輕型貨車膜片彈簧離合器的設計

1、第一章 緒論離合器技術發(fā)展史在100多年的汽車發(fā)展史中，幾乎所有的零部件在技術方面都經(jīng)歷過巨大的發(fā)展變化：可靠性、生產(chǎn)成本、維護便利性、節(jié)能減排性等，都已經(jīng)且將一直成為汽車行業(yè)的追求目標，這些發(fā)展目標要求汽車工程師們不斷地開發(fā)出更新更好的解決方案。   由于塞內(nèi)燃機只有在達到一定轉(zhuǎn)速時才能輸出轉(zhuǎn)矩，所以在發(fā)動機和變速器之間必須要有一個分離接合裝置。汽油發(fā)動機需要借助離合器的接合功能才能起動汽車，因為只有當發(fā)動機達到一定轉(zhuǎn)速時，才能輸出轉(zhuǎn)矩。除了離合器的接合功能，離合器的分離功能也同樣重要，因為在車輛行駛中要求可以自由換檔。鑒于相關問題的復雜性，早期在很多小型車設計結(jié)構(gòu)中并沒

2、有離合器的接合功能，車輛是借助人力推動而起動的。離合器的起源 第一代離合器的工作原理來自早期工業(yè)化社會使用機械裝置的工廠。通過對帶式變速器的類推，人們將一種平面皮帶引入到汽車中。并通過皮帶輪的張緊作用。但是皮帶傳動裝置有其缺點，一方面是效率低下，容易磨損，尤其是在雨天傳遞動力不足時；另一方面是要求變速器增加檔位以應對不斷提高的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，這就促使工程師們不斷地探索更好的方法以取代此離合器。 結(jié)果便是人們發(fā)明了各種各樣的離合器。 早期的離合器   在1889年，戴姆勒的鋼輪汽車已使用這種設計原理的基本形式：配備了一個錐形/斜面摩擦離合器。這個可以

3、自由移動的錐形盤位于變速器軸上，與曲軸上帶錐形凹槽的飛輪可以牢牢地接合.大約在1910年代，配備了另一個離合器制動或變速器制動，它通過第二個腳踏板來起作用通常該第二踏板與離合器踏板連接在一起，并都位于踏板軸的后方。錐形盤通過皮革制的摩擦層來散熱。經(jīng)過一段時間的長途駕駛后，由于飛輪的熱膨脹，錐形盤可能與飛輪接合的更深，但當飛輪溫度下降后，卻很難讓錐形盤從飛輪中分離出來。  直到第一次世界大戰(zhàn)末期，金屬摩擦片才開始普及起來。而此前，人們還試驗了其它不同材料，如NAG公司設計了一種薄鋼片壓制的駝毛錐盤，并裝上像扇子似的刀片用來冷卻，其在兩部分間接合，皮革線狀環(huán)用螺栓固定在飛輪上。

4、該結(jié)構(gòu)的兩部分允許皮革線狀環(huán)自由移動，從而讓離合器維護簡化了，并降低了離合器被卡住的次數(shù)。 傳統(tǒng)單盤干式離合器的雛形  在板簧離合器中，有一個堅固耐磨的螺旋狀板簧，其與變速器輸入軸的鼓形末端相連，安裝在飛輪的凹陷處。螺旋板簧的一端與飛輪相連，另一端緊固在彈簧罩殼上。離合器踏板壓緊板簧，板簧在鼓形周圍繞其自身越來越緊(自動增強)，驅(qū)動變速器輸入軸接合離合器。只需很小的力即可壓縮彈簧，并使離合器接合柔和。大約在戴姆勒公司開發(fā)其板簧離合器的同時，來自英國的Hele-Shaw教授也完成了對多盤離合器的試驗，這也被認為是現(xiàn)在的傳統(tǒng)單盤干式離合器的先驅(qū)。命名為“Weston”離合器，與

5、錐形盤離合器相比能夠大規(guī)模生產(chǎn)的一個決定性的優(yōu)點是：在較小的安裝空間下，其摩擦面積卻很大，并可以持續(xù)地接合。膜片式離合器的誕生  為了解決上述這些系統(tǒng)性的不足，人們便開發(fā)出了膜片彈簧離合器，膜片彈簧離合器誕生于1936年通用汽車的研究實驗室里，并在1930年代后期在美國大批量生產(chǎn)。在歐洲，是在第二次世界大戰(zhàn)之后，人們通過美國通用公司的軍用卡車才開始熟悉膜片彈簧離合器，并在1950年代中期應用在一些單一的歐洲車型上。保時捷356，Goggomobil，寶馬700和DKW Munga是第一批配備了膜片彈簧離合器的德國制造的汽車。膜片彈簧離合器大批量生產(chǎn)始于1965年的歐寶Rek

6、ord車型。  由于膜片彈簧離合器能夠均衡、對稱地轉(zhuǎn)動，因而不受發(fā)動機轉(zhuǎn)速的影響。膜片彈簧離合器在1960年代獲得了成功，那時凸輪軸頂置式高轉(zhuǎn)速發(fā)動機(Glas，寶馬，阿爾法羅密歐)大范圍地取代了凸輪軸下置式發(fā)動機。到1960年代末，幾乎所有的汽車制造商都采用膜片彈簧離合器 與此發(fā)展相對應的是，離合器從動盤也得到了優(yōu)化。往復式活塞式內(nèi)燃機不斷變化的轉(zhuǎn)速和波動的所產(chǎn)生的振動從曲軸、離合器、變速器輸入軸傳遞到變速器，導致了噪聲和嚴重的齒輪磨損。現(xiàn)代汽車中不斷輕量化的飛輪和整車質(zhì)量，加劇了這種現(xiàn)象，所以人們開發(fā)了帶扭矩減振器和波形彈簧片的離合器從動盤。 第二章

7、 離合器的結(jié)構(gòu)分析第一節(jié) 離合器的功用離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地結(jié)合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動系各零部件因過載而損害；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。第二節(jié) 離合器的主要結(jié)構(gòu)1.主動部分主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發(fā)動機曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠傳動片傳遞轉(zhuǎn)矩的。2.從動部分從動部分主要是由從動盤、減震器等組成。它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器

8、的輸入軸。3.壓緊機構(gòu)壓緊機構(gòu)主要由螺旋彈簧組成，與主動部分一起旋轉(zhuǎn)，它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和壓盤間的從動盤壓緊。4.操縱結(jié)構(gòu)、操縱機構(gòu)是為駕駛員控制離合器分離與結(jié)合程度的一套專設機構(gòu)，它是由位于離合器殼內(nèi)的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機件組成的分離機構(gòu)和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動機構(gòu)、阻力機構(gòu)等組成。第三節(jié) 離合器的結(jié)構(gòu)方案的分析及選擇 1.從動盤數(shù)及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器其結(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，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能結(jié)合平

9、順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車，在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1000牛/米的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉(zhuǎn)矩更大時可采用雙片干式或雙片濕式摩擦離合器。因本設計的離合器是用于輕型貨車上的，選用單片干式摩擦離合器。2. 壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)型式及布置的選擇周置彈簧離合器的壓價彈簧均采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在同一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。其結(jié)構(gòu)簡單制造容易，因此用比較廣泛。在高轉(zhuǎn)速離心力的作用下，周置彈簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力：另外，壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速很高時周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，是彈簧壓緊力下

10、降，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定為面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至出現(xiàn)彈簧斷裂的現(xiàn)象。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，這是壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，因此壓盤由于摩擦而長生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經(jīng)杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧是離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造卻比較困難，故中央彈簧離合器多用在重型汽車上以減輕其操縱力。根據(jù)國外的統(tǒng)計資料：擋在貨汽車的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩大于400

11、450牛/米時，常常采用中央彈簧離合器。斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一種新型結(jié)構(gòu)。以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角斜向作用于傳力套上，跟著在推動壓桿并按杠桿比放大后作用與壓盤上。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力可降低35%左右。膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)主要特點是采用一個膜片代替?zhèn)鹘y(tǒng)的螺旋彈簧和分離杠桿。其結(jié)構(gòu)特點如下：1）膜片彈簧的軸向尺寸較小而徑向尺寸很大，這有利于在提高離合器傳遞轉(zhuǎn)矩能力的情況下離合器的軸向尺寸。2）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，故不需專門的分離杠桿，使離合器結(jié)構(gòu)大大簡化，零件數(shù)目少，質(zhì)

12、量輕。3）由于膜片彈簧軸向尺寸小，所以可以適當增加壓盤的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設散熱筋及在離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條件。4）膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡單，可以采用沖壓加工，大批量生產(chǎn)時可以降低生產(chǎn)成本。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和中型客車、貨車上得到廣泛的應用，而且逐漸擴展到大型貨車上。綜上所述：本設計采用膜片彈簧。3. 操縱機構(gòu)的選擇由于機械式結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，工作可靠多應用于貨車，但該裝置質(zhì)量大，杠桿之間餃點多，因而摩擦損失較大，傳動效率低，其工作受到發(fā)動機震動以及車身或車架

13、變形的影響，不采用那種吊掛式的踏板結(jié)構(gòu)。在平頭汽車上桿系的結(jié)構(gòu)復雜，合理布置桿系也較困難，踏板的自由行程將加大，剛度也變差。然而，液力操縱機構(gòu)具有摩擦阻力小，轉(zhuǎn)動效率高，質(zhì)量小，布置方便，便于采用吊掛踏板，駕駛室容易密封，發(fā)動機的振動和車架或駕駛室的變形不會影響其正常工作，離合器接合柔和等優(yōu)點。綜上所述，本次設計選用液壓式操縱機構(gòu)。4. 離合器的通風散熱實驗表明，離合器的磨損是隨溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面溫度超過一定溫度時，摩擦片磨損急劇增加。在正常使用條件下的離合器壓盤工作表面溫度在180。在特別嚴酷的使用條件下，壓盤表面的瞬時溫度有可能高達1000。過高的溫度能使壓盤受熱變形產(chǎn)生裂

14、紋。為了使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠的重量以保證足夠的熱容量外，還要求通風散熱性良好。改善離合器的通風措施有：1）在壓盤上設置散熱筋；2）在離合器蓋上開較大的通風口，在離合器外殼上設有通風窗；5. 膜片彈簧的支承形式推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同可分三種：1）雙支承環(huán)形式 用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡單；2）單支承環(huán)形式 在沖壓離合器蓋上沖出一個環(huán)形凸臺來代替后支承環(huán)，使架構(gòu)簡單，或在鉚釘前側(cè)以彈性當環(huán)代替前支承環(huán)，以消除膜片彈簧與支承環(huán)之間的軸向間隙；3）無支承環(huán)形式 利用斜頭鉚釘?shù)念^部與沖壓離合器蓋上沖出的環(huán)形凸臺將膜片彈簧鉚合在一起

15、，取消前后支承環(huán)，或在鉚釘前側(cè)以彈性當環(huán)代替前支承環(huán)，離合器蓋上的環(huán)形凸臺代替后支承環(huán)，使結(jié)構(gòu)更簡化或取消鉚釘，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)形凸臺彎合在一起，結(jié)構(gòu)最為簡單。本次設計選用雙支承環(huán)式。6.壓盤的驅(qū)動方式壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以他應與飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由作軸向移動。壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間有間隙，在傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，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。彈性

16、傳動片式是最近廣泛采用的驅(qū)動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別于離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓連接，傳動片的彈性允許壓盤做軸向移動。彈性傳動片驅(qū)動方式簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。故本次選用彈性傳動片式。第三章 輕型貨車膜片離合器主要參數(shù)的選擇為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：1）能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。2）結(jié)合過程要平順柔和，使汽車豈不是沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速徹底。4）離合器從動部分的轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋是變速器輪齒間的沖擊力并方便換擋。5）高速旋轉(zhuǎn)時具有可靠的強度，應注意平衡免受離心力的影響。

17、6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力。7）操縱輕便，工作性能穩(wěn)定，使用壽命長。以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產(chǎn)和使用中的良好技術經(jīng)濟指標和環(huán)保指標。第一節(jié) 離合器基本參數(shù)的設計1.離合器后備系數(shù)的確定 后備系數(shù)是離合器設計時應該確定的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應考慮一下幾點：1）摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。2）要能防止離合器滑磨過大。3）要能防止傳動系過載。為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨過大，不宜選取太小，當使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，應選取大些。采用柴

18、油機時，由于工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取值應大些。發(fā)動機缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，可選取小些?？紤]以上影響因素和設計車型為微型貨車，根據(jù)的取值范圍=1.201.75，同時參考其他同類車型選取=1.5。2. 摩擦片外徑D、 內(nèi)徑d和厚度b的確定設計參數(shù)為最大載質(zhì)量為4t，最高車速為160km/h，查表可取最大扭矩為155 N.m摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結(jié)構(gòu)和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩的大小有一定關系。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是重要參數(shù)，安發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）來選定D，由下列公式可得：D= (3-1)取=18 =70.7 N.m代入數(shù)據(jù)D=18×=223.4mm在主

19、要技術標準中摩擦片的外徑選254mm左右。查摩擦片尺寸的系列化合標準化，選取標準摩擦片外徑D=225mm，內(nèi)徑d=150mm，厚度b=3.5mm,內(nèi)外徑之比d/D=0.667，單位面積A=221mm²。3. 摩擦因素f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t的確定 1).摩擦因素f取決于摩擦片的材料及其工作溫度、單位壓力和滑膜速度等因素。見下表摩擦材料摩擦因素f石棉基材料模壓0.2-0.25編制0.25-0.35粉末冶金材料銅基0.25-0.35鐵基0.35-0.50金屬陶瓷材料0.4本次設計采用石棉基材料，故摩擦因素在0.2-0.35。2）摩擦面Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，故Z=2。3）離合器間隙

20、 t=3-4mm。4. 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的影響，選取時應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(zhì)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，應取小些。當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外源出的熱負荷，應取小些，后備系數(shù)較大時可適當增大。采用石棉基材料時=0.150.35(MPa)第二節(jié) 摩擦片的約束計算1）摩擦片的外徑D的選取應使最大圓周速度V不超過6575m/s。 （3-2）式中：D-摩擦片外徑mm；n -發(fā)動機最大功率時轉(zhuǎn)速r/min；V-摩擦片最大圓周速度；V=26.17m/s65m/s符合條件2）摩擦片的內(nèi)外徑比

21、c應在0.530.7范圍內(nèi)。在本設計中c=0.620 符合要求3）后備系數(shù)的最大范圍1.204.0。在本設計中=1.5 4）單位壓力。摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩。離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為：=f FZ （3-3）式中：-為靜摩擦力矩牛每米。f -摩擦面間的靜摩擦因數(shù)，取f=0.30。F-壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，單位：N。Z-摩擦面數(shù)，為從動盤數(shù)兩倍。Z=2。-摩擦片的平均摩擦半徑，單位：mm。假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：F=A= （3-4）式中：-摩擦面單位壓力，單位：M。A-一個摩擦面的面積：m；D-摩擦片外徑：mm；d -摩擦片內(nèi)徑：mm；摩擦片

22、的平均摩擦半徑根據(jù)壓力均勻假設，可表示= （3-5）將式（2-4）與（2-5）帶入（3-3）得：=f Z （3-6）式中：c-摩擦片內(nèi)外徑之比，c=0.620。為了保證離合器在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設計時應大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即= （3-7）則根據(jù)以上相應計算公式及相關數(shù)據(jù)可得：由（3-7）得：=1.5×160=240 N.m由（3-6）驗算單位壓力，則：240=0.129M 在所要求范圍內(nèi)。由式（3-5）：=有公式（3-3）：第四章 輕型貨車膜片彈簧離合器主要部件的設計第一節(jié) 離合器主動部分的設計1. 壓盤的設計在摩擦片的尺寸確定以后，與它摩擦相接觸的壓盤內(nèi)外徑

23、尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為如何去確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：1）壓盤應具有足夠的質(zhì)量，以增大熱熔，減少升溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以以幫助散熱通風，使每次結(jié)合時的溫升不至于過高：2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的分離，厚度約1525mm。3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于1520g.cm。4）壓盤高度公差要小。鑒于以上原因，本次設計壓盤厚度取20mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器結(jié)合一次的溫升

24、，它不應超過810。校核公式： （4-1）式中：-溫升，；L-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-壓盤的熱容量，對于鑄鐵壓盤：c=481.4J/(Kg.K)；m-壓盤質(zhì)量，Kg。m=v=7.0××3.14×（0.225×0.2250.15×0.145）÷4×0.020=2.78Kg=9.810符合要求2.離合器蓋的設計離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤。對離合器蓋結(jié)構(gòu)設計的要求：1）應具有足夠的剛度，否則將會影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行

25、程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此采取以下措施：適當增大蓋得板厚，一般為2.54mm。2）應與飛輪保持良好的隊中性，以免影響總成的平衡和正常的工作。3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。經(jīng)以上敘述與實物類比，本次設計取厚度4mm。第二節(jié) 從動部分的設計從動盤總成設計時應滿足一下幾個方面的要求：為了減少變速器換擋是輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小；為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應

26、裝有扭轉(zhuǎn)減震器；具有足夠的抗暴裂強度。1.從動片設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能的靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。從動片一般都做的比較薄，通常使用1.32.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設計的微型貨車，故取從動片厚度為1.5mm。為了使離合器結(jié)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)。這樣，在離合器的結(jié)合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。2.從動盤轂發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內(nèi)。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵結(jié)合方式采用齒側(cè)定心的矩形花鍵。設計花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸時參照國標GB1144-1974的

27、花鍵標準，表5-1從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩N.m齒數(shù)n外徑mm內(nèi)徑mm齒厚mm有效齒長mm擠壓應力M160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數(shù)：n=10；花鍵外徑：D=32mm；花鍵內(nèi)徑：d=26mm；齒厚：B=4mm；有效齒長：l=30mm。由于花鍵損

28、壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。有公式： （4-2） 式中：P-花鍵的齒側(cè)面壓力，由下式確定：P= （4-3）式中：d，D-花鍵的內(nèi)外徑，；Z-從動盤轂的數(shù)目；-發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，N.m；-花鍵齒數(shù)；-花鍵工作高度，（D）2；-花鍵有效長度，。由已知條件：P4876N5.4M從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應超過20MPa。故所選花鍵尺寸滿足要求。3.摩擦片的設計摩擦片的材料及尺寸在前文中已經(jīng)確定，故此處只需它與從動片的連接方式。摩擦片與從動片連接方式有鉚接和粘接。鉚接可靠，更換摩擦片方便，適宜安裝波形片，但摩擦面利用面積??；粘接摩擦片

29、利用面積大，但更換摩擦片困難，波形片不易安裝?？紤]到本次設計離合器傳遞的最大扭矩不大，需要安裝波形片，所以采用鉚接的方式。4.軸徑的計算軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為：式中：軸的扭轉(zhuǎn)切應力，；T軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.mm；軸的抗扭截面系數(shù)，；對于實心軸，將16代入（51）可得：= 106×0.1948=20.7mm本地設計取值d=26mm。5.扭轉(zhuǎn)減震器的設計1)極限轉(zhuǎn)矩：有減震彈簧的最大變形量來確定，它規(guī)定了其作用的轉(zhuǎn)矩上線，極限轉(zhuǎn)矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。=（1.52.0） （4-4）式中的微型貨車取=1.5=106.05 N.m2)扭轉(zhuǎn)剛度為了避免引起

30、系統(tǒng)的共振，要合理選擇減震器的扭轉(zhuǎn)剛度，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)。決定于減震器彈簧得線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸。設減震彈簧分布在半徑為的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度時，彈簧相應變形量為。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為T=1000K （4-5）式中，T為是從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過弧度所需加的轉(zhuǎn)矩:；K為每個減震彈簧的線剛度；為減震彈簧的個數(shù)；為減震彈簧位置半徑。根據(jù)扭轉(zhuǎn)減震器扭轉(zhuǎn)剛度的定義，=則=1000 （4-6）式中，為減震器扭轉(zhuǎn)剛度設計時可按經(jīng)驗來處選取13 本設計中取=1000N.m/rad3)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T由于減震器扭轉(zhuǎn)剛度T，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很

31、低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理選擇減震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） (4-7)本設計中初選T=7.07N.m4)預緊轉(zhuǎn)矩T減震彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，T增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是T不應大于T，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，故取T=（0.050.15）T，本設計中初選T=6.36 N.m5)減震彈簧的位置半徑RR的尺寸引進可能大些，一般取R=（0.600.75） （4-8）式中的d為摩擦片的直徑。本設計中取R=50mm6)減震彈簧的個數(shù)Z（參考下表）摩擦片外徑為225式減震彈簧

32、的個數(shù)可取46本設計中Z=47)減震彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙1與2被消除，減震彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達到最大值時，減震彈簧收到的壓力F為F=/ （4-9）F=2121N第四節(jié) 壓緊部分膜片彈簧的設計1.膜片彈簧主要參數(shù)的選取1）比值H和板厚的選擇。比值H對于膜片彈簧的彈性特性影響極大，如圖4-1。通過分析可知，當H時，為增函數(shù)；H時，有一極值，該極值點恰為拐點；當H時，有一極大值和一極小值；當H2時，的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不大和操作輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H一般為1.52.0，板厚為24圖4-1膜片彈簧的彈性特性曲線2）比值R/r和R、r的選擇，研究表明，R/r越

33、大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.21.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑。3）的選擇。膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度關系密切，H（R），一般在915°的范圍內(nèi)。4）膜片彈簧工作點位置的選擇。膜片彈簧工作點拐點H對著膜片彈簧的壓平位置，而且。新離合器在結(jié)合狀態(tài)時，一般=（0.81.0），以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內(nèi)的壓緊力從到變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B到C。為了最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點。圖4-2膜片彈簧工

34、作點位置5）分離指數(shù)的選取。分離指數(shù)常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸彈簧可取12。6）膜片彈簧小端半徑，及分離軸承作用半徑的確定。由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。應大于。7）切槽寬度、及半徑，3.23.5，910，的取值應滿足的要求。8）壓盤加載半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定。和的取值將影響膜片彈簧得剛度。應略大于，應略小于R且盡量接近R。本次設計取，H/h=1.5，H=3mm，h=2mm，R/r=1.2，R=108mm，r=90mm，=12.7，n=18，=20mm，=3.2mm，=10mm，=10mm，=21mm。2.膜片彈簧的彈性特性假設膜片彈簧在承載過程

35、中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉(zhuǎn)動。通過支持環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上的載荷集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為（mm），則膜片彈簧的彈性特性如下式表達=（4-1）式中，E為材料的彈性模量（M），對于鋼：E=2.1× M；為材料的泊松比，對于鋼：=0.3；H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截面錐高度（mm）；h為膜片彈簧鋼板厚度（mm）；R、r分別為自由狀態(tài)下碟簧部分大、小端半徑（mm）；、分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（mm）。代入數(shù)據(jù)=2038N當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化。設分離軸承對分離指端所加載荷為，相應作用點變形為(mm)；另外，在分離與壓緊

36、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)過相同的角度，則有如下關系= （4-10）=11.4mm= （4-11）式中，為分離軸承和分離指的接觸半徑（mm）。=466N3.膜片彈簧得強度校核子午斷面在中性點O處沿圓周方向的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變力和切向應力。建立坐標xOy，則斷面上任意點（x、y）的切向應力 （M）為= （4-12）式中，為自由狀態(tài)時圓錐底角 （rad）；為從自由狀態(tài)起，子午斷面的轉(zhuǎn)角（rad）；e為中性點半徑（mm），e=。由上公式可知，當一定時，一定的切向應力在坐標軸系中呈現(xiàn)線性分布，當=0時有y= (4-13)因很小，則表明：對于一定

37、的零應力分布在過O點而與x軸成角的直線上。實際上，當x=時，無論為何值，均存在y=，即對于一定的，等應力線都匯交與K點，其坐標為x=，y=。顯然，為零應力直線，其內(nèi)側(cè)為壓應力區(qū)，外側(cè)為拉應力區(qū)；等應力線越遠離零應力線，其應力值越高。由此可見，彈簧部分內(nèi)上緣點的切向壓應力最大。當點的縱坐標時，點的切向拉應力最大。分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核其強度。將B點坐標和代入（4-4），可得B點的應力為 （4-14）代入數(shù)據(jù)可得：=1329M令0，可求出達到極大值時的轉(zhuǎn)角 （4-15）式（4-7）表明，B點最大壓應力發(fā)生在比其壓平位置再多轉(zhuǎn)動一個角度的位置。當離合器徹底分離時，膜片

38、彈簧子午斷面的實際轉(zhuǎn)角，計算時，??；如果，則取。，在分離軸承推力的作用下，點還受彎曲應力，其值為 （4-16）式中，為分離指數(shù)目；為一個分離指根部的寬度（）。代入數(shù)據(jù)可得：=136 M考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉力，根據(jù)最大切應力強度理論，B點的當量應力為 （4-17）代入數(shù)據(jù)可得=1465 M實驗表明，裂紋首先在最大應力點點產(chǎn)生，但此時裂紋并不發(fā)展到損壞，且不明顯影響其承載能力。繼后，在點由于拉應力產(chǎn)生裂紋，這種裂紋是發(fā)展性的，一直發(fā)展到使其破壞。在實際設計中，當膜片彈簧采用時，不應大于1700M。.4.膜片彈簧材料及制造工藝國內(nèi)膜片彈簧一般采用和等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其

39、硬度、幾何尺寸、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)施加過量的位移，使其過分38次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而是膜片彈簧的表面產(chǎn)生于使用狀態(tài)反方向的殘余應力而達到強化的目的。一般說，經(jīng)強化處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%30%。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片表面，使表面產(chǎn)生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力和疲勞強度。為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高溫淬火、噴鍍

40、鉻和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸處，為了防止由于拉應力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般在4550HRC，分離指端硬度為5562HRC，在同一片上同一范圍的硬度差不應大于3個單位，碟簧部分應為均勻的回火屈氏體和少量的索氏體。單面脫碳層得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。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端得相互高度差一般

41、要求小于0.81.0mm。5.膜片彈簧的優(yōu)化設計膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧得基本參數(shù)，使彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。a)目標函數(shù)目前，國內(nèi)關于膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)主要有以下幾點：1)彈簧工作時的最大應力為最小。2)在從動盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。3)在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承扇的分離操縱力的平均值為最小。4)在摩擦片磨損極限范圍內(nèi)，彈簧壓緊力變化的絕對值得平均值為最小。5)選3）和4）兩個目標函數(shù)為雙目標。為了既保證離合器使用過程中傳遞轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，選取5）作

42、為目標函數(shù)，通過兩個目標函數(shù)分配不同的權重來協(xié)調(diào)他們之間的矛盾，并用轉(zhuǎn)化函數(shù)將兩個目標合成一個目標，構(gòu)成統(tǒng)一的總目標函數(shù)，則= （4-18）式中和分別為兩個目標函數(shù)和的加權因子，視設計要求選定。b)設計變量從膜片彈簧彈性特性計算式可以看出，應選取H、h、R、r、這六個尺寸參數(shù)以及在結(jié)合工作點相應與彈簧工作壓緊力的大端變形量為優(yōu)化設計變量，即X= （4-19）c)約束條件1)應保證所設計的彈簧工作壓緊力與要求的壓緊力相等，即=2)為了保證各工作點A、B、C有較適合的位置，應正確選擇相對于拐點的位置，一般/=0.81.0，即0.81.0 （4-20）3)為了保證摩擦片磨損后離合器仍可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩，

43、并考慮到摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦片的壓緊力，即4)為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧得H/h與初始底錐角應在一定范圍內(nèi)即1.5H/h2.09°15°5)彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即1.20R/r1.353.55.06)為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即推式： 7)根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，與R，與r，與之差應在一定范圍內(nèi)，即1706048)膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內(nèi)選擇，即推式： 2.34.59)彈簧在工作過程中，B點的最大壓

44、應力應不超過其允許值，即10)彈簧在工作過程中，A點的最大拉應力應不超過其相應的需用值，即11)彈簧在制造的過程中，由于其主要尺寸參數(shù)H、h、R和r都存在誤差，對彈簧得壓緊力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度范圍內(nèi)彈簧得工作性能，必須使由制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一范圍，即0.05 （4-21）式中，、分別為由于H、h、R和r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差。12)在離合器裝配誤差范圍內(nèi)引起的彈簧壓緊力的相對偏差，也不得超過某一范圍即0.05 （4-22）式中，為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。第五節(jié) 操縱機構(gòu)的設計1.對離合器操縱機構(gòu)的基本要求1）踏板力要盡可能小，2）踏板行程一般在80150mm內(nèi)，最大不要超過180mm。3）應有踏板行程調(diào)整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸