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摩擦式离合器的设计【含CAD图纸、说明书】

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从动片P3.dwg
从动盘毂P4.dwg
传动片P2.dwg
减振弹簧P7.dwg
减振盘P8.dwg
压盘P11.dwg
摩擦盘P12.dwg
摩擦盘总成P14.dwg
支承环P5.dwg
波形片P1.dwg
离合器总成P15.dwg
离合器盖P9.dwg
离合器盖总成P13.dwg
膜片弹簧P10.dwg
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内容简介:
摩擦式离合器的设计摘 要离合器是汽车的重要部件。本文针对摩擦式离合器的设计,该方案优于其它方案,具有轴向尺寸小、零件数量少、主要零件形式简单、批量生产时成本低等优点。本文确定了离合器的主要参数,总体设计了膜片弹簧离合器的结构,具体设计了包含扭转减振器的从动盘总成、从动盘毂、膜片弹簧、压盘、离合器盖等主要部件及主要零件,对主要零件进行了强度校核计算,并对其结构工艺性进行了分析讨论。具体设计好的离合器的工作原理为:当用力推动分离轴承时,膜片弹簧的碟簧部分变形,失去对压盘的压力,使得从动盘和飞轮之间分开,从而达到分离的目的;而当撤销对分离轴承的力时,膜片恢复到原来的变形,使得从动盘和飞轮重新结合。关键词: 离合器; 膜片弹簧; 扭转减振器; 摩擦片 Abstract Clutch is an important part of an automobile. In this dissertation, a disc clutch is designed for the CA6102 engine. In this disc clutch, a film spring is used because in this way the clutch is smaller in axial direction, contains less parts, and all parts own easier structures, and the cost is lower in large scale manufacturing. In this dissertation, main parameters of the clutch are determined. Whole structure of the clutch is designed Main components and parts are designed in details, such as driven plate which includes torsional vibration damper, driven plate wheel, film spring, pressure plate, clutch shell, etcStrength of main parts is calculated, and the structures of main parts are analyzed and discussedThe working principle of the clutch is that when the bearing is pushed, film spring deforms in its circumference and the pressure on the pressure plate is lost, then the driven plate is disconnected from the flywheel; when the force imposed on the bearing is removed, film spring imposes pressure on the pressure plate, and the driven plate is connected with the flywheel once moreKeywords: clutch; film spring; torsional vibration damper; friction discii目 录摘 要iAbstractii1 绪论11.1 离合器的功用11.2 离合器的发展新趋势11.2.1 机械式离合器21.2.2 电磁离合器31.2.3液压离合器41.2.4湿式离合器52 方案比较72.1摩擦离合器的分类72.2各种摩擦离合器的比较72.2.1周置弹簧离合器72.2.2中央弹簧离合器82.2.3膜片弹簧离合器82.2.4双片弹簧离合器92.3离合器设计的选择方案确定103 确定离合器的主要参数113.1从动盘尺寸及强度的计算113.1.1 从动盘尺寸选择113.1.2离合器从动毂强度的校核113.2从动毂尺寸及强度的校核123.2.1从动毂尺寸选择123.2.2花键强度校核123.3从动盘上摩擦片的尺寸及强度计算133.4压盘的尺寸及强度的设计及校核133.5膜片弹簧尺寸及强度校核计算143.5.1膜片弹簧设计概述143.5.2确定膜片弹簧的工作点位置153.5.3强度的校核153.6花键的尺寸及强度校核163.7分离轴承的尺寸和强度校核163.7.1轴承选型163.7.2轴承的校核173.8离合器盖的设计以及几何尺寸与强度校核173.8.1设计注意事项173.8.2主要几何尺寸183.9离合器盖上螺栓的尺寸及强度校核183.10分离轴承套简的设计以及尺寸和强度校核184 扭转减振器的设计194.1扭转减振器的功用194.2扭转减振器激振力矩分析194.3扭转减振器主要尺寸和强度计算及校核214.3.1性能参数计算214.3.2减振弹簧的计算225 主要零部件的结构设计245.1从动盘总成设计245.1.1从动片245.1.2从动盘毂245.1.3从动盘摩擦材料255.2压盘的设计255.2.1压盘传力方式的选择255.2.2压盘几向尺寸的确定265.3膜片弹簧结构设计265.4离会器盖的结构设计275.5膜片弹簧的优化设计275.5.1膜片弹簧的概述275.5.2 膜片弹簧的基本计算公式285.5.3膜片弹簧的设计注意问题315.6从动盘总成的优化设计335.6.1制造的误差分析335.6.2改进从动盘总成摆差的方法36参考文献39致 谢40iv1 绪论1.1 离合器的功用离合器是汽车传动系中直接与发动机相联系的部件,其作用就是使其主动和从动部分可在驾驶员操纵下彻底分离,随后再柔和接合。这里,我们将进一步阐功用:(1)保证汽车平稳起步这是离合器的首要功能。在汽车起步前,自然要先起动发动机。而汽车起步时,汽车是从完全静止的状态逐步加速的。如果传动系(它联系着整个汽车)与发动机刚性地联系,则变速器一挂上档,汽车将突然向前冲一下,但并不能起步。这是因为汽车从静止到前冲时,产生很大惯性力,对发动机造成很大地阻力矩。在这惯性阻力矩作用下,发动机在瞬时间转速急剧下降到最低稳定转速(一般300-500RPM)以下,发动机即熄火而不能工作,当然汽车也不能起步。因此,我们就需要离合器的帮助了。在发动机起动后,汽车起步之前,驾驶员先踩下离合器踏板,将离合器分离,使发动机和传动系脱开,再将变速器挂上档,然后逐渐松开离合器踏板,使离合器逐渐接合。在接合过程中,发动机所受阻力矩逐渐增大,故应同时逐渐踩下加速踏板,即逐步增加对发动机的燃料供给量,使发动机的转速始终保持在最低稳定转速上,而不致熄火。同时,由于离合器的接合紧密程度逐渐增大,发动机经传动系传给驱动车轮的转矩便逐渐增加,到牵引力足以克服起步阻力时,汽车即从静止开始运动并逐步加速。(2)保证传动系换档时工作平顺在汽车行驶过程中,为适应不断变化的行驶条件,传动系经常要更换不同档位工作。实现齿轮式变速器的换档,一般是拨动齿轮或其他挂档机构,使原用档位的某一齿轮副推出传动,再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前必须踩下离合器踏板,中断动力传动,便于使原档位的啮合副脱开,同时使新档位啮合副的啮合部位的速度逐步趋向同步,这样进入啮合时的冲击可以大大的减小,实现平顺的换档。(3)防止传动系过载当汽车进行紧急制动时,若没有离合器,则发动机将因和传动系刚性连接而急剧降低转速,因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩(其数值可能大大超过发动机正常工作时所发出的最大扭距),对传动系造成超过其承载能力的载荷,而使机件损坏。有了离合器,便可以依靠离合器主动部分和从动部分之间可产生的相对运动以消除这一危险。因此,我们需要离合器来限制传动系所承受的最大扭距,保证安全。通过上面的了解,我们可以知道,离合器应该使这样一个传动机构:其主动部分和从动部分可以暂时分离,又可以逐渐接合,并且在传动过程中还要有可能相对转动。所以离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联系,而是借二者接触面之间的摩擦作用来传动扭距(即摩擦离合器),或是利用液体作为传动的介质(即液力偶合器),或是利用磁力传动(即电磁离合器)。我们将在后面专门介绍这几种离合装置。1.2 离合器的发展新趋势离合器是传动系统传递动力过程中的重要部件,它是随着汽车的诞生发展走过了一百年的历程,最简单的自动离合器是四十年代提出的离心离合器,一旦发动机低于某一转速,离合器自动分离。战后早期,CITROEN轿车安装了这种离合器,离心式结构曾被伏特等公司采纳,这种离合器虽然结构简单,价格便宜,但反应不够敏捷,故障率高。二十世纪五六十年代出现了电磁粉式离合器,离合器主,从动间的磁粉形成薄层,当电流通过,产生电磁里使离合器结合,传递动力。SUBARU设计电子装置控制电流,效果比离心式好,但不如只能传递低扭矩的CVT,结合不够平稳分离不够彻底,而且其结构无法克服这些弊病。六十年代,由于以上两种离合器的结构不仅人意,工程师不得不回过头来研究传统的摩擦式离合器的伺服执行器,这种变速器达不到熟练驾驶员的水平,与技术日益成熟的全自动变速相比,缺乏市场竞争力,随着电子技术的高度发展,自动变速相比的研究成为热门。1.2.1 机械式离合器机械自动变速系统保留了传统的机械式摩擦离合器,这样使得他保留了结构简单,传动效率高,价格便宜的优势,但同时引入了如何对离合器进行伺服控制这一新问题,因为研究离合器的结合规律以及离合器的控制问题就成了机械式自动离合系统的最关键也是最核心的技术问题,各国的科研人员对此做了详细的研究,总结起来电控离合器是在机械式离合器的基础上增加一套伺服系统,这包括离合器的执行器,微机系统和控制软件,其目的是实现车辆起步和换挡离合器。国内外主要汽车离合器有摩擦式离合器、液力偶合器、电磁离合器等几种。摩擦式离合器又分为湿式和干式两种。而比较先进的离合器为液力偶合器、电磁离合器,具体如下介绍:发动机飞轮是离合器的主动件,带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴(即变速器的主动轴)相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上,再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大,则离合器所能传递的转矩也越大。由于汽车在行驶过程中,需经常保持动力传递,而中断传动只是暂时的需要,因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时,只要踩下离合器操纵机构中的踏板,套在从动盘毂的环槽中的拨叉便推动从动盘克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动,而与飞轮分离,摩擦力消失,从而中断了动力的传递。当需要重新恢复动力传递时,为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳,应该适当控制离合器踏板回升的速度,使从动盘在压紧弹簧压力作用下,向接合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加,相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密,二者之间摩擦力矩比较小时,二者可以不同步旋转,即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大,二者转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时,汽车速度方能与发动机转速成正比。摩擦离合器所能传出的最大转矩取决于摩擦面间的最大静摩擦力矩,而后者又由摩擦面间最大压紧力和摩擦面尺寸及性质决定。故对于一定结构的离合器来说,静摩擦力矩是一个定值,输入转矩一达到此值,离合器就会打滑,因而限制了传动系所受转矩,防止超载,因此,对于离合器的具体结构的要求就有这三点:首先是在保证传动发动机最大转矩的前提下,满足两个基本性能要求,即分离彻底和接合柔和。 其次,离合器从动部分的转动惯量要尽可能小。如果这个转动惯量大的话,当换档时,虽然由于分离了离合器,使发动机与变速器之间联系脱开,但离合器从动部分较大的惯性力矩仍然输入给变速器,其效果相当于分离不彻底,就不能很好地起到减轻轮齿间冲击地作用. 此外,还要求离合器散热良好。因为在汽车行驶过程中,驾驶员操纵离合器地次数是很多的,这就使离合器中由于摩擦面间频繁地相当滑磨而产生大量地热。离合器接合愈柔和,产生地热量愈大,这些热量如不技术散出,对离合地工作将产生严重地影响。以上就是摩擦离合器的总体构造和工作原理了,而随着所用摩擦面的数目(从动盘的数目)、压紧弹簧的形式及安装位置,以及操纵机构形式的不同,其总体构造也有差异,因此摩擦离合器又可分为:单盘离合器:只有一片从动盘,其前后两面都装又摩擦片,因而具有两个摩擦面。双盘离合器:即增加了一个从动盘.周布弹簧离合器:采用若干个螺旋弹簧作压紧弹簧,并沿摩擦盘圆周分布。中央弹簧离合器:仅具有一个或两个较强力的螺旋弹簧并安置在中央。 膜片弹簧离合器:是以膜片弹簧作为压紧弹簧。 由于现代的轻型履带车辆正在逐步减少主离合器,用带闭锁离合器的液力变矩器替代,并实现动力换挡,所以本文主要讨论的是换挡离合器,换挡离合器是通过接通或切断变速箱内的动力来实现变速传动中传动比转换的离合器,离合器通过摩擦元件的滑摩结合实现换挡定轴变速器起到摩擦起步的作用,行星变速箱中的离合器和制动器用来连接行星中的两个构件。而现代液力传动系统中绝大多数采用片式离合器,根据摩擦副工作情况,片式离合器可以分为干式和湿式两种。干式离合器的摩擦副采用强制冷却,故其摩擦系数比较稳定,摩损量小,使用寿命长,在保养和调整正常情况下湿式离合器的寿命要比干式离合器的寿命长,因此,在车辆传动系统中湿式多片摩擦离合器得到普遍应用。1.2.2 电磁离合器电磁离合器靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。如在主动与从动件之间放置磁粉,则可以加强两者之间的接合力,这样的离合器称为磁粉式电磁离合器。 目前与手动变速器相配合的绝大多数离合器为干式摩擦式离合器,按其从动盘的数目,又分为单盘式、双盘式和多盘式等几种。湿式摩擦式离合器一般为多盘式的,浸在油中以便于散热, 采用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧,并将这些弹簧沿压盘圆周分布的离合器称为周布弹簧离合器(如图所示)。采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器称为膜片弹簧离合器 。图1-1电磁离合器自动离合器随着电子技术在汽车上应用,一种自动离合器系统也进入了汽车领域。这种由控制单元(ECU)控制的离合器已经应用在一些轿车上,使手动变速器换档的一个重要步骤离合器的断开与接合能够自动地适时完成,简化了驾驶员的操纵动作。并且了解关于电控离合器的内容, 1电控离合器起动时电子系统从已经存储的发动机万有特性中得到最佳起动转速,把这个最佳传动转速输送到离合器控制回路,驱动离合器液压(气压或机电)执行机构,将离合器柔和地联结,如此实现稳定柔和地起动。不论在平路起动还是在坡路起动,驾驶都象正常驾驶一样,仅仅是操纵油门踏板就足够了,既不必担心发动机熄火又不必担心引起发动机的突然提速。2电控离合器 换档时一个安装在变速器上的传感器感应到驾驶者想换档,于是通知电子控制系统给离合器一个分开的指令。当传感器发出已经挂入新档的信号时,离合器即在规定的打滑限度之内去自动结合。换档时驾驶员不再需要点一下油门,进一步提高驾驶的舒适性,这是由于在换档时,节气门自动进入受电子控制离合器控制状态,而在换档结束后又自动脱离电子控制离合器的控制缘故。3 电控离合器正常行驶时电子控制离合器为驾驶员提供的最重要的功能是控制打滑。电子控制离合器能计算出发动机转速和变速器传动轴转速之间的差值,把液力(气压或机电)驱动离合器的打滑控制在最小的程度,保证离合器总能传递发动机全部输出扭矩。这个在控制之内的离合器打滑,缓冲了发动机运转的不均匀性。该系统所设定的打滑转速差为10rmin到1000rmin之间。其具体数值的决定应在提高驾驶舒适性和降低能量消耗之间进行优化,优化的值与汽车的类型、行驶性能以及所采用万有发动机。4电控离合器改变负荷时因为发动机运转的不均匀性还与负荷有关,所以电子控制离合器还为此采集节气门开度信号。通过在变负荷时节气门开度的控制,使汽车的窜动现象被很好地抑制。如果采用传统离合器,当驾驶员变负荷猛踩油门时,汽车通常会出现向前和向后窜动. 每一位汽车驾驶员都知道,在光滑路面上挂倒档时应刹住驱动轮,此时不需防抱死系统和防发动机一变速箱打滑系统的帮助。当改变负荷时电子控制离合器子控制离合器能对驱动减振效果图已经被刹住的电信号进行处理:自动地分开离合器,并且同时松开对车轮的制动。如果制动过程即将结束时,发动机又已经连接上的话,那么离合器在此时自动分开是很有意义的。除此以外,电子控制离合器还能避免从制动到汽车停住过程中的发动机熄灭现象。电子控制离合器和离合器踏板联结是有意义的,虽然这样做失去了不用踩离合器踏板就能换档的舒适性,却能解决换档嘎嘎声、冲击和嗡嗡声的问题。电子控制器通过带快速比例控制阀的液压(气压、机电)执行机构,控制离合器的驱动油缸(气缸、杆)。打滑所消耗的能量转化成热能传到大气中。对畅销的干式摩擦片的测试表明:干式摩擦片能承受打滑产生的热负荷。这种电子控制离合器从隔振出发,通过富有重要意义的对ABS和ASR的补充,直至不需踩离合器踏板的换档,明显提高了驾驶的舒适性。电子控制离合器综合来说,有如下优点:不用踩离合器踏板的起步;在坡路上起步没有问题;没有憋车现象;换档时不用踩离合器;换档时不用收油门;没有怠速噪声;没有前后冲击噪声;明显降低车身的嗡嗡声;扭矩过载限制;再也没有所谓的窜动现象;对ABS和ASR的有益补充;通过滑行作用节油。 1.2.3液压离合器液压式自动离合器在目前通用的膜片离合器的基础上增加了电子控制单元(ECU)和液压执行系统,将踏板操纵离合器油缸活塞改为由开关装置控制电动油泵去操纵离合器油缸活塞合。 图1-2液压离合器变速器控制单元(ECU)与发动机控制单元(ECU)是集成在一起的,根据油门踏板、变速器档位、变速器输入/输出轴转速、发动机转速、节气门开度等传感器反馈信息,计算出离合器最佳的接合时间与速度。自动离合器的执行机构由电动油泵、电磁阀和离合器油缸组成,当ECU发出指令驱动电动油泵,电动油泵产生的高压油液通过电磁阀输送到离合器油缸。通过ECU控制电磁阀的电流量来控制油液流量和油液的通道变换,实现离合器油缸活塞的移动,从而完成汽车起动、换档时的离合器动作。液压式自动离合器工作原理图ECU1指发动机ECU,ECU2指自动离合器ECU 具有自动离合器装置的汽车与自动变速器(AT)和无级变速器(CVT)汽车相比,它在运行经济性方面有优势,因为它的变速器还是手动变速器,因此耗油比较低,制造成本也低于AT和CVT。当然,汽车操纵的便利性也会逊色于AT和CVT,毕竟它是装配手动变速器,仍然要手动换档。1.2.4湿式离合器离合器将来主要是湿式离合器它主要是由许多分离盘,摩擦盘以及其它部件组成,而它的主要元件是摩擦盘,它是由低碳钢芯铸成,并且两边附有一些摩擦材料,这个摩擦片以花键的形式联接在输入轴上,当分离盘接合到离合器壳上时,离合器功用将转矩从驱动件传递到被驱动件上,并且从一个齿轮传递到另一个齿轮上,而在传递过程中分离盘和摩擦盘之间有一个压力,这个压力引起的动能转化为界面上的热量,从相对速度转动开始到相对速度为零为止,所用的时间叫做停止时间,大约小于1秒钟。 一个典型湿式离合器的啮合循环,对于一个湿式离合器在机器中可以划分为四个阶段,首先的阶段是停止时间,从压力开始到滑动速度为止结束,发生在分离盘和摩擦盘之间,这一时间发生在垫圈上大约仅为0.10.2s,一些ATF(自动传递流体)发生在相关表面上的渗透也是由于过去是多孔结构,因此热的消失主要靠对流发生在一个表面和另一个表面之间,而另外一些ATF发生在摩擦盘深构处,它的热量也会慢慢冷却到离合器的相对温度。第二个阶段是浸泡时间,从停止时间开始到压力释放结束,在这一阶段分离盘和摩擦盘锁在一起,第三个阶段是保存时期,从压力释放结束后开始到发动机开始转动结束,最后一个阶段是稳定时期,从马达开始转动开始到下一个啮合循环开始结束,这一时期ATF流动从内部半径到外部半径,分离盘和摩擦盘之间的热量也在沟槽内流动,它们将冷却到离合器的表面温度,同时粘性热散发到相关的表面上,在ATF速率发生在分离盘和摩擦盘之间沿角度方向流动,流体之间存在速度差,这一现象导致阻力损失。自动传动系统中的湿式盘型离合器上由许多分离盘,摩擦盘以及其它部件组成,而它的主要元件是摩擦盘,它是由低碳钢芯铸成,并且两边附有一些摩擦材料,这个摩擦片以花键的形式联接在输入轴上,当分离盘接合到离合器壳上时,离合器功用将转矩从驱动件传递到被驱动件上,并且从一个齿轮传递到另一个齿轮上,而在传递过程中分离盘和摩擦盘之间有一个压力,这个压力引起的动能转化为界面上的热量,从相对速度转动开始到相对速度为零为止,所用的时间叫做停止时间,大约小于1秒钟。分离盘吸收了接合过程中大部分的摩擦热,而摩擦垫材料(摩擦垫核盘)吸收了较少的热,由于摩擦材料较低的导热率,这一原因使分布在轴上的不均匀的温度中的较高的温度梯度发生在摩擦盘上,而摩擦盘上的温度由输入轴能量以及其它表面性能特性决定的,其中摩擦盘上以前的温度非常重要,因为它决定了摩擦片温度下降的速度,特别是摩擦材料的热衰。研究湿式离合器以前分析已经被一些研究者研究过,它提出理论和实践工作方面,相当多的理论工作已经被luoetulzugvodzk和Elsher blngetal等研究了,可是一些重要因素,包括热传递和流体动力学在接合过程中的研究仍然很少。这是目前湿式离合器综合分析,它包括一些现象其他人还没有调查过,例如一些不均匀接触摩擦垫片,自动传递液体到垫圈,以及热圈浸透热量下降等,通过这些数字仿真和一些实验进行比较,需要指出的是上述的这部分工作者已经被人们出版在另外一些书刊上。2 方案比较2.1摩擦离合器的分类对于摩擦离合器,根据其所用从动盘的数目,压紧弹簧的形式以及其它安装方式和操纵形式的不同,其具体构造也各不相同。对于轿车和轻、中型客车和货车而言,发动机的最大转矩一般不是很大,在汽车具体布置尺寸容许的条件下,离合器中通常只设有一片从动盘,其前后两面都装有磨擦片,因而具有两个磨擦面,这种离合器称为单盘离合器,其结构简单,调整方便,轴向尺寸小分离彻底,从动部分转动惯量小,散热性能好,如采用具有轴向弹性的从动盘时接合比较平顺,目前,在一些发动机最大转矩不大于1000Nm时的大型客车和重型货车上也有应用,若欲增大离合器所传递的最大扭矩,可以选用磨擦因数较大的磨擦材料,或适当加大压紧弹簧的压紧力,或加大磨擦面的尺寸。有些较大的中型和重型汽车所需要离合器传递的扭矩相当大,采用上述几种结构措施时,可能自然满足不了要求,因为磨擦因数的提高受到摩擦衬片材料的限制,摩擦面尺寸的增加受到发动机飞轮尺寸的限制,过分加大压紧弹簧的压紧力,在采用螺旋弹簧的条件下,将使操纵费力,在这种情况下,最有效的措施就是将摩擦面增加一倍,即增加一片从动盘,成为双盘离合器。与单盘离合器相比,传递转矩的能力也得到了增大,接合也更平顺,轻便,柔和,在传递相同转矩的情况下其径向尺寸较小,操纵更轻便,但轴向尺寸的结构复杂,中间压盘的通风散热性差,分离行程较大,分离不彻底,从动部分的转动惯量大,易使换挡困难,因此它主要在一些传递转矩大且径向尺寸受到限制的汽车上应用。根据所用压紧弹簧布置位置的不同,可分为周布弹簧离合器,中央弹簧离合器和周布斜置弹簧离合器,根据所用压紧弹簧形成的不同可分为圆柱螺旋弹簧离合器,圆锥弹簧离合器和膜片弹簧离合器。2.2各种摩擦离合器的比较2.2.1周置弹簧离合器目前主要用在高载重汽车上,其典型结构如图1所示,结构上螺旋弹簧沿着压盘的周围作圆心圆布置,压盘分离杆及螺旋弹簧均装在离合器盖内,组成离合器盖成,离合器盖用6个螺栓固定在发动机飞轮上,飞轮作为离合器的一个主动摩擦面,而另一个主动摩擦而为压盘,为此,压盘应由发动机直接驱动使压盘成为离合器的主动件,这是离合器结构设计中的重要一环,这里压盘4经3个嵌在离合器盖窗孔内的凸台被离合器盖及飞轮带动旋转。从图中可以看到,在看到在两个主动件飞轮和压盘之间装有从动盘了,从动盘的两面铆有摩擦片,从动盘的盘毂花键孔中,插入变速第1轴的花键轴段,花键部分的结合采用侧面定位,压紧了弹簧仍沿周围均匀分布于分离杆5之间,在压紧弹簧的作用下,压盘将从动盘紧压在飞轮上,这样,发动机的转矩依靠飞轮和压盘对从动盘的的摩擦传给从动盘,并通过从动盘的花键传给变速器第1轴。图2-1周置弹簧离合器周置弹簧离合器所用的螺旋弹簧是线性的,当磨擦片磨损后,弹簧伸长,压紧力下降,这时离合器可靠传矩是很不利的,如果采用刚度小的弹簧,压紧力P的下降就不会明显,但降低弹簧刚度需要增加螺旋弹簧圈数,增加弹簧高度尺寸,这对压簧来说容易产生纵向的不稳定性,尤其在发动机高转速时,压簧处有大的离心力作用,容易使簧丝鼓出弹簧丝的鼓出使它靠到了弹簧的导向套上,这会使弹簧的压紧力所有损失,簧丝和导向套长时间接触和磨擦会使弹簧早期损坏,为此,可改用组合式周置螺旋弹簧的结构,图中可以看到,在大弹簧的里面再放1个弹簧,两者旋转相反,弹簧刚度也不一样。2.2.2中央弹簧离合器采用圆柱螺旋或用一个矩形断面的锥形螺旋弹簧做压簧并布置在离合器正中间的结构型,称为弹簧离合器。中央弹簧离合器的压簧离合器的压簧不和压盘直接接触,因此,压盘由于磨擦而生成的热是不会直接传给弹簧使其回火生效,中央弹簧的压紧力通过杠杆系统作用于压盘,并按杠杆比放大,因此可用较小的弹簧力而得到足够大压盘压紧力,在结构设计上,压盘的压紧力可通过调整垫片或螺纹进行调整,当从动盘磨擦面磨损后,通过调整可以恢复到原来的压紧力,故在设计中央弹簧离合器时,它的后离子数可取少一些,这样实际上就降低了压紧力,也就减轻了操作,为了使压盘的压紧力分布均匀,使离合器接合柔和,中央弹簧离合器的传力杠杆常常采用数目较多并由弹簧钢片做成扁平杆,有些中央弹簧离合器弹性压杆的中段常常做成叶片形状,成为风扇叶片有利离合器的通风散热。2.2.3膜片弹簧离合器目前,汽车上广泛采用膜片弹簧离合器,膜片弹簧8实际上是一种用薄弹簧板制成的带有锥度的碟形弹簧,其小端在锥面上均匀开有许多径向切槽,以形成分离指,起分离杠杆的作用,其余未切槽的大端部分起压紧弹簧的作用。如图所示为某车上采用的膜片弹簧离合器,膜片弹簧8实际是一种用薄弹簧钢板制成的带有锥度的碟形弹簧,其小端在锥面上均匀开有许多径向切槽,以形成分离指,起分离杠杆的作用,其余未切槽的大端部分起压紧弹簧的作用。膜片弹簧两侧有钢丝支承圈15,6个膜片弹簧固定铆钉9,将其安装在离合器盖14上,在离合器盖没有固定到尺轮2上,膜片弹簧不受力处于自由状态,如图a示,此时离合器盖与飞轮安装面之间有一距离L,当将离合器用连接螺钉固定到飞轮上时,如图b所示,由于离合器靠向飞轮,后钢丝支承圈15则压向膜片弹簧使之发生弹性变形,膜片弹簧的圆锥底角变小,几乎接近压平状态,同时,在膜片弹簧的大端对压盘4产生压紧力使离合器处于接合状态,当分离离合器时,与离轴13左移,如图c所示,膜片弹簧被压在前钢丝支承圈15上,其径的截面以支承圈为支点转动,膜片弹簧变成反锥形式,使膜片大端右移,并通过分离弹簧钩7拉动压盘使离合器分离。 图2-2膜片离合器以上所说的周置弹簧离合器 中央弹簧离合器以及膜片弹簧离合器,他们都有各自的优缺点,但膜片弹簧离合器的优点更多,而且现在大部分的离合选用膜片弹簧,前两个离合器已经逐步地被淘汰了,因此,我们选用膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合器的主要结构特点:膜片弹簧的轴的尺寸较小而径向尺寸很大,这有利于在提高离合器传递扭矩能力的情况下,减小离合器的轴向尺寸膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用。故不需专门的分离杠杆,使离合器结构大大简化,零件数目少,是轻。由于膜片弹簧轴向尺寸小,所以可以适当增加压盘的厚度,提高势容量;而且还可以在压盘上增设散势筋以及在离合器盖上开设较大的通风孔来改盖散热条件。膜片弹簧离合器的主要部件形式简单,可以采用冲压加工,大批量生产时可以降低生产成本。2.2.4双片弹簧离合器弹簧离合器又分为单片膜片弹簧和双片膜片弹簧,而单片弹簧离合器由于受到压紧弹簧的限制,其转矩容量也受到限制。一般单片离合器最大转矩容量可达2300Nm,超过这一值就应该要用双片。但一般来说。在欧洲发动机转矩起过1600Nm,在美国发动机转矩超过1100Nm时就要用双片离合器了。由于双片离合器有它技术上的优势,即使在离合器单片的转矩容量足够的情况下有时仍然考虑双片膜片离合器,因为:由于双片允许磨损的体积是单片的2倍数其使用寿命要长;由于有两个摩擦片平行工作,离合器接合能力从动息逐步压紧,所以汽车起步平稳,变速器快速转换挡时,快速换挡时转矩值。也较小,可以延长变速器的寿命。2.3离合器设计的选择方案确定这次离合器的原始数据为 配用发动机型号:CA6102最大功率:99KW最大转矩:373NM(1200r/min-1400r/min)根据以上提供的四种方案最终选择双片膜片的摩擦离合器,因为选择这种离合器不仅可以使结构简单还可以延长寿命,所以本此设计选择此方案。403 确定离合器的主要参数3.1从动盘尺寸及强度的计算 3.1.1 从动盘尺寸选择 根据公式D=100*式中: Temax-发动机转矩;Nm 373Nm A -从动盘系数; 50 D -从动盘外径; mm代入数据得D=100*=273 圆整可得D=300 由下列离合器从动盘系列尺寸进行选择表3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225256280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C=d/D0.6870.6440.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-C130.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面面积1061321602213024024665466787299081037因为离合器摩擦片尺寸D=300则其它尺寸可以确定如下:外径 D=300mm 内径d=175mm 厚度3.5mm C=d/D=0.583 1-C13=0.802 单面面积466cm3.1.2离合器从动毂强度的校核离合器从动盘后备示数b的确定在开始设计离合器时,一般是参考已有的经验和统计资料,并根据汽车的使用条件,离合器结构形式的特点等,初步选定后备系数,汽车离合器的后备系数b推荐如下:小轿车:b=1.2-1.3 载货车 b=1.7-2.25 带拖挂的重型车或牵引车 b=2.0-3.0 在这种情况下根据实际需要 b=1.8离合器从动盘单位压力P的确定对于采用有机材料作为基础的磨擦面片,下列一些数据可以作为参考:对于小轿车:D230mm时,P约为0.25MPa;D230mm时,P可由下列公式选取P=1.18*D1/2对于载贷车:D=230mm时,P约为0.2MPa;D=380-480mm时P约为0.14 MPa对于城市公共汽车:一般单片离合器P约为0.03 MPa,大的双片离合器P约0.1Mpa,根据本设计的要求P=0.14MPa则实际从动盘受到压力 =0.141.8Mpa=0.252MPa而一般摩擦材料可达10 Mpa,所以强度足够。3.2从动毂尺寸及强度的校核3.2.1从动毂尺寸选择在设计从动毂知道发动机转矩和从动盘外径可以按国标GB1144-1974选定的花键,设计时花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩选取表3-2 从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径Dmm发动机转矩Te/Nm花键轴n花键外径D/mm花键内径小dmm齿厚Dmm有效齿长Lmm抗压动S/MPA16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010403244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5因为从动盘外径D=300发动机转矩Te=373则综合考虑从动盘花键齿数为10花键外径40花键内径32齿厚为5有效齿长45挤压力11.6Mpa3.2.2花键强度校核由于花键损坏的主要形式由于表面挤压过程大而破坏,所以花键要进行挤压应力计算,当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。 根据公式可得P=4*Z 式中: Temax-发动机的扭矩;Nm 373 Nm d -花键内径 ; m 0.032m D -花键外径 ; m 0.04m Z -花键数目 ; 2 P -单位作用力; N 代入公式可得 P =4*2=10361.1N根据公式可得= 式中: P -单位作用力; N 10361.1N n - 齿 数; 10h -工作高度 ; mm 4000mm L-齿 长; m 0.045m -许用应力 ; MPa代入公式可得=5.75Mpa从动盘毂一般都是由中碳钢锻造而成并经调质处理,其挤压应力不应超过20MPa而这次计算 挤压=5.75 MPa12,一般在18左右,采用偶数,便于制造时模具分度;切槽宽1 约为4mm;窗孔槽宽2=(2.5-4.5)1 ,窗孔内半径Rc 一般情况下由(r-Rc)=(0.8-1.4) 2计算。(6)支承环作用半径 L和膜片弹簧与压盘接触半径 R ,膜片弹簧离合器有推式和拉式之分。推式的支承作用半径簧里,用 L表示,拉式靠外,用 l 表示,相应地与压盘的接触半径,推式在外,用L表示,拉式在里,用 l表示。 l和 L 的大小将影响膜片弹簧的刚度,一般来说,L值应尽量接近R而略大于 R, l应接近R而略小于R。根据公式P1=* (H-1)H-+h 画出p1-1特性曲线P1= P1* 1= 因此,公式就成为P1=1*ln(-*)(-*)+1 式中:E-弹性模数 MPa 2.0105MPa-泊松比; 0.3h-弹簧片厚; mm 3mmH-碟簧部分内截锥高;mm 5.4mmh-大端变形; mm 3mmR-碟簧部分外半径; mm 300mm r-碟簧部分内半径; mm 275mmL-膜片弹簧与压盘接触半径;mm 145mml-支承环平均半径; mm 100mm代入公式可得P1=*(5.4*10-3*10 *)*(5.4*10-0.5*10*()+(3*10)=1.38KNPmax=1.24KNPmax 故合格。而:p1=1529.5p1 故p1=0.810 1=2.61 故1=0.38463.5.2确定膜片弹簧的工作点位置取离合器接合时膜片弹簧的大端变形是为1b=0.65H=0.65*5.4=3.51mm由特性曲线可查得膜片弹簧的压紧力 p1=P=5300N校核后备系数 = =0.123 离合器彻底分离时,膜片弹簧大端变形量1d=1b+f=0.5+1.0=1.5mm离合器刚开始分离时压盘的行程f=1.5mm此时膜片弹簧大端的变形量为1c=1b+f=0.5+1.5=2.0mm摩擦片磨损后其最大磨损量=0.2mm故1a=1b- =0.5-0.2=0.3mm 3.5.3强度的校核膜片弹簧大端的最大变形1b=1.5mm B=+*-1*-* +h*把有关的数值代入得 B= +*(-1)*(-* + =744.5MPa B350466881010以上数减振弹簧数取6个(3)全部减振弹簧的工作负荷:指限位销从动盘毂上缺口中的间隙入消除时,减振弹簧器所能传递的转矩即为极限转矩 Tj 由此可得为Pz=Tj/R1=373/0.06125=6089.7NM(4)单个减振弹簧的工作负荷P1=Pz/Z=6089.7/6=1014.95NM(5)减振弹簧尺寸弹簧中径Dc:一般由结构布置来决定,通常Dc=11-15mm左右数本设计中Dc=12mm弹簧钢丝直径d: d=2mm减振弹簧刚度k:应根据已选定的减振器扭转刚度长度及其布置尺寸,根据式中可算得k=Kd/1000Rn=30000/1000*3000*0.06125=3.4*10减振弹簧有效圈i: i=Gd/8Dck=8.3*10*(2*10)/8*0.012*2.8*10=4.17减振弹簧决圈数n1:一般在6圈左右,总圈数n为有效圈数 i 的关系为n=4.17+(2.5-2)=6减振弹簧最小高度Lmin ;指减振弹簧在最大工作负荷下的工作长度,考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需要留一定间隙,可确定为Lmin=n*(d+)=1.1dn=1.1*6*2mm=13.2mm减振弹簧总变形 指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大缩变形为=p/k=761.21/2.8=2.710mm减振弹簧预变形量指减振弹簧安装时的预压缩变形它和选取的预紧力矩Tn有关为:=Tn/kzR=373/3.4*6*0.06125=0.298mm减振弹簧自由高度,指减振弹簧无负荷的高度为L=L+=13.2+0.298=13.49mm减振弹簧安装工作高度它关系到从动盘毂等零件尺寸的设计为L=L-=13.49-0.298=13.20mm(6)从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关,其值为=arcsin(/2r)=arcsin(0.01/2*0.06125)=4.68(7)限位销与从动盘毂侧边的间隙 =Rsin=0.00599mm(8)铆钉直径dd接结构布置选定,一般d= 2.56mm 取d=4mm 5 主要零部件的结构设计5.1从动盘总成设计设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求:(1)为了减少变速等换档时轮齿间的冲击,从动盘的转动惯量 应可能小。(2)为了保证汽车平稳起步,摩擦面片上的压力分布更均匀等,从动盘应具有轴向弹性。(3)为了避免传动的扭转共振以及缓和冲击载荷,从动盘中应装有扭转减振器(4)要有足够的抗爆裂强度5.1.1从动片(1)设计从动片时,要尽量减轻其重量,并应使其质量的颁布尽可能地靠近旋转中心,以获得最小的转动惯量。(2)为了使离合器接合平顺,得保证汽车平稳起步,单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构,这样,在离合器的接合过程中,主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。具有轴向弹性的从动片有整体式弹性从动片分开式弹性从动片组合式弹性从动片,根据本设计的要求选项用整体设弹性从动片,因为从动片沿半径方向开槽,将外缘部分分割成许多扇形部分冲压或依次向不同方向弯曲的波浪形,使其具有轴向弹性,两边的摩擦片则分别铆在扇形片,在离合器接合时,从动片压紧,弯曲的波浪形扇形部分被压平,从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大,使接合过程较平顺、柔和。5.1.2从动盘毂发动转机矩是经从动毂的花键孔轮出,变速器第1轴花键码就抬的确良花我键孔内。从动盘毂和变速器第1轴的花键码结合方式眼下都采用点侧定必的矩形花键,结构形状如图所示。花键之间动配合,这样,在离合器分离各接合过程中,从动盘毂就能地花键上自由滑动,我国生产的离合器,其从动盘毂花。用SAE标准有关尺寸如下图5-1从动盘总成表5-1SAE矩形花键尺寸系列SAE标记DD1L1D2D3L27/8 10B22.219.13.4522.1518.53.421 10C25.820.63.9325.3220.43.99/8 10C28.923.44.4528.3234.415/4 10C32.125.84.9331.7525.54.8911/8 10C35.228.75.4334.828.25.43/2 10C38.130.95.9738.130.755.9313/8 10C41.333.046.440.833.26.377/4 10B44.5338.26.884438.056.857/4 10C44.5366.884435.86.852 10C50.841.17.885040.87.875.1.3从动盘摩擦材料直至今天,在我国离合器的摩擦材料中,多数还是以基础为石棉纤维和铜丝或锌丝烧制成立棉线绳制成。采用它的原因是一方面石棉有良好的耐热性能,而另一方面它又得到铜丝或或锌丝的加强,可以说是一种性能比较良好的摩擦材料。但是它粉尘对环境有污染,国外已经淘汰,这种编织布可以用两种方法之一处理(1)把加强的石棉线编织成布并在木摸中压制成所需要的 环直径尺寸,接着再把若干个这种 环缝合在一起达到所希望的厚度,然后把它浸在树脂中使编织的石棉线绳粘在一起(2)将石棉线绳直接编制成所希望厚度的圆环,然后再压制成形压制前经多次浸渍和烘干,添加金属粉末,橡胶或石墨等一些添加剂压制成型后,再一次浸渍在树脂溶液中,最后,将此刚硬的面片进行机加工并钻铆钉孔。在离合器上使用的石棉基摩擦材料的摩擦系数大约在0.3左右,其允许的单位压力在0.2 Mpa 左右5.2压盘的设计压盘的设计包括传力方式的选择机器几何尺寸的确定两方面5.2.1压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分,在传递发动机转矩时,它和飞轮一起带动盘转动,所以它必须和飞轮有一定的联系,但这种联系又应允许压盘在离合器分离,过程中能自由地做轴向移动使压盘和从动盘脱离接触,压盘和飞轮间常用连接方式有以下几种。过去,在单片离合器中的压盘常采用螺栓连接方式。离合器盖用螺栓固定地飞轮与在盖上开有长方形的窗口,压盘上则铸有相应的凸台,凸台伸进盖上有窗口,由离合器盖带动压盘。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移,因此在设计新离合器时,应使压盘凸台适当高出盖上窗口以外,以保证摩擦片磨损极限时仍然可靠传动。此外,在单片离合器中也可采用键或连接方法在双片离合器中一般都采用综合式的连接方法,即中间压盘通过键压盘则通过乃台双片离合器也有用销子传力的,如原解放A10B就采用了6个传力销将飞轮与中间压盘,压盘连接在一起.汽车离合器压盘连接外的极公差配合举例如下:北京吉普BJ212离合器压盘用了3个凸台凸台尺寸:35离合器盖窗口尺寸35解放牌载货汽车的双片离合器压盘用6个传力销传力销尺寸: 压盘上的传力销孔尺寸黄问牌8t载货汽车离合器的中间压盘用了六个传力块压盘用了3个凸台中间压盘传力尺寸:20 中间盘缺口尺寸:20压盘凸尺寸: 45 离合器盖窗口尺寸:455.2.2压盘几向尺寸的确定 在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦的压盘内,外径尺寸也就基本确定下来了。这样,压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度压盘厚度的确定主要依据以下两点(1)压盘应具有足够的质量由前面有关离合器工作过程的分析中可知,在离合器手拼接合过程中,由于滑摩的存在,每接合一次的过程中都不得要产生大量的势,而每次接合的时间又短,因此热量根本来不及全部传到周围空气中去,必然导致摩擦副的温升,在使用频繁和艰难条件下工作的离合器这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦分权下降加剧摩损,严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。由于用石棉材料制成的摩擦性能很差,在滑摩过程中所产生的势主要收飞轮和压盘等零件吸收,为了使每次接合时的温升不致过高,故要求压盘具有足够大的质量来吸收势量。(2)压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状,以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因,压盘一般都做得比较厚,而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外,压盘的结构设计还应注意加强通风冷却,如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔,近来这种结构也开始在单片离合器压盘采用。5.3膜片弹簧结构设计膜片弹簧的设计比较复杂,必须利用反求工程原理进行。即按照参考样件或先期的经验初步造定膜片弹簧的结构设计,为此工作弹性、应力强度等做出分析,最终经过忧选定出其合理的结构尺寸为此清楚地了解膜片弹簧的结构特点,工作特性及失效的形式和原因,在此基础上要掌握有关膜片弹簧的结构特号,工作特性及失效形式和原因,在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性,强度等方面计算方式,懂得如向初选结构尺寸也很重要膜片弹簧的结构形状如图所示,它是由弹簧钢板冲制而成的。从图中可以看出,膜片弹簧在结构形状上分成两部分,第1部分在膜片弹簧在端处,为一完整的截锥体如图所示,它的形状像一个无底的碟子,是膜片弹簧实际起弹性作用的部分,它和一般机械上所用的碟形部分。碟形弹簧完全类似,故碟形弹簧的工作原理为:沿碟黄的轴线方向加载,碟形弹簧受到轴高载荷逐渐变平,卸载后又恢复原形。这就是碟形弹的弹性作用所反映出的弹性表现现象,膜片弹簧的另一部分就是它的径高开槽部分,像伸出的手指一样,其作用是作为分离杠杆。离合的分离正是利用这些径向开槽部分作为“扛杆”,使其碟形部分器的分离脱开与压盘的接触,故又称它为离指,分离指与碟形弹簧部分交界外的径高槽较宽,呈长方圆形孔,这样做的目的一方面可以减少分离指根部分的应力集中,加一方面又可用来安置工作销钉固定膜过滤片弹簧。分离指根部的过渡圆角半径过大,通常R4.5 综合起来可以说膜片弹簧是由碟形弹簧和分离指组合成一体的一弹簧。 图5-2离合器盖总成膜片弹簧的结构状主要是分离指部分会有较大的变化。例如为了满足安装高度的需要,而又不使膜片弹簧内截锥高H发生变化,可以让膜片弹簧锥体母线成一折线,而为了提高分离指的刚变分离指上冲有加强筋,有的还手用大子窗孔,或将分离指截面形状由平板改为曲面等。5.4离会器盖的结构设计离合器盖与飞轮用螺栓在一起,通过它传递发动机的一部分转矩给压盘、此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承共体在设计时要注意以下几个问题(1)刚度问题离合器分离支承在离合器盖的刚度不够,则当离合器分离时,可能会使盖产生较大度形,这样就会降低离合器操作部分的传 动放弃,严重时右能导致分离不彻底,引起摩托片的早期摩损 ,还会造成变速器换挡困难。(2)通风散热问题为了加强离合器的冷却,离合器盖上必须开许窗口(3)对中问题离合器盖内装有压盘,分离杆压紧弹簧等零件,因此相对发动机飞轮曲轴中必须有良好的定心对中,否则会破坏系统整体的平衡,严重影响的正常工作。对中方式常用有以下两种:一是用止口对中,铸造的离合器盖以外圆与飞轮上内圆正口对中。二是用定位销或定位螺栓对半。 5.5膜片弹簧的优化设计5.5.1膜片弹簧的概述随着汽车工业技术的发展和制造工艺水平的提高,汽车离合器结构发生了根本的变化,传统的螺旋弹簧离合器逐步被膜片弹簧离合器所替代,与螺旋弹簧离合器相比,膜片弹簧离合器有如下优点:1)转矩容量大且较稳定传统的螺旋弹簧离合器,当离合器摩擦片磨损后,压盘压紧力会随时下降,而膜片弹簧离合器则因为其非线性特点,能基本保持不变。2)踏板操纵较轻便3)结构简单,减少离合器零件数量一膜片弹簧就能起一组压紧弹簧的作用,取代1316个螺旋弹簧,使结构简单化,而无需分离杆,总的零件数目减少50。4)结构紧凑因为膜片的轴向尺寸很小,可以减少安装空问。5)高速性能好能有效避开螺旋弹簧在高速运转时横向挠曲、鼓出的现象,不会降低对压盘的原有压紧力和扭矩容量。在结构上,可将膜片弹簧看成为一个在内圆周上开有许多均匀分布的较长经向切槽,而在槽根部开有较大窗口的截锥壳,开槽处称为分离指,外圆部分称为碟簧部分。 图5-3膜片弹簧示意图膜片弹簧作为膜片弹簧离合器的关键零件,其性能好坏,会直接影响整个离合器的工作性能,离合器的工作压紧力、分离力、分离时离合器压盘的升程等都与膜片弹簧有直接的关系。如何确定在离合器最佳性能下的膜片性能参数,便构成了膜片弹簧的优化设计问题。5.5.2 膜片弹簧的基本计算公式膜片弹簧的精确计算十分困难,目前尚未有精确的理想公式,在工程上仍沿用AlmenL丑szlo公式,其最基本的公式有大端加载的载荷一变形公式(1);小端加载的载荷一变形公式(2)和应力公式(3):图5-4 膜片弹簧工作图 5.5.3膜片弹簧的设计注意问题膜片弹簧优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数,使其载荷一变形特性满足离合器的使用性能要求,而且弹簧强度也满足设计要求,以达到最佳的综合效果。当离合器中膜片弹簧的载荷F-作用于外支承半径L与内支承半径l时,两者载荷一变形特性的计算公式如式(4) 示。 为:图5-5 工作载荷图膜片弹簧优化设计的模型如下(1) 目标函数在国内关于膜片弹簧优化设计的现有文献中,选用的优化设计目标函数有以下几种:1)弹簧工作时的最大应力为最小。2)从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力差值的绝对值l F。 一F l为最小。3)在分离行程中,驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力的l F。-F l(或操纵功)为最小。4) 在摩擦片磨损极限范围内,弹簧压紧力变化l F。-F l的平均值为最小。5)选3)、4)两个目标函数作为双目标。对前四种目标函数进行了详细计算分析认为:关于目标1),若以充分发挥材料的性能角度出发,追求弹簧工作时最大应力为最小是不合适的,而应改为使最大应力不大于许用应力的约束条件;关于目标2),则完全可以通过采用一等式约束条件go=l F-F l=O;关于目标3),由于弹簧非线性特性的特点,离合器分离时弹簧压紧力Fi会逐渐下采用双目标作为膜片弹簧优化设计的目标,既可保证离合器使用过程中能传递稳定转矩,又不致严重过载,且能保证操纵省力。(2) 设计变量膜片弹簧主要尺寸参数共有12个,即h,t,R,r,L,l,r r,n,, 但从弹簧载荷一变形公式(1)可以看出,只需考虑h,t,R,r,L,l这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F 的大端变化量 ,因此,这七个参数就成为影响前述设计目标的重要因素。所以膜片弹簧优化设计变量应选为:X=x1 X2 X3 x4 X5 x6 x7=h t R r L l 1b(3)约束条件在国内现有膜片弹簧优化设计文献中,所采用的约束条件相差很大,且上下界的取值也不尽相同。为此,进行了对比研究,经过计算分析与现有数据的统计分析提出弹簧优化设计所应采用的下列约束条件和上、下限的取值。1)为了保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等,则:F1b=F2)为了保证各工作点a,b,d较适合降,操纵力也随之变小,故它并不是主要矛盾。而且若单独追求此目标,必然会使F特性曲线变徒,影响其它性能,因而不宜单独作为目标函数:关于目标4),它是使离合器使用过程中传递稳定转矩的重要保证,但若单独追求此目标,就会使F特性曲线过于平坦,影响其它性能;关于目标5),采用双目标,由于3)和4)两个目标函数总是矛盾的。为了平衡两者的关系,可通过给两个目标函数分配不同的权来协调。并且用转换函数将两个目标合成一个目标,构成统一总目标函数:目fx=w*fx+w2*fx式中W、W:分别为两个目标函数的加权因子,2)为了保证各工作点a,b,d较适合的相对位置(a点在凸点s左边,b点在拐点P附近,d点在凹点t附近),应先正区确选择的位置,即接合工作点变形比应取:3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠传递转矩,并考虑到磨损后摩擦系数f的下降,则摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力。即:F1 F1b4)为了满足离合器使用性能的要求,弹簧的高厚比M 与初始锥底角 =h(Rr)应在一定范围内,应取:16 ht22;9。 15。5)弹簧各部分有关尺寸比值的一般取值范围应取:16Rr22;7O2Rt 100; 35Rr 50.6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀,膜片弹簧的外支承半径L宜取为位于摩擦片平均半径O25(Do+D )与外半径05D。之间。即有: 7)根据弹簧结构布置要求:L与R,l与r,rF与ro之差应在一定范围内。应取:1 RL7; 0 1-r 6; 0rF-ro0444,因此说明两个变量间具有(正)线性相关关系,离合器减振盘平面度与总成摆差存在着相关性,也就是说当减振盘平面度越大时,总成摆差也随之增大,因必须严格控制好离合器减振盘的平面度,否则很难保证从动盘总成的摆差。用同样的方法可以判断出离合器盘毂与从动盘总成的摆差也存在着相关性。从以上的试验数据结果可以看出,离合器减振盘的平面度以及离合器盘毂的端面圆跳动对从动盘总成摆差的影响较大,那么两者之间哪个因素是影响从动盘总成摆差的主要原因呢?下面运用正交设计理论加以分析研究。考虑到从动盘是一个外径比较大的弹性元件,它对从动盘总成的摆差影响可能也大,因此研究时也应把从动盘作为一个因素考虑进去,具体方法见表2。选用正交设计表如表3。运用前面试验的数据来进行整理计算并取它们的平均值(见表3正交表中的计算值)。从表3中可以看出,B列中极差R=07,比其他各列 都大,它表明对从动盘总成摆差来说,离合器减振盘的平面度的大小是影响从动盘总成摆差的主要因素。从表中还可看出,c列的极差 为05,表明离合器盘毂的端面圆跳动也是影响从动盘总成摆差的一个主要因素, 因此必须严格控制盘毂的加工精度。A列极差 最小它对从动盘总成的摆差也有影响,但比起B列、c列来要好得多。从以上分析可以使我们清楚的知道影响从动盘总成摆差的主要原因,从而使我们在研究对策时有了可靠的依据。5.6.2改进从动盘总成摆差的方法(1)改进热处理工艺从上述可知,离合器减振盘平面度对从动盘总成的摆差起着至关重要的作用,我们应在热处理的环节中尽量减小其平面度值。目前市场上离合器减振盘普遍采用50钢,表面经高温回火并进行彩化处理,层深为0103mm,硬度为4045HRC,平面度要求不大于025mm。比较切实可行的就是在淬火过程中采用压淬处理来降低热处理后变形量,但成本过高且效率低,无法满足批量生产。可采用局部高频淬火,将9个窗口采用压淬处理,使其硬度满足图纸要求,而其余部位硬度不变,这样可大大提高离合器减振盘的平度。(2)改进铆压工艺原有的铆压工艺采用单个铆压的方式,或铆头铆压的方式,存在着以下缺陷: 1)从动盘总成没有预压紧装置,铆压后造成总成摆差超差。由图可以看出,没有预压的从动盘经铆压后,零件之间会产生间隙,而有预压的从动盘经铆压后能保证零件贴住。图5-8改进前后比较图 2)采用铆头铆压时无法保证所有铆头铆压力一致,而且调整比较困难。3)更换铆头时比较费力,且铆头均为一次性使用,成本较高。4)由于从动盘总成系列产品比较多,无法满足多品种的柔性化生产。改进后的夹具具体图5-9改进后工作图从动盘总成以离合器盘毂端面定位,以盘毂小径定心,同时上下离合器减振盘表面施加预紧力,采用工业用橡胶
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