3-第二章_汽车结构课程指导书2-离合器.doc

第二章 离合器设计第二章 离合器设计第一节 确定离合器的结构形式现在汽车上应用最广泛的离合器主要是干式摩擦式离合器。一般分为：螺旋弹簧和膜片弹簧压紧的单片或双片离合器。其它种类的离合器主要有液力离合器、电磁式离合器和离心式离合器等，但由于传递效率、成本等原因，应用很少。上述几种常见形式的离合器结构见图2-1至图2-3。目前，最常见的是单片膜片弹簧离合器，如图2-3（解放CA1091）。应根据设计任务书，选择合适的离合器型式。图2-3膜片弹簧离合器1.飞轮2中间压盘 3.压盘45从动盘6.分离杆螺钉 7.调整螺母8分离杆9.分离轴承座10.分离轴承 11隔热垫 12压紧弹簧13.离合器盖14传动销 15撑持弹簧16调整螺钉17.锁紧垫圈18.平衡片图2-1 单片螺旋弹簧离合器1.离合器壳底盖 2.飞轮 3.铆钉 4.从动盘本体 5.摩擦片 6.减振器盖 7.减振器弹簧 8.阻尼片 9.阻尼片铆钉轴 10.从动盘毂 11.变速器一轴 12.阻尼弹簧铆钉13.减振器阻尼弹簧 14.铆钉 15.铆钉隔套 16.压盘 17.定位销 18.离合器壳 19.离合器盖 20.分离杠杆支承柱 21.摆动支片 22.浮动销 23.分离杠杆调整螺母 24.分离杠杆弹簧 25.分离杠杆 26.分离轴承 27.分离套筒复位弹簧 28.分离套筒 29.变速器一轴轴承盖 30.分离叉 31.压紧弹簧32.传动片铆钉 33.传动片图2-2 双片螺旋弹簧离合器l一传动销 2一中间主动盘 3一扭转减振器 4、5一从动盘 6一飞轮 7一分离摆杆 8一压盘9一分离弹簧 10一离合器盖 11一调整环 12二传动杆 13一中央压紧弹簧 14一分离套筒 15一平衡盘 16一支承销 17一压紧杠杆30第二节 离合器的容量设计 离合器的容量是反映某一确定的汽车在正常使用离合器情况下，其传递扭矩的能力。一般包括：最大滑磨转矩Tc，滑磨功和温升速率。离合器容量设计得合适，可使离合器在满足汽车各种要求的同时，最大限度地提高使用寿命。一、离合器的容量参数及计算 通常采用单位压盘质量的滑磨功（WDkg）、单位摩擦片面积滑磨功（WDA）、单位压盘质量的发动机功率（Pkg）、单位摩擦片面积的发动机功率（PA）和后备系数等来评价离合器传递扭矩的能力和使用寿命。1) 滑磨功 WD 对车辆进行必要的假设和简化，离合器接合过程中的滑磨功为： （2-1）式中，n发动机最大转矩时的转速，单位：rmin； G车辆总质量，单位：kg； r驱动轮的滚动半径，单位:m； io驱动桥速比（主传动比）； i1变速器起步档速比； Memax发动机最大扭矩，Nm； 总传动效率(见表2-2)； tg坡度（见表2-4）； f滚动阻力系数（见表2-3）； K系数（对比计算时，令K1）。2) 温升速率HRHR=0.1047nMemax(Nm/s1/2) （22）3) 离合器转矩容量的确定 （Nm） 摩擦系数；通常要利用离合器的摩擦打滑来使汽车起步，这是利用摩擦传动的关键，故一般计算离合器转矩容量时应取。对压盘的压紧力，它随使用情况和温度会有所变动。使用中摩擦片厚度的磨损变小，以及频繁接合会引起的高温使弹簧压力衰退都会使N有明显改变。离合器摩擦工作面数，单片为二，双片为3。有效作用半径R。 它也是一个变量，作为一间接度量值，它随着摩擦接触面的磨损及高温造成翘曲，导致摩擦副的不均匀接触。可见，转矩容量是离合器的的一个本质属性。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，它们是否合适最终取决于试验验证。由于参数，等的选取和发动机最大转矩特性的变动有关(已知或未知)，为了保证能可靠传扭，确定离合器转矩容量时应含有设计因子。将离合器转矩容量发动机最大转矩写成如下关系式： （23）式中 离合器后备系数（见表2-1） 表2-1 后备系数值（推存值）离合器及发动机种类车辆种类膜片弹簧螺旋弹簧汽油发动机柴油发动机汽油发动机柴油发动机普通轿车1.101.251.201.401.251.401.301.50高级轿车1.201.40轻型货车1.151.301.201.401.301.501.401.60中型货车 公路客车1.251.601.301.701.501.801.601.90大型货车 牵引车1.301.701.401.801.602.001.802.25农用车轮式拖拉机1.802.101.902.202.002.502.203.00表2-2 总传动效率（机械式变速器） 表2-3 滚动阻力系数f 车型弹簧轿车货车农用车膜片弹簧0.900.850.83螺旋弹簧0.880.830.80好路0.015卵石路0.021砂石路0.042表2-4坡度sin 车型工况轿车货车农用车牵引车越野1/61/81/6公路1/81/81/61/8 (a) (b)图2-4发动机扭矩与摩擦片外径的关系（a）图为可做到的尺寸 （b）图中曲线1为单片，曲线2为双片4) 离合器摩擦片外径D、内径d及面积A按图2-4根据发动机最大扭矩Memax初选摩擦片外径D（当摩擦片不是圆环形时，其外径D为摩擦片安装的最外缘直径），由表2-5选定摩擦片的尺寸，然后根据摩擦面数量计算摩擦片总面积A，根据式（21）、（22）计算单位摩擦片面积的滑磨功WDA、温升速率HRA和发动机功率PA，并且应不大于表2-6中的推荐值，如不符合要求，可根据具体情况，适当调整内外径尺寸。 表2-5 摩擦片（圆环形）尺寸 单位：mm外径D内径d厚度t单面面积a/mm2外径D内径d厚度t单面面积a/mm2(150)(100)(3.0)250155(150)3.5(4.0)30218.2160110(3.0/3.2)10602.9280165(180)3.5(4.0)40192.8(170)(120)(3.0/3.2)3001753.5(4.0)46633.01801253.513175.1(310)(175)3.5(4.0)(190)(130)(3.5)325190(200/210)3.5(4.0)54604.82001403.516022.1350195(190/215)4.0(5.0)66346.5(215)(140/145)(3.5)380205(200/215)4.0(5.0)80405.12251503.522089.3(400)(250)(4.0/5.0)(228)(150)(3.5)405220(230)(4.0/5.0)90811.7(235)(165)3.5(4.0)(420)(220/248)4.0(5.0)(240)(160)3.5(4.0430230(240)4.0(5.0)103672.6 注：括号内尺寸不符合GB576486的尺寸规定，不推荐首选。表2-6 各参数要求 参数汽车种类Wv/Gp(Nm/kg)WD/A(Nm/mm2)HR/A(Nm/mm2s1/2)P/GP(kW/kg)P/A(kW/mm2)sin备注小轿车956806.83.8833.00.00241/8两箱式乘用/工具车956806.83.8849.40.00351/8轻型卡车717605.02.9124.70.00171/8越野/公路44轿车717605.02.9124.70.00171/8大型卡车/牵引车478403.41.9416.50.00121/8中型卡车/牵引车430583.01.7514.80.00101/8可用于中型以上大轿车越野卡车358802.51.4812.30.00081/8可用于城市公共汽车大型卡车或牵引车压盘956803.41.9433.00.00121/8双片中间盘454483.41.9415.70.00121/85) 压盘（中间压盘的质量Gp） 用计算出的滑磨功WD及发动机功率P，按照表2-6中与压盘（中间压盘）相关项，确定其质量的最小值。 6) 压紧力F 压紧力F由下式计算： F= （N） （24）式中 摩擦片的摩擦系数（见表2-7） Z摩擦面数量（单片Z2，双片Z4）7) 摩擦片的单位压力P P=F/（N/mm2） （25）式中 摩擦片单面面积，mm2 其值应在表2-7的范围内。表2-7摩擦系数与许用单位压力P摩擦材料P(N/mm2)石棉基材料模压0.20.100.25编织0.30.250.35粉末治金材料铜基0.30.30左右铁基0.40.30左右金属陶瓷0.40.350.65无石棉有机摩擦材料0.20.40.200.40二 应用举例例1选取离合器 已知某车为公路用货车，其参数为：Memax=559Nm；P=132 kW；n1400rmin；G12245kg；io=5.77；i1=6.515；r=0.49m。 拟选单片膜片弹簧离合器：D=350mm、A121340 mm2、 Tc700760 Nm、Cp=14kg，验算这种离合器在该车上其容量是否合适。 按式（21）、（22）计算得：WD=93573.76 Nm；HR89791.6Nms(1/2)。 按式（23）计算得：=1251.36； WDGp=6 683.84； WDA=0.77；HRA0.74； PCp=9.43；PA0.0011。 通过与表2-1、2-6中值对比，可以看出，此离合器用在该车上是合适的。例2设计离合器 已知某车型是公路货车、基本参数为： Memax902Nm P184kW n1500rmin G16760kg io=4.875 il=7.059 r=0.525m为该车设计一单片膜片弹簧离合器，计算其容量参数。 （1）确定摩擦片尺寸 由式（21）和（22）得：WD238 733.8Nm HR=183 884.2 NmS（12） 由图2-4及表2-5初步确定摩擦片外径D为400mm，内径d为250mm，A153 152mm2，D/d1.6。 则：WDA1.56HR1.2 可以看出WDA和HRA均小于表1-6中的推荐值。 （2）确定压紧力F 选用石棉基编织摩擦片，根据表2-1和2-7取=1.41.8、=0.3，由式（23）和（24）得压紧力F：F=12 95216 652 N （3）检验单位压力P 由式（25）得单位压力P：P=0.169Nmm20.217Nmm2 均小于表2-7中的许用值。图2-5 P的变化 几点说明: 1)许用单位压力P与摩擦材料、摩擦片尺寸、离合器的工作条件、后备系数等有关，通常主要根据摩擦材料按表2-7选取，当摩擦片尺寸较大，外缘圆周速度也很大，滑磨时发热严重，并使零件受热不均匀，因此许用单位压力P应随摩擦片外径的增大而适当降低，参见图2-5。 2) QCT25-92汽车干式摩擦离合器总成技术条件中规定，当摩擦片表面温度为250时，汽车离合器的许用单位面积滑磨转矩应符合表2-8规定，且不小于常温时的70%，对于新开发离合器，需要做行业鉴定的要给予考虑。按下式计算： =（N/mm） （26）式中cmax离合器最大滑磨转矩，单位：Nm。 表2-8许用单位面积滑磨转矩的要求 外径D（mm）210210250250325325()（N/mm）2.83.03.54.0第三节 离合器结构零件的设计一从动盘总成结构从动盘由从动片、摩擦片和从动盘毂3个基本组成部分。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，如图2-6和图2-7所示。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻，从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上；而带扭转减振器的从动盘，其从动片和从动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性地连接在一起。图2-8为带扭转减振器的从动盘的结构分解图。摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片3上，而后者又和从动片5铆在一起。从动片5用限位销7和减振盘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，沿圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，装在从动片和减振盘之间的从动盘毂8的法兰上也开有同样数目的窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，将从动片、减振盘与从动盘毂在圆周方向弹性地连接起来。当离合器传递发动机转矩时，从动片和从动盘毂之间的减振弹簧被压缩而产生相对转动。从动盘传递的转矩愈大，从动片相对从动盘毂的转动角也愈大。限位销7限制减振弹簧的最大变形，防止减振弹簧压紧并圈发生过载。从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可防止减振弹簧滑脱出来。图2-7 不带扭转减振器的从动盘1一从动片；2从动盘毂；3一铆钉图2-6 带扭转减振器的从动盘 1从动片和减振盘 2一减振弹簧 3一减振摩擦片4一紧固螺钉 5碟形弹簧 6一限位销 7一从动盘毂 图2-8 带扭转减振器的从动盘1，13一摩擦片 2，14，15一铆钉 3一波形弹簧片 4一平衡块 5一从动片 6，9一减振摩擦片 7一限位销 8一从动盘毂 10一调整垫片 11一减振弹簧 12一减振盘此外，在从动片、减振盘和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当传动系发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转振动能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。从动盘总成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。二从动盘零件的结构选型和设计1 从动片(1)从动片要尽量减轻重量，并使质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了减小转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片一般都做得比较薄，通常是用1320mm厚的钢板冲制而成。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0651.0mm；使其质量分布更加靠近旋转中心。(2)为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构：图2-9 整体式弹性从动片1一从动片 2一摩擦片 3铆钉整体式弹性从动片 从动片沿半径方向开槽，将外缘部分分割成许多扇形，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2-9。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，从动盘摩擦面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，常常将扇形部分与中央部分的连接处切成T形槽。 分开式弹性从动片整体式弹性从动片很难保证每片扇形部分的刚度完全一致，为了消除这个缺点(或者说难点)，从动片有时采用图2-10所示的分开式结构，波形弹簧片1与从动片4分开做成两件，其零件结构如图2-11和图2-12所示，用铆钉铆在一起。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。 组合式弹性从动片上述两种结构的从动片在轿车上采用较多，对制造、装配等有较高的要求。载货汽车上则常采用另一种所谓的组合式从动片，如图2-13，靠近压盘一侧的从动片1上铆有波形弹簧片5，摩擦片4用铆钉2铆在波形弹簧片5上；靠近飞轮一侧无波形弹簧片，摩擦片直接铆在从动片1上。组合式从动片的转动惯量是比较大的，但对于要求刚度较高的、外形稳定性较好的大型从动片来说，这个缺点是可以容忍的。为了保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为0811mm之间，但至少不应小于06mm。采用具有轴向弹性的从动片结构将比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才 能保证离合器的彻底分离。从动片的材料与所采用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动片(即整体式)一般用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度。图2-10 分开式弹性从动片l一波形弹簧片 2，6一摩擦片 3一摩擦片铆钉 4一从动片 5一波形弹簧片铆钉在采用波形弹簧片时(即分开式或组合式)，从动片可用低碳钢板，波形弹簧片用弹簧钢板。图2-11 分开式从动盘片图2-12 分开式从动片的波形弹簧片图2-13 组合式弹性从动片1从动片；2一摩擦片铆钉；3波形弹簧片铆钉；4摩擦片；5一波形弹簧片双片离合器的从动片一般都不做成具有轴向弹性，从动片结构如图2-14所示。图2-14 不具有减振弹簧的汽车离合器从动片2 从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的矩形花键孔输出，变速器第l轴花键轴就插在该花键孔内，如图2-15所示。花键之间为动配合，在离合器分离和接合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。我国生产的离合器，其从动盘毂花键多用SAE标准，有关尺寸见表29。表2-10从动盘毂花键尺寸系列图2-15 从动盘毂花键表2-9 SAE矩形花键尺寸 单位mm从动盘毂的结构由两部分组成：盘毂和法兰，参见图2-16。图2-16 汽车离合器从动盘毂表2-10是按国标GB 11441974选定的花键标准，设计时花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩选取。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，对工作条件恶劣的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的14倍。由于花键损坏的主要形式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。挤压应力的计算公式如下：式中，P一花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：，分别为花键的内、外径，m；Z 一从动盘毂的数目；发动机最大转矩，Nm；n 一花键齿数；h 一花键齿工作高度，m；一花键有效长度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20MP。三从动盘摩擦材料的选择离合器摩擦面片如图2-17，选择摩擦材料的基本原则是：满足较高性能的标准；成本最小；考虑替代石棉。图2-17 离合器摩擦面片 石棉基摩擦材直至今天，在我国离合器的摩擦材料中，多数还是以基础为石棉的材料编织而成。这种编织的面片是由石棉纤维和铜丝或锌丝绕制成石棉线绳制成。采用它的原因是，一方面石棉有良好的耐热性能，而另一方面它又得到铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料。但是它的粉尘对环境有污染，国外已经淘汰。 在离合器上使用的石棉基摩擦材料的摩擦系数大约在03左右(即在02505之间)，其允许的单位压力在02MPa左右。替代石棉的有机摩擦材料 美国杜邦公司曾开发出种由芳香族聚酰胺纤维派生出来的摩擦材料，属于高分子尼龙家族，商业名称为芳纶(Kevlar aramid)。它相对石棉基的面片有如下一些工作特性：在正常工作压力和温度范围内有较高的耐磨性能；重量比石棉材料轻；有良好的接合性能；其抗拉强度是钢的5倍；有较高的抗离心力强度，能有效抵抗摩擦面片的飞裂；在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到425以后才开始烧裂(而不是变软、熔化)，这种状况持续到500。 合成出的芳纶可以有两种状态存放：一种是厚0.12mm的细丝，把它切割成6100mm的不同长度；另一种是磨碎的不定形结构纤维，称作浆料。 用有机材料代替石棉材料时，离合器的结构等完全相同。 金属陶瓷摩擦材料 离合器面片所用的金属陶瓷摩擦材料是由金属基体、陶瓷成分和润滑剂组成的一种多元复合材料。国内主要生产离合器的厂商，如东风汽车传动轴有限公司苏州汽车配件分公司等生产的离合器，所采用的金属陶瓷摩擦面片的金属基体以铜为主，并配有锡、铝、铁等成分。金属基体所占比例达75，陶瓷组分主要为二氧化硅，比例大于6，用石墨作润滑剂，它不少于总量的10。金属陶瓷面片的单位面积允许压力通常为044082MPa之间，摩擦系数在03504之间。摩擦片的形状不是整体圆环，而是制成所谓“纽扣”式，它们可以是圆形、梯形或扇形，如图2-18所示。摩擦面片是复合结构，即把金属陶瓷粉末加压成形烧结在钢背上。图2-19为摩擦面片的一种复合结构，金属陶瓷和钢背之间还有一筛网。现今的复合结构大多没有中间这一层筛网。图2-19 金属陶瓷摩擦面片复合结构(带筛网)1一金属陶瓷；2一钢背图2-18 钮扣式金属陶瓷摩擦面片采用金属陶瓷材料作为摩擦面片的离合器，它的从动盘总成不能和有机摩擦材料面片的从动盘总成互换，以免影响使用性能。四压盘设计 压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定两个方面。1 压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，又可保证压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有以下几种，见图2-20及图2-24。 在单片离合器中的压盘常采用图2-20 (a)所表示的连接方式。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。 在单片离合器中也可采用键式连接方法，如图2-20 (b)所示。在双片离合器中一般都采用综合式的连接方法，即中间压盘通过键，压盘则通过凸台。 双片离合器也有用销子传力的，如图2-20 (c)，如原解放CA10B就采用了6个传力销将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起。图2-20 压盘的几种传力(动)方式(a)凸台式连接方式；(b)键式连接方式；(c)销式连接方式 汽车离合器压盘连接处的尺寸及公差配合举例如下：北京吉普BJ212离合器压盘用3个凸台，凸台尺寸：；离合器盖窗口尺寸：；解放牌5t载货汽车的双片离合器压盘用6个传力销，传力销尺寸：；压盘上的传力销孑L尺寸：； 黄河牌8t载货汽车离合器的中间压盘用3个传力块，压盘用3个凸台，中间压盘传力块尺寸：；中间盘缺口尺寸：， 压盘凸台尺寸：，离合器盖窗口尺寸。上述的几种传力方式有一个共同的缺点，即传力处之间有间隙(如凸台和窗口之间的间隙约为02mm左右)。这样，在传力开始的一瞬间，将产生冲击和噪声。并且，随着接触部分磨损的增加而加大了冲击，这有可能使凸台根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离、接合时，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。 为了消除上述缺点，现在已广泛采用传力片的传动方式，见图2-24。由弹簧钢带制成的传力片6的一端铆在离合器盖l上，另一端用螺钉固定在压盘5上。为了改善传力片6的受力状况，它一般都是沿圆周切向布置。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。 压盘的结构形状除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关。在采用沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧作压紧弹簧时，压盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座。而在采用膜片弹簧或中央弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之用。 2 压盘几何尺寸的确定 前面有关离合器基本参数选择中，已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点。 压盘应具有足够的质量来吸收热量。 压盘应具有较大的刚度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。 因此，压盘一般都做得比较厚(一般不小于10mm)，而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔，见图2-21。近年来这种构也开始在单片离合器的压盘中采用。图2-21 黄河JNl50型汽车离合器中间压盘(材料：HTl836)3 压盘及传力销(块)的材料压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HBl70227。为了增加其机械强度，可另外增添少量合金元素(如镍、铁锰合金等)。 传力销可采用中碳钢(35号钢)。黄河牌8t汽车中间压盘传力块采用18CrMnTi，而为了提高表面耐磨性能，进行了渗碳处理，层深0810mm，硬度HRC5562。4 压盘传力部分及传力零件的强度校核凸台强度校核 当采用压盘的凸台传力时，由于它与离合器盖的接触面积很小，所以必须进行挤压应力校核计算，至于凸台的弯曲应力校核比较起来就显得不那么重要，这是因为凸台受弯曲时，力的作用臂很小，再加上凸台根部抗弯断面系数又比较大，所以弯曲应力一般不会很大，如图2-22。挤压应力的计算公式如下：式中，F作用在每个凸台上的力，N； A一离合器盖与凸台的接触面积, 。计算面积A时，应考虑到由于摩擦片的磨损，压盘前移而使接触面积减少的情况。由图2-22可见，在磨损前凸台的接触面积为ABC1Dl，而在磨损后，其接触面积减少了。计算F时，分配给该压盘上的发动机转矩按该压盘摩擦面的数目Z和离合器的全部摩擦面的数目Zc之比来确定(例如，单片离合器的压盘Z1，Zc2)，图2-22 凸台计算简图式中，发动机最大转矩，Nm； ZZc分配到该压盘上的转矩占发动机总转矩的百分比，显然对双片离合器中的压盘ZZ。025； 凸台分布的平均半径，m； 凸台数目。 最后得到 (MPa) 凸台挤压许用应力为1015MPa。传力销的强度校核图2-23 传力销受力图由图2-23可见，传力销同时承受由力，所引起的弯曲应力和户(接合时的弹簧压紧力)引起的拉伸应力。此外，传力销表面在宽度与的范围内还受其与的挤压作用。其强度校核如下。拉弯复合应力作用力：式中，发动机最大转矩，Nm；n一一传力销数目； 力和的作用半径，m。传力销根部的弯曲应力为式中，一一弯矩，Ncm，； d一一传力销根部直径，cm； 传力销抗弯截面模量，； a ，b力和的作用力臂，cm。 传力销的拉伸应力为 传力销的复合应力为 传力销的挤压应力 式中，一传力销的直径，cm； ,作用宽度，cm。五传力片(传动片)的设计及强度校核传力片在不同的离合器结构中，起的作用不完全相同。对于周置螺旋弹簧离合器的传力片，它主要承担向离合器压盘传递发动机的转矩，使之成为摩擦副中的主动件，而压盘的分离由分离杆来完成。而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(如果不想用传力片来分离压盘也可以)。利用传力片来分离压盘，在离合器结构设计上要简单些，但传力片受力状况要复杂得多，传力片的负荷也更严重，故必须仔细地对它进行强度校核。下面主要针对膜片弹簧离合器的压盘传力片（即最为复杂的情况)进行分析和讨论，较为简单的周置螺旋弹簧压盘传力片的设计及强度校核可适当参考前者进行）。图2-25 CA7220红旗轿车离合器盖及压盘总成构造图1，3一平头铆钉 2一传力片 4支承环 5一膜片弹簧 6一支承铆钉 7一离合器压盘 8一离合器盖图2-24 CA7220红旗轿车离合器盖及压盘总成分解图1一离合器盖 2，4一支承环 3一膜片弹簧 5一压盘 6一传力片(传动片) 7一铆钉 8一支承铆钉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，决定了它一端用铆钉固定在压盘上，另一端用螺钉与离合器盖相连，它们沿圆周切向布置，一般布置有34组，而每组由34个弹性薄片组成。片厚一般为11.2mm，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。结构如图2-24和图2-25所示。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)。按照这一设计思路，当离合器在接合状态并传递转矩时，传力片将在弯、拉联合作用下工作。为了对传力片作强度校核设计，现建立传力片的分析计算模型，参看图2-26。传力片力学分析模型如图2-26(a)所示。从图中可以看出，其两端为固定端，其中一个固定端又能上下移动，这是一静不定的问题。下面按照材料力学的方法来计算传力片的刚度及其应力。图2-26 传力片分析计算图(a)模型；(b)变形图；(c)弯矩图若传力片有效长度为，则 (为螺钉孔直径) 设共有i组传力片每组有n片，若设每一传力片的截面惯性矩为了，则一组n个的传力片的截面总惯性矩为由于在实际使用中，只能知道传力片的轴向变形量，而不能直接知道其作用力的大小，故要通过其轴向变形，才能求出其作用力户的大小。为了解这一静不定问题，由变形协调条件可知，传力片两端处的转角，这样可画出传力片的弯矩图，如图2-26(c)所示。根据材料力学公式，并通过积分最终可得每组传力片的总刚度： 全部组传力片合成的总刚度为： 若知传力片的最大轴向变形为，则其弹性恢复力户可由上面的刚度公式导出：传力片受到的应力可能来自3个方面：由于轴向变形f引起的力P所产生的弯曲应力 (式中w为1个传力片的抗弯截面模量)；由于传递转矩引起的拉力F作用下的拉应力 (式中A为1个传力片的截面积)；在F力作用下，由于高低差造成的弯曲应力。压盘传力片上的最大拉力 可按下式计算：一般来说膜片弹簧离合器的后备系数，为安全起见，可取 根据对传力片应力状况的分析，其最大应力。应该是上述3部分应力的代数和，即从上式中可以看出，最大应力值除了和传力片的组数i，每组的传力片数n和每片的截面系数W有关外，还和离合器的工作状况有关。下面分别讨论3种极端情况。离合器彻底分离位置。按照设计要求，在离合器彻底分离时，传力片轴向变形量f0，故P0，此时也不传递转矩，故F0，所以传力片中应力。压盘、膜片弹簧和离合器盖组装成总成。传力片的轴向变形量最大值就发生在压盘和离合器盖组装成总成的时候。此时根据结构布置的尺寸链可初步得到值(没有考虑膜片弹簧变形引起的的略微减小)。由于离合器不传递转矩此时F0，最大应力值由下式决定：；或 式中，h为传力片厚；E为材料弹性模量。离合器传递转矩且摩擦片磨损到极限。此时，虽然传力片的轴向变形量已较上述的为小，但传力片受力传扭，其应力最为复杂并可有两种情况：正向驱动或反向驱动。若统一取，则正向驱动应力公式为： 反向驱动应力公式为例3 已知380膜片弹簧离合器，装于某一发动机上，发动机的转矩为 =700Nm。根据初步布置，初定离合器压盘传力片的设计参数如下：共设3组传力片(i= 3)，每组4片(n=4)，传力片的几何尺寸为：宽625mm，厚h1mm，传力片上两孔间的距离l86mm，孔的直径d= 10mm，传力片切向布置，圆周半径R178mm，传力片材料的弹性模量MPa。试校核传力片的应力。 首先计算传力片的有效长度l：mm 计算传力片的弯曲总刚度： MNm 根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力： (1)彻底分离时，按设计要求f0，0，由式(4219)或式(4220)可知。 (2)压盘和离合器盖组装成盖总成时，0，通过分析计算可知767mm，计算最大应力： (3)离合器传扭时，分正向驱动(发动机车轮)与反向驱动(车轮发动机)，出 现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知。 正向驱动 反向驱动 可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此，传力片的许用应力可取其屈服极限。鉴于上述传动力片的应力状况，应选用80号钢。 (4)传力片的最小分离力(弹性恢复力)F弹发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定，。计算出传力片弯曲总刚度，当时， 其弹性恢复力为 认为可以。六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杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个问题：刚度问题 离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。 为了减轻重量和增加刚度，小轿车和一般载货汽车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板(如08钢板)冲压成比较复杂的形状。重型汽车由于批量少，为了降低成本、增加刚度则常采用铸铁的离合器盖。通风散热问题 为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。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。对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中，例如北京牌吉普车离合器，其钢板冲压的离合器盖上有6个定位螺栓孔()，它是在初钻孔至尺寸后，与压盘等零件组装起来，然后再以压盘内径()定位。将6孔加工到所要求的尺寸，孔的位置准确度为005mm。七膜片弹簧的设计与计算 膜片弹簧是使离合器得到满意的压紧力、分离力、压紧升程的关键部件，它的计算方法较多，但有些与实际结果差别很大，推荐使用下列方法。a. 负荷与变形 负荷与变形按式（27）计算。 P=e(ce-)(ce-e)+t2-At2-B(ce-e) （27）式中 P弹簧支点处负荷，单位：N；de当量内径，单位：mm；Cede处的锥形高度，单位：mm；t弹簧钢板厚度，单位：mm；B强压修正系数；ede处的变形量，单位：mm；E弹性模量，取E=2.1105Nmm2；D弹簧外径，单位：mm；A喷丸修正系数；We支点变换系数。 （上式在=0附近不适用，因设计中0点附近不需负荷计算，0点附近的经验公式略）关于式（27）中de、A、B的说明: de受窗口宽度、内径、窗口底边的形式影响，可用下面的经验公式计算。 （1）底边为圆弧时（圆弧直径窗口宽=1.21.3） ded（0.97440.000483N）mm （28）式中 N膜片弹簧分离指个数。 （2）底边为直边时（内径窗口宽=9.510.5） de=d（0.9833+0.000136N）mm （29） A与弹丸的材料、硬度、碰撞角有关，同时还和膜片弹簧的尺寸参数有关。在设计弹簧负荷时，可在0.94至1.47范围内选取（大尺寸选取较小的数值。） B取决于弹簧的塑性变形范围。它与设计规定的强压变形量及膜片弹簧的结构参数有关，B的取值参见图2-6。图中是一中间变量，-=（1-0.5k）+D/de-1 （210） 图2-27强压修正系数B 图2-28 工作点位置式中k=1.451.75，其它同式(27)。b. 膜片弹簧各工作点位置的选择（图2-27工作点位置）有了压紧力曲线，就要合理设计各工作点位置，保证离合器的性能和一定寿命。新摩擦片的接合位置（b）点见图2-27：为了使摩擦片磨损后，工作压紧力的变化不会太大，且使离合器操纵较轻便，一般选在峰值与拐点（压平点）之间或在拐点位置附近。 摩擦片磨损后的接合位置（a）点，一般选在峰值前，即： ea=eb-ZS0 （211）式中 Z摩擦面数； S0每个摩擦面的容许磨损量； 摩擦片铆接时，S00.65mm1.1mm； 摩擦片粘接时，S01.1mm2mm。彻底分离位置（c）点：一般为了减小分离操纵所做的功，选取在谷值点附近。即：ecebf f=Z（S1/2f） （212）式中 S彻底分离时，每对摩擦面之间的间隙，一般S=0.65mm1.0mm； f带波形片从动盘，从压紧状态到由某一扭矩下能转动时的变形量，一般为0.7mm1.2mm；没有波形片的从动盘，取从动盘摩擦表面对盘毂花键双面跳动量和的90。c 结构参数设计 结构参数设计的目标是保证离合器使用过程中传递稳定的转矩，分离彻底，并能有合理的使用寿命。压紧力曲线上各主要位置的负荷，一般通过结构参数和工艺等设计，应控制在如下范围：FminFbFaFmax，Fmin和Fmax是在容量设计计算出的最小和最大压紧力。 峰值和谷值的比，一般应在1.151.65之间，较好的设计取1.21.3，这样既有比较稳定的压紧力，又不至使操纵所做的功过大。 （1）片高厚比Cet Cet值决定了弹簧负荷曲线的形状，考虑到离合器的性能要求，一般取C