shù)據(jù)并計算得P1=6805.11-1474.512+98.813，用MATLAB畫出P1-1特性曲線如圖3.3：圖3.3 P1-1特性曲線3.2.4.3 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇取離合器接合時大端變形量，由特性曲線圖可查得膜片彈簧的壓緊力：P1=P=10000N校核儲備系數(shù)：=PfRcZcTemax=10000×0.4×131.7×

29、;2360=2.195（3-17）在1.502.25之間，故滿足要求。離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為1d=1b+f(f即1f)（3-18）壓盤的升程為f =2×0.875=1.75mm，1b=0.775×5.6=4.34mm，故1d=1b+f=1.15+4.34=6.09mm（3-19）離合器開始分離時，壓盤的升程f=1.5mm，此時膜片彈簧大端的變形量為1c=1b+f'=5.84mm（3-20）摩擦片磨損后，其最大磨損量=2×0.875=1.75mm，故1a=1b-=2.59mm（3-21）3.2.4.4 求離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷P

30、2取1=1d，則得P2=Eh1d6(1-2)·lnRr(L-l)(l-rp)H-1dR-rL-lH-1d2R-rL-l+h2（3-22）代入數(shù)據(jù)得 P2=2603N3.2.4.5 求分離軸承的行程取1=f，則2'=fl-rpL-l=1.75×109-40133-109=5.03mm（3-23）1=1-1nrf+re=1-3.5×18×30+96=0.93（3-24）2=1-2nre+r=1-10×18×96+108=0.88（3-25）故2''=6P2rp2Eh31112re2rp2-1-2rerp-1+lnr

31、erp+1212r2rp2-re2rp2-2rrp-rerp+lnrrp（3-26）代入數(shù)值得2'' =1.03mm 故2=2'+2''=5.03+1.03=6.06mm（3-27）3.2.4.6 強(qiáng)度校核膜片彈簧大端的最大變形1d=6.09mm。B當(dāng)=3·r-rpr·P22h2+E1-2R-rrlnRr-1·HR-r-12·1dL-l·1dL-l+h2r·1dL-l（3-28）代入數(shù)據(jù)得B當(dāng)=1654MPa3.2.5 扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計汽車傳動系扭轉(zhuǎn)振動減振器，按其所在位置可分為兩類：一類裝在從動

32、盤總成中，另一類裝在飛輪處。兩者都和離合器的結(jié)構(gòu)有關(guān)。本設(shè)計采用第一類。汽車行駛中，傳動系傳遞發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩時，由于內(nèi)燃機(jī)工作不均衡，轉(zhuǎn)矩周期性地變化會引起傳動系扭轉(zhuǎn)振動。如果傳動系發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，將會使傳動系零件的應(yīng)力成倍增加，而這種應(yīng)力具有交變的性質(zhì)，會使傳動系零件的疲勞壽命大大下降。扭轉(zhuǎn)振動還是引起齒輪噪聲的重要原因，尤引人注目。3.2.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的特性及主要參數(shù)的選擇圖3.4為離合器扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線圖例。圖中反映了扭轉(zhuǎn)減振器特性的一些參數(shù)，其中斜線表示扭轉(zhuǎn)力矩Td，朝上方共有4段斜線，表示有4級剛度；垂直線表示從一級進(jìn)入另一級需要克服的預(yù)緊力矩Tn；兩斜線間的間隔反映了減振器工作時

33、的摩擦；離合器減振器特性曲線在水平坐標(biāo)上的距離表示離合器從動盤轂花鍵中的間隙。圖3.4 扭轉(zhuǎn)減振器特性曲線圖例（1）扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度減振器扭轉(zhuǎn)角剛度Ca決定于減振彈簧的線剛度及結(jié)構(gòu)布置尺寸，按下列公式初選角剛度Ca13Tj（3-29）式中，Tj為極限轉(zhuǎn)矩；按Tj=(1.52.0)Temax計算，本設(shè)計為商用車，選取系數(shù)為1.5，Temax為發(fā)動機(jī)最大扭矩，代入數(shù)值得Tj =540N·m，Ca 7020N·m/rad本設(shè)計初選Ca=7000N·m/rad。（2）減振器摩擦力矩由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度Ca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

34、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T。一般可按下式初選：T=(0.060.17)Temax（3-30）取T=0.11Temax=39.6N·m。（3）預(yù)緊力矩減振彈簧安裝時應(yīng)有一定的預(yù)緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預(yù)緊力值一般不應(yīng)該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。一般選取T預(yù)=（0.050.15）Temax，本次設(shè)計取T預(yù)=0.1Temax=36N·m。（4）減振彈簧的分布半徑減振彈簧的分布尺寸R1的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取R1=(0.600.75)d/2其中d為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值，得R1

35、=71.25mm。（5）減振彈簧數(shù)目可參考表3.2選取，本設(shè)計D=325，故選取Z=6。表3.2 減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑減振彈簧數(shù)目Z2252504625032568325355810>35010以上（6）減振彈簧的總壓力當(dāng)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(dá)到最大Tj。P總=TjR1（3-31）代入數(shù)據(jù)得P總=7579N每個彈簧工作壓力P=P總Z=1263N（3-32）3.2.5.2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(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設(shè)計的相關(guān)尺寸。彈簧的平均直徑D2一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取D2=1115左右。本設(shè)計選取D2=12。彈簧鋼絲直徑：d1=38PD2（3-33）式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力=550600Mpa , d1一般為34mm左右。代入數(shù)值，得=3.55mm，符合上述要求。減振彈簧剛度C=C