越野車離合器設計

黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計第1章 緒 論1.1 離合器的設計要求在任何條件下行駛，既能可靠的傳遞的發(fā)動機最大轉矩，并有適當的轉矩儲備,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。應有足夠的吸熱能力和良好的通風能力，以保證工作時的溫度不致過高，延長其使用壽命。應能避免和衰減傳動系的扭轉與振動，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)平衡，以保證其工作可靠，使用壽命長。結構簡單，緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調整方便等。11.2 離合器的工作原理當離合器工作時，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，在由此經過變速器的第一軸和傳動系統(tǒng)中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。由于汽車在行駛過程中需經常保持動力傳遞，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經常處于接合狀態(tài)。摩擦副之間采用彈簧作為壓緊裝置即是為了適應這一要求。欲使離合器分離時，只要踩下操縱機構中的離合器踏板，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。當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速的變化比較平穩(wěn)，應該適當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，與飛輪恢復接觸，二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當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，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)動機轉速成正比。2摩擦離合器所能傳遞的最大轉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、摩擦因數以及摩擦面的數目和尺寸。因此，對于結構一定的離合器來說，最大靜摩擦力矩是一個定值。當輸入轉矩達到此值時，則離壓合器出現打滑現象，因而限制了傳給傳動系統(tǒng)的轉矩，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、壓緊機構和操縱機構四部分組成。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結構，而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。在保證可靠的傳遞發(fā)動機最大轉矩的前提下，離合器的具體結構應能滿足主、從動部分分離徹底，接合柔和，從動部分的轉動慣量要盡可能小，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構的碟形彈簧，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生壓緊力，使離合器處于接合狀態(tài)。當分離離合器時，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作用，結構簡單，緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小；3、高速旋轉時，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、易于實現良好的通風散熱，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 設計內容由于膜片彈簧離合器，具有零件數目少，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，所以本文將設計推式膜片彈簧離合器。本設計以北京切諾基汽車各項參數和性能為設計基礎，所選定汽車發(fā)動機提供的最大轉矩Temax為200Nm。第2章 離合器基本參數的選擇2.1 離合器基本性能關系式離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉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、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。根據摩擦力矩公式 (2.1)式中：Tc離合器靜摩擦力矩；后備系數；f摩擦因數；Z：摩擦面數；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內外徑之比。有了上面的關系式，對于一定的離合器結構而言，只要合理選擇其中的參數，并能滿足上面的關系式，就可估算出所設計的離合器是否合適4。2.2 離合器后備系數的選擇后備系數是離合器一個重要設計參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，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；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選的小一些；當使用條件惡劣、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；汽車總質量大，也應選得越大。在選擇時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數值按表2.1選取，而設計本車的離合器其要求比較的大，初步選擇為1.60。表2.1 離合器后備系數的取值范圍車 型后備系數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1.804.002.3 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數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的取值摩擦片材料單位壓力po/MPa摩擦因數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 在離合器的基本性能關系式中我們得知要用到后備系數；摩擦因數；單位壓力等一些參數。通過查閱資料，工具用書，圖表等我能、我們可以對一些參數取值。為我們接下來的設計計算提供一定幫助。第3章 離合器從動盤總成設計3.1 摩擦片的設計摩擦片設計要求：摩擦因數較高且較穩(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；接合時應平順，而不產生“咬合”或“抖動”現象；長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現象。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材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數較高、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、摩擦因數受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前主要應用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產和使用過程中對環(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，主要應用于載荷質量較大的商用車上。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，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩有一定的關系。根據公式3.1： (3.1)式中：Temax發(fā)動機最大轉矩；后備系數；f摩擦因數；Z：摩擦面數；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內外徑之比得到D=240mm。計算離合器的外徑D同時參考經驗公式3.2： (3.2)式中：A參考系數；D摩擦片外徑；Temax發(fā)動機最大轉矩；A取47，計算得到D=234mm。初選D以后，還需根據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表摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉矩Temax/Nm單片離合器重 負 荷中等負荷極 限 值225130150170250170200230最終確定：外徑D=250mm；內徑d=155mm，內外徑之比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)動機的最高轉速（r/min）；當nemax取6 000時，代入可得：vD=70 6570m/s。2)摩擦片的內外徑比c應在0.530.70 范圍內：c=0.6200.530.70。3)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，應在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，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生的總滑磨功(J)，可以根據下式計算： (3.5)式中：ne發(fā)動機轉速，取2 000r/min；ma汽車總質量(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；數值取3.8；i0主減速器傳動比，取4.2。各個數值代入35式得到：W=14 983J。把W=14983J和摩擦片的各個數值代入式3.4，得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。 經過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求7。3.2 從動盤轂的設計從動盤數及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器，這是因為結構簡單，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)點符合離合器的設計要求發(fā)動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。我國生產的離合器，其從動盤轂花鍵多用SAE標準，其有關尺寸見表表3.2 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片的外徑D/mm發(fā)動機的最大轉矩花鍵尺寸擠壓應力齒數n外徑內徑齒厚有效齒長160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0查表3.2，可選花鍵尺寸如下齒數n=10、外徑mm、內徑=28mm、齒厚=4mm、有效齒長l=35mm花鍵尺寸選定后應進行強度校核。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力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度?；ㄦI的擠壓應力sj： (3.6)式中：Temax發(fā)動機最大轉矩；D花鍵轂的外徑；d花鍵轂的內徑；n花鍵轂的齒數；l花鍵轂的有效長度。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應大于30MPa。從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調質處理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花鍵內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，應進行高頻處理。3.3 從動片和波形彈簧片的設計設計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質量的分布可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了減小轉動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm2.2mm。根據設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，結構采用分開式彈性從動片結構。波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為4046HRC，并經過表面發(fā)藍處理。3.4 扭轉減振器的設計 1，扭轉減震器的組成與功能扭轉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剛度，從而降低傳動系扭轉系統(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剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。（2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(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，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭轉及噪聲。（4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 2，扭轉減震器的的扭轉特性扭轉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特性：其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉減振器中，另設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級非線性扭轉減振器。3，由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產生扭轉振動。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)中裝設了扭轉減振器，且大多數將扭轉減振器附裝在離合器的從動盤中8。a b圖3.1 扭轉減振器工作示意圖a靜止狀態(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)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，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動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來9。 扭轉減振器的設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Zj的選取。根據表3.3，由于D=250mm，所以Zj取6。表3.3 減振彈簧個數的選取摩擦片外徑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)動機的轉矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內徑約50mm，所以取R0=55mm。(4)極限轉矩Tj。極限轉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矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可?。篢j=(1.52.0)Temax (3.7)式中：Temax發(fā)動機最大轉矩；Tj極限轉矩。本車取相應系數為2.0，所以Tj=400Nm。(5) 扭轉角剛度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角剛度kj，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸：kj=KZjR02103 (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；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，常常是結構所允許的設計結果，設計時選kj為：kj 13Tj。由于設計的是越野車的發(fā)動機，常工作時的轉速是較高的，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 000Nm。這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1106 N/mm。(6)阻尼摩擦轉矩Tm。由于減振器扭轉剛度kj受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不肯能夠很低，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的阻尼摩擦轉矩Tm，一般可選：Tm=(0.060.17)Temax (3.9)式中：Tm阻尼摩擦轉矩；Temax發(fā)動機最大轉矩。按經驗選Tm=0.12Temax=24N。(7)預緊轉矩Tn。減振彈簧在安裝時都有一定的預緊力。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不應大于Tm，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故?。篢n=(0.050.17) Temax (3.10)式中：Tn預緊轉矩；Temax發(fā)動機最大轉矩。取Tn=0.10Temax=20N。(8)極限轉角jj。減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉角jj為 (3.11)式中：jj 極限轉角；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；扭轉減震器等部件組成。所以其設計的好壞對離合器的總體性能起著決定性的作用，因此在設計過程中我們要對其各項結論精細的計算和校核，使其達到預期標準。第4章 離合器壓盤總成設計4.1 壓盤的設計壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定的聯系，但這種聯系有應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，在設計中采用傳力片式。在離合器的基本參數選定后，壓盤的基本尺寸應和摩擦片的外徑和內徑相同，確定壓盤的厚度應符合下面四點要求。(1)壓盤應具有較大質量，以增大熱容量，減少溫升。應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/(kgoC)；m壓盤質量(kg)，經計算約為4.2kg；W汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功(J)，經上面計算得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。根據式41得：t=3.7 oC8 oC。(2)蓋的膜片彈簧支撐處應具有高的尺寸精度，否則回造成分離不徹底；(3)壓盤應具較大的剛度。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窗口，或在蓋上加通風扇片，本設計采用前者。與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于1520gcm基于以上四點，選取壓盤的厚度為12mm。由于壓盤的形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，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 離合器蓋的設計(1)離合器蓋結構設計要求。應具有足夠的剛度，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：適當的增大蓋的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內的圓周處翻邊。離合器蓋應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具有高的尺寸精度。(2)離合器蓋的材料。由于設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 傳力片的設計傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，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；n為傳力片數量；i傳力片的組數；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力： (4.4)式中：max最大應力值；W傳力片的截面系數；n傳力片數量；i傳力片的組數； l傳力片的有效長度；P傳力片作用力的大小。帶入數值計算得到913MPa離合器傳扭時分為正向驅動和反向驅動，用公式4.5計算正向驅動時的最大應力: =204.5MPa913MPa (4.5)式中：max最大應力值；W傳力片的截面系數；n傳力片數量；i傳力片的組數； P傳力片作用力的大??；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)動機最大轉矩。用公式4.6計算反向驅動時的最大應力: =823.5 MPa913MPa (4.6)式中：max最大應力值；W傳力片的截面系數；n傳力片數量；i傳力片的組數； 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)動機最大轉矩?？梢姡瑐髁ζ脑O計符合要求。4.4本章小結通過資料的學習我們可知壓盤的驅動方式有很多種如，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。所以本設計也采用此方式作為此壓盤的驅動方式。第5章 膜片彈簧設計5.1 膜片彈簧的初選設計膜片彈簧，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的選用參考值基本參數常用范圍一般范圍外內徑比 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)1013915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，根據表51和圖51以及R的大小，選擇膜片彈簧的以下數值1315：大端半徑：R=120mm；碟簧部分內徑：r=100mm；碟簧在自由狀態(tài)下的內錐高：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系并不成線性關系，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=2.1105MPa；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)和壓盤的加載點轉移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設分離軸承的加載的力為F2(N)，則有如下的關系： (5.2)把上式代入式5.1則F1與膜片彈簧末端變形l1關系為 (5.3)根據圖5.2中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導數點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導數點為0點，所以： (5.4) (5.5)當=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=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=l1Bl1A=ZcDS0式中：Zc離合器的摩擦片摩擦片表面數目，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，F1A=453N，F1B=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，在點所受的應力是最大的，應對其進行許用應力的校核： (5.8) (5.9) (5.10)式中：stII點的彎曲應力(MPa)；srII點的切向壓應力(MPa)；sjII點的當量應力(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)時的轉角；F2分離時的分離軸承的力；sjI材料的當量應力的許用值，采用60Si2MnA時，sjI=15001700MPa19，20。經過計算代入，sjI=stIsrI=1785MPa352.8MPa=1432.2MPa sjI校核得知，膜片彈簧的設計在允許的范圍內，設計是合理的。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。為了避免應力集中，在內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膜片彈簧一般采用60Si2Mn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)施加過量位移，使其超過38次，以產生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產生與使用狀態(tài)的反方向的殘余應力而達到強化的目的。一般來說，經強壓處理后，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默片彈簧表面，使表層產生塑性變形，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，可對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應力的作用而產生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不應有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分硬度一般為4550HRC，分別指端硬度5562HRC，在同一片上同一范圍內的硬度差不大與3個單位。碟簧部分應為均勻的回火屈氏和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不超過厚度的3%。膜片彈簧的內、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1.6m，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0.81.0mm。5.5本章小結 通過初選，我們可以初步確定膜片彈簧的各個尺寸，用公式分析計算可得知初選的尺寸是否合理，最后通過校核，我們得到了符合本設計要求的膜片彈簧。第6章 離合器的滑磨及熱工況6.1 工況分析圖6.1給出的是汽車起步時的工作過程。在汽車起步前，首先要踩下離合器踏板使離合器主從動部分分離，在掛如變速器低檔。這時，離合器主動部分的角速度與發(fā)動機的角速度一致，為點；從動部分經過傳東西與車輪相連，其角速度為零。起步時死機逐漸放松離合器踏板并逐漸踏下油門踏板。這時，可將離合器的接合過程分為兩個階段：圖6.1 汽車起步時離合器的工作過程簡圖第一階段：時間從0到，由于小于，故從動部分的角速度仍為零，汽車不動，但離合器開始滑磨。第二階段：時間從到，此時由于大于，汽車開始起步，從動部分的角速度迅速上升，而發(fā)動機的角速度由開始上升到B點后變?yōu)檠杆傧陆?，到時刻，主、從動部分的角速度達到一致時候，離合器的滑磨停止，其整個接合過程結束。為滑磨時間。換算到離合器從動部分上的汽車阻力矩為： （6.1）式中 汽車總質量，1820；掛車總質量；車輪滾動半徑，=0.31725m；汽車的行駛阻力系數，取=0.1；傳動系的傳動比，=3.7784.235=16；傳動系的傳動效率，=0.9；重力加速度。由式（6.1）可得=392.1Nm圖6.2為研究汽車起步時離合器接合過程的力學模型。其中為發(fā)動機旋轉部分（主要是飛輪）和離合器主動部分的轉動慣量；為汽車及掛車的總平移質量換算到離合器從動軸上的轉動慣量（這里忽略了自離合器從動盤到驅動輪之間全部旋轉件的轉動慣量）。圖6.2 摩擦離合器接合過程的力學模型為了確定滑磨功，先建立力學模型所示系統(tǒng)質量運動的微分方程： （6.2）其中可由下式確定； 而離合器從動部分的角速度為 （6.3）所以得： （6.4）飛輪的轉動慣量： 初估算飛輪的質量為4.5。因此飛輪的轉動慣量為0.041?；ス?（6.5）式中 離合器的滑磨角，而 ，因此有， （6.6）相對于和求解這些方程的困難在于，和都是隨時間變化的，非線性的。為了相對的評價離合器的結構，先不考慮司機駕駛技能的影響，并假設離合器為瞬間接合及起步時離合器的摩擦力矩為常量。為了簡化問題并求解式（6.2）的微分方程，也假設在離合器滑磨過程中和亦為常量。則可由求解式（6.2）得出系統(tǒng)主從動部分的角速度和隨時間的變化而變化的表達式。主動部分： （6.7） 從動部分： （6.8）當和的值達到完全一致時滑磨過程完畢。因此，使式（6.7）中的等于式（6.8）中的，則可求出滑磨時間為： （4.17）由上式可得出滑磨時間=1.3秒。在上述假設條件下，系統(tǒng)主、從動部分的角速度將與時間t成線性關系（圖6. 3）。式（6.6）的積分相當于圖4-6中所示的三角形OSD的面積，該面積的大小向大于滑磨角的值。因此，滑磨功可表達為： （6.10）式中 離合器的滑磨時間；汽車開始起步時離合器主動部分的初始角速度。，其中 為對應的發(fā)動機轉速r/min，設=2000r/min。將的表達式及式（6.9）代入上式，則得 （6.11） 經過整理數據，L=31565.58J由圖6.3可以看到，在發(fā)動機的高轉速及變速器的高檔位下起步，滑磨功會急劇增大，因為L;L1/的緣故。由式（4.12）也可知，因此L。由此可見汽車拖掛車時將使其離合器工作狀況顯著惡化。此外，汽車拖帶掛車時，離合器的分離和接合次數也將增多，這將家具摩擦片的磨損。由上也可看出：離合器的后備系數越大，也就意味著較大，則滑磨功要減小。圖 6.3 當，和為常量時和的變化情況按照式（6.11）計算的滑磨功式其最小可能值，它與接合是否平順無關，可用于對各型號車的離合器工作狀況的比較計算。離合器的滑磨功L與其從動盤摩擦面積之比， （6.12）稱為離合器比滑磨功。它是離合器摩擦表面耐磨性的一項評價指標。當汽車用檔起步且=0.1時，單片離合器比滑磨功的許用值為。經過計算，本設計中離合器比滑磨功為，符合單片離合器的單片離合器比滑磨功的許用值。在確定離合器的熱工況時，通常是計算壓盤的溫度，因為飛輪的質量要比壓盤的質量大得多，其溫升相對不大。計算時假設它們不向周圍散熱。則熱平衡方程式為： （6.13）式中 壓盤的質量，初步估算為3；傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，=0.5；壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為481.4J/（）；溫升，；滑磨功，J。則壓盤的溫升為9.84對單車，一次接合離合器的壓盤溫升不應超過10；計算所得的溫升是汽車一次起步的結果。該算法可用于比較不同類型的熱工況。在世界運行中，離合器的主從動盤的溫升過程要復雜的多。在城市擁擠的交通條件下，對于模壓石棉基離合器摩擦片來說，長時間作用的容許溫度為200，而短時間作用的容許溫度不應超過350。6.2 約束條件1、摩擦片外徑D（mm）的選取應是最大圓周速度， （6.14）2、為了保證扭轉減震器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減震器彈簧的位置直徑約為50mm，即3、滑磨功的驗算，根據另一經驗公式對上述的滑磨功值進行驗算。 （6.15） 為單位摩擦面積滑磨功（）；為需用值（），對于本車：=0.40（）；W為汽車起步時離合器接合一次產生的總的滑磨功（J） （6.16）經過計算，符合要求。4、為了反映離合器傳遞的轉矩保護自身過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值； （6.17）由表6.3，得=0.3。表6.3 單位摩擦面積傳遞轉矩許用值離合器規(guī)格（D/mm）210（D/mm）210250（D/mm）250325（D/mm）325（D/mm）/10-20.280.300.350.40因此，符合要求。6.3 本章小結 而在汽車使用中，在交通繁忙的城市內，起步次數相當頻繁，如果再加上換檔時對離合器的使用，則離合器的接合次數相當頻繁，滑磨相當嚴重。離合器滑磨的嚴重程度常用滑磨功的大小來衡量。離合器的滑磨功是指離合器接合過程中有多少機械能變成熱能。離合器的滑磨功愈大，則零件的溫升和磨損也會愈嚴重。滑磨功的大小表明了離合器摩擦表面磨損的嚴重程度。因此，滑磨與熱工況正確分析對汽車的安全行駛十分重要。結 論本文針對切諾基汽車設計了一款推式膜片彈簧離合器，北京切諾基汽車發(fā)動機的最大輸出轉矩是離合器設計的主要依據。設計的膜片彈簧離合器，能夠滿足北京切諾基汽車在正常行駛中，保證汽車平穩(wěn)起步、順利換擋、防止傳動系過載等基本要求。選擇的離合器后備系數應適當增大，以保證對離合器的使用要求。最終確定摩擦片的尺寸為：外徑250mm；內徑155mm；厚度3.5mm。材料選用粉末冶金。膜片彈簧的尺寸，在經過初選后，仔細分析其受力，結合離合器的設計要求，最終確定尺寸為：大端半徑120mm，碟簧部分100mm，碟簧在自由狀態(tài)下的內錐高14mm，膜片鋼板厚度2.45mm，膜簧壓盤加載點半徑118mm，膜簧支承環(huán)加載點半徑99mm，小端內徑25mm，分離加載半徑35mm，分離指舌尖切槽寬3.4mm，分離指舌根切槽寬10mm，分離指舌部最寬處半徑75mm。膜片彈簧要求具有較高的尺寸精度，同樣在膜片彈簧的制造中，也需要好的加工工藝。參考文獻1 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