毕业设计（论文）-膜片弹簧离合器设计.doc

哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) I 目 录 第第 1 章章 概述概述.1 第第 2 章章 离合器结构形式的确定离合器结构形式的确定.3 2.1 从动盘数的确定.3 2.2 压紧弹簧和布置形式的确定.3 2.3 压盘的驱动方式.5 2.4 本章小结.6 第第 3 章章 离合器的基本参数和主要尺寸的确定离合器的基本参数和主要尺寸的确定.7 3.1 后备系数的确定.7 3.2 摩擦片尺寸的确定.7 3.3 单位压力的确定.9 3.4 校核离合器总压力.10 3.5 本章小结.10 第第 4 章章 扭转减振器设计扭转减振器设计.11 4.1 减振器主要参数的确定.11 4.2 减振器结构参数的确定.14 4.3 本章小结.18 第第 5 章章 膜片弹簧的设计计算和主要参数选择膜片弹簧的设计计算和主要参数选择.19 5.1 膜片弹簧的弹性特性.19 5.2 膜片弹簧的强度计算.21 5.3 膜片弹簧的基本参数确定.22 5.5 本章小结.26 结结 论论.28 致致 谢谢.29 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) II 参考文献参考文献.30 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 1 第 1 章 概述 汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场，又因其生产批量大而给企业带来 丰富的利润。汽车品种的多样性可满足各生产，生活活动的需求，而且有良好的 社会效益，汽车工业的发展带动了许多相关企业，事业，包括钢铁，石油，橡胶， 塑料，机床，道路，汽车销售，售后服务，运输，交通管理，金融业，教育，科 研等的发展，因而解决了大批人员的就业问题。汽车也是衡量人们生活水平的重 要标准之一，购买汽车以及因此而形成的日常消费能促进货币回笼。近百年来， 汽车工业之所以常胜不衰，主要得益于市场和科学技术的不断进步，使汽车能逐 渐完善并满足使用者的需求。现在不仅在生产活动中，在日常生活中人们也离不 开汽车，对于经济发达国家，选择汽车工业作为国民经济的支柱产业是完全正确 的。 对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成 而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛 采用的摩擦离合器是一种依靠主，从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装 置。它主要包括主动部分(包括飞轮、离合器盖、压盘） 、从动部分(即从动盘） 、 压紧机构(即压紧弹簧）和操纵机构(包括分离叉、分离轴承、离合器踏板、传动 部件）等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传递 动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。 离合器的主要功用是：在起步时将发动机与传动系平顺地接合，使汽车能平 稳起步；在换档时，将发动机与传动系迅速彻底分离，减少变速器中齿轮间的冲 击，以便换档；在工作过程中受到过大载荷时，靠离合器打滑保护传动系，防止 零部件因过载而损坏。 为保证离合器具有良好的工作性能，离合器应满足如下基本要求： 在任何行驶条件下都能可靠地传递发动机的最大扭矩，并有适当的能力储备； 接合时要平顺，以保证汽车起步平稳，没有抖动和冲击； 分离时要彻底、迅速； 离合器从动部分转动惯量要尽量小，以便换档和减少换档时齿轮的冲击； 应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延 长其使用寿命； 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声 的能力； 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳； 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 2 使用寿命长，力求与汽车传动系其它总成等寿命； 离合器使用过程中，摩擦扭矩变化要小，以保证离合器工作性能稳定； 此外要求离合器结构简单、紧凑、质量小、工艺性好、维修方便及适合大批 量生产。 早期离合器的结构型式是锥形摩擦式的，其传递转矩的能力比相同直径的其 他结构型式的摩擦离合器要大，但其从动部分的转动惯量太大，引起变速器换档 困难，且接合也不够柔和，容易卡住。因此，为浸在油中工作的湿式多片离合器 所取代。但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住(尤其在冷天油液变浓 时)，致使分离不彻底，造成换档困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离 合器的接触面数多，使接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但片数多又使从 动部分的转动惯量较大，还是感到换档不够容易。 另外，其通风散热性不好，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和 碎裂。调整不当还会引起离合器分离不彻底。多年的实践经验使人们逐渐趋向于 采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单， 调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结构上采取一定措施，也能 使其接合平顺。因此，它不仅极为广泛地用在轿车、中小型客车及载货汽车上， 近年来在大型汽车(当发动机最大转矩小于 1000Nm 时)上的应用也日益增多。 如今，单片干式摩擦合器在结构设计方而已相当完善：采用具有轴向弹性的从动 盘，提高了离合器的接合平顺性；加装扭转减振器，防止传动系的共振，减小了 噪声；采用摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用膜片弹簧作为压簧，可同时兼 起分离杆的作用，使离合器结构大为简化并显著地缩短了其轴向尺寸。膜片弹簧 和压盘的环形接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩 擦片磨损时，弹簧压力几乎不会有变化，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力 。 1 随着汽车运输的发展，汽车性能趋于高速化，载货汽车趋于大型化，要求发 动机的功率和转速不断地提高，使离合器的使用条件也日 87 渐恶化。因此，增 加离合器传递转矩的能力，提高其使用可靠性及寿命，简化操作(在某些车型上以 至向自动操纵发展)，已成为当代汽车离合器的发展趋势。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 3 第 2 章 离合器结构形式的确定 2.1 从动盘数的确定 2.1.1 单片离合器 对乘用车和最大总质量小于 6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大， 在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单， 轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保 证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证接合平顺。 2.1.2 双片离合器 双片离合器与单片离合器相比,由于摩擦面数增加一倍，因传递转矩的能力较 大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较 小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离 行程较大，不易分离彻底，所以设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸 较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且 径向尺寸受到限制的场合。 2.1.3 多片离合器 多片离合器多为湿式，具有接合更加平顺、柔和，摩擦表面温度较低，磨损 较小，使用寿命长等优点。但分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转 动惯量大，主要应用于最大总质量大于 14t 的商用车的行星齿轮变速器换档机构 中。 红旗 CA7220 采用了单片离合器，本设计在这方面不作改变。 2.2 压紧弹簧和布置形式的确定 2.2.1 周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或同 心的两个圆周上，其特点是结构简单、制造容易，过去广泛用于各类汽车上。此 结构的弹簧压力直接作用于压盘上，为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数 目要随摩擦片直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆的倍数。因压紧弹簧直接 与压盘接触，易受热退火失效。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 4 力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力显著下降，离合器传递转矩的能力也随之降低。 此外，弹簧靠在其定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现弹簧断裂现象。 2.2.2 中央弹簧离合器 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或一个圆锥弹簧作为压紧弹簧， 并且布置在离合器的中心。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力， 且有利于减小踏板力，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受 热退火失效；通过调整垫片或螺纹容易实现压盘对压紧力的调整。这种结构较复 杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最大转矩大于 400500Nm 的商用车上，以减 轻其操纵力。 2.2.3 斜置弹簧离合器 斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。 这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保 持不变。与上述两种离合器相比，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。 此结构在最大总质量大于 14t 的商用车上已有采用。 2.2.4 膜片弹簧离合器 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分 和分离指部分组成。 膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，具有一系列优点： 膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围 内基本保持不变(从安装时的工作点 B 变化到 A 点)，因而离合器工作中能保持传 递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降(从 B 点变化到 A点)， 离合器分离时，弹簧压力有所下降(从 B 点变化到 C 点)，从而降低了踏板力。对 于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加(从 B 点变化到 C点)； 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小， 零件数目少，质量小； 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则 明显下降； 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损 均匀； 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高， 其非线性弹性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来， 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 5 由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋 成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商 用车上也被广泛采用。 2.3 压盘的驱动方式 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同带动从动盘转 动，所以它应与飞轮连接在一起。但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能 自由地作轴向移动。 压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式有：凸块-窗孔式、传力销式、键式(键 槽-指销式、键齿式)以及弹性传动片式等。 凸块-窗孔式是在单片离合器中曾长期使用的传统结构(见图 2-1a)。该结构是 在压盘外缘铸出 34 个凸块，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗孔中，而离 合器盖则与飞轮相接。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，因此凸块应突出窗孔 以外。其结构简单，但凸块与窗孔的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡， 且会产生冲击和噪声。因此，在现代离合器中已很少采用，为弹性传动片所取代。 传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是沿圆周均匀分布的几个(例如 6 个)传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起(见图 2-1b)。 键式也是一种压盘驱动方式，包括键槽-指销式及键齿式两种，它是用键槽- 指销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动(见图 2-1c/d)。 在双片离合器的结构中也有采用综合式的压盘驱动方式，即中间压盘通过键、 压盘则通过凸块-窗孔驱动。 (a) 凸块-窗孔式 (b) 传力销式 (c) 键槽-指销式 (d) 键齿式 (e) 传动片式 图 2-1 压盘的驱动方式 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 6 上述的几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙(如凸块与窗 孔之间的间隙约为 0.2 mm 左右)。这样，在传动时将产生冲击和噪声。且随着接 触部分磨损的增加，间隙将加大，引起更大的冲击和噪声，甚至可能导致凸块根 部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦 将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性 传动片的传力方式。本离合器选用此种驱动方式。 弹性传动片是由薄弹簧钢带冲压制成(见图 2-1e)，其一端铆在离合器盖上， 另一端用螺钉固定在压盘上，且多用 34 组(每组 23 片)沿圆周作切向布置以 改善传动片的受力状况，这时，当发动机驱动时传动片受拉，当拖动发动机时传 动片受压。这种传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述缺点，而且简化了结构， 降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。红旗 CA7220 拉式膜片弹簧离合 器正是采用了这种较优的驱动方式，所以本改进设计也沿用此驱动方式。 2.4 本章小结 通过对单片离合器、双片离合器和多片离合器用处的分析，选定了单片离合 器作为从动盘，与原设计未作改变。为了确定压紧弹簧的布置形式，对周置弹簧 离合器、中央弹簧离合器、斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器进行了分析对比， 选定膜片弹簧离合器作为压紧弹簧的布置形式。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同带动从动盘转动，二者连接在一起，此种连接应允 许压盘在离合器分离过程中自由地作轴向移动，因此通过对各种压盘与飞轮的连 接方式中选出弹性传动片作为此连接的驱动方式。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 7 第 3 章 离合器的基本参数和主要尺寸的确定 在确定离合器基本参数时，各参数应满足下列方程式： Me= (3-1)1 ( 12 3 3 3 0max D d Dp z Te 式中，发动机最大扭矩(35.3kgf) maxe T 离合后备系数 摩擦系数，计算时一般取 0.25 Z 摩擦面数目(Z=2) 摩擦面的单位压力 0 d、D摩擦衬面的内外直径 3.1 后备系数的确定 为保证离合器能可靠的传递发动机最大扭矩，系数应该是一个大于 1 的数。 下列为系数的推荐数据： 轿车和轻型货车 1.251.75 中型和重型货车 1.6 2.25 带拖持重弄汽车和牵引车 2.0 4.0 当发动机后备功率较大，使用条件较好。离合器压紧弹簧大压力在使用中可 发调整或变化不大时，值可选小些，当使用条件恶劣，需要拖持车时。为提高 起步能力减少离合器滑摩值选大些为宜。 据上述原则，选取=1.2。 3.2 摩擦片尺寸的确定 3.2.1 外径 D 可按下列经验公式来初选 D= (3-2) D K maxe T 式中，发动机最大扭矩 maxe T 直径系数 取值见表 3-1 D K 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 8 表 3-1 直径系数的取值范围 D K 车型直径系数 D K 乘用车14.6 16.018.5(单片离合器) 最大总质量为 1.814.0 t 的商用车 13.515.0(双片离合器) 最大总质量大于 14.0 t 的商用车22.524.0 取=14.6 据公式计算，得： D K D=227.5 mm 3.2.2 内径 d 内径 d 可根据推荐的比值来确定 C 即 d=D C 为了便于布置扭转减振器，加强离合器散热和减小摩擦片内外缘滑摩速度差， 目前比值趋向于加大，但也不能过分增大，以免摩擦片面积减小。 C 按目前设计经验推荐： =0.530.7 C 一般来说发动机转速愈高，装有减振器，取最大。 C 取=0.6，计算得： C d=146 mm 摩擦片内径 d 和外径 D 在按上述经验公式初步确定时，最好还应符合国家， 摩擦片尺寸规定，如表 3-2 表达式： 表 3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D (mm) 内径 d (mm) 厚度 h (mm) = C D d 1- C 单位面 积 (mm ) 2 1601103.20.6870.676106 1801253.50.6940.66132 2001403.50.7000.657160 2251503.50.6670.703221 2501553.50.620.762302 2801653.50.5890.796402 3001753.50.5830.802466 3251903.50.5850.800546 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 9 (续) 35019540.5570.827678 38020540.5400.843729 40522040.5430.840908 43023040.5350.8401037 据计算结果,从上表选出： 外径 D=250 mm 内径 d=155 mm 摩擦片的厚度 b，国规定了三种规格，为 3.2 mm，3.5 mm，4 mm 选用： b=3.5 mm 3.3 单位压力的确定 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大 0 P 影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、 材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、 2 载质量大或经常在坏路面行驶的汽车，应取小些；当摩擦片较大时，为了降低 0 P 摩擦片外缘处的热负荷，应取小些；后备系数较大时，可适当增大。 0 P 0 P 当摩擦片采用不同的材料时，的取值范围见表 3-3 0 P 表 3-3 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料单位压力力/ 0 P a MP 模压0.150.25 石棉基材料 编织0.250.35 铜基 粉末冶金材料 铁基 0.350.50 金属陶瓷材料0.701.50 选取摩擦片的材料为粉末冶金材料铜基，故取=0.4 0 P 单位压力的大小主要影响摩擦衬面的寿命，确定时要考虑以下因素： 0 P 离合器使用频率，工作条件比较恶劣，单位压力较小为好； 0 P 摩擦片外径较大时，要适当降低摩擦片上的单位压力，以防止由于外径的 0 P 增加，摩擦下外缘的线速度增大，滑磨时发热厉害，造成零件受热不匀而破坏正 常工作条件； 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 10 离合器后备系数较大时，可适当增加摩擦片上的单位压力。 0 P 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 11 3.4 校核离合器总压力 总压力应不超过一定值(单片不超过 900-1000 kg 双片不超过 700-800 kg)， P 以免使操纵机构设计出现困难。 (3-3) p FpdDP 0 22 )( 4 把已知数代入(3-3)，得=966 kg,在允许范围内。 P 3.5 本章小结 本章主要选取了离合器的基本参数和主要尺寸。选取了后备系数选取 =1.2；摩擦片尺寸 D=227.5 mm；内径 d=155 mm；单位压力的确定取=0.4； 0 P 小盒离合器的总压力得=966 kg,在允许范围内。 P 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 12 第 4 章 扭转减振器设计 4.1 减振器主要参数的确定 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶和阻尼片)等组成。弹性元件的 主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为 三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励 引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效的耗散振动能量。因此，扭转减振器 3 具有如下功能： 低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭转固有频率。 增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态 扭振。 控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器材轴系的扭振，消减变速器怠速 噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。 稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。其工作示意 图如(图 4-1)所示。 a) 不工作时 b) 工作时 图 4-1 弹簧摩擦式扭转减振器工作示意图 扭转减振器具有线性(图 4-2)和非线性两种特性。单级线性扭转减振器，其弹 性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛用于汽油机汽车中。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 13 图 4-2 单级线性减振器的扭转特性 当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器 啮合齿轮间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中，另 设置一级刚度较小的的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠 速噪声。此时可得到两级非线性特性，第一级刚度很小称为怠速级；第二级的刚 度较大。 在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级(图 4-3)或三级(图 4-4)非 线性扭转减振器。 图 4-3 两级式扭转减振器扭转特性 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 14 图 4-4 三级式扭转减振器扭转特性 4.1.1 振器角刚度的确定 减振器角刚度 C 一般可按下式初选 C13M m/rad 极 式中：M减振器的极限力矩，(即限位销与从动毂缺吕侧面之间的间隙消时 极 的扭矩) M=(1.451.55) 极maxe T 一般小客车取较小值，载重车取较大值 选 M1.51.5160240kg fm 极maxe T 所以 C3120 kgm/rad 4.1.2 减振器的摩擦力矩的确定 一般取 M=0.11 M 摩极 即 M0.1124026.4 kgfm 摩 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 15 4.1.3 附着力矩校核减振器最大扭矩 为保证减振器的有效工作，必须大于是或等于地面最大附着力矩转换到 max M 离合器从动轴上的力矩 max M = M+M (4-1) max M 极摩max M = (4-2) max M xk K K kii G 10 式中 桥上的负荷(9290) k G 附着系数一般=0.7 动轮半径(0.48 m) K 动桥主传比(6.33) 0 i 变速传动比(7.31) 1 k i 如果35010 以上 4.2.3 .弹簧总压力 p=kgf 总 1 R M级 3 . 5161 5 . 46/10240 3 4.2.4 减振弹簧总刚度 7 . 616)001 . 0 5 . 46(1000800 1000 kk 2 2 1 21 nR C k 取 C=800m/rad 取 k =30 1 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 17 k =31.7 2 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 18 4.2.5 每个弹簧的最大工作压力 由于 P=P +P =(k +k )=955kgf 总1212 k /k =P /P =20/10.2=1.96 2121 所以得 P =323kgf 1 P =632kgf 2 第一级每个弹簧的最大工作压力： P = P /3=108kgf 11 第二级每个弹簧的最大工作压力： P = P /3=211kgf 22 4.2.6 减振弹簧尺寸的确定 减振弹簧的分布半径：应尽量大些， 1 R 1 R 一般取 =(0.60.7)d/2 1 R 式中，d 为离合器摩擦片内径。 因此 =0.6155/2=46.5 1 R 全部减振弹簧总的工作负荷：指限位销在从动盘毂法兰上缺口中的间隙 z P 消除时，减振弹簧压缩到极限时的工作负荷。此时扭转减振器所能传递的转矩 即为极限转矩，由此可得为 j T z P =/ z P j T 1 R 因此 =240/46.5=5.16 z P 单个减震弹簧的工作负荷 P： P=/Z z P 因此 P=5.16/6=0.86 减震弹簧尺寸： 弹簧中径：一般有结构布置来决定，通常=1115 mm 左右。 c D c D 取 =12 c D 弹簧钢丝直径 d： 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 19 d= c PD8 式中，扭转许应力可取 550600 MPa。 通常 d=34 mm。 减振弹簧刚度 k：应根据已选用的的减振器扭转刚度值。 d K 即 k=(N/mm) nR Kd 2 1 1000 减震弹簧有效圈数 i： i= kD Gd c 3 4 8 式中，G 为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取 G=8.3 Mpa。 4 10 减震弹簧总圈数 n： 一般在 6 圈左右，总圈数 n 和有效圈数 i 间的关系为： n=i+(1.52) 减振弹簧最小高度：指减震弹簧在最大工作负荷下的工作长(高)度，考 min l 虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为 =n(d+)1.1 dn min l 减震弹簧总变形量：指减震弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形， 为 L= k p 即 L=0.86/384=0.00223 减震弹簧自由高度 L ：只减振弹簧无负荷时的高度，为 0 L = L+ L 0min 即 L =26.40.00223=26.40223 0 减震弹簧预变形量：指减震弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力 l 矩有关，为 n T = l 1 kZR Tn =(0.050.15）=0.1160=16 n T maxe T 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 20 减振弹簧安装后的工作高度 L(即窗口尺寸)为： L= L -L 0 即 L=26.00223 0.00149=26.40074 减振弹簧的工作变形量 L =L-L 即 L =0.002230.000149=0.002081 4.2.7 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L 有关，其值为 5 =2arcsin(L /2) 1 R 即 =0.00256 4.2.8 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 =R sin 2 式中：R 为限位销的安装半径(R =12 mm)。值一般为 2.54 mm。 22 4.2.9 限位销直径 d 按结构布置选定，一般 d =9.512 mm 取 d =10 mm 4.3 本章小结 本章讲述的内容是扭转减振器的设计。振器角刚度的确定，减振器的摩擦力 矩的确定，附着力矩校核减振器最大扭矩。减振器的结构参数，振弹簧的分布半 径，减振器弹簧数目，弹簧总压力，减振弹簧总刚度，每个弹簧的最大工作压力， 减振弹簧尺寸的确定，从动片相对从动盘毂的最大转角，限位销与从动盘缺口侧 边的间隙，限位销直径 d。 扭转减振器主要由弹性元件等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首 端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型， 使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件的主要作用是有 效的耗散振动能量。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 21 第 5 章 膜片弹簧的设计计算和主要参数选择 5.1 膜片弹簧的弹性特性 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O 转 动，如图 5-1。 6 图 5-1 子午断面绕中性点的转动 通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F (N)集中在支承点处，膜片弹簧 1 的弹性特性，如图 5-2。 图 5-2 膜片弹簧的弹性特性曲线 加载点间的相对轴向变形为 (mm)。如下图 5-3b 所表示 1 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 22 a) 自由状态 b) 压紧状态 c) 分离状态 图 5-3 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 (5-1) 2 ()( )( )/ln( )1 (6 )( 2 11 1 11 1 2 11 2 1 11 h rR rR H rR rR H rR rREh fF 式中 E 为材料的弹性模量(MPa) 对于钢： E=210000Mpa 为材料的泊松比。对于钢： =0.3 H 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度(mm)； h 为膜片弹簧钢板厚度(mm)； R、r 分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径(mm)； R、r 分别为压盘加载点和支承点半径(mm)。 当离合器分离时,膜片弹簧的加载点将发生变化(图 5-3c)。设分离轴承对分离 指端所加载荷为 F (N)，相应作用点变形为 (mm)；另外，在分离与压紧状态 22 下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角 ，则有如下关系 7 (5-2)()( 11112 rRrr f (5-3)()( 11112f rrFrRF 式中，RF 为分离轴承与分离指的接触半径(mm)。 将式(5-2）和式(5-3）代入式(5-1） ，即可求得 F 与 的关系式为 22 F = (5-4) 2 ) 2 ()( )( )/ln( )1 (6 )( 2 1 2 1 2 2 1 2 2 2 h rr rR H rr rR H rr rREh f fff 同样，将式(5-2)和式(5-3)分别代入式(5-1)，也可分别得到 F 与 和 F 与 122 的关系式。 1 如果不计分离指在 F 作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程 2 (图 5-3c)为 f2 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 23 (5-5)()( 11112 rRrr fff 式中，为压盘的分离行程(图 5-3b、c)。 f1 5.2 膜片弹簧的强度计算 由前述假设可知，子午断面在中性点 O 处沿圆周方向的切向应变为零，故该 点的切向应力也为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。建立如图 5-4 所示的坐标系 xOy： 图 5-4 切向应力在子午断面中的分布 则断面上任意点(x，y)的切向应力(MPa)为 t (5-6) xe xE t )2( ) 1 ( 2 式中： 为自由状态时蝶簧部分的圆锥底角； 为从自由状态起，碟簧子午断面的转角； e 为中性点半径，e=(R-r)/ln（R/r)。 由式(5-6)可知，当 一定时，一定的切向应力，在 xOy 坐标系中呈线性分 布，当=0 时有 t (5-7)x)2/( 因很小，则式(5-7)表明：对于一定的 ，零应力分布在过 O 点而)2/( 与 X 轴成角的直线上。)2/( 实际上，当 x=-e 时，无论为何值，均存在 y=e，即对于一定的 t )2/( 等应力线都汇交于 K 点，其坐标为 x=-e，y=-e。)2/( 显然，OK 为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线 越远离零应力线，其应力值越高。 8 由此可见碟簧部分上缘 B 点的切向压应力最大。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 24 当 K 点的纵坐标eh/2 时，A 点的切向拉应力最大；)2/( 当eh/2 时，A点的切向拉应力最大。)2/( 分析表明，B 点的应力值最高，通常只计算 B 点的应力来校核碟簧的强度。 将 B 点坐标 x-(e-r)和 y=h/2 代入式(5-6)，可得 B 点的应力为 tB (5-8) 2 )( 2 )1 ( 2 2 h re re r E tB 令 d/d=0，可求出达到极大值时的转角 tB tB p (5-9) )(2re h p 式(5-9)表明，B 点最大应力发生在比碟簧压平位置再多转动一个角度 arctanh/2(e-r)h/2(e-r)的位置处。 当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角 fp，计算时， tB 应取 p。如果 fp，则 取 f。 在分离轴承推力 F2 的作用下，B 点还受弯曲应力，其值为 rB (5-10) 2 2 )(6 hnb Frr r f rB 式中，n 分离指数目；为一个分离指根部的宽度(mm)。 考虑到弯曲应力是与切向压应力 相互垂直的拉应力，根据最大切向 rB tB 应力强度理论，B 点的当量应力为 (5-11) tBrBjB 试验表明，裂纹首先在碟簧应力最大的 B 点产生，但此裂纹并不发展到损坏， 且不明显影响碟簧的承载能力。继后，在 A点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是 发展性的，一直发展到使碟簧破坏。在实际设计中，当膜片弹簧材料采用 60Si2MnA 时，通常应使 不大于 15001700Mpa。 jB 9 5.3 膜片弹簧的基本参数确定 膜片弹簧的设计计算可利用阿尔曼拉斯路(Almen-Laszlo)公式，同时结合大 量的试验数据对其计算结果进一步修正。图 5-5 为膜片弹簧特性曲线图，p 为膜 片弹簧的压平点，F、 为新离合器的工作点压力和变形。F、为离合器 b1b1a1a1 从动盘总成磨损到允许极限时的工作点压力和变形。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 25 图 5-5 膜片弹簧载荷特性曲线 5.3.1 比值 H/h 和 h 的选择 比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当 H/h时，=f()为增函2 1 F 1 数；当 H/h=时，=f()有一极值，该极值点恰为拐点；H/h时，=f(2 1 F 1 2 1 F )有一极大值和一极小值；H/h=2时，=f()的极小值落在横坐标上。为保 1 2 1 F 1 证离合器压紧力变化不大和操作轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.52.0，板厚 h 为 24 mm。 取 h=3 H/h=1.6 即 H=4.8 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 26 5.3.2 R/r 和 R、r 的选择 研究表明，R/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直 径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为 1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的 R 应取为大于或 等于摩擦片的平均半径拉式膜片弹簧的 r 值宜取为大于或等于。而且，对于 c R c R 同样的摩擦片尺寸，拉式的 R 值比推式的大。 取 R/r=1.2 =101.25 c R 4 dD 取 r=102 5.3.3 初始锥底角 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截高度 H 关系密切 =arctanH/(R-r)H/(R-r) 一般在范围内。 过大，其特性曲线峰谷值差过大，在操纵离合器 0 9 0 15 时，会因为踏板力下降过小而造成踏板失控；若 过小，特性曲线峰谷值相差 过小，造成操纵省力的优点丧失。取：= 0 12 5.3.4 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图 5-6 所示。 图 5-6 膜片弹簧工作点位置 该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且。新2/ )( 111NMH 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 27 离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间，且靠 近或在 H 点处，一般，以保证摩擦片在最大磨损限度 范围 HB11 )0 . 18 . 0( 内的压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C。为最 B F1 A F1 大限度减小踏板力，C 点应尽量靠近 N 点。 5.3.5 分离指数目的选取 分离指数目 n 常取 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸膜片弹簧可取 12。 本设计分离指数取 18。 5.3.6 膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定 膜片弹簧小端内半径(图 5-7)及分离轴承作用半径的确定 0 r f r 图 5-7 膜片弹簧的尺寸简图 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大 0 r f r 于。 0 r 5.3.7 切槽宽度、及半径 的确定 1 2 e r =3.23.5 mm, =910 mm, 的值应满足 r-的要求。 1 2 e r e r 2 取=3.2 m, =10 mm, =100 mm。 1 2 e r 哈尔滨石油学院本科生毕业设计(论文) 28 5.3.8 压盘加载点半径和支承环加载点半径 的确定 1 R 1 r 和的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于 r 且尽量接近 r，应略小 1 R 1 r 1 r 1 R 于 R 且尽量接近 R。本设计取=103 m，=120 m。 1 r 1 R 5.4 膜片弹簧的材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50GrVA 等优质高精度钢板材料。为了 保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列 热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分 离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38 次， 以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧表面产生与使用状态反方向的残余应力 而达到强化的目的。一般说来，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜 片弹簧疲劳寿命 5%30%。另处对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高 速弹丸流射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强 化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳强度。 为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或 四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂 纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。 10 膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般 为 4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不 大于 3 个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏体