车辆工程毕业设计21比亚迪轿车拉式离合器设计
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计21比亚迪轿车拉式离合器设计,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪 论 1.1 选题的目的 离合器的设计要求是 在任何条件下行驶，既能可靠的传递的发动机最大转矩，并有适当的转矩储备 ,有能防止传动系过载，接合时要完全，平顺，柔和，保证汽车 起动时没有抖动和冲击，分离时要迅速，彻底，从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时的变速器齿轮间的冲击 ， 便于换挡和减少同步器的磨损。应有足够的吸热能力和良好的通风能力，以保证工作时的温度不致过高，延长其使用寿命。应能避免和衰减传动系的扭转与振动，并且具有吸收振动，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 。 作用在从 动盘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。具有足够的强度与动态平衡，以保证其工作可靠，使用寿命长。结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装，维修，调整方便等。 本次设计，我力争把离合器设计系统化，为离合器设计者提供一定的参考价值。抛弃传统的退市膜片弹簧离合器，设计新式的拉式膜片弹簧离合器是本次设计的主要特点。 1.2 离合器国内外发展现状 近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发 展水平的标志。 对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接听总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片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。 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采用多片离合器。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离合器 1。 据中国汽 车工业协会统计， 2009 年我国汽车工业全年产量为 1379.10 万辆，同比增长 48.3%，其中，乘用车产量为 1038.38 万辆，同比增长 54.11%；商用车产量为340.72 万辆，同比增长 33.02%。我国汽车产量基数已经达到千万辆规模，在如此规模基数的情况下，可见 2009 年我国汽车销售市场的火爆场面。由于汽车离合器的需nts 2 求规模与整车产量关系密切，过去的一年也是我国汽车离合器总成行业发展最好的一年，一改我国汽车离合器行业增长缓慢的局面。汽车产业振兴政策带动了我国汽车零部件产业，从 2008 年 9 月美国爆发的金融危机 迅速转化为一场全球性的经济危机。汽车零部件产业的高速发展带动了我国离合器行业的发展，根据我们对主要汽车离合器企业的统计，我国汽车离合器行业主要企业去年销售收入总体增长幅度达到16.2%，一些企业如长安离合器、桂林福达、宁波宏协、荣成黄海、南京法雷奥等还投资扩大生产能力以满足国内主机厂商不断增长的要求。由于自动档车型和手动挡车型采用不同的传动部件，所以它们之间比重发生的变化也会影响到离合器与液力变矩器两者产品市场结构的变化影响到我国传统汽车离合器行业发展的前景。据统计的结果显示，我国乘用车上采用自动变速器的俄 车型覆盖范围进一步扩大，这反映了近年来自动档轿车越来越被人们所接受和认可的趋势，整车厂商也力推自动挡轿车。但根据中国汽车协会的统计，我国自动汽车产量比重在最近三年中比重却在不断下架，手动档汽车产量的比重却在持续上升。首先固然是与目前国家实施的汽车产业政策调整有关，但其次更深层次的原因是我们认为当前中国人均生活水平仍还处于比较低的情况下，汽车仍然是作为一种奢侈消费品和投资的工具，因此在 5-10 年内，我国汽车自动档仍难占据主流地位。 1.3 离合器的概述 1.3.1 膜片弹簧离合器的概述 膜片弹簧离合器是用膜片 弹簧代替了一般螺旋弹簧及分离杠杆机构而做成的离合器，因为它布置在中央，所以也可算中央弹簧离合器，其结构如图 1-1 所示。在离合器中采用膜片弹簧做压簧有很多优点。首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杆的作用，使零件数目减少，重量减轻；其次，离合器结构大大简化并显著地缩短了离合器的轴间尺寸；再者，膜片弹簧具有良好的非线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能维持很少改变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便。其工作特性见图 1-4。此外，膜片弹簧的安装位置对离合器的旋转轴线是完全对称的，因此，它的压紧 力不会受离心力的影响，很适于高速旋转。 离合器压盘升程和分离轴承行程之间的关系，对膜片弹簧离合器工作性能好坏影响很大。从理论上说，压盘升程和分离轴承行程之间的关系为线性关系，见图 1-2。但实际上，由于离合器盖等零件在外力作用下的变形和支承接触处间隙的存在，在离合器分离过程中，压盘的升程会有些滞后，如图 1-3 所示。并且随着使用时间的增nts 3 加、作用次数的增多以及膜片弹簧安装方法的不同，会使压盘开始的升程更往后延。这实际上是减少了压盘的升程，并有可能导致分离不彻底。 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 图 1.1 离合器总成 由于膜片弹簧离合器有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高，因而这种离合器在汽车上用得越来越广。但膜片弹簧离合器设计、制造技术要求比周置螺旋弹簧离合器高，如设计、制造不当，其使用性能可能还不如普通螺旋离合器。 要使膜片弹簧有好的特性，可以从以下两个方面着手进行： （ 1） 优选膜片弹簧有关几何尺寸参数； （ 2） 改善膜片弹簧与压盘支撑表面接触状态。 图 1.2 理论曲线 图 1.3 实际曲线 nts 4 图 1.4 膜片弹簧工作特性 1.3.2 离合器的功用 离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为 300 500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就 必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。 虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是 暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。 汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结nts 5 的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。 离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧 急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。 1.3.3 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。 1.3.4 拉式膜片弹簧离合器与推式的比较 拉式膜片弹簧离合器中的膜片弹簧安装方向，与传统的推式结构相反，并将支承点移动到膜片弹簧最大端附近。接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离。 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 %30%25 ；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。 但是，拉式膜片弹簧的分离指是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如图 1-5 所示。结构较为复杂，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。 nts 6 表 1.1 推式和拉式膜片弹簧优缺点比较 项目 类型 离合器盖变形 分离轴承 膜片弹簧外径 弹簧 应力 夹紧 载荷 支承 环数 设计 负 荷 安装 推式 大 简单 大 容易 相对小 相对大 相对小 2 拉式 小 复杂 小 较难 相对大 相对小 相对大 1 1-轴承内圈 2-轴承外圈 3-轴承罩 4-波形弹簧 5-分离套筒 6-碟形弹簧 7-挡环 8-锁环 图 1.5 拉式自动调心式分离轴承装置 1.4 设计主要内容 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、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。离合器的主要功用就是切断和实现发动机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。本章中主要介绍设计的拉式膜片弹簧离合器的结构、功用及其工作原理，并且与以往推式膜片弹簧相比较，突出了拉式膜片弹簧离合器的优点。 nts 7 第 2 章 离合器基本结构尺寸、参数的选择 表 2.1 设计参数 参数 项目 参数 项目 预选车型 比亚迪 f0 主要尺寸 3588 1563 1533(m) 整车质量 1270(Kg) 最大功 率 48/5700(KW) 最高车速 140(Km/h) 最大扭矩 88/3500(N m) 主减速器传动比 5.46 一档传动比 3.40 2.1 离合器的结构方案设计 2.1.1 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遍从动盘。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热性良好，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. 双片 离合器 双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦因数增加一倍，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能差，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，。 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。 本次设计为单片离合器。 2.1.2 压紧弹簧和布置形式的选择 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其 中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。 膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点： nts 8 （ 1） 由于膜片弹簧有理想的非线性特征 ,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力； （ 2） 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； （ 3） 高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； （ 4） 由于膜片 弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命； （ 5） 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生产，降低制造成本。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，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，我选用膜片弹簧式离合器 。 2.1.3 膜片弹簧的支撑形式 拉式膜片弹簧的支承结构形式分为无支承环 形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖中冲出的环形凸台上；单支承环形式如图 2-1 所示，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。 图 2.1 单支承环支承形式 nts 9 2.2 离合器基本性能关系式 离合器的基本功能之一是传递转矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一，但通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否适合最终取决于试验验证。 将离合器转矩容量cT和发动机最大转矩maxeT关系式： maxeC TT (2.1) 2.3 基本结构尺寸、参数的选择 2.3.1 摩擦片外径 D 的确定 摩擦片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。 当按发动机最大转矩maxeT(N m)来选定 D 时，有公式 ATD e /100 max(2.2) A=47，小轿车。 表 2.2 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 内径 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 31 C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 DdC 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 mmATDe 83.136/100 m a x 根据表 2-1 标准尺寸选取 D=180mm， d=125mm， h=3.5mm ， DdC =0.667 ， a=132mm2 。 nts 10 2.3.2 离合器后备参数 的确定 表 2.3 离合器的后备参数的取值范围 车型 后备系数 乘用 车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.20 1.75 最大总质量为 6 14t 的商用车 1.50 2.25 挂车 1.80 4.00 对小轿车离合器推荐的后备参数 取值为 1.2。 2.3.3 单位压力 P 的确定 1） 压紧力 F F=3000maxeT(D+d)/ Z(D2+Dd+d2)=2093.162378.59N （ 2.3） 石棉基材料 =0.3，单片离合器 Z=2。 摩擦片单位压力 P P=F/a=0.1590.181MPa 2） 单位压力 P 当摩擦片的外径较大时，要适当降低摩擦面上的单位压力 P，离合器使用频繁，工作条件比较恶劣时，单位压力 P 取较小的值为好，因此只有降低单位压力 P 增大摩擦面积，加大容许的磨耗的体积，增加使用磨耗量，才能延长使用时间。 对于采用有机材料为基础的摩擦面 F列数据可做参考。 小轿车 D 230mm 时， P约为 0.25MPa cT= maxeT= ZPD3（ 1-C3） （ 2.4） 其中 =1.2， =0.3。 P=12maxeT/ ZPD3（ 1-C3） =0.173MPa （ 2.5） 表 2.4 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 摩擦材料 摩擦因数 f 石棉基材料 模压 0.20 0.25 编织 0.25 0.35 粉末冶金材料 铜基 0.25 0.35 铁基 0.30 0.50 金属陶瓷材料 0.4 nts 11 表 2.5 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力0p/MPa 石棉基材料 模压 0.150.25 编织 0.250.35 粉末冶金材料 铜基 0.350.50 铁基 金属陶瓷材料 0.701.50 单位压力 P 在容许范围之内，认为所选离合器的尺寸、参数适合。 2.4 本章小结 如上一章所述，汽车上所用的摩擦离合器是拉式膜片弹簧离合器，又要靠它的滑磨来使汽车平稳起步，工作条件甚为恶劣。因此在设计离合器时，不仅要求它在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，而且还应使它有足够的使用寿命，本章提供了为以后 设计离合器时重要的结构尺寸和设计参数。 nts 12 第 3 章 离合器零件的结构选型及设计计算 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 : （ 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。 3.1 从动盘总成 从动盘有两种结构型式：带扭转减振器的和不带扭转减振器的，带扭转扭转减振器的结构如图 3-1所示。 扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其 工作表面的不平度误差小于 0.2mm，从动盘本体采用 45 号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。 nts 13 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-减振摩擦片 7-限位销 8-从动盘毂 10-调整垫片 11-减振弹簧 12-减振盘 图 3.1 带扭转减振器的从动盘 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： （ 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更均匀等，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。 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。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。 3.1.1 从动片 （ 1）设计从动片时， 要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，已获得最小的转动惯量。通常是用 1.3 2.0mm 厚的钢板冲压而成，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薄至 0.65 1.0mm，使nts 14 其质量分布更加靠近旋转中心。 （ 2）为了使离合器接合平顺，保证汽车起步平稳，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。对于单片离合器的乘用车而言，通常只设有一个从动盘。 3.1.2 从动盘毂 从动盘数及干、湿式的选择单片干式摩擦离合器，这是因为结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性能好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接顺平和等优点符合离合器的设计要求。 发动机转矩是经过从动盘毂的花键孔输出，变速器第轴花键轴就插在该花键孔内，从动盘毂和变速器第轴的花键接合方式。见下表。 表 3.1 从动盘毂花键尺寸系列 花键选取后应进行挤压应力 j（ MPa）及剪切应力 j（ MPa）的强度校核： nhlP（ 3.1） P-花键的齿面侧面压力 ZdD TP e )( 4 max（ 3.2） 摩擦片 外径 D/mm 发动机的 最大转矩 Temax/N m 花键尺寸 挤压应力 j/Mpa 齿数 N 外径 D /mm 内径 d /mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 nts 15 M P aM P adDZ n h l T e 2098.144 m a x （ 3.3） 式中， dD -分别为花键内外径； h-花键的工作高度；ZdDh /)( Z-从动盘毂的数目 从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经过调质处理，其挤压应力不应超过20MPa 合格。 3.1.3 从动盘摩擦材料 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，因此该设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。 摩擦片要求：摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数大约在0.3 左右（ 0.25 0.5 之间），其允许的单位压力在 0.2MPa 左右。密度小，价格便宜，多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠，更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得 轴向弹性。 1） 摩擦片基本尺寸的确定 D=180mm ， d=125mm ， h=3.5mm。 2） 摩擦片的校核 （ 1）摩擦片外径 D的选择应使最大圆周率速度0v不超过 65-70m/s。 smDnv eD /694.53101805700601060 33m a x （ 3.4） （ 2）摩擦片的内径比 C应为 0.53-0.70范围内。 （ 3）保证离合器可靠性地传递发动机的转矩，并防止传动系过载， 应在 1.2-4.0之间。 （ 4）为减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，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面积滑磨功应小于其许用值 mNiirmnWgrae 12.102101800 220222 （ 3.5） nts 16 式 （ 3.3） 中，am 汽车总质量 (Kg)； r 轮胎滚动半径（ m）； gi 汽车起步时所用变速器挡位的传动比； 0i 主减速器传动比； en 发动机转速 r/min。 计算时乘用车取 2000 r/min，商用车取 1500 r/min。 其中： 46.50 i40.31 gi3556.0rr m 1270amKg。 4.039.04 22 dDZ W （ 3.6） 经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求 （ 5）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧位置直径02R约 50mm，即 5020 Rdmm （ 6）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，即 0220 212.04 ccc TdDZ TT （ 3.7） 表 3.2 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210 250210325250325 20 10/ cT 0 28 0 30 0 35 0 40 0cT为单位摩擦面积传递的转矩 (N.m/mm2)，可查表选取经检查 ,合格。 （ 7）离合器的接合升温 53.348.4813 12.1 0 21 05.0 mcWt C （ 3.8） 式（ 3.10）中 ,t 压盘温升 ,不超过 108 C ； c 压盘的比热容， 4.481c J/(KgC)； 传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘； 5.0 。 nts 17 m 压盘的质量； 3m Kg 。 将数据带入（ 3.8）中得 53.3t C ，合格。 3.2 压盘设计 3.2.1 压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种： （ 1） 凸台 窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触 部分容易产生分离不彻底。 （ 2） 径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。 （ 3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。 经比较，我选择径 向传动驱动方式。 传力片在不同的离合器结构中，起的作用不完全相同。在膜片弹簧离合器中的压盘传力片，除了要承担传递发动机的转矩之外，还要依靠传力片的弹性作用使压盘分离。压盘通过传力片和离合器盖相连而被驱动。根据对传力片的功能要求，决定了他的一端用铆钉固定在压盘上，另一端用螺钉与离合器盖相连，它们沿圆周切向分布，一遍布置有 3 4 组，而每组由 3 4 个弹性薄片组成。片厚一般为 1 1.2mm，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。 3.2.2 压盘的选材 压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。压盘壳用 M8 螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。 压盘是离合器的主要部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动片转动，在单片离合器中的压盘常采用凸台式连接方式。 压盘一般做的比较厚（一般不小于 10mm）而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘nts 18 因受热变形后内缘的凸起。 压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合 器接合一次时的温升，它不应超过 8 10。 cmL（ 3.9） 式中， 温升； L 滑磨功； c 压盘比热容 c=544.28J/Kg ； 分配到压盘上的滑磨功所占百 分比； 单片离合器 =0.50。 m 压盘质量 取 3Kg。 带入（ 3.9）中得， 13.300.328.544 12.1021050.0 cmL 合格。 压盘形状一般比较复杂而且还要求耐磨、传热性好，通常要灰铸铁铸成硬度为HB170 227。 凸台强度校核 AF（ 3.10） 式中， F 作用在每个凸台的力 A 离合器盖鱼凸台的接触面积 凸ZRZZTF ce 3max1 （ 3.11） 单片离合器 Z=1， cZ =2。 )(m a x3M P aATZR ZZec凸挤 （ 3.12） 凸台挤压应 力 10 15MPa。 3.3 离合器盖设计 离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，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杠杆的支承壳体。 1.刚度问题 离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖刚度不够，则当离合器分离时，可能nts 19 会使盖产生较大的变形。为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为3 5mm的低碳钢板（如 08钢板）冲压成比较复杂的形状。 2.通风散热问题 试验表明，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200180 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 180 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1000。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。 3.对中问题 离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。 3.4 扭转减振器 3.4.1 扭转减振器的概述 扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件等组成，弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，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散振动能量。因此，扭转减振器具有一下功能： （ 1） 见底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。 （ 2） 增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击产生的瞬间扭振。 （ 3） 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及噪声。 （ 4） 缓和非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。 nts 20 3.4.2 扭转减振器主要参数的选择 减 振 器极转矩 : 1325.1max ej TTNm 摩擦转矩 : 96.1417.0ma x eTT Nm 预紧转矩 : 2.1315.0max en TTNm 极限转角 : 123j 图 3.2 带扭转减振器的从动盘 3.4.3 减振弹簧的安装位置 2)75.060.0(0 dR （ 3.13） 结 合 5020 Rdmm，得0R取 40mm， 则 64.020 dR 。 3.4.4 全部减振弹簧总的工作负荷 ZP 33001 RTP jZ N （ 3.14） 3.4.5 单个减振弹簧的工作负荷 P 500 ZPP Z N （ 3.15） 式中： Z 减振弹簧的个数 根据表 3-3选择：取 Z=6。 nts 21 表 3.3 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径 D/mm 225 250 250 325 325 350 350 Z 4 6 6 8 8 10 10 3.4.6 减振弹簧尺寸 （ 1） 选择材料，计算许用应力 根据机械原理与设计 (机械工业出版社 )采用 65Mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝直径4d mm, 1620b MPa, 8105.0 b MPa。 （ 2） 选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表 3-4选择旋绕比 表 3.4 旋绕比的荐用范围 d/mm 4.02.0 145.0 2.21.1 65.2 167 4218 C 147 125 105 94 84 64 确定旋绕比 4C ，曲度系数 40.161 5.0)44()14( CCCK （ 3） 强度计算 34.58 2 CKFd jmm （ 3.16） 与原来的 d 接近，合格。 中径 ： 162 CdD mm；外径 ： 202 dDD mm。 （ 4） 极限转角 1232a r c s in2 0 R lj取 823.j，则 269.3lmm （ 5）刚度计算 弹簧刚度 95.152)(21 lFFkmm （ 3.17） 其 中， 2F 为最小工作力， 12 5.0 FF 。 弹簧的切变模量 80000G MPa，则弹簧的工作圈数 086.488 331 kCGdCF dGn l （ 3.18） nts 22 取 4n ，总圈数为 61 n 。 （ 6）弹簧的最小高度 16min dnl mm （ 7）减振弹簧的总 变形量 538.6 kPl mm （ 8）减振弹簧的自由高度 538.22m i n0 lll mm （ 9）减振弹簧预紧变形量 538.001 kZRTl mm （ 10）减振弹簧的安装高度 2210 lll mm （ 11）定位铆钉的安装位置 取 522 R mm ，则 85 93 644 77.3j， 30.3lmm ， 52.151k mm ，12.4n ，合格。 3.5 从动轴的计算 3.5.1 选材 40Cr调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr调质 。 3.5.2 确定轴的直径 3 nPAd （ 3.19） 式中： A 由材料与受载情况决定的系数。 nts 23 表 3.5 轴常用几种材料的 及 A 值 轴的材料 Q235-A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 15 25 20 35 25 45 35 56 A 149 126 135 112 126 103 112 97 取 100A ， n 为轴的转速， 3500n r/min，则 54.25d mm，取 26d mm。 3.6 本章小结 离合器是汽车传动系中的重要部件，他的构造特性与发展和传动系紧密相关，因此首先必须了解汽车传动系的概貌以及离合器的主要结构。汽车离合器虽然有摩擦式、液力式、电磁式三种类型，但摩擦式较为广泛，所以本章系统介绍了膜片弹簧离合器的主要组成部件和结构特点，并讲述了离合器各零件的结构和材料，以及各部分的连接关系，并根据任务书中的数据进行设计计算，主要有：离合器主要零部件的计算，包括从动盘的设计计算；摩擦片主要参数的选择、设计计算以及优化；扭转减振器与减震弹簧的计算。本章中最初的原始数据 与比亚迪 F0 的数据类似，故设计中参考实际车型相比较，验证数据的有效性。 nts 24 第 4 章 膜片弹簧的设计 4.1 膜片弹簧的概述 从图 4-1 中可以看出，膜片弹簧在结构形状上分为两部分，一部分在膜片弹簧大端处，为一个完整的截锥体，膜片弹簧的另一部分就是 它的径向开槽部分，像一圈伸出的手指，其作用是作为分离杆。离合器的分离正是利用这些径向开槽部分作为“杠杆”，使其碟簧部分脱开与压盘的接触，故又称它为分离指。分离指与碟簧部分交界处的径向槽较宽，呈长方形圆孔。 图 4.1 膜片弹簧 膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1412 小时），使其高压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，喷丸是 0.8 的白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式 镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为 1500 1700N/mm2。 4.2 膜片弹簧主要参数的选择 4.2.1 膜片弹簧主要参数的计算 1. 比较 H/h 的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析载荷与变形 1 之间的函数关系可知，当 2hH 时， F2 为增函数； 2hH 时， F1 有一极值，而该极值点又恰为拐点；nts 25 2hH 时， F1有一极大值和极小值；当 2hH 时， F1极小值在横坐标上 图 4.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 通常在1.5 2 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 2 4mm，本设计 2hH ，h=2.5mm ，则 H=5mm 。 2. R/r 选择 通过分析表明， R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求， R/r 常在 1.2 1.3 的范围内取值。 本设计中取 25.1rR ，摩擦片的平均半径 25.764 1251804 dDR c mm （ 4.1） cRr取 76r mm 则 95R mm 则 25.1rR 。 3.圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时 ，圆锥底角一般在 159 范围内，本设计中 rRHrRH a r c t a n （ 4.2） 得 74.14 在 159 之间，合格。分离指数常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取 12的，本设计所取分离指数为 18。 4.切槽宽度 41 mm， 12 5.45.2 ）（ mm ，取 41 mm ， 122 mm ， er 应满足2 err的要求。 5. 压盘加载点半径 1R 和支承环加载点半径
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