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膜片 离合器 设计

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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。它的原型设计曾装在1889年德国姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上。它将发动机飞轮的内孔做成锥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制造比较容易，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过驼毛、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。该结构采用的是内蹄-鼓式。现今所用的盘式离合器(图1-1)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，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，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。图1-1 盘式离合器结构图1-飞轮 2-离合器从动盘 3-减振阻尼片 4-减振器 5-离合器压盘 7-离合器盖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使用多片离合器。实际上早在1920年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的与发明了石棉的摩擦面片有关。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是不够平顺等问题。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。后来改用多个直径较小的弹簧（一般至少6个），沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型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，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。1.2离合器的功用1.2.1离合器的主要功用1)离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步。2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击。3）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，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。1.3离合器的新技术近年来发动机飞轮的新结构，出现了扭转减振特性和性能价格比较为理想的双质量飞轮结构，这种飞轮由初级飞轮、扭转减振器和次级飞轮组成，采用径向布置减振弹簧，在有限的空间可以获得相当好的减振教果。摩擦片材料采用金属陶瓷和陶瓷摩擦片2。与目前使用的石棉材料摩擦片相比，这类摩擦片具有较高的摩擦系敷，在传递扭矩相同的情况下，允许减少对离合器压盘的压紧力从而可使作用于离合器踏板上的作用力减少或减小离合器的结构尺寸，此外还可消除石棉摩擦材料粉尘对人体的有害影响。电子控制闭锁离合器在液力自动变速器中，为提高液力自动变速器的效率，可对液力变矩器实施闭锁。闭锁工作由闭锁离合器来完成，它受发动机负荷、输出轴转速、档位和换档模式共同作用。闭锁离合器锁止时，从液力传动转为机械传动，闭锁离合器分离时，则由机械传动变为液力传动。膜片弹簧具有非线性的典型特性3，利用这一特点可以增加离合器抗磨损的髓力，同时使用中无须调整摩擦片的位置。离合器盖和飞轮采用焊接工艺连接时，利用膜片弹簧可使抗磨损的能力提高3 5 。第2章 设计方案论证2.1选定离合器车型本次设计选定车型为奥迪（Audi）A3标准型离合器1作为设计目标，该车主要参数如下表1： 表2-1 奥迪A3标准型主要性能参数2.2离合器设计的基本要求目前，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。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。为了保证离合器具有良好的工用性能，设计离合器应满足如下基本要求：1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备又能防止传动系过载。2）接合时要完全、平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。分离时要迅速彻底。3）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。4）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。5）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。6）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。7）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。8） 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠，使用寿命长。9） 结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。2.3离合器的结构方案分析2.3.1摩擦离合器结构选择汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型。其中，摩擦式的应用最为广泛。现代汽车摩擦离合器的典型结构型式为单征或双片干式（图2-1），它由从动盘、压盘驱动装置、压紧弹簧、离合器盖等构成，本次设计选用摩擦式离合器。图2-1 从动盘部分分解图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调整垫片；11减振弹簧；12减振盘2.3.2从动盘数及干湿式的选择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，离合器通常只设置有一片从动盘。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）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部，因而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；从动部分的转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。3）多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小，但分离行程大，分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并不断有增加趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据其使用寿命可较干式高56倍。通过比较，本次设计所选车型适合选用单片干式摩擦离合器。2.3.3压紧弹簧和布置形式离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式根据其布置离合器可分为：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，多用于发动机最大转矩大于400500Nm的商用车上4，以减轻其操纵力。3）斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而cos值则增大。这样即可以使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移动传力套，压盘的压紧力也大致不变，因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出的优点是工作性能十分稳这定。与周布置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35%。4）膜片弹簧离合器膜片弹簧(图2-2)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4：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。 图2-2 膜片弹簧离合器1-飞轮 2-摩擦片 3-压盘 4-膜片弹簧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,本次设计采用膜片弹簧离合器2.3.4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：1）推式膜片弹簧离合器按支撑结构又可分为双支撑环式、单支撑环式、无支撑环式：双支撑环式（图2-2）图2-3 双支撑环式单支撑环式（图2-3）图2-4 单支撑环式无支撑环式（图2-4）图2-5 无支撑环式2）拉式膜片弹簧离合器： 拉式膜片弹簧的支撑分两种如图2-6（a）是无支撑环，（b）是单支撑环图2-5 拉式膜片弹簧离合器支撑形式2.3.5推式和拉式的比较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。2.4压盘传力方式的选择2.4.1凸块窗孔式凸块窗孔式，离合器盖用螺栓固定在飞轮上，在盖上开有长方形的窗口，压盘上则铸有相应的凸台，凸台伸进盖上的窗口，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，以保证摩擦片磨损至极限时仍能可靠传动。2.4.2传力片式传力片式由弹簧钢带制成的传力片(图2-6)，一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。它一般都是沿圆周切向布置，改善传力片的受力状况。这种传力片的连接方式还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。图2-6 传力片2.5从动片的结构型式2.5.1整体式弹性从动片从动片沿半径方向开槽，将外缘部分分割成许多扇形（图2-7），并将扇形部分冲压成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上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦片所传递的转矩逐渐增大，使接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和。整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制成612个切槽。这种切槽还有利于减少从动片的翘曲。为了进一步减小从动片的刚度，增加其弹性，常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽。图2-7 整体式弹性从动片2.5.2分开式弹性从动片从动片采用分开式结构（图2-8 )从动片，（图2-9）波形片，分开做成两件，然后再用铆钉将其铆在一起由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成，故其刚度比较一致。另外，这种结构的从动片也较容易得到较小的转动惯量。 图2-8 分开式弹性从动片结 图2-9 波形片 2.6方案选择 通过上述各个方案的优缺点比较结合参考车型。本次设计为选用干式离合器不考虑湿式离合。从动盘数的选择，由于该车型为乘用车，总质量较小，所以可以选用单片式，使离合器结构相对简单，轴向尺寸紧凑。压紧弹簧和布置形式的选择，采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。而推式膜片弹簧离合器，在安装和维修方面较为容易。压盘的驱动方式，选择传力片方式，传力片方式设计简单，传力片的弹性允许其作轴向移动，与压盘的对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，帮命长。从动片的结构选择，选用分开式弹性从动片可以更好的保证从动片能达到轴向弹性的要求。 综上所述本次设计选择单片推式膜片弹簧离合器。 第3章 设计计算及参数选择3.1离合器主要参数的选择3.1.1摩擦片的设计1）离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：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。具有足够的机械强度与耐磨性。密度要小，以减小从动盘的转动惯量。热稳定性要好，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。2）摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的离合器的静摩擦力矩为，即 （31）式中，摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.250.30；F压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；为摩擦面数，单片离合器的=2，双片离合器的=4，本次设计选择单片离合器。离合器的基本参数主要有性能参数和Po，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数和离合间隙。3.1.2后备系数后备系数（表3-1）是离合器设计中的一个很需要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几个问题：1） 摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩。2） 防止离合器滑磨时间过长。3） 防止传动系过载以及操纵轻便等因素。 表3-1 离合器后备系数的取值范围车 型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00为保证离合器在任何工况下都可靠的传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即 （32） 式中，离合器的后备系数，必须大于1； 发动机最大扭矩。由于奥迪A3车为乘用车，由文献2得， 后备系数取1.21.75。这里选=1.4,由式（3-2）可知=1.4145 Nm=203 Nm 3.1.3摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片（图3-1）外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，需要有大的尺寸。根据汽车离合器徐石安2 可按经验公式选用 （33）式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：小轿车 A=47；一般载货汽车A=36（单片）或A=50（双片）；自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19。由公式（3-3）代入相关数据理可得：D=175.64mm 按照我国摩擦片尺寸系列标准GB/T57641998汽车用离合器面片选取7。图3-1 摩擦片表3-2 汽车用离合器面片外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面面积/1061321602213024024665466787299081037由上表初选摩擦片的尺寸为 D=225mm，d=150mm ，b=3.5mm ， =0.667 摩擦片中径, 即 （34）式中，R为摩擦片外半径；r为摩擦片内半径。当d/D 0.6时，即0.6，可由下式相当准确的计算，即 （35）由（35）得=93 .75mm3.1.4单位压力P0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、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，应取小些；当摩托车擦片外径较大时，为了降低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。根据汽车设计王望予 （36）式中，摩擦因数，本次设计=0.3。根据初选D代入公式（36）得=0.17Mpa3.1.5摩擦因数、摩擦面数Z和离合器间隙摩擦片的摩擦因数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。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉未冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料摩擦因数受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉未冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数的取值范围见下表。表3-3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压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综上本次设计可以选择粉末冶金材料铜基，摩擦因数。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，由于是单片离合器，因此摩擦面数Z=2。离合器间隙是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。由参考文献可知，一般为34mm,这里初选3mm。3.1.6离合器基本参数的优化1）约束条件摩擦片处径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即 （37）式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。代入相关数据得=65.94m/s，符合要求。摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，即 0.53c0.70由表3-2可知c=0.667，在范围内，符合要求。为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0，本次设计取值为1.4，符合要求，即 1.24.0为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即 （38）本次设计取45，符合要求。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许用值， （39） 式中，为单位摩擦面积传递的转矩（）；为其允许值（），按表3-5选取。表3-4 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm210210250250325325/0.280.300.350.40代入数据得，=0.45910-2 。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P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围为0.101.50Mpa，即3 由式（3-6）知P0=0.17，符合要求。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 （310） 式中，为单位摩擦面积滑功（）；为其许用值（），对于乘用车=0.40J/mm2，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算： （311）式中，为汽车总质量（kg）；为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步是所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速（r/min），计算时乘用车取2000 r/min，商用车取1500 r/min，本次设计为乘用车，即=2000 r/min计算得汽车起步的滑磨功为16294 J；单位摩擦面积滑功为0.368，符合要求。第4章 从动盘总成设计从动盘总成（图4-1）主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计从动盘总成时应注意满足以下几个方面的要求：1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。2）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。3）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。4）要有足够的抗爆裂强度。 图4-1 从动盘总成分解图1，3-摩擦片 2-从动片 4，6-摩擦阻尼片 5-从动盘毂 7-减振盘4.1摩擦片设计4.1.1离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能：1)在工作时有相对较高的摩擦系数；2)在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，步希望出现，摩擦系数衰退现象；3)在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；4)能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能；5)能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏；6)在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；7)具有小的转动惯量，材料加工性能良好；8)在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能；9)摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用；10)具有良好的性能/价格比，不会污染环境。鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是：1)满足较高性能标准；2)成本最小；3)考虑代替石棉。本设计离合器摩擦片选用粉末冶金材料（F1001G）。尺寸根据第三章计算选取，它是以铁粉或铜粉为基体与另外的金属或非金属粉末混合物经压制烧结成形而成。其优点是，传热性好，热稳定性与而磨性好，摩擦系数较高而且稳定，能承受的单位压力较高，寿命较长等。4.1.2摩擦片铆钉的设计与校核摩擦片与从动片的边接方式为铆接，选取8颗铆钉铆接。其铆接位置为摩擦片的平均半径，即。选取铆钉型号为GB/T872-1986 32.7，材料为15号钢。铆钉校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力为10：= （4-1）根据铆钉所受的，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度10： （4-2） （4-3）式中，为铆钉孔直径；m为每个铆钉的抗剪面数量；为被铆件中较薄板的厚度；m为每个铆钉的抗剪面数量，对于双盖板，两盖板之和为一个被铆件。根据相关已知参数，可得：=1mm，m=2mm;并由参考文献11可得，=115MPa，=430Mpa。各项数值代入公式（4-2）及（4-3）得：=13.68 MPa =115Mpa； =62.36 MPa 350466881010由上表可初选=67)减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为 （46）代入相关数值可得：=290 Nm /0.045=6444N8）每个弹簧所受最大压力 （4-7）4.2.2减振弹簧尺寸的确定 1)弹簧的平均直径DC DC一般由结构来决定，则文献可知通常DC=1115mm左右。本次设计取DC=14mm。 2)弹簧钢丝直径d1 ，即 （4-8） 式中， 本次设计弹簧材料选用65Mn，由参考文献得许用应力=600Mpa,代入相关数据可得d13.71，d1须为标准值，一般d1=34mm，这里选取d1=4mm。 3)减振弹簧刚度K，即 （4-9） 代入相关数据得：K=272.7N/mm4)减振弹簧有效圈数，即 （4-10）式中，G为材料的扭转弹性模数8，对碳钢G=8300kg/mm2。代入相关数值得：5)减振弹簧总圈数，即 （4-11）一般取6圈左右，这里取6)减振弹簧最小长度，即减振弹簧在最大工作压力时的最小长度，即 （4-12）式中，弹簧之间的隙，必要是可取得小一些。代入数值 则。7)减振弹簧总变形量，即 （4-13）8)减振弹簧自由高度，即 （4-14）9)减振弹簧的预变形量，即 =M预/KnRo （4-15）式中M预=0.11M极=0.11 290Nm=3.19 Nm代入相关数值得：=0.4mm10)减振弹簧安装后的工作高度，即 （4-16）11)减振弹簧的工作变形量，即 （4-17）12)极限转角，即 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 （4-18）式中，为减振弹簧的工作变 形量。代入相关数值可得=5.0304.2.3从动毂1)从动盘毂花键结构及尺寸的确定从动盘毂（图4-2）的花键是离合器中承受载荷最大的部件，它几乎承受发动机的全部转矩，它一般与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毂能作轴向移动。从动盘轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍12的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢，并经调质处理。为提高花键内孔表面的硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩根据国标GB11441974(见表4-2)选定的花键标准2，设计时花键标准的结构尺寸可根据从动盘外径和发动转矩选取。 图4-2 从动盘毂表4-2 GB1144-1974从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5设计中根据从动盘的外径为225mm，所以选择花键的齿数为=10，花键外径=32mm，花键内径=26mm,齿厚=4mm,有效齿长=30mm,挤压应力=11.5Mpa。为了保证从动盘毂在变速器第1轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同。对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4倍。这里选取的尺寸与花键外径相同。花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形成是由于表面受挤压过大而破坏，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。挤压应力的计算分式如下 ： (419)式中，P花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： （420）式中，分别为花键的外内径，m；Z从动盘毂的数目；发动机最大转矩，；花键齿数；花键齿工作高度，m； =(-)/2花键有效长度，m。从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa.代入数值可得，P=10000N，=11.11MPa满足条件。2）限位销与从动盘抽缺口侧边的间隙的确定 根据公式可得： （4-21） 式中，R2为限位销的安装半径；为极限转角，由式（4-18）可得过，值一般为2.44mm.选取=46mm，代入数值计算可得：=4.03。3）限位销直径 按从动盘毂的结构布置选定，由参考文献一般=9.512mm，本次设计可选取=9.5mm。4）从动盘毂缺口宽度B及弹簧安装窗口尺寸A如图（4-3）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25.55mm，由，选取标准值，即弹簧工作高度为26mm，由8，根据上述分析，选取A=26mm，=4.03mm，B=17.56mm。图4-3 减振器尺寸简图4.2.4阻尼摩擦片的设计根据上述结构可以确定阻尼摩擦片的内径为41mm，外径为71mm，厚度2mm,则有效半径为30mm，共有两个阻尼摩擦片，四个有效面。阻尼摩擦转矩=0.158145=23 Nm，阻尼摩擦片的材料为F1005G，摩擦因数为0.35。参照公式（3-1）可得阻尼摩擦片受到的弹簧压力为：F=23000/（300.354）=547.6N 第5章 离合器盖总成离合器盖总成如图（5-1）所示，包括压紧弹簧、离合器盖、压盘，传动片等。 图5-1 离合器盖总成 1-膜片弹簧 2-压盘 3-离合器盖 4-传动片5.1离合器盖5.1.1对离合器盖结构设计的要求：1）应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘行程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.54.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。2）应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风穿孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车和载质量较上的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸铁件或铝合金铸件。根据上述设计要求，本次设计选用离合器盖的板厚为3.0mm，10钢冲制而成。5.2压盘5.2.1压盘结构设计的要求1）压盘应具有足够的质量。在离合器的接合过程中，由于滑磨的存在，每接合一次的过程中都要产生大量的热，而每次接全的时间又短（大约3s左右），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。它不仅会引起摩擦系数下降、加剧磨损，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。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的彻底分离和摩擦片的均匀压紧，由参考文献可知压盘厚度约为1525mm。3）与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡，由参考文献可知压盘单件的平衡精度应不低于1520gcm。 图5-2 压盘结构简图5.2.2压盘尺寸的确定根据上述要求，初选压盘厚度为15mm，材料为灰铸铁（比热容c=481.4J/(kg ， 密度=7.25t/，硬度为HB170227)由参考文献可知压盘的温度上升不应超过810，若温升过高，可适当增加压盘的厚度。先计算压盘的质量，校核计算的公式如下： （51）式中，温升，；W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为压盘的比热容，对铸铁压盘，c=481.4J/(kg* );压盘质量，kg。初选温升为7则代入相关数值到公式（5-1）可得：=2.4kg根据摩擦面片初选压盘的外、内径，一般比压盘的内径比摩擦片内径小12mm，外径比摩擦片外径大12mm。则可初选=227mm， =148mm计算压盘体积：= / （5-2）灰铸铁密度:=7.25kg/代入公式（5-2）可得：=2.4kg/(7.25* kg/)=331034压盘高度可以下公式算出 = （5-3）式中=，=，=14.23mm 最终确定压盘高度:为15 mm。5.2.3压盘传力方式的选择传力片的作用是保证其既有足够的轴向弹性使压盘容易分离，又有足够的强度不至于因弯曲拉压而断裂。在布置传力片时要注意，通常情况下（即发动机正向输出转矩）传力片应该受拉力，但是当由车轮驱动发动机时，传力片将受压，此时要当心它受压时的压杆稳定性问题。 传力片与压盘、离合器连接时的安装高度，一般可如此设计：在离合器彻底分离时，压盘由传力片拉离至极端位置，此时，传力片应处于或接近于非弯曲状态（平直状态，相当于弯曲应力为零）。传动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。由参考文献可知传动片常用34组，每组23片，每片厚度为0.51.0mm，一般由65Mn制成。根据相关条件综合考虑后，选取传动片为3组，每组3片，长为80mm，宽为20mm，每片厚度为1mm；传动片由65Mn制成。两铆钉孔的中心距离为60mm，并根据压盘的结构尺寸，选取传动片的安装距离压盘中心为126.5mm。选取传动片安装铆钉型号为GB/T109-1986 617，材料为15号钢，由参考文献9查得铆钉孔直径为6.2mm。传动片校核如下：传动片的受力分析如图37所示。则平均每颗铆钉切向力为Fmax，即10 =382.08N （5-4） 图5-3 传动片的受力分析简图受力分析可知上图中：=arcsin（/2R）=13.7。 则Fx=Fmaxcos=382.08cos13.7=371.18N。根据铆钉所受的，分别校核铆钉的抗剪强度和传动片的抗压强度为被铆件中较薄板的厚度，m为每个铆钉的抗剪面数量，根据相关已知参数，可得：=1.7mm，m=2；并由参考文献14可得d0=6.2mm，=115MPa，=430MPa。则将各项数值代入公式（5-4）、（5-5）、（5-6）得：=6.15MPa =115MPa； （5-5） =35.21MPa=430MPa。 （5-6）符合上述条件，认为所选铆钉可用。5.3膜片弹簧设计5.3.1膜片弹簧的结构特点 膜片弹簧的结构形状如（图5-4）所示，它由弹簧钢板冲压而成15。由图可知，膜片弹簧在结构形状上分成两问分，在膜片弹簧大端处为一完整的截锥体，如（图5-4 b）形状像一个无底碟子，与一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分，膜片弹簧起弹性作用的正是此部分。碟形弹簧的弹性作用是沿轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式，所不同的是膜片弹簧上还包含有径向开槽部分，此部分像一圈瓣片，其作用是:当分离离合器时作为分离杆，故此瓣片又称作分离指。分离指与碟簧部分交接处的径向槽呈长方圆形孔，这样做一方面可以减少分离指要部的应力集中，另一方面可以用来安装销钉固定膜片弹簧。 图5-4 膜片弹簧简图5.3.2膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性如(图5-5)所示。当(H/h)时，F为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)=，特性曲线上有一拐点，若(H/h)=1.5，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当（H/h）2，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，参照文献可知汽车离合器膜片弹簧通常取1.5(H/h)2，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。 通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为（mm）（图5-6b）,则膜片弹簧的弹性特性（图5-5）如下式表示3 图5-5 不同时的无弹性特性曲线 图5-6 膜片弹簧在不同工作状态时的变形（a） 自由状态 (b)压紧状态 (c)分离状态 （57）式中，E为材料的弹性模量（MPa）,对于钢：E=2.1 MPa；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）；、分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm）。当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化（图5-6c）。设分离轴承对分离指端所加载荷为（N），相应作用点变形为（mm）,另外，在分离与压紧状态下，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3 （58） （59）式中，为分离轴承与分离指的接触半径（mm）。5.3.3膜片弹簧基本参数的选择1）H/h比值的选择，比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，一般汽车离合器膜片弹簧的H/h值在如下范围3：H/h=1.52.0。本次设计板厚取h=2.5mm,H=4mm，则H/h =1.6，在范围内，符合要求。2）R有R/r的确定：比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响。对于汽车离合器膜片弹簧，设计上并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离力的需要来决定，由参考文献3可知一般R/r取值为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值应取大于或等于摩擦片的平均半径Rc ，拉式膜片弹簧的r值应取为大于或等于Rc。而且对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式的大。本次设计选用的是推式膜片弹簧，由式3-5可知Rc=93.75mm。这里选取R=100mm， r=75，则R/r=1.33，在范围内，符合要求。3）的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，汽车膜片一般起始底角在915度之间， 即arctanH/（R-r）。代入相关数据得=9.090 ，符合呆求。4）膜片弹簧工作点位置的选择 ：膜片弹簧工作点位置如图（5-7）所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置。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，由参考文献知，一般，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5-7 膜片弹簧工作点位置 图5-8 膜片弹簧尺寸简图 a)推式b)拉式c)俯视图5）分离指数目n的选取 由参考文献知，分离指数目n常取为18，便于制造时模具分度，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12，本次设计分离指数目n取18。6）膜片弹簧小端内半径（图5-8）及分离轴承作用半径的确定 值主要由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第1轴花键的外径以便安装。分离轴承作用半径应大于。先求变速器第一轴花键的处径，即 （5-10）式中，K为经验系数，K=4.04.6；为发动机最大扭矩（N.m）。这里K取4.0，代入数值可得d=21mm。本次设计取=24mm ，=22mm。7）切槽宽、窗孔槽宽及半径（图5-8）的确定 根据参考文献知，切槽宽=3.23.5mm,窗孔槽宽=910mm；的取值应满足 的要求。本次设计取=3.5mm，=10mm，则=65mm，在范围内，符合要求。8）压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 R1 和r1 的取值将影响膜片弹簧的刚度。由参考文献知，r1 应略大于r 且尽量接近r，R1 应略小于R且尽量接近R。 本次设计取，符合上述要求。5.3.4计算与校核1)画出膜片弹簧特性曲线图将数据代入公式（57）中，可以利用Matlab 软件寻找F11特性曲线中M,N的位置坐标，M（2.61，4149），N（4.51，3752）。根据点M,N的位置坐标即可确定膜片弹簧的压平位置H点11，从特性曲线上可以得出：，从而有H点的坐标为H（3.51，3938），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，为了保证摩擦片在最大磨损度范围内的压紧力从到变化不大，本设计取B点点处，为了保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩,并考虑到摩擦因数的下降,摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应该有：，故取A点的坐标为A（1.86，3941），当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为了最大限度的减少踏板力，C点应尽量靠近N点，取C的坐标为C（4.52，3752）以上各点的位置（图5-9） 图5-9 膜片弹簧特性曲线确定膜片弹簧的工作点位置，从特性曲线图（5-9）可查出膜片弹簧的压紧力F=3938N大端变形距离为3.65mm由于考虑到离合器盖的可能变形,取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为，。C点时离合器彻底分离，膜片弹簧大端的变形量为4.52mm。2）求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷当离器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化（图5-6c），设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），相应作用点变形为（mm）；另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系 （5-11） （5-12）代入有关数值得=1634.6N式中，为分离轴承与分离指的接触半径（mm）。将式（5-11）和式（5-12）代入式（5-7），即可求得与的关系为 （5-13）求分离轴承的行程，参考文献公式： （514） 式中， 为压盘的分离行程 代入相关数值可得：=0.96（77-24）/（99-77）=2.31mm 3）膜片弹簧强度校核由前述假设可知，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应力。 图5-10 切向应力在子午断面中的分布建立图（5-10）所示的坐标系xOy，则断面上任何一点（x,y）的切向力t（MPa）为3 （5-15）式中，为自由状态时碟簧部分的圆锥底角（rad）；为从自由状态起，碟簧子午断面的转角（rad）；e为中性点半径（mm），e=(R-r)/ln(R/r)。 经过其它分析表明，B点的应力值最高1，所以只需计算B点的应力来校核碟簧的强度。将B点的坐标x-(e-r)和y=h/2代入式（3-24）并经过角度代换，可得B点的当量应力为 （5-16） （5-17）式中，2为分离爪根部的宽度系数。令，可求出达到最大值时，膜片弹簧大端移动距离，即 （5-18）将数据代入式（5-16）与式（5-17）计算得最大当量应力与大端移动的位移为： =1530.9MPa =5.79mm 但在本设计中，当离合器完全分离时，膜片弹簧的大端变形=4.54mm.，此时，B点的当量应力为 =1461.7MPa当膜片弹簧的材料采用60Si2MnA时，应使当量应力不大于15001700MPa。而本设计的当量应力为1461.7MPa，满足要求。在分离轴承推力F2的作用下，B点还受到弯曲应力，其值为 (5-19)式中，br为分离指根部的宽度，br=3.14(r+rf)/18，代入已知数据，求得 =257.35MPa