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膜片 离合器 设计 捷达 GTI16V

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广西科技大学2014届毕业设计说明书第1章 绪 论1.1 汽车离合器结构的发展在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在1889德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成椎体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到20世纪20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较容易，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾试用过驼毛带、皮革带等。那时也曾出现过蹄-鼓式离合器来替代锥形离合器。这种结构形式有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件为木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象（当时所提供的材料复合体的摩擦系数变化很大，容易引起自锁）。现今所用的盘式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一个一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油水中工作，能达到更为满意的性能。浸在油水中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不容易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由很多片离合器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才试用多片离合器。早期的单片干式离合器有与锥形离合器相类似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。实际上早在1920变就出现了单片干式离合器，这和前面提到的与发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺等问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为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，而且由于在结构中采取一定措施，已能做到接合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的结合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系噪声和动载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更有效地降低传动系的噪声。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不管加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限（现离合器从动盘的直径已达430mm）【1】,离合器的使用条件日酷一日，增加了离合器传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的1倍。但受到其他客观因素的影响（如散热等），实际的效果要比理论值低一些。结构上采用拉式膜片弹簧的离合器，其允许的传扭能力要比其他的结构形式大。从动盘采用金属陶瓷的离合器比一般有机片摩擦材料的离合器传扭能力要提高30%，而使用寿命至少要提高70%以上。今年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面较低（不超过93摄氏度），因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。据报道，这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的56倍【2】。1.2 离合器概述内燃机在作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。 在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，无论是AMT或MT,离合器都作为一个独立的部件存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但是有人指出：根据德国出版的2003年世界汽车年鉴，2002年世界各国114加汽车公司所生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流（当然不排除一些国家或地区制动挡式车款是其主流产品）。谈到未来，考虑到传动系由MT向自动传动系过渡，采用AMT技术其产品改造较为容易，因此AMT技术是自动传动系统有力的竞争者。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。1.2.1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，我们将进一步阐述其功用【3】。 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能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）。 1.2.2现代汽车离合器应满足的要求1）具有合适的储备能力。既能保证传递发动机最大扭矩，又能防止传动系过载。 2）接合平顺柔和，以保证汽车平稳起步 3）分离迅速彻底，便于换档和发动机起动。 4）具有良好的散热能力。 5）操纵轻便，以减轻驾驶员的疲劳。6）从动部分的转动惯量应尽量小,以减小换档时的冲击。1.2.3离合器的工作原理如图1-1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。图1-1 离合器总成1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴1.3 拉式膜片弹簧离合器的优点与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。1.4设计的预期结果本次设计，我将取得如下成果：1、设计说明书：（1）离合器各零件的结构；（2）离合器主要参数的选择与优化；（3）膜片弹簧的计算与优化；（4）扭转减振器的设计；（5）离合器操纵机构的设计计算。2、图纸有：扭转减振器、摩擦片、膜片弹簧、从动盘、压盘、离合器总成。第2章 方案论证2.1此次离合器车型的选定设计中采用的离合器车型及车型参数如下表1： 表2-1 捷达 GTI 16V参数表汽车型号捷达 GTI 16V发动机最大功率（kw）/(r/min)102/6100总质量ma（Kg）1470发动机最大扭矩（N.m）167轮胎规格185/60VR14最高车速（km/h）205车轮半径r（mm）233.3最高转速（r/min）6650后桥主减速比3.67载重量（kg）460变速器一档传动比3.452.2确定离合器的结构型式2.2.1从动盘数的选择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传递，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。 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，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、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传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。 3）多片离合器：多片离合器多为湿式，具有结合更为平顺、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挡机构中。单片离合器因为结构简单，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接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车。综上所述，故捷达 GTI 16V从动盘数选单片离合器。2.2.2压紧弹簧布置形式的选择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，这去广泛应用于各类汽车上。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不均匀，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，易受热回火失效。当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，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）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用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，不会使弹簧受热回火失效；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，根据参考文献【4】可知中央弹簧离合器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。3）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。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。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。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，其非线性特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，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。2.2.3膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析膜片弹簧式离合器的结构形式有拉式和推式两种，推式膜片弹簧离合器按支撑结构又可分为以下三种【2】：双支撑环式、单支撑环式、无支撑环式。1）双支撑环式图2-1 双支撑环式2）单支撑环式图2-2 单支撑环式 3）无支撑环式图2-3 无支撑环式 拉式膜片弹簧的支撑分两种，如图2-4（a）是无支撑环，（b）是单支撑环图2-4 拉式膜片弹簧的支撑类型与推式膜片弹簧离合器相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点【5】：拉式膜片弹簧离合器取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与鸦片相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力的与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；再结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%30%；无论在结合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧打断与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪音；使用寿命更长。但是，拉式膜片弹簧的分离指与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需采用专门的分离轴承，结构复杂，安装拆卸较困难。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，目前在各种汽车中的应用日趋广泛。本次设计采用双支撑环推式膜片弹簧。2.2.4压盘传力方式的选择压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动形式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动的方式结构简单，压盘与飞轮的对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。故捷达 GTI 16V压盘的驱动方式选弹性传动片式。2.2.5分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离轴承本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。2.2.6离合器的散热通风试验表明【6】，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过C时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在C以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。2.2.7从动盘总成在现代汽车上一般都采用带有扭转减振器的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由下图2-5可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。图2-5 带扭转减振器的从动盘1，13摩擦片；2，14，15铆钉；3波形弹簧片；4平衡块；5从动片；6，9减振摩擦；7限位销；8从动盘毂；10调整垫；11减振弹簧；12减振盘1）摩擦片要求摩擦片的工作环境是比较恶劣的，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的使用条件，摩擦片性能应满足一下几个方面的要求：摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。有足够的机械强度与耐磨性。密度要小，以减小从动盘转动惯量。热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。 离合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷、摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为03045)2、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，所以现在正以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要用于重型汽车上。 摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以装波形片，无轴向弹性，可靠性低。 本设计中，选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。2）从动盘的轴向弹性从动盘的轴向弹性可改善离合器性能，使离合器接合柔和，摩擦面接触均匀，磨损较小。为使从动盘有轴向弹性，单独制造扇形波状弹簧与从动钢片铆接【2】。波状弹簧可用比钢片轻薄的材料制造，轴向弹性较好，转动惯量小，适宜高速旋转，且弹簧对置分布，弹性好。因此设计中选用此类弹簧。图2-6 波形弹簧 3）扭转减振器扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(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地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振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与噪声。缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。2.3 离合器结构设计的要点在进行离合器的具体设计时，首先应保证传递发动机最大扭矩为前提，然后满足下列条件【7】:1）如前所述，扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上，并在从动盘上设置扭转减震器保证离合器接合柔和，摩擦片制成一定锥度（从动盘锥形量约为0.5mm）使其大端面向飞轮，这样从动盘毂在从动轴（即变速器第一轴）花键上易于滑动，有利于离合器彻底分离。2）离合器主动部分与从动部分的连接和支撑形式，离合器的主动部分包括飞轮，离合器盖与他们一起转动并能轴向移动的压盘，压盘通过钢片与离合器盖相连，离合器从动部分有从动盘，从动轴，从动轴装在飞轮与压盘之间，可在从动轴花键上滑动，设计时把离合器从动轴的前轴承安装在发动机曲轴的中心孔内。3）离合器从动轴的轴向定位及轴承润滑，离合器从动轴在安装后应保持轴向定位，在拆卸时便于离合器中抽出来。因此，设计时使从动轴前轴承外圆与飞轮为过渡配合，而前轴承内圈与从动轴为间隙配合，离合器的从动轴轴向定位是靠从动轴后轴承来保证的。离合器分离轴承靠注入黄油润滑的，而从动轴前轴承靠油杯定期注入润滑。 为防止润滑油流到摩擦衬面，造成离合器打滑，除在轴承处安有自紧油封外，还在飞轮上开泄油孔。4）离合器运动零件的限位，离合器处于接合时为使压盘与摩擦片很好接合，应使分离弹簧与分离轴承之间保持一定间隙，这是分离轴承回位弹簧加以保证。分离时，应对踏板的最大行程加以限制。2.4 离合器主要零件的设计2.4.1从动盘总成设计从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性。为了避免传动系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。要有足够的抗爆裂强度。下面分别叙述有关从动片、从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计。1）从动片设计从动片时，要尽量减轻其重量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.32.0厚的薄钢板冲压而成2,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.651.0,使其质量更加靠近旋转中心2。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。 具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。在本设计中，选择的是分开式的弹性从动片，从动片与波形弹簧分开做成两件，然后用铆钉铆在一起。2）从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB114474选取【8】。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0-1.4倍2的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。3）摩擦片由以上的摩擦片要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右3。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度、滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。4）波形片和减振弹簧根据参考文献【2】，波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为4046HRC,并经过表面发蓝处理，减振弹簧常采用60SiMnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。本设计中取波形片厚度为0.8mm。2.4.2膜片弹簧的设计1）膜片弹簧的结构特点由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用推式结构。 膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R4.5。2）膜片弹簧的变形特性和加载方式离合器在分离和接合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况：接合时：离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面向飞轮前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片弹簧施加载荷P，膜片弹簧几乎变平。同时在压盘处也作用有载荷P。我们把P称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之为小端变形。分离时：当分离轴承以P力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不起作用，而支承环5开始起作用。当P力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形和。此时膜片弹簧大端处的变形为【2】=+。4）膜片弹簧的弹性变形特性前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一中非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况【3】： 如下图2-7中H/h=0.5的曲线,其曲线形状表现为:载荷P的增加,变形总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。= 如图2-7中H/h=1.5的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加,载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.2 如图2-7中=2.75者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大. 如下图2-8,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图2-7 三种不同H/h值时的无因次曲线图2-8 各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性2.4.3离合器盖总成设计1）离合器盖离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，跟据参考文献【9】，在设计中应注意以下几个问题：离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为3的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。2）压盘对压盘结构设计的要求：压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由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，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的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（载重汽车上一般不小于15）【10】，但一般不小于10在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15.与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520gcm。压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。压盘材料为灰铸铁：根据参考文献【2】得：比热容c=481.4J/(kg* ) 密度=7.25t/硬度为HB170227。压盘的厚度 确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升2 = (2-1) 温升，；L滑磨功，N*m；分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘，=0.50；c 压盘的比热容，对铸铁压盘，c=481.4J/(kg* ); 压盘质量，kg。3）压盘传力片传力片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。根据参考文献【11】：有传力片常用34组，每组23片，每片厚度为0.51.0mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。本设计中取传力片为3组，每组3片，每片厚度为1.0mm。第3章 离合器的设计计算及说明3.1离合器设计所需数据参见2.1.1中表2-13.2 摩擦片主要参数的选择前面已选定摩擦片材料为石棉合成物制成的摩擦材料。3.2.1摩擦片外径D的确定摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩（N.m）按如下经验公式选用，即3： （3-1）式中，为直径系数，根据参考文献3取值范围见下表3-1。由选车型得= 167Nm，=14.6，则将各参数值代入式后计算得 D=189mm表3-1 直径系数的取值范围车 型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，由参考文献2可得表3-2表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145774）外径D/mm160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/106132160221302402466546678可取：摩擦片相关标准尺寸： 外径D=225mm 内径d=150mm 厚度h=3.5mm 内径与外径比值C=0.667 1=0.7033.2.2离合器后备系数的确定后备系数保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。后备系数是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载.d.操纵轻便等因素。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值。本设计的是1.4吨微型轿车离合器，参看有关统计资料“离合器后备系数的取值范围”（见下表3-3）2，根据表3-3查得 1.3.表3-3离合器后备系数的取值范围车 型后备系数小轿车1.201.3载货车1.72.25带拖挂的重型车或牵引车2.03.03.2.3摩擦因素f和摩擦面数Z摩擦片的摩擦因素f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。由于事先已经选定了摩擦片所用的材料，为金属陶瓷摩擦材料。故根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-4，如下： 表2-4 摩擦材料的摩擦因素f的取值范围摩擦材料摩擦因素f石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4得捷达 GTI 16V 的摩擦因素f选取 f= 0.4，摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。前面已选定单片离合器故捷达 GTI 16V 摩擦面数Z 选取 Z= 2 3.2.4单位压力P0的确定摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关. 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：外径D=225 内径d=150 厚度h=3.5 内径与外径比值C=0.667 1=0.703由公式D fZP0（1-）=12得P0=0.129mpa3.3 离合器基本参数的优化3.3.1约束条件根据参考文献【3，得出约束条件如下：1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s,即 式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。代入D=225,求出=62.64，符合要求。2）摩擦片内.外径比c应在0.530.70范围内，即0.530.70，查表得出c为0.667，故符合要求。3）为了保证离合器可靠得传递发动机转矩，并防止传动系过载，不同车型的值在一定范围内，最大范围为1.24.0.本设计中取为1.3，符合要求。4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振弹簧位置直径约50mm，即,取=50，d为150，符合要求。5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其容许值，即3 (3-2) 式中，TC0 为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/m）； TC0为其允许值（N.m/m），TC=emax 3 代入数据的得TC=217.1 N.m/m把以上数据代入 (3-2) 得TC0=0.49 N.m/m，按汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-5选取，由D=225mm得TC0=0.3N.m/m，计算出来的结果虽然没有满足公式(3-2)的要求，但仍符合设计要求。6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，的最大范围为0.101.5Mpa，即0.10Mpa 1.5 Mpa，计算得出的为0.129，符合要求。7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧 伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即3 （3-3）式中，w为单位摩擦面积滑磨功（J/m）；w为其使用值（J/m），根据参考文献3，对于乘用车：w=0.40J/m，对于最大总质量小于6.0t的商用车：w=0.33J/m，对于最大质量大于6.0t的商用车：w=0.25J/m；W为起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式3计算： （3-4） 式中，为汽车总质量（Kg）；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用变速器档位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速（r/min），计算时乘用车取2000r/min3，商用车取1500r/min3.代入数据得W=10900J把以上各数据代入（3-4）得w=0.34J/mw=0.40J/m3.4 对连接摩擦片与从动片的铆钉进行强度校核根据上述分析，本设计所的离合器摩擦片采用的材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取22颗铆钉铆接。其铆接位置为摩擦片的平均半径，即Rc=93.75mm。铆钉型号为GB/ 869 36，材料为15号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力Fmax，即12 =81N (3-5) 根据铆钉所受的Fmax，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度，即【13】 （3-6) （3-7）式中，d0为铆钉孔直径（mm）；m为每个铆钉的抗剪面数量；为被铆件中较薄板的厚度，对于双盖板，两盖板厚度之和为一个被铆件（mm）。根据相关已知参数，可得：=1.7mm，m=2；并由参考文献【14】可得d0=3.2mm，=115MPa，=430MPa。则将各项数值代入公式（3-6）、（3-7）得：=5.04MPa =115MPa； =14.9 MPa = Rc,取R=100 - mm. 再结合实际情况取R/r=1.2,则R=83mm。初步确定R=100mm；r=83mm。3）膜片弹簧起始圆锥底角膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内锥高度H关系密切，即【3】arctanH/(R-r)=arctan3.2/(100-83)10.6，满足915的范围。4）膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图3-2所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且【3】1H （ 1M + 1N ）/2。新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【3】1B （.）1H ，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图3-2 膜片弹簧工作点位置5 ）膜片弹簧小端半径r及分离轴承的作用半径r r的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径r大于r。因为摩擦片外径为225mm，则查上表3.2知花键外径D=32，要使，所以取，=266）分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽、及半径r汽车离合器膜片弹簧的分离指数目，即【3】n12，一般在18左右，采用偶数，便于制造时模具分度切槽宽3.5，10，窗孔半径r一般情况下由【3】（rr）(0.81.4) ,所以取rr =10。本次设计可取得n=18, 3.5，10, r=73mm。7）压盘加载点半径R1和支撑环加载点半径r1的确定据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。R1和r1需满足下列条件：r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R.故选择R198mm， r185mm。3.6 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性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。3.6.1目标函数目前，国内关天膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种：1）弹簧工作时的最大应力为最小。2）在从动盘磨擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。3）在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值为最小4）在磨擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小5）先3）和4）两个目标函数为双目标。 为了既保证离合器的使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，选取5）作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调它们之间的矛盾 ,并用转换函数将两个目标合成一个目标,构成统一的总目标函数。3.6.2 约束条件1） 应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求的压紧力相等，即【3】 2）为了保证个工作点A、B、C有较合适的位置（A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近），应正确选择相对于拐点的位置，一般=0.81.0,当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。3）为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降，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【3】4）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始底锥角H/（R-r）应在一定范围内，即【3】 9 H/（R-r）15计算中取H/h为1.6，算得10.6，符合要求。5）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即【3】1.2R/r1.35702R/h1003.5R/r0 5.0计算出R/r=1.2，2R/h=100，R/r0=4.55，故符合要求。6）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即【3】推式：（D+d）/4R1D/2本设计取得R1为98，符合要求。7）根据弹簧结构布置要求，R1与R,r1与r，rf与r0之差应在一定的范围内选取，即【3】1R-r170r1-r60rf-r04本设计中取得R 、R1、rf、r0、r分别为100mm、98mm、26mm、22mm、83mm，经计算，符合要求。8）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即【3】推式：2.3 4.5经计算，本设计中=4.5，故符合要求。3.7 膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3-2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为【3】: （3-8） 式中： E弹性模量，对于钢， 泊松比，对于钢，=0.3 H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h弹簧钢板厚度 R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径；r1支承环加载点半径图3-2膜片弹簧的尺寸简图利用Matlab软件进行编程所用到的系数如下表：表3-4膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh1008398853.22利用Matlab软件进行F1x1特性曲线的绘制，图形如下：图3-3 膜片弹簧工作时的特性曲线1）由图知：凸点：=1.8mm时， F1=2739N凹点：=3.15 mm时，N拐点：mm时，N2）当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为。由【3】 （3-9） （3-10） 根据上计算列出表3-5:表3-5 膜片弹簧工作点的数据1.83.152.58.114.17511.25273924772592602.58544.94570.24膜片弹簧工作点位置的选择：从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出【3】，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而。新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内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C ，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，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。见图3-4.图3-4 膜片弹簧工作点位置3.8 膜片弹簧的应力计算假定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（图3-5）。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为3： （3-11）式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径，即3e=（R-r）/In(R/r) （3-12）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y与X轴的关系式3： （3-13）图3-5 切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置一定时，一定的切向应力t在X-Y坐标系里呈线性分布。当时，因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式（3-13）可以看出当时无论取任何值，都有。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入（3-13）式有3： （3-14）令可以求出切向压应力达极大值的转角，即3 （3-15）由于： mm所以： ，N/mm2B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力3： (3-16) 式中 n分离指数目 n=18 br单个分离指的根部宽【5】而 mm因此： N/mm2由于rB是与切向压应力tB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为【3】：N/mm2N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持1214h），使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以设计数据合适。3.9 扭转减振器设计3.9.1扭转减振器的主要性能参数1）极限转矩 极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩【3】。=（1.52.0） （3-17）式中，乘用车：系数取2.0。 则减震器极转矩 Nm 2）扭转角刚度为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。设计时，先按经验初选为【3】13 （3-18）式中，为减振器扭转角刚度（Nm/rad）在此取=12=4008 Nm/rad3）阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为【3】=（0.060.17） （3-19）本设计中取摩擦转矩 Nm4）预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取【3】=（0.050.15） （3-20）本设计中取预紧转矩 ： Nm3.9.2 减振弹簧的设计图3-6 扭转减振器1）减振弹簧的安装位置，即【3】， （3-21）结合mm，得取50mm。 2）全部减振弹簧总的工作负荷，即【3】N （3-22）3）单个减振弹簧的工作负荷，即【3】N （3-23）式中Z为减振弹簧的个数，由参考文献【2】得表3-6，按表选择：取Z=6表3-6 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径D/mm225250250325325350350Z4668810104）减振弹簧尺寸根据参考文献【2】，进行如下的计算。选择材料，计算许用应力 根据参考文献【15】，设计中采用65Mn弹簧钢丝，设弹簧丝直径mm,MPa,MPa。弹簧中径Dc：一般由结构布置来决定，通常Dc=1115mm左右【2】。此设计选Dc为14mm。强度校核 弹簧钢丝直径【2】：d=mm， （3-24）与原来的d接近，符合要求。（式中，扭转需用应力可取550600Mpa【1】在这里取600Mpa）减振弹簧刚度k：应根据已选定的减振器扭转刚度Kd及其布置尺寸R0,根据【3】： k= （3-25）代入相关数据得k=2670.减振弹簧有效圈数i：弹簧的切变模量80000MPa，则弹簧的工作圈数计算如下【2】 （3-26）则总圈数n=i+（1.52）=6弹簧的最小高度【2】mm (3-27)减振弹簧的总变形量【2】mm (3-28)减振弹簧的自由高度【2】mm (3-29)减振弹簧预紧变形量【2】 mm (3-30)减振弹簧的安装高度【2】mm (3-30)从动盘相对从动盘毂的最大转角【2】 (3-31)求出最大转角为4.5限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙,即【2】=R2sin (3-32)式中，R2为限位销的安装尺寸，取R2为52mm，则求出=4mm，合格。限位销直径按结构布置选定，一般=10mm。从动盘毂缺口宽度B及弹簧安装窗口尺寸A如图所示，d/2为摩擦片内半径；R0为减振弹簧分布半径；R2为限位销安装半径；B为从动盘毂缺口宽度；表示弹簧安装窗口A的宽度；、为限位销与从动盘毂缺口间的间隙；其中表示发动机驱动时的情况，表示车轮反向驱动时的情况。一般将从动片的部分窗口尺寸做得比从动盘毂上的窗口尺寸稍大些，这里A根据弹簧尺寸决定，弹簧工作高度为30.31mm，由15，选取标准值，即弹簧工作高度为30mm，由2，根据上述分析，选取A=30mm，=4mm，B=18mm。图3-7 减振器尺寸简图3.9.3从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩得出，根据参考文献【2】得表3-7.，由表3-7选取摩擦片的外径D与发动机的最大转矩。一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。根据从动盘外径为225mm，取，mm，mm，mm，mm，MPa。验证：挤压应力的计算公式为【2】： （3-33）式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定：即【2】 （3-34）从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底， ，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；取Z=1h为花键齿工作高度【2】；得N，MPaMPa，合格。表3-7 花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m花健尺寸挤压应力/MPa齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿