离合器及操纵机构说明书

精品文档 1欢迎下载1欢迎下载 第一章第一章 前言前言 1 1 概述 对于以内燃机为动力的汽车 离合器在机械传动中是作为一个独立的总成而 存在的 它是汽车传动系直接与发动机相连接的总成 目前 各种汽车广泛使用 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 合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递 主要功用 1 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 限制传动系所承受的最大转矩 防止传动系各零件因过载而损坏 4 有效地降低传动系中的振动和噪声 1 1 1 离合器设计的原则 1 在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩 并有适当的转矩储 备 2 接合时要平顺柔和 以保证汽车起步时没有抖动和冲击 3 分离时要迅速 彻底 4 离合器从动部分转动惯量要小 以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击 便于 换挡和减少同步器的磨损 5 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 精品文档 2欢迎下载2欢迎下载 6 应使传动系避免扭转共振 并具有吸收振动 缓和冲击和减小噪声的能力 7 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能 小 以保证有稳定的工作性能 8 操纵轻便 准确 以减轻驾驶员的疲劳 9 应有足够的强度和良好的动平衡 以保证其工作可靠 寿命长 10 结构简单 紧凑 质量小 制造工艺性好 拆装 维修 调整方便等 1 1 2 离合器的组成 1 主动部分 主动部分包括飞轮 离合器盖 压盘等机件组成 这部分与发动机曲轴连在 一起 离合器盖与飞轮靠螺栓连接 压盘与离合器盖之间是靠 3 4 个传动片传 递转矩的 2 从动部分 从动部分是由单片 双片或多片从动盘所组成 它将主动部分通过摩擦传来 的动力传给变速器的输入轴 从动盘由从动盘本体 摩擦片和从动盘毂三个基本 部分组成 为了避免转动方向的共振 缓和传动系受到的冲击载荷 大多数汽车 都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器 3 扭转减振器 精品文档 3欢迎下载3欢迎下载 离合器接合时 发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片 带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动 从动盘本体和减振 器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂 因为有弹性环节的作用 所 以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和 传动系中的扭转振动会使从动盘毂相 对于从动盘本体和减振器盘来回转动 夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振 动的能量 将扭转振动衰减下来 详细 D W G 图 纸 三 二 1 爸 爸 五 四 0 六 全 套 资 料 低 拾 10 快起 为了使汽车能平稳起步 离合器应能柔和接合 这就需要从动盘在轴向具有 一定弹性 为此 往往在动盘本体圆周部分 沿径向和周向切槽 再将分割形成 的扇形部分沿周向翘曲成波浪形 两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相 铆接 这样从动盘被压缩时 压紧力随翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大 从而 达到接合柔和的效果 4 压紧机构 压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成 与主动部分一起旋转 它以离合 器盖为依托 将压盘压向飞轮 从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧 5 操纵机构 操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构 它是由位 精品文档 4欢迎下载4欢迎下载 于离合器壳内的分离杠杆 在膜片弹簧离合器中 膜片弹簧兼起分离杠杆的作用 分离轴承 分离套筒 分离叉 回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器 壳外的离合器踏板及传动机构 助力机构等组成 6 离合器的工作原理 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 a 结合状态 b 分离状态 图 1 1 离合器工作原理图 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 精品文档 5欢迎下载5欢迎下载 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 精品文档 6欢迎下载6欢迎下载 第二章 离合器的方案选择 2 1 离合器的分类 汽车离合器大多是盘式摩擦离合器 按其从动盘数目可分为 单片 双片和 多片三类 根据压紧弹簧布置形式不同可分为 圆周布置 中央布置和斜布置等 形式 根据使用的压紧弹簧不同可分为 圆柱螺旋弹簧 圆锥螺旋弹簧和膜片弹 簧离合器 根据分离时所受作用力的方向不同可分为 拉式和推式两种形式 2 2 从动盘数的选择 2 2 1 单片离合器 单片离合器 图 2 1 结构简单 尺寸紧奏 散热良好 维修调整方便 从动 部分转动惯量小 能保证分离彻底 接合平顺 适用于轿车和轻型 微型车 2 2 2 双片离合器 双片离合器 图 2 2 摩擦面数是单片离合器的两倍 传递转矩能力较大 但 是中间压盘通风散热性不好 两片起步负载不均 因而容易烧坏摩擦片 分离不 够彻底 此结构一般用于传递转矩较大的场合 精品文档 7欢迎下载7欢迎下载 图 2 1 单片离合器 图 2 2 双片离合器 2 2 3 多片离合器 多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中 它具有接合平顺柔和 摩 擦表面温度较低 磨损较小 使用寿命长等优点 主要应用于重型牵引车和自卸 车上 通过以上分析比较 微型客车选用单片干式离合器 2 3 压紧弹簧及其布置形式的选择 2 3 1 圆周布置弹簧离合器 圆周布置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧 其特点是结构简单 制造容易 为了保证摩擦片上压力均匀 压紧弹簧数目不应太少 要随摩擦片直 径的增大而增大 而且应当是分离杠杆的倍数 其缺点是压紧弹簧直接与压盘接 触 易受热退火 且当发动机转速很高时 圆周布置弹簧由于受离心力作用而向 外弯曲 使弹簧压紧力下降 离合器传递转矩能力也随之降低 弹簧靠到它的定 位面上 造成接触部位严重磨损 甚至会出现断裂现象 2 3 2 中央布置弹簧离合器 中央弹簧离合器采用一到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 此结构轴向尺寸较大 由于可选用较大的杠杆比 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 此外 压紧弹簧不 精品文档 8欢迎下载8欢迎下载 与压盘直接接触 不会使弹簧退火 通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调 整 这种结构多用于重型汽车上 2 3 3 斜布置弹簧离合器 斜布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 压盘所受的力几乎保 持不变 与上述两种离合器相比 具有工作性能稳定 踏板力较小的突出优点 此结构在重型汽车上已有采用 2 3 4 膜片弹簧离合器 膜片弹簧离合器 图 2 3 中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧 主 要由碟簧部分和分离指组成 1 优点 它与其它形式的离合器相比具有以下一系列优点 1 弹簧具有较理想的非线性特性 如图 2 4 弹簧压力在摩擦片允许磨损范 围内基本不变 从安装工作点B变化到A点 因而离合器工作时能保持传递转矩 大致不变 对于圆柱螺旋弹簧 其压力大大下降 从B点变化到 C点 离合器分 离时 弹簧压力有所降 从B点变化到C点 从而降低了踏板力 对于圆柱螺旋 弹簧 压力则大大增加 从B点变化到C 点 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 弹簧压紧力降低很少 性能稳定 而圆柱螺旋弹簧压紧力明 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 使用寿命长 精品文档 9欢迎下载9欢迎下载 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 2 缺点 1 制造工艺复杂 对材质和尺寸精度要求高 2 非线性特性不易控制 开口处容易产生裂纹 端部容易磨损 图 2 3 膜片弹簧离合器 图 2 4 膜片弹簧工作点位置 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轿车上被大量采用 而且在轻 中 重型货车以及客车上也被广泛采用 精品文档 10欢迎下载10欢迎下载 2 3 5 膜片弹簧的支承形式 图 2 5 推式膜片弹簧双支承环形式 本次设计采用的是推式膜片弹簧 图 2 5 是推式膜片弹簧的三种支承形式 图 2 5a 用台肩式铆钉将膜片弹簧 两个支承环与离合器盖定位铆合在一起 结构 简单 图 2 5 b 在铆钉上装硬化衬套和刚性档环 提高了耐磨性 延长了使用寿 命 但结构较复杂 图 2 5 c 取消了铆钉 在离合器盖内边缘上伸出许多舌片 将膜片弹簧 两个支承环与离合器盖弯合在一起 使结构紧凑 简化 耐久性良 好 应用日益广泛 设计中采用了图 2 5 a 支承形式 2 3 6 压盘的驱动方式 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 前三种的缺点是在连接件之间都有间隙 在传动过程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方式 沿圆周切向布置三组或四组薄弹簧钢片两端分别 与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联结 图 2 2 传动片的弹性允许其做轴向移动 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 方式结构简单 压盘与飞轮对中性能好 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 精品文档 11欢迎下载11欢迎下载 钢 综上所述 本次设计的微型客车的离合器为推式膜片弹簧离合器 力求结构 简单 工作可靠 降低成本 第三章第三章 离合器主要参数的选择与计算离合器主要参数的选择与计算 3 1 离合器主要参数的选择 摩擦离合器是靠存在于主 从动部分摩擦表面之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 c T 3 1 式中 为静摩擦力矩 c T 为摩擦面间的静摩擦因数 计算时一般取0 25 0 30 f 为压盘施加在摩擦面上的工作压力 F 为摩擦片的平均摩擦半径 c R 为摩擦面数 是从动盘数的两倍 Z 假设摩擦片上工作压力均匀 则有 3 2 式中 为摩擦面单位压力 为一个摩擦面的面积 为摩擦片外径 为摩 0 p ADd 擦片内径 摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀的假设 可表示为 c R cc fFZRT 4 22 00 dD pApF 3 22 33 dD dD Rc 精品文档 12欢迎下载12欢迎下载 3 3 当d D 0 6时 Rc可相当准确地由下式计算 3 4 4 dD Rc 将式 3 2 与式 3 3 代 入式 3 1 得 3 5 1 12 33 0 cDfzpTc 式中 为摩擦片内外径之比 一般在 0 53 0 70 之间 cD d c 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩 设计时 应大于发动机最大转矩 即 c T 3 6 maxec TT 式中 为发动机最大转矩 为离合器的后备系数 定义为离合器所能传递 maxe T 的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比 必须大于 1 离合器的基本参数主要有性能参数 和 尺寸参数 和摩擦片厚度 0 p Dd 以及结构参数摩擦面数和离合器间隙 最后还有摩擦系数 bZt f 1 后备系数 后备系数 是离合器设计时用到的一个重要参数 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 应考虑以下几点 1 摩擦片在使用中磨损后 离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩 2 要防止离合器滑磨过大 精品文档 13欢迎下载13欢迎下载 3 要能防止传动系过载 显然 为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大 不宜选取太小 为使离合器尺寸不致过大 减少传动系过载 保证操纵轻便 又不宜选取太大 当发动机后备功率较大 使用条件较好时 可选取小些 当使用条件恶劣 需 要拖带挂车时 为提高起步能力 减少离合器滑磨 应选取大些 货车总质量 越大 也应选得越大 采用柴油机时 由于工作比较粗暴 转矩较不平稳 选 取的 值应比汽油机大些 发动机缸数越多 转矩波动越小 可选取小些 膜 片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定 选取的 值可比螺旋弹簧离合 器小些 双片离合器的 值应大于单片离合器 各类汽车离合器的 值见表3 1 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 20 1 75 最大总质量为6 14t商用车1 50 2 25 挂车1 80 4 00 2 单位压力 0 p 单位压力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 0 p 的工作条件 发动机后备功率大小 摩擦片尺寸 材料及其质量和后备系数等因 素 离合器使用频繁 发动机后备系数较小时 p0应取小些 当摩擦片外径较大 时 为了降低摩擦片外缘处的热负荷 p0应取小些 后备系数较大时 p0可适当 增大 当摩擦片采用不同的材料时 取值范围见表 3 2 精品文档 14欢迎下载14欢迎下载 表 3 2 摩擦片单位压力p0的取值范围 摩擦片材料单位压力p0 Mpa 模压0 15 0 25 石棉基材料 编织0 25 0 35 铜基 粉末冶金材料 铁基 0 35 0 50 金属陶瓷材料0 70 1 50 3 摩擦片外径 内径和厚度 Ddb 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 结合式 maxe T 3 5 和式 3 6 适当选取后备系数 和单位压力 即可估算出摩擦片外径 0 p 3 7 3 3 0 max 1 12 cfzp T D e 摩擦片外径 mm 也可根据发动机最大转矩 N m 按如下经验公式选用 D maxe T 3 8 式中 为直径系数 取值范围见表 3 3 D K 表 3 3 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 0 18 5 单片离合器 最大总质量为 1 8 14 0t 的商用车 13 5 15 0 双片离合器 maxe D TKD 精品文档 15欢迎下载15欢迎下载 最大总质量大于 14 0t 的商用车22 5 24 0 在同样外径时 选用较小的内径d 虽可增大摩擦面积 提高传递转矩的能 D 力 但会使摩擦面上的压力分布不均匀 使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大 而造成摩擦面磨损不均匀 且不利于散热和扭转减振器的安装 摩擦片尺寸应符 合尺寸系列标准GB5764 86 汽车用离合器面片 所选的应使摩擦片最大圆 D 周速度不超过65 70m s 以免摩擦片发生飞离 摩擦片的厚度 b 主要有 3 2mm 3 5mm 和 4 0mm 三种 4 摩擦因数 摩擦面和离合器间隙 f Zt 摩擦片的摩擦因数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 摩擦片的材料主要有石棉基材料 粉末冶金材料和金属陶瓷材料 等 石棉基材料的摩擦因数f受工作温度 单位压力和滑磨速度影响较大 而粉 末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定 各种摩擦材料的摩擦因数 f的取值范围见表 3 4 表 3 4 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 f 摩擦片材料摩擦因数 f 模压0 20 0 25 石棉基材料 编织0 25 0 35 铜基0 25 0 35 粉末冶金材料 铁基0 35 0 50 金属陶瓷材料0 70 1 50 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 精品文档 16欢迎下载16欢迎下载 离合器的间隙是指离合器处于正常结合状态 分离套筒被回位弹簧拉到极 t 限位置时 为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合 在分离轴承和分 离杠杆内端之间留有的间隙 该间隙一般为 1 5 3mm t 3 2 离合器主要参数的计算 3 2 1 离合器主要参数的选择与计算 根据以上离合器主要参数的选择的依据的条件 本设计离合器采用模压石棉 基材料初选取各参数为 0 20 0 18 106MPa 2 b 3 5mm f 0 p Z 由已知条件 52 N m maxe T min 5500 0270 0 1400 647 3 598 5 max10 rnmrkgmiii eragg 1 摩擦片外径D 内径d 由式 3 8 知 105 28mm maxmineD TKD 52 6 14 由于摩擦片的外径D mm 的选取应使最大圆周速度VD不超过65 70m s 即 3 9 70 6510 60 3 max smDnv eD mm ne D 20 243 550014 3 6010706010 D 3 max 3 max 则D的取值范围为 105 28mm D 40mm 可得 210 250 250 320 325 2 0 10 c T 0 280 300 350 40 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 每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值 3 10 4 22 dDZ W 精品文档 20欢迎下载20欢迎下载 式中 为单位摩擦面积滑磨功 J mm2 为其许用值 J mm2 对于轿车 0 40J mm2 对于轻型货车 0 33J mm2 对于重型货车 0 25J mm2 由下式 3 11 1800 22 0 22 2 g re ii marn W 可算出 式中 W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功 J 为汽车总质量 kg 1400kg a m a m 为轮胎滚动半径 m 270mm r r r r 为起步时所用变速器挡位的传动比 3 647 g i g i 1g i 为主减速器传动比 5 598 0 i 0 i 为发动机转速 r min 计算时轿车取2000r min 货车取1500r min e n 则由式 3 11 得 J ii rmn W g rae 94 5364 647 3 598 5 1800 270 0 1400200014 3 1800 22 222 22 0 22 2 由式 3 10 得 0 25J mm2 mmJ2037 0 125180 214 3 94 53644 4 2 2222 dDZ W 第第四四章章 膜膜片片弹弹簧簧的的设设计计与与计计算算 精品文档 21欢迎下载21欢迎下载 4 1 膜片弹簧的尺寸选择 4 1 1 膜片弹簧的尺寸选择依据 图 4 1 膜片弹簧的尺寸简图 膜片弹簧的主要参数 膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H 膜片弹簧钢板厚度 h 自由状态下碟簧部分大端半径 R 自由状态下碟簧部分小端半径 r 自由状态时碟簧部分的圆锥底角 精品文档 22欢迎下载22欢迎下载 分离指数目 n 等 见图 4 1 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 由图 4 2 可知 当H h 时 F1 1 有一极大值和一极小值 当H h 时 F1 1 222 的极小值落在横坐标上 为保证离合器的压紧力变化不大和操纵方便 离合器膜 片弹簧的H h一般为 1 5 2 5 板厚为 2 4mm 图 4 2 膜片弹簧的弹性特性曲线 2 比值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 误差的影响较大 且应力越高 根据结构布置和压紧力的要求 R r一般为 1 20 1 35 为使摩擦片上压力分布较均匀 推式膜片弹簧的R值应取为大于或 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 c R c R 精品文档 23欢迎下载23欢迎下载 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 arctan R r H R r 一般在 9 15 范围内 4 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线 如图 2 4 所示 该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧 的压平位置 而且 2 新离合器在接合状态时 膜片弹簧工作点 H1 M1 N1 B 一般取在凸点 M 和拐点 H 之间 且靠近或 H 点处 一般 0 8 1 0 以 B1 H1 保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从到变化不大 当分离时 膜 B F1 A F1 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 5 分离指数目n的选取 分离指数目n常取为 18 大尺寸膜片弹簧可取 24 小尺寸膜片弹簧可取 12 6 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径的确定 0 r f r 由离合器的结构决定 其最小值应大于花键的外径 应大于 0 r f r 0 r 7 切槽宽度 及半径 的确定 1 2 e r 3 2 3 5mm 9 10mm 的取值应满足 r re 1 2 e r 2 4 1 2 膜片弹簧基本尺寸的选择 根据上述依据 选择膜片弹簧的基本尺寸如下表所示 表 4 1 膜片弹簧的基本参数 膜片弹簧碟簧大端 半径R 87 膜片弹簧碟簧部支承外 径R1 86 膜片弹簧碟簧部分内截 锥高H 3 6 膜片弹簧碟簧部分 66 膜片弹簧碟簧部分支承 67 膜片弹簧板厚h 2 精品文档 24欢迎下载24欢迎下载 内径r内径r1 膜片弹簧小端半径 0 r 20 分离指数n 18 切槽宽 1 3 2 分离轴承作用半径 f r 23 窗孔槽距膜片弹簧中心 半径 e r 56 窗孔槽宽 2 10 4 2 膜片弹簧的优化设计 通过确定一组弹簧的基本参数 使其载荷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 1 目标函数 关于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 从动盘摩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装置上的分离操纵力平均值为最小 4 在摩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 选 3 和 4 两个目标函数为双目标 选取 5 作为目标函数 通过两个目标函数分配不同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 4 1 2211 xfxfxf 精品文档 25欢迎下载25欢迎下载 式中 和分别为两个目标函数和的加权因子 视设计要求选定 1 2 1 xf 2 xf 2 设计变量 通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F1集中在支承点处 加载点间的相对 轴向变形为 l 图 4 3b 则有关系式 4 2 式中 E为材料的弹性模量 对于钢E 2 1 106 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弹簧钢板厚度 mm R r为碟簧部分大 小端半径 mm R1 r1为压盘加载点和支承环加载 点半径 mm 从膜片弹簧载荷变形特性公式 4 2 可以看出 应选取H h R r R1 r1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F1B的大端变形量 1B 图 2 4 为优化设计变量 即 X x1 x 2 x3 x4 x5 x6 x7 T H h R r R1 r1 1B T 4 3 a 自由状态 b 压紧状态 C 分离状态 2 11 1 11 1 2 11 2 1 11 2 ln 16 h rR rR H rR rR H rR rREh fF 精品文档 26欢迎下载26欢迎下载 图 4 3 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 当离合器分离时 膜片弹簧的分离点将发生变化 图 4 3 c 设分离轴承对 分离指端所加载载荷为F2 N 相应的作用点变形为 2 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转过相同的转 角 则有下列关系 4 4 1 11 1 2 rR rr f 4 5 1 1 11 2 F rr rR F f 上式中为分离轴承与分离指的接触半径 mm f r 将式 4 4 4 5 代入式 4 2 得 4 6 如果不计分离指在作用下的变形 则分离轴承推分离指的移动行程 2 F f2 图 4 3 c 为 4 7 f f f rR rr 1 11 1 2 式中为压盘的分离行程 图 4 3 b c f1 由式 4 2 和 表 4 1 做出膜片弹簧的工作弹性曲线如图 4 4 所示 计 算数据如下表 4 3 所示 表 4 2 膜片弹簧的基本参数 2 1 2 1 1 2 1 2 2 22 2 ln 16 h rr rR H rr rR H rr rREh fF ff f 精品文档 27欢迎下载27欢迎下载 uHhRrR1r1ln R r R rR1 r1R r 0 33 62876686670 27625321191 31838 表 4 3 膜片弹簧工作特性曲线计算 l0 10 20 30 40 50 60 7 F1302 56583 74844 211084 651305 731508 131692 54 l0 80 91 01 11 21 31 4 F11859 622010 072144 542263 722368 292458 932536 31 l1 51 61 71 81 922 1 F12601 112654 002695 682726 802748 052760 112763 65 l2 22 32 42 52 62 72 8 F12759 362747 902729 962706 222677 342644 022606 92 l2 933 13 23 33 43 5 F12566 722524 102479 752434 322388 512342 992298 44 l3 63 73 83 944 14 2 F12255 542214 952177 372143 462113 912089 392070 58 l4 34 44 54 64 74 84 9 F12058 152052 792055 172065 982085 872115 542155 67 l55 15 25 35 45 55 6 F12206 922269 972345 522434 222536 762653 812786 06 精品文档 28欢迎下载28欢迎下载 图 4 4 膜片弹簧工作特性曲线 3 约束条件 1 应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等 即 B F1F 作 作 作 作 作 作 作 作 作 作 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 0123456 作 作 作 1 m m 作 作 作 作 F1 N 系列1 精品文档 29欢迎下载29欢迎下载 B F1F 2 为了保证各工作点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 如图 2 11 所示 应正确选择相对于拐点 B1 的位置 一般 0 8 1 0 即 H1 HB11 4 8 3 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩 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 A F1 B F1 BA FF 11 4 为了满足离合器使用性能的要求 膜片弹簧的H h与初始底锥角 应在 一定范围内 即 1 6 H h 2 2 9 15 设计膜片弹簧的H h 3 6 2 1 8 arctan arctan 9 728 rR H 6687 6 3 5 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围 即 1 20 R r 1 35 70 2R h 100 3 5 R r0 5 0 4 9 R r 1 31838 2R h 87 R r0 4 5 均在此范围内 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 0 18 0 11 1 rR rR H B 精品文档 30欢迎下载30欢迎下载 R1 或拉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 推式 D d 4 R1 D 2 拉式 D d 4 r1 D 2 本设计采用的为推式 R1 67mm D 180mm d 125mm 76 25mm R1 90mm R1满足此条件 7 根据弹簧结构布置的要求 R1与R r1与r rf与r0之差应在一定范围 即 1mm R R1 7mm R R1 87 86 1mm 0mm r1 r 6mm r1 r 67 66 1mm 0mm rf r0 4mm rf r0 23 20 3mm 8 膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取 即 推式 2 3 r1 rf R1 r1 4 5 拉式 3 5 R1 rf R1 r1 9 0 所设计的推式膜片弹簧 r1 rf R1 r1 67 23 86 67 44 19 2 32mm 满足优化条件 9 弹簧在工作过程中B点的最大压应力应不超过其许用值 即 maxtB maxtB tB 10 弹簧在工作过程中A 点 或A点 的最大拉应力 或 应不超 max tA maxtA 过其相应许用值 即 精品文档 31欢迎下载31欢迎下载 或 max tA tA maxtA tA 11 由主要尺寸参数H h R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不 超过某一范围 即 4 10 式中 FH Fh FR Fr 分别为H h R r的制造误差引起的弹簧压紧 力的偏差值 12 由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围 即 4 11 式中 F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值 4 3 膜片弹簧的工作点选择及计算 4 3 1 膜片弹簧工作点的选择 1 结合膜片弹簧工作点位置图 图 2 4 和膜片弹簧工作特性曲线图 图 4 4 取工作点位置B的变形量 3 3mm 此时2388 51N B1 B F1FF B 1 F为压盘作用在摩擦片上的作用力 F 2370 31 N 校核后备系数 符合要求 40 1 52 207625 020 051 2388 max 1 e cB T zfRF 05 0 1 B rRhH F FFFF 05 0 1 1 B B F F 精品文档 32欢迎下载32欢迎下载 离合器彻底分离时 工作点由B到C 压盘的分离行程 即膜片弹mm c 6 4 1 簧的大端变形量 1 3mm3 3 4 6 111 BCf 当离合器发生磨损后 磨损后的工作点A点的变形量 mm A 3 1 1 NF A 93 2458 1 2 离合器彻底分离时 分离轴承作用的载荷 2 F 离合器彻底分离时 由 式 4 5 可得 mm c 6 4 1 mmFc98 2065 1 NF rr rR F c f c 12 89298 2065 2367 6786 1 1 11 2 3 离合器分离轴承的行程计算 离合器彻底分离时 压盘的分离行程在不计膜片的弹1 3mm 111 BCf 性弯曲变形时 分离轴承推分离指的移动行程 由式 4 7 得 f2 mm rR rr f f f 01 3 3 1 6786 2367 1 11 1 2 自由状态下分离轴承的自由行程一般为 1 5 3 mm 所以可得分离轴承的 f S0 总行程可计算为mms ff 51 5 5 201 3 022 4 3 2 膜片弹簧的强度校核 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 图 4 5 子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应变为零 O点以外的点 均存在切向应变和切向应力 在坐标系 xoy 中 断面上任意点 x y 的切向应力为 Mpa t 精品文档 33欢迎下载33欢迎下载 4 12 xe yx E t 2 1 2 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 mm rR rR e 00 76 2763 0 21 66 87 ln 6687 ln 图 4 5 子午断面饶中性点的转动 由式 4 12 可知 当一定时 一定的切向应力在 xoy 坐标系中呈线性分布 t 当 0 时有 t 4 13 xy 2 因很小 则式 4 13 表明 对于一定的 零应力分布在过O 点 2 而与 x 轴成的直线上 经分析可得 B点的应力值最高 通常只计算B点 2 的应力来校核碟簧的强度 将B点坐标和代入式 4 12 可得 rex 2 h y B点的应力 4 14 2 2 1 2 2 h re re r E tB 精品文档 34欢迎下载34欢迎下载 令 可求出达到极大值时的转角0 d d tB tB p 4 15 rad re h p 154 0 1 0054 0 6676 2 2 054 0 2 式 4 15 表明B点的最大应力发生在比弹簧压平位置再多一个角度 的位置处 2 2 arctan rehreh 当离合器分离时 膜片弹簧的子午断面的实际转角 计算时取 pf 在分离轴承推力作用下 B点还受到弯曲应力 其值为 p 2 F rB 4 16 2 2 6 hnb Frr r f rB 式中 n 为分离指个数 为一个分离指根部的宽度 mm r b 考虑到弯曲应力是与切向压应力相互作垂直的拉应力 根据最大切应力理 rB tB 论 B点的当量应力为 4 17 tBrBjB 由式 4 14 得 Mpa h re re r E tB 68 480 2376 0 11858 050 3946 154 0 2 2 054 0 6676 154 0 2 6676 66 3 01 101 2 2 2 1 2 2 5 2 2 式中由式 4 16 可得 B 点受到的弯曲应力rad p 154 0 Mpa hnb Frr r f rB 99 138 1656 96 230166 22318 12 892 2366 6 6 22 2 式中 NFF c 12 892 22 精品文档 35欢迎下载35欢迎下载 则由式 4 17 得 Mpa tBrBjB 67 619 68 480 99 138 实验表明 裂纹首先在碟簧压应力最大的B点发生 但此裂纹不发生到损坏 且不会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 一直发展到使碟簧损坏 设计中弹簧材料选择 60Si2MnA 通常应使 小于 1500 1700 Mpa jB 精品文档 36欢迎下载36欢迎下载 第五章第五章 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 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 改变系统的固有振型 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 扭转减振器具有如下功能 1 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 2 增加传动系扭振阻尼 抑制扭转共振响应振幅 并衰减因冲击而产生的瞬 态扭振 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与噪声 精品文档 37欢迎下载37欢迎下载 4 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 5 1 扭转减振器线性和非线性特性 扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式 单级线性减振器的扭转特性如 图 5 1 所示 其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹 簧 广泛应用于汽油机汽车中 当发动机为柴油机时 怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击 从而产生 怠速噪声 在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧 使其在怠速工况下起作 用 以消除变速器怠速噪声 此时可得到两级非线性特性 第一级的刚度很小 称为怠速级 第二级的刚度较大 目前 在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 三级非线性减振器的扭转特性如图 5 2 所示 精品文档 38欢迎下载38欢迎下载 图 5 1 单级线性减振器的扭转特性 图 5 2 三级非线性减振器的扭转特性 5 2 扭转减振器的主要参数 减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数 其设 k T 计参数还包括极限转矩 预紧转矩和极限转角等 j T n T j 图 5 3 减振器尺寸简图 1 极限转矩 j T 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 l 图 5 3 时所 能传递的最大转矩 一般可取 1 5 2 0 5 1 j T maxe T 精品文档 39欢迎下载39欢迎下载 式中 商用车 系数取 1 5 乘用车 系数取 2 0 试验表明 当减振器传递的极限转矩与汽车后驱动轮的最大附着力矩相等时 传动系的动载荷为最小 若 系统将产生冲击载荷 若 则会增大减振器的角刚 度 使传动系动载荷有所增大 因此 也可按下式选取 5 2 10 2 max g r j ii rG TT G2为汽车后驱动桥静载荷 为附着系数 计算时 0 8 为齿轮滚动半径 r r 为主减速比 为变速器一档传动比 0 i 1g i N 2 G36 65258 9 820 390 1400 390430 390 gma N m04 69 647 3 598 5 270 0 8 036 6525 10 2 max g r j ii rG TT 2 扭转角钢度 k 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸 设减振弹簧分布在半径为 k 圆周上 当从动片相对从动盘毂转过弧度时 弹簧相应变形量为 此时 0 R 0 R 所需加在从动片上的转矩为 5 3 式中 为每个减振弹簧的线刚度 N mm Zj为减振弹簧个数 为减振弹簧位k 0 R 置半径 m 根据扭转刚度的定义 则减振器扭转刚度 T k 5 4 为减振器扭转刚度 N m rad k 2 0 1000RKZT j 2 0 1000RKZk j 精品文档 40欢迎下载40欢迎下载 设计时可按经验来初选 k 5 5 j Tk13 N m rad 52 89704 691313 j TK 取 890 N m rad K 3 阻尼摩擦转矩 T 为了在发动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 T 0 06 0 17 5 6 T maxe T 0 11 52 5 72 N m T 4 预紧转矩 n T 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 n T 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 n T T 振器将提前停止工作 故取 0 05 0 15 5 7 n T maxe T 0 10 0 10 52 5 2 N m n T maxe T 5 减振弹簧的位置半径 0 R 的尺寸应尽可能大些 如图 7 3 所示 一般取 0 R 0 60 0 75 d 2 5 8 0 R 0 60 0 75 125 2 37 5 46 875mm 取 40mm 0 R 0 R 6 减振弹簧个数 j z 精品文档 41欢迎下载41欢迎下载 表 6 1 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径 mmD225 250250 325325 350 350 j z 4 66 88 10 10 因为所选取摩擦片的外径 180mm 故取 4 D j z 7 减振弹簧总压力 F 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除 减振弹簧传递转矩达到最大 1 2 值时 减振弹簧受到的压力为 j T F 5 9 0 RTF j 69 04 0 040 1726 N 0 RTF j 5 3 减振弹簧的计算 1 单个减振弹簧的的工作载荷 N z F p j 5 431 4 1726 2 减振弹簧的尺寸 弹簧中径D2 一般有结构布置来决定 通常D2 11 15mm 左右 查 机械设 计实用手册 第 883 页 取D2 14 mm 弹簧钢丝直径d 5 10 3 2 8 pD d 式中 扭转许用应力取 550 600 Mpa 此处 580Mpa 精品文档 42欢迎下载42欢迎下载 mm pD d98 2 2 1821 48328 58014 3 14 5 4318 8 33 3 2 所以取d 3 mm 减振弹簧的刚度 应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸 根k k 0 R 据下式计算 5 11 j zR k k 2 0 1000 mmN zR k k j 06 139 4040 0 1000 890 1000 22 0 减振弹簧的有限圈数 i 5 12 kD Gd i 3 2 4 8 式中 G为材料的剪切弹性膜量 对碳钢可取G 8 3 104 Mpa 则有 34 2 96 130148 3103 8 8 3 44 3 2 4 kD Gd i 总圈数 1 5 2 3 84 4 34 此设计中取 5 圈in n 减振弹簧的最小高度 指减振弹簧在最大工作负荷下的工作长度 考虑到 min l 此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙 可确定为 mmdnl 5 16531 11 1 min 减振弹簧总变形量 指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形 l 为 mmkpl10 3 96 130 5 431 减振弹簧自由高度 指减振弹簧无负荷时的高度 为 0 l 精品文档 43欢迎下载43欢迎下载 mmlll 6 1910 3 5 16 min0 减振弹簧预变形量 mm Rkz T l j n 234 0 040 0 406 139 2 5 0 减振弹簧安装工作高度 它关系到从动盘毂等零件窗口的尺寸设计 为 l mmlll366 19234 0 6 19 0 3 从动片相对于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 llll 11 4 053 2 2 402 234 0 10 3 arcsin2 2 arcsin2 0 R l 4 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1 5 13 sin 21 R 式中 为限位销的安装尺寸 的取值一般为 2 5 3 mm 2 R 1 取 3 mm 则有 1 mmR86 41 11 4sin 3 sin 1 2 设计中取 42mm 2 R 5 限位销直径 d 按结构布置选定 一般 9 5 12mm 取 10mm d d d 目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性 1 通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降低到怠速转速以 下 因此不能避免怠速转速时的共振 2 它在发动机实用转速 1000 2000r min 范围内 难以通过降低减振弹簧 刚度得到更大的减振效果 因为在从动盘结构中 减振弹簧位置半径较小 其转 精品文档 44欢迎下载44欢迎下载 角又受到限制 如降低减振弹簧的刚度 就会增加转角并难以确保允许传递扭矩 的能力 第六章第六章 离合器操纵系统设计离合器操纵系统设计 离合器操纵系统的功能是 把驾驶员对离合器踏板的