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離合器設計 2016-1-1 目錄 第 1 章 離合器介紹 . 2 1.1 離合器的起源與發(fā)展 . 2 1.2 離合器的分類 . 3 1.3 離合器的構造和功用 . 4 第 2 章 離合器設計 . 5 2.1 離合器的設計要求 . 5 2.2 離合器設計流程 . 5 2.3 離合器原始數(shù)據(jù) . 6 2.4 從動盤整體設計 . 6 2.4.1 摩擦片設計 . 6 2.4.2 扭轉減振器 . 10 2.4.3 從動盤轂 . 12 2.4.4 從動片的結構形式 . 13 2.5 膜片彈簧選擇 . 13 2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇 . 13 2.5.2 膜片彈簧參數(shù)的選擇 . 14 2.5.3 膜片彈簧的優(yōu)化設計 . 16 2.5.4 膜片彈簧的載荷與變形關系 . 17 2.5.5 膜片彈簧的應力計算 . 19 2.5.6 膜片彈簧材料及制造工藝 . 21 2.6 壓盤的設計 . 22 2.7 操縱機構 . 22 2.8 從動軸的計算 . 25 2.9 分離軸承的壽命計算 . 25 2.10 離合器蓋 . 26 2.11 離合器的散熱通風 . 26 3 離合器的建模 . 26 3.1 摩擦片的繪制 . 27 3.2 膜片彈簧的繪制 . 30 3.3 其他主要零部件的繪制及裝配 . 32 3.4 工程制圖的導出 . 33 第 1 章 離合器介紹 1.1 離合器 的 起源 與發(fā)展 離合器 的發(fā)展： 出現(xiàn)摩擦片 逐漸 趨于 摩擦片 的材料： 1889 年戴姆勒發(fā)明 了鋼輪汽車離合器。 錐形盤離合器 多片盤式離合器 單片干式離合 器 最初使用駝毛 做為錐形盤摩 擦面的材料。 皮革 石棉材料 鑄鐵等非石棉材料 選用 非石 棉 材 料 是 注重環(huán)保。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合 器最為成功?，F(xiàn)今所用的盤片式離 合器的先驅是多片盤式離合器，它 是直到 1925 年以后才出現(xiàn)的。 20 世紀 20年代末，直到進入 30年代 時，只有工程車輛、賽車和大功率 的轎車上才采用多片離合器。多年 的實踐經(jīng)驗和技術上的改進使人 們逐漸趨向于首選單片干式離合 器。 近來，人們對離 合器的要求越 來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合 器結構正逐步地向拉式膜片彈簧 離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式 的操縱形式正向自動操縱的形式 發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性 和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的 高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能 力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā) 展趨勢。 1.2 離合器的分類 膜片 彈簧離合器 優(yōu)點 ： 膜片彈簧有理想的非線性特征 ， 離合器 結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量 小；性能較穩(wěn)定；通風散熱好，使用壽命長；平衡性好；制造成本低。 膜片 彈簧離合器 螺旋 彈簧離合器 但膜片彈簧的制造 工藝較復雜，對材料 質量和尺 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。 1.3 離合器的構造 和功用 離合器工作原理示意圖 離合器 就相當于汽車 的 動力 開關。當不踩離合器踏板時，摩擦 片與飛輪結合傳遞力矩；當踩下離 合器踏板時，摩擦片與飛輪分離， 不傳遞力矩。 當踩下 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪分離，不 傳遞轉矩。 當踩下 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪分離，不 傳遞轉矩。 當不踩 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪 結合并傳遞轉矩。 當踩下 離合器踏板時， 摩擦片 與 飛輪分離，不 傳遞轉矩。 第 2 章 離合器設計 2.1 離合器的設計要求 根據(jù)離合器的功用，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（ cT ）應大于發(fā)動機最大扭矩（ maxeT ）； （ 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?jīng)_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(shù)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。 2.2 離合器設計流程 獲取或 確定與計算 相關的參數(shù) 獲取及確定前后連 接件的接口參數(shù) 結構方案確定 設計計算 其他機構設計 2.3 離合器原始數(shù)據(jù) 下面 舉例對離合器進行設計： 汽車的 驅動形 式 汽車整 車整備 質量 發(fā)動機 最大轉 速 發(fā)動機 最大扭 矩 汽車的 總質量 離合器 形式 傳動比 汽車最 大時速 操縱形 式 42 1110 kg 3400 r/min 135N.m 1485 kg 機械、干 式、單 片、膜片 彈簧 i0=5.28 ig1=2.93 ig2=1.6 ig3=1 ig4=0.71 165 km/h 液壓式 操縱機 構 2.4 從動盤整體設計 2.4.1 摩擦片設計 摩擦片在性能上要滿足如下要求： （ 1） 摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響小 （ 2） 具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度小 （ 3） 有利于接合平順 ，長期停放離合器摩擦片不會出現(xiàn)粘著現(xiàn)象 （ 4） 摩擦片選用材料為鑄鐵非石棉材料，注重環(huán)保 單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊， 散熱良好，維修調整方便，從動部分轉 動慣量小，在使用時能保證分離徹底接 合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、 小型貨車，因此該設計選擇單片離合 器。摩擦片數(shù)為 2。 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 cT 應大于發(fā)動機最大扭矩 maxeT 。 摩擦片的靜壓力： maxeC TT ( mN ) 式中： 離 合器后備系數(shù)（ 1 ） 由原始數(shù)據(jù)有， max 135eT N.m 后備系數(shù) 是離合器的重要參數(shù)，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： （ 1） 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 （ 2） 防止離合器本身滑磨程度過大 （ 3） 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車 =1.2 1.75， 故選擇 =1.5 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車型 后備系數(shù) 轎車和輕型貨車 1.20 1.75 中型和重型貨車 1.50 2.25 帶掛車的重型汽車和牽引汽車 2.00 2.75 越野汽車和工作惡劣的工程車輛 2.50 3.50 所以 m a x 1 .5 1 3 5 2 7 7 . 5CeT T N m 摩擦片的外徑可有式： maxeD TKD 求得。 DK 為直徑系數(shù)，取值見表 如下， 取 14.6DK ， 得 D=170mm。 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) DK 轎車 14.6 貨車 15.8 18.3(單片離合器 ) 13.5 14.9(雙片離合器 ) 重型貨車 22.4 23.6 摩擦片的尺寸已系列化和標準化 ,標準如下表 (部分 )： 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 內徑 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 31 C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 DdC 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 在單位壓力不超過許用范圍條件下， d 可取大一些，能加大平均摩擦半徑， 增大傳遞轉矩能力，也便于布置扭轉減振器。故取 D=180mm， d=125mm。 摩擦片的摩擦因數(shù) f 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?？捎杀聿榈茫?取 f =0.3 摩擦面數(shù) Z 為離合器從動盤數(shù)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 3 4mm。取 t=4mm。 滑動摩擦系數(shù)，表面許可溫度，許用單位壓力 參考范 圍 摩擦副材料 uf 表面許可工作溫度（ C） 0P 鑄鐵對非石棉類 摩擦材料 0.25 0.3 250 0.25 0.35 離合器的靜摩擦力矩為： cc fFZRT 聯(lián)立得： m a x 0 3 312 1eTP fzD C 代入數(shù)據(jù)得：單位壓力 0 0.319p MPa 0P 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化和校核： （ 1）摩擦片外徑 D（ mm）的選取應使最大圓周速度 0v 不超過 65 70m/s，即 330 m a x 1 0 3 4 0 0 1 8 0 1 0 3 2 .16 0 6 0ev n D m/s 7065 m/s 式中， 0v 為摩擦片最大圓周速度（ m/s）； maxen 為發(fā)動機最高轉速 (r/min)。 （ 2）摩擦片的內、外徑比 C 應在 0.53 0.70范圍內，即 0.5 3 0.6 94 0.7C （ 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 1.2 4.0。 （ 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 02R 約 50mm，即 502 0 Rd 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 矩應小于其許用值，即 00224 0 .0 1 0 5cccTTTZ D d 式中， 0cT 為單位摩擦面積傳遞的轉矩 (N.m/mm2)，可按下表選取 經(jīng)檢查 ,合格。 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 離合器規(guī)格 210 250210 325250 325 20 10/ cT 0 28 0 30 0 35 0 40 （ 6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力 0p 的最 大范圍為 0.11 1.50MPa,即 10.0 MPa 0 0.319p MPa 50.1 MPa （ 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 224 dDZ W 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： 40.0 J/mm2， W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（ J），可根 據(jù)下式計算 220 22218 00 grae ii rmnW 式中， am 為汽車總質量 (Kg)； r 為輪胎滾動半徑（ m）； gi 為汽車起步時所用變 速器擋位的傳動比； 0i 為主減速器傳動比； en 為發(fā)動機轉速 r/min，計算時乘用 車取 2000 r/min，商用車取 1500 r/min。其中： 0 5.28i 1 2.43gi 0.3rr m 1485am Kg 代入式得 8800.14W J，代入得 0 .4 0 .4 0 ，合格。 （ 8）離合器接合的溫升 mcWt 式中 ,t為壓盤溫升 ,不超過 108 C ； c為壓盤的比熱容， 4.481c J/(KgC)； 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤 0.5 ， m 為壓盤的質量 15.3m Kg。 代入， 2.9t C ，合格。 2.4.2 扭轉減振器 減震器極轉矩 m ax1. 5 20 2. 5jeTTNm 摩擦轉矩 m a x0 . 1 7 2 2 .9 5ueTTNm 預緊轉矩 m a x0 . 1 5 2 0 . 2 5neTTNm 極限轉角 123j 扭轉角剛度 13 26 32 .5jkT N m/rad 減振彈簧的安裝位置 2)75.060.0(0 dR ， 結 合 502 0 Rd mm，得 0R 取 40mm， 則 0 0.64 2Rd 。 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑 D/mm 225 250 250 325 325 350 350 Z 4 6 6 8 8 10 10 圖 2.1 扭轉減振器 減振彈簧尺寸 （ 1） 選擇材料，計算許用應力 根據(jù)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 4d mm, 1620b MPa, 8105.0 b MPa。 （ 2） 選擇旋繞比，計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比 旋繞比的薦用范圍 d/mm 4.02.0 145.0 2.21.1 65.2 167 4218 C 147 125 105 94 84 64 確定旋繞比 4C ，曲度系數(shù) 40.1615.0)44()14( CCCK （ 3） 極限轉角 123 2a rc s in2 0 Rlj 取 3.5j ，則 3.3l mm 取 總圈數(shù)為 8n 2.4.3 從動盤轂 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部 轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可 根據(jù)摩擦片的外徑 D與發(fā)動機的最大轉矩 maxeT 選?。?一般取 1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調質處理， 表面和心部硬度一般 26 32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用 鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取 10n ， 26D mm， 21d mm， 3t mm， 20l mm， 11.6c MPa。 驗證 ： 擠壓應力的計算公式為： nltR c 式中， P 為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定： ZdD TP e )( 4 max 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹 底， D ， d 分別為花鍵的內外徑； Z 為從動盤轂的數(shù)目；取 Z=1 h 為花鍵齒工作高度； 2/)( dDh 得 11.49P N， 11.49c MPa 11.6 MPa，合 格。 花健的的選取 摩擦片 的外徑 D /mm maxeT /N.m 花健尺寸 擠壓應 力 c /MPa 齒數(shù) n 外徑 D /mm 內徑 d /mm 齒厚 t /mm 有效齒 長 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 147 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 325 373 10 40 32 5 45 11 4 350 471 10 40 32 5 50 13 0 2.4.4 從動片 的結構形式 在設計從動片時要盡量減輕其質量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋 轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了使得離合器結合平順，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構。具有軸向彈性的從動片有 以下 3種結構型式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片以及組合式彈性從動 片。前面兩種結構在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從 動片。故選整體式波形從動鋼片。 2.5 膜片彈簧選擇 2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片 彈簧式 等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片 彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： （ 1） 由于膜片彈簧有理想的非線性特征 ,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保 證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分 離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （ 2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺 寸小，零件數(shù)目少，質量??； （ 3） 高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯 下降； （ 4） 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形 與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨 損均勻，可提高使用壽命； （ 5） 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，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，由于材料 性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因 此，我選用膜片彈簧式離合器 。 膜片彈簧使用優(yōu)質高精質鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為 60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要 對膜片彈簧進行調質處理，得具有 高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處 理（將彈簧壓平并保持 1412 小時），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余 反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是 0.8的白口鐵小丸， 可 提高彈簧的疲勞壽命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式 鍍鉻。采用乳白鍍鉻，若膜片彈簧許用應力可取為 1500 1700N/mm2。 2.5.2 膜片彈簧參數(shù)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，分析載荷與變形 1 之間的函數(shù)關系 可知，當 2hH 時， F2為增函數(shù)； 2hH 時， F1有一極值，而該極值點又 恰為拐點； 2hH 時， F1有一極大值和極小值；當 2hH 時， F1極小值在 橫坐標上，見圖。 1- 2/ hH 2- 2/ hH 3- 22/2 hH 4- 22/ hH 5- 22/ hH 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 1.5 2 范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為 2 4mm，本設計 2hH ， h=2.5mm ，則 H=5mm 。 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根據(jù)結構布置和壓緊力的要求， R/r常在 1.2 1.3 的 范圍內取值。本設計 中取 25.1rR ，摩擦片的平均半徑 7 6 .2 54 c DdR mm， cRr 取 78r mm 則 97.5R mm 取整 100R mm 則 1.282Rr 。 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 159 范圍內，本設計中 arctan H R r 得 12.8 在 159 之間，合格。分離指數(shù)常取為 18，本 設計所取分離指數(shù)為 18。 4.切槽寬度 5.32.31 mm， 1092 mm，取 31 mm， 102 mm， er 應滿足 2 err 的要求。 膜片彈簧的尺寸簡圖 5.壓盤加載點半徑 1R 和支承環(huán)加載點半徑 1r 的確定 1r 應略大于且盡量接近 r， 1R 應略小于 R且盡量接近 R。本設計取 1 106R mm， 1 90r mm。膜片彈簧應用優(yōu)質合金彈簧鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高 。 國內常用的碟簧材料的為 50CrVA。 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。 2.5.3 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 hH 與初始錐角 rRH 應在一定范圍內，即 2.226.1 hH 9 1 2 .8 1 5H R r （ 2）彈簧各部 分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 1 .2 0 1 .2 8 2 1 .3 5Rr 7 0 2 8 0 1 0 0Rh （ 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 1R （或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 1r ）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑 之間，即 拉式： 1( ) / 4 7 6 .2 5 8 2 / 2 9 0D d r D （ 4） 根據(jù)彈簧結構布置要求， 1R 與 R ， fr 與 0r 之差應在一定范圍內選取， 即 11 4 6RR 10 4 6rr 40 0 rrf （ 5） 膜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，即拉式： 0.95.3 11 1 rR rR f 由（ 4）和（ 5）得 30fr mm， 0 28r mm。 2.5.4 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，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 : 2111111211211 hrR rR2HrR rRHrR r/RIn16 EhF 式中： E 彈性模量，對于鋼， aMPE 5101.2 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 膜片彈簧的尺寸簡圖 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 100 78 96 82 5 2.5 代入得 321 1 1 1 14 7 1 4 5 1 4 .7 4 1 1 9 6 6 .5Ff 對式求一次導數(shù)，可解出 1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。 凸點： 1 1.87 mm 時， 1 9316.7F N 凹點： 1 4.51 mm 時， 1 5726.3F N 拐點： 1 3.2 mm 時， 1 6679.3F N 2、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加 的 載荷為 F2，對應此載荷作用點的變形為 2。由 112 1 1 1 0 .2 7f RrF F Frr 121 11 3 frrRr 列出表 : 膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù) 1 2.96 7.04 5 2 9.18 2.182 15.5 1F 11796.93 6748.98 9273 2F 3775.02 2159.67 2967.36 膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐 點 H對應著膜片彈簧壓平位置，而 2111 NMH 。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 H 之間，且靠近或在 H 點處，一般 H1B1 0.18.0 ,以保證摩擦 片在最大磨損限度范圍內壓緊力從 F1B 到 F1A 變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從 B變到 C ，為最大限度地減小踏板力， C點應盡量靠近 N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦 因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 AF1 應大于或等于新摩擦片時的壓緊 力 BF1 。 2.5.5 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。斷面在 O 點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，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： xe y2/x1 E 2t 膜片彈簧工作點位置 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) 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 ： E e1XE12Y t 2t2 t 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 0t 時 X)2(Y ，因為 )2( 的值很小，我們可以將 )2( 看成 )2(tg ，由上式可寫成 X)2(tgY 。此式表明，對于一定的零應力分布在 中性點 O 而與 X 軸承 )2( 角的直線上。從式（ 3.16）可以看出當 eX 時無 論取任何值，都有 e)2(Y 。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 代入式有： 2221 22 hdrereretB 令 0 d Bd t 可以求出切向壓應力達極大值的轉角 re2 hP 由于： 9 6 7 8 8 6 . 6 8 l n ( ) l n ( 9 6 / 7 8 )Rre Rr mm 所以： 0.346P ， -229.12tB N/mm2 B 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： 2 r 2frB hbn Frr6 式中 n 分離指數(shù)目 n=18 br 單個分離指的根部寬 02 2 28 9. 7718 18r rb mm 因此： 633.5rB N/mm2 由于 rB 是與切向壓應力 6 3 3 .5 2 2 9 .1 2 8 6 2 .6B j r B tB tB 垂直的拉 應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論， B 點的當量應力為： N/mm2 170 0 BjBj N/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(jīng)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 12 14h），使其高應 力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)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(shù)據(jù)合適。 2.5.6 膜片彈簧材料及制造工藝 國內膜片彈簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等優(yōu)質高精度鋼板材料。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，使其過分離 3 8 次，并使其高應力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力。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彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性 變形，形成一定厚度的表面 強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽 命。 為提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高頻感應加熱淬火或鍍鉻。為了 防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應力的作用產(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，在同一片上同一范圍內的硬度差不大于 3 個單位。碟簧部分應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 3。膜片彈簧的內外半徑公差一般為 H1l 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 1.6 m， 底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，其分離指端的相 互高度差一般要求小于 0.8 1.0mm。 2.6 壓盤的設計 壓盤的材料選用 HT20-40 鑄造制成。采用傳力片與離合器蓋相連。它要有 一定的質量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓 盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其 端面粗糙不低于 0.8。壓盤殼用 M8 3mm螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另一 端固定在壓盤端面 上。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點：壓盤應具有足夠的質量；壓盤應具 有較大的剛度。因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于 10mm），而且在內 緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。此外，壓盤的結構設計還 應注意加強通風冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內開有許多徑向通風孔。 根據(jù)經(jīng)驗、參照同類產(chǎn)品，本次設計選取的壓盤外徑為 180mm，內徑為 125mm， 厚度為 10mm，材料為 3號灰鑄鐵。 2.7 操縱機構 汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套 機構。它始于離合器踏板，終止于離合 器殼內的分離軸承。由于離合器使用頻繁， 因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器 踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按 分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、 氣壓助力液壓式等等。 離合器操縱機構應滿足的要求是： （ 1） 踏板力要小，轎車一般在 80 150N 范圍內； （ 2） 踏板行程對轎車一般在 15080 mm 范圍內； （ 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。 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。 離合器液壓式操縱機構示意圖 1.踏板， 2.主缸， 3.儲液室， 4.分離杠桿， 5.分離軸承， 6.分離叉， 7.推桿， 8.工作缸， 9.油管 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(chǎn)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系產(chǎn)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。 1202 a mm， 501a mm， 1352 d mm， 671d mm 502c mm， 4.211c mm， 501b mm， 952b mm 離合器踏板行程計算 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 組成： 2111 2222 1 2021 dba dbaccSZSSSS f 式中， fS0 為分離軸承的自由行程，一般為 0.35.1 mm，取 5.10 fS mm； 反映到踏板上的自由行程 1S 一般為 3020 mm； 1d 、 2d 分別為主缸和工作缸的 直徑； Z 為摩擦片面數(shù)； S 為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片： 30.185.0S mm，取 2.1S mm； 1a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 為杠桿尺寸。 得： 131S mm， 77.271 S mm，合格。 c 1 c 2 S 0f b 1 b 2 d 2 d 1 a 1 a 2 S 圖 3.6 液壓操縱機構示意圖 踏板力的計算 踏板力為 sf FiFF 式中， F 為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； i 為操縱機構總傳動比， 21111 22222 dcba dcbai ； 為機械效率，液壓式： 9080 %，機械式： 8070 %； sF 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。 2 3074 .5FF N， 26.43i ， 80 %；則 88.8fF N 合格。 2.8 從動軸的計算 1選材 40Cr調質鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr調質。 2確定軸的直徑 3 nPAd 式中， A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 3.11: 軸常用幾種材料的 及 A 值 軸的材料 Q235-A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 15 25 20 35 25 45 35 56 A 149 126 135 112 126 103 112 97 取 100A ， n 為軸 的轉速， 3400n r/min，取 24d mm。 2.9 分離軸承的壽命計算 分離軸承的參數(shù) 分離軸承參數(shù)表 型號 Cr pf n 7014C 48.2KN 1.2 3 3400r/min 則由下式： 610 ()60 h CL nP rpFfP 得： 62530hL h 2.10 離 合器蓋 離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度 （叢承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高， 耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用鉚釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線 不同心，可引起鉚釘?shù)倪^度磨損。提高鉚釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同 心，亦可引起鉚釘?shù)倪^度。提高鉚釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措 施，采用 101 2.11 離合器的散熱通風 試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超 過 200180 C 時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的 瞬時溫度一般在 180 C 以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能 達到 C1000 。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫 度不致過高，除要求壓盤有足夠大的質量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通 風好。改善離合器散熱通風結構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離 合器中間壓盤內鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風； 在離合器外殼內裝導流罩。 膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現(xiàn)通風散熱效 果，故不需作另外設置。 3 離合器的建模 當 離合器設計完成后， 需要運用 三維繪圖軟件對離合器 進行 建模。 在 這一章， 我們將對離合器的繪制做出一些簡單的介紹， 舉例 繪制出一些典型零件，方便讀 者對 所設計 的離合器 進行分析 。 并 運用 CAD軟件 ， 將 所繪制的三維圖 導成 工程圖。 3.1 摩擦片 的繪制 對于 第二章所設計好的摩擦片，我們通過 CATIA進行 繪制，具體繪制方法與 步驟如下： 1.繪制 基本輪廓 打開 CATIA， 進入機械設計中的零件設計。選擇 XY 平面 作為草圖繪制平面， 單機 草圖工具 進入 平面草圖繪制。 使用 草圖工具，繪制如圖所示的草圖。 繪制 完成后，退出草圖工具 。選擇 旋轉體命令 ， 定義旋轉體。 2 繪制銷釘孔 選擇孔命令 ，定位草圖，在圓環(huán)表面定位一點并進行約束。這里的位置應 該考慮相關銷釘?shù)奈恢眉颁N釘?shù)膫€數(shù)。 完成第一個孔之后選擇矩形陣列命令， 再次使用矩形陣列命令將銷釘孔繪制出來，銷釘?shù)臄?shù)量應該根據(jù)摩擦片的尺寸 確定。 使用圓形陣列命令將銷釘孔平均分配。 3 凹槽以及倒角 點擊摩擦片表面，進入草圖模式，繪制出所示草圖，使用凹槽命令繪制出凹 槽。之后使用倒圓角命令 對摩擦片的邊進行倒圓角處理。 完成 之后如圖所示 3.2 膜片彈簧 的繪制 1.繪制碟簧部分打開 CATIA，進入機械設計中的零件設計。選擇 XY平面作為草 圖繪制平面，單機草圖工具 進入平面草圖繪制。使用草圖工具，繪制如圖所 示的草圖。 繪制完成后，退出草圖工具 。選擇旋轉體命令 ，定義旋轉體 。 2.繪制分離 指考慮到分離指的制造工藝，選擇的繪制方法應該如下所示：首先單機平面，創(chuàng) 建一個平面與膜片彈簧的邊對齊。接著以該平面為草圖平面，進入草圖繪制出分 離指的投影草圖。 畫好之后退出工作臺，單機凹槽命令完成一個分離指的創(chuàng)建。之后使用圓形陣列 命令選擇 Z軸為參考元素將分離指全部陣列出來。 完成后對周邊進行倒圓角處理 。 3.3 其他主要 零部件的繪制 及 裝配 壓盤 從動盤 轂 波形片 壓盤 從動盤 將離合器所有主要零部件繪制完成后，將進行離合器的裝配。對離合器進 行裝配的過程較為簡單，我們只對其略微進行介紹。首先打開 CATIA，進入機 械設計的裝配設計，選擇現(xiàn)有部件 ，然后選擇裝配的名稱，將之前所繪制的 CATIA零件圖全部導入裝配圖中。之后的工作比較簡單，但是比 較繁瑣，重復 利用約束工具，對所有零部件進行約束。 在必要時，可以雙擊模型樹上的零件模塊，對零部件進行修改，同時也可 以添加繪制銷釘，螺栓等小零件。 3.4 工程制圖的導出 以下將以摩擦片為例，將摩擦片 CATIA文件導出生成 CAD圖紙。 點擊打開之前畫好的摩擦片 CATIA 文件，進入機械設計中的工程制圖，單擊確 定。選擇視圖工具中的正視圖，然后選擇菜單欄的窗口，進入三維圖中。雙擊 摩擦片的表面，之后便會在圖紙中出現(xiàn)摩擦片的正視圖。 選擇對齊剖視圖工具，沿著如圖所示的方向畫出剖視圖。 當剖視完成之后，將文件保存，保存的格式為 .dwg。之后通過 CAD將該保 存的文件打開，并在 CAD中進行標注。 其他所需要的零件也是通過相同的步驟完成，在此就不再累贅。