離合器設計 2課件

1、目 錄目錄1第一章 緒論3 1.1 概述3 1.2 離合器的功用31.3 離合器的分類31.4 離合器基本的設計要求4第二章 摩擦式離合器的結構形式及原理52.1 摩擦離合器的主要組成及結構型式52.1.1 組成52.1.2 結構型式52.2 摩擦式離合器的基本結構原理5第三章 離合器的基本參數和尺寸73.1離合器設計所需原始數據73.2 摩擦片設計73.2.1摩擦片主要參數的選擇 73.2.2摩擦片基本參數優(yōu)化 93.3 摩片彈簧主要參數的選擇113.3.1膜片彈簧主要參數的選擇 113.3.2膜片彈簧的優(yōu)化設計123.3.3膜片彈簧的載荷與變形關系133.3.4膜片彈簧的應力計算173.4

2、扭轉減震器設計193.4.1扭轉減震器的功能203.4.2扭轉減震器的結構類型的選擇203.4.3扭轉減震器的參數確定223.4.4減震彈簧尺寸233.5離合器操縱機構設計24第四章 離合器零件的結構選型及設計計算264.1 從動盤總成264.1.1摩擦片設計264.1.2從動盤轂設計284.1.3從動片設計294.2 壓盤和離合器蓋294.2.1壓盤設計294.2.2離合器蓋設計 304.3 離合器的分離裝置31參考文獻32小結32附錄 膜片彈簧離合器CAD圖32第一章 緒論1.1 概述對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系是作為一個獨立總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的

3、總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主從動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構等四個部分。1.2 離合器的功用 1.保證汽車平穩(wěn)起步起步前汽車處于靜止狀態(tài)，如果發(fā)動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性力，使發(fā)動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合器的主動部分與從動部分之間存在著滑磨的現(xiàn)象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩(wěn)地起步

4、。 2.便于換檔汽車行駛過程中，經常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳力齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪間的沖擊。 3.防止傳動系過載 汽車緊急制

5、動時，車輪突然急劇降速，而與發(fā)動機相連的傳動系由于旋轉的慣性，仍保持原有轉速，這往往會在傳動系統(tǒng)中產生遠大于發(fā)動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。同時有效降低了傳動系中的震動和噪聲。1.3離合器分類 汽車離合器有摩擦式離合器、液力變矩器(液力偶合器)、電磁離合器等幾種。摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。目前，與手動變速器相配合的絕大多數離合器為干式摩擦式離合器，按其從動盤的數目，又分為單盤式、雙盤式和多盤式等幾種。濕式摩擦式離合器一般為多盤式的

6、，浸在油中以便于散熱。采用若干個螺旋彈簧作為壓緊彈簧，并將這些彈簧沿壓盤圓周分布的離合器稱為周布彈簧離合器（如圖所示）。采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的離合器稱為膜片彈簧離合器。1.4離合器基本的設計要求根據離合器的原理和功用，它應滿足下列主要要求：（1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦力矩（）應大于發(fā)動機最大扭矩（）；（2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步沖撞或抖動；（3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；（4）從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速

7、器主動齒輪相連接的質量就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低；（5）具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力；（6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數下降而打滑；（7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要；（8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內，要能通過調整，使離合器正常工作。 第二章 摩擦式離合器的結構形式及原理2.1 摩擦離合器的主要組成及結構型式2.1.1 組成摩擦離合器由主動部分（飛輪，離合器蓋和壓盤等），從動部分（從動盤本體，摩擦片和從動盤轂），壓緊機構（螺旋彈簧或膜片彈簧），操縱機構（分離

8、機構和離合器踏板及傳動機構，助力機構等）四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本機構。操縱機構是使離合器主、從動部分分離的裝置。2.1.2 結構型式按結構型式可分為1）周置彈簧離合器 2）中央彈簧離合器 3）膜片彈簧離合器 4）雙片離合器 5）斜置拉式彈簧離合器 6）金屬陶瓷離合器 7）濕式離合器。汽車離合器多采用單片盤形離合器。因其結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順，因此被廣泛應用于各級轎車及微、中、輕型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000N·m的大型客車和重型貨車上也

9、有所推廣。因此本設計采用單片盤式離合器。如圖2-1。 圖2-1 單片盤式離合器2.2 摩擦式離合器的基本結構原理就摩擦式離合器本身而言，按其功能要求，結構上應由下列幾部分組成：主動件、從動件、壓緊彈簧和分離杠桿。其結構如圖2-2所示。 （a） （b）圖2-2 離合器結構簡圖 （ a）接合 （b）分離1飛輪；2從動盤總成；3壓盤；4分離桿；5分離套筒；6分離器制動；7離合器踏板；8壓緊彈簧；9離合器蓋；10變速器第一軸（離合器輸出軸）；11分離撥叉及操縱連接桿從圖2-2中可以看出，壓盤3、分離桿4和壓緊彈簧8一起組裝在離合器蓋9內，俗稱為離合器蓋總成。蓋總成通過螺栓安裝到發(fā)動機的飛輪上。飛輪1和

10、壓盤3為主動件，發(fā)動機的轉矩通過這兩個主動件輸入。飛輪1和壓盤3之間為從動件總成2，它作為從動件通過摩擦接受由主動件傳來的輸入轉矩，并通過其中間的從動盤轂花鍵輸出轉矩（由變速器第一軸10接受）。壓緊彈簧8（它可以是螺旋彈簧或膜片彈簧）通過壓盤3把從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。當發(fā)動機工作帶動飛輪1和壓盤3一道旋轉時通過壓盤上壓緊彈簧產生的工作壓力所形成的摩擦力，帶動從動盤總成旋轉，完成轉矩的輸出。如圖2-2（a）所示，離合器通?？偸翘幱诮雍蠣顟B(tài)。當需要切斷動力時駕駛員通過離合器操縱系統(tǒng)中的踏板7，并經過操縱傳動桿系及分離撥叉11推動分離套筒5向前，消除間隙y，使分離桿4繞其在離合器蓋

11、9上的支點轉動，克服壓緊彈簧8的工作壓力后，壓盤3向后移動，從動盤總成2和壓盤3脫離接觸。離合器分離時的狀況如圖2-2（b）所示，此時，從動盤總成2不再輸出轉矩。分離套筒向左移動時，在消除間隙r后，輸出軸10受到了制動，轉速很快下降。第三章 離合器的基本參數和尺寸3.1離合器設計所需原始數據:原始參數：整車整備質量：1425kg 最高車速188km/h 最大爬坡度35%軸距：2685mm 輪距前后：1544/1558最大功率：105/5800 KW/rpm 最大扭矩：177/3800 N·m/rpm起動檔傳動比：3.49主減速器傳動比：4.389輪胎型號205/60R163.2摩擦片

12、設計3.2.1摩擦片主要參數的選擇采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大扭矩摩擦片的靜壓力： （3.1） （ 式中：離合器后備系數（） （1）后備系數是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車=1.21.75。結合設計實際情況，故選擇=1.5。則有可有表3.2查得 1.5。=1.5*177=265.5表3.1離合器后備系數的取值范圍車型后備系數

13、乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 為直徑系數，取值見表3.3 取KD=14.6 得D=203.35mm。表3.2直徑系數的取值范圍車型直徑系數乘用車14.6最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)最大總質量大于14.0t的商用車22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分):表3.3離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑Dmm160180200225250280300325內徑dmm11012514015015

14、5165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積cm2106132160221302402466546取第四組數據，即：外徑：225內徑：150厚度：3.5：0.667：0.703單面面積cm：221摩擦片的摩擦因數取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素?？捎杀?.4查得：表3.4摩擦材料的摩擦因數的取值范圍摩擦材料摩擦因數石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末

15、冶金材料銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4 摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此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端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm。取t=4mm。離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）與式（3.1）聯(lián)立得： （3.5） 代入數據得：單位壓力P0=0.25MPa。表3.5摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力/MPa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35

16、粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.701.503.2.2 摩擦片基本參數的優(yōu)化（1）摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過6570m/s，即Vd=m/sm/s （3.6）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)。（2）摩擦片的內、外徑比應在0.530.70范圍內，即（3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0。（4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm （5）為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應

17、小于其許用值，即 （3.7）式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)，可按表3.6選取經檢查,合格。表3.6單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規(guī)格028030035040 （6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.111.50MPa,即MPaMPaMPa（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,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即 （3.8）式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；為其許用值(J/mm2)，對于乘用車：J/mm2，對于最大總質量小于6.0t的商用車：J/mm2，對于最大總質

18、量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J），可根據下式計算 （3.9）式中，為汽車總質量(Kg)；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得（乘用車取J/mm2），合格。（8）離合器接合的溫升式中,t為壓盤溫升,不超過°C；c為壓盤的比熱容，J/(Kg·°C)；為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；，為壓盤的質量Kg代入，°C，合格。3.3摩片彈簧

19、設計3.3.1膜片彈簧主要參數的選擇1. 比較H/h的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形1之間的函數關系可知，當時，F(xiàn)2為增函數；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上，見圖3.1。1- 2- 3-4- 5-圖3.1 膜片彈簧的彈性特性曲線為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.52范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計 ，h=3mm ，則H=6mm 。2. R/r選擇通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧

20、根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在°范圍內，本設計中 得°在°之間，合格。分離指數常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數為18。4.切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。5. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為

21、60SizMnA，當量應力可取為16001700N/mm2。6. 公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。3.3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，即（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即（3）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（或拉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： 拉式： （4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即（5）膜

22、片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即推式： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。3.3.3膜片彈簧的載荷與變形關系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為1，則壓緊力F1與變形1之間的關系式為: （3.10）式中

23、： E彈性模量，對于鋼， 泊松比，對于鋼，=0.3 H膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度 h彈簧鋼板厚度 R彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑R1壓盤加載點半徑r1支承環(huán)加載點半徑表3.8膜片彈簧彈性特性所用到的系數RrR1r1Hh106881059063利用Matlab軟件進行P1x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形E=2.1*105;%彈性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=106;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=88;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)H=6;%自由

24、狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度（mm）h=3;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）R1=105;%壓盤加載點半徑（mm）r1=90;%支承環(huán)加載點半徑（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,8000);%設置坐標hold onhold off,grid onxlabel('變形x1/mm')ylabel('工作壓力P1/N')titl

25、e('P1-x1特性曲線')圖形如下：·表3.9膜片彈簧工作點的數據2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.022159.672967.36確定膜片彈簧的工作點位置:可以利用Matlab 軟件尋找P1x1特性曲線中M,N的位置坐標，具體程序如下x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形E=2.1*105;%彈性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=106;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑(mm)r=88;%自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑(mm)H=6;%自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度（mm）h=3;%膜片彈

26、簧鋼板厚度（mm）R1=105;%壓盤加載點半徑（mm）r1=90;%支承環(huán)加載點半徑（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,8000);%設置坐標hold onhold off,grid onxlabel('變形x1/mm')ylabel('工作壓力P1/N')title('P1-x1特性曲線')zo

27、om outx,y=ginput(1)x = 2.6694y = 5.2515e+003x,y=ginput(1)x = 4.9767y = 4.5195e+003 則可知, 上述曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且則 新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點M之間，且靠近或在H點處，一般則取則此時校核后備系數滿足要求離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為（即為壓盤的行程故壓盤剛開始分離時，壓盤的行程圖3.2膜片彈簧的尺寸簡圖3.3.5膜片彈簧的應力計算假定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O轉動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱悖?/p>

28、故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為： （3.14）式中 碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e 碟簧部分子午斷面內中性點的半徑e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式： （3.16）圖3.4 切向應力在子午斷面的分布由上式可知，當膜片彈簧變形位置一定時，一定的切向應力t在X-Y坐標系里呈線性分布。當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。

29、此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有： （3.17）令可以求出切向壓應力達極大值的轉角由于： mm所以： ，N/mm2B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應力： （3.18）式中 n分離

30、指數目 n=18 br單個分離指的根部寬mm因此： N/mm2由于rB是與切向壓應力tB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：N/mm2N/mm2膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經過以下工藝：先對其進行調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持1214h），使其高應力區(qū)產生塑性變形以產生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數據合適。3.4扭轉減震器設計3.4.1扭轉

31、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。3.4.2 扭轉減振器的結構類型的選擇圖3.5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3.5a-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

32、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3.5e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

33、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3.5)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。1- 從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4-減振彈簧；5-碟

34、形彈簧墊片；6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件圖3.5 減振器結構圖減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(圖3.5a)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3.5c，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3.5d)，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化。3.4.3扭轉減振器的參數確定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 Ca13 （3-19）式中：為極限轉矩，按下

35、式計算 =（1.52.0） （3-20）式中：2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為商用車，選取2.0，為發(fā)動機最大扭矩，代入數值得=354N.M，Ca 8273.5本設計初選Ca=8000N·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 =（0.060.17） （3-21）取=0.15，本設計按其選取=26.55N·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

36、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=（0.050.15），取=0.12=21.24 N·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 =（0.600.75）d/2 （3-22） 取 R1=0.7 d/2其中d為摩擦片內徑，代入數值，得R1 =52.5mm。5、扭轉減振器彈簧數目可參考表3.10選取，本設計D=225mm，故選取Z=4。表3.10減振彈簧的選取摩擦片外徑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 = （

37、3-23）式中：的計算應按Tj的大者來進行=3371.43N。每個彈簧工作壓力 =842.8N （3-24）7、從動片相對從動盤轂的最大轉角 =3.40 （3-25）8、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 （3-26）式中：R2為限位銷的安裝半徑，一般為2.54mm。本設計取=4。9、限位銷直徑限位銷直徑按結構布置選定，一般=9.512mm，本設計取=10。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3.6所示。 圖3.6 從動盤窗口尺寸簡圖一般推薦A1-A=a=1.416mm。這樣，當地面?zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈

38、簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取a=1.5mm，A=29mm，A1=30.5mm3.4.4減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應力根據機械原理與設計(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。（2）選擇旋繞比，計算曲度系數根據下表選擇旋繞比表3.11旋繞比的薦用范圍d/mmC確定旋繞比，曲度系數（3）強度計算mm，與原來的d接近，合格。中徑 mm；外徑 mm（4）極限轉角°取 °，則mm（5）剛度計算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數取，總圈數為（6）彈簧的最小高度mm（7）減振彈簧的總變形

39、量mm（8）減振彈簧的自由高度mm（9）減振彈簧預緊變形量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm（11）定位鉚釘的安裝位置取mm，則°，mm，mm，合格。3.5離合器的操縱機構設計1.離合器操縱機構應滿足的要求是3：（1）踏板力要小，轎車一般在80150N范圍內，貨車不大于150200N；（2）踏板行程對轎車一般在mm范圍內，對貨車最大不超過180mm；（3）踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；（4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞；（5）應具有足夠的剛度；（6）傳動效率要高；（7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。2

40、.操縱機構結構形式選擇常用的離合器操縱機構，主要有機械式、液壓式、機械式和液壓式的操縱機構的助力器、氣壓式和自動操縱機構等。機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用液壓式操縱機構。液壓操縱機構有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機構傳動效率高，質量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機的振動而產生運動干涉；（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動

41、系產生的動載荷，正由于液壓式操縱有以上的優(yōu)點，故應用日益廣泛，離合器液壓操縱機構由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。3.離合器踏板行程計算踏板行程由自由行程和工作行程組成： （3.27）式中，為分離軸承的自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、為杠桿尺寸。mm，mm，mm，mmmm，mm，mm，mm得：mm，mm，合格。圖3.7液壓操縱機構示意圖4.踏板力的計算踏板力為（3.28）式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機構總傳動比，；為機械效率，液壓式：%，

42、機械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。N，%；則N合格。分離離合器所作的功為式中，為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，N，J合格。第四章 離合器主要零部件的結構設計4.1 從動盤總成4.1.1摩擦片設計離合器表面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能：1、在工作時有相對較高的摩擦系數；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

43、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??；3、考慮代替 。本設計離合器摩擦片選用有機摩擦材料代替石棉，美國杜邦公司曾開發(fā)出一種由芳香族聚酰胺纖維派生出來的摩擦材料，屬于高分子尼龍家族，商業(yè)名稱為芳綸它相對石棉基的面片有如下一些工作特性：1 在正常工作壓

44、力和溫度范圍內有較高的耐磨性能。2 重量比石棉材料輕，這樣可減小從動盤的轉動慣量。3 有良好的結合性能，特別是那種容易“咬住”的汽車。4 就芳綸的重量而言，其抗拉強度是鋼的5倍。用有機材料代替石棉材料時，離合器的結構等完全相同摩擦片的尺寸參數在第三章中已經查表得出，不再敘述。4.1.2從動盤轂設計從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB1144-74選取(見表4-1)。從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤毅沿軸

45、向移動時不產生偏斜。表4-1 GB1144-74從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉矩/Nm花鍵齒數n花鍵外徑D/mm花鍵內徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長l/mm擠壓應力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013/p>

46、3656513.545095010524166512.5花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 ( MPa)及剪切應力j ( MPa)的強度校核： （4-1） （4-2）式中： ，分別為花鍵外徑及內徑，mm；n花鍵齒數；，b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；z從動盤毅的數目；發(fā)動機最大轉矩，Nmm。從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC2832。由表4-1選取得：花鍵齒數n=10；花鍵外徑D=35mm；花鍵內徑D=32mm；鍵齒寬b=4mm；有效齒長l=40mm；擠壓應力=12.7MPa；校核=19.342MPa；=8.324MPa符合強度得要求。4.1.3從動片設計

47、從動片通常用1.32.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉動慣量。從動片的材料與其結構型式有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC3848；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.20.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC4351。4.2 壓盤和離合器蓋4.2.1壓盤設計 1.壓盤參數的選擇和校核壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數及耐磨。故通常由灰鑄鐵HT200（密度7.2×10³kg/m³）鑄成，金相組織呈珠光體結構，硬度HB170227。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