离合器及操纵机构说明书

1、第一章 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

2、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；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，

3、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34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 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

4、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

5、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

6、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

7、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。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

8、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。图2-1

9、 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

10、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

11、。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

12、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。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

13、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。§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

14、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

15、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。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 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：(3-1)式中，为静摩擦力矩；为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.250.30；为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，是从动盘数的两倍。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

16、；为摩擦片内径.摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀的假设，可表示为(3-3)当dD06时，Rc可相当准确地由下式计算 (3-4) 将式（3-2）与式（3-3）代入式（3-1）得 (3-5)式中，为摩擦片内外径之比，一般在0.530.70之间。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 (3-6)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、和摩擦片厚度以及结构参数摩擦面数和离合器间隙，最后还有摩擦系数。1后备系数 后备系数是离合器设计时用到

17、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。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

18、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1.201.75最大总质量为614t商用车1.502.25挂车1.804.002单位压力 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

19、增大。 当摩擦片采用不同的材料时，取值范围见表3-2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）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0.701.503. 摩擦片外径、内径和厚度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(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。 (3-7) 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 (3-8) 式中：为直径系数，取值范围见表3-3表3-3 直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大

20、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GB576486汽车用离合器面片，所选的应使摩擦片最大圆周速度不超过6570ms，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摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工

21、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摩擦片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0.701.50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。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限位置时，为保证摩擦

22、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1.53mm。§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, 由已知条件：=52 N·m, 1摩擦片外径D、内径d由式(38)知：=105.28mm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6570m/s，即 (3-9)则D的取值范围为：105.28mm < D <

23、;243.20mm按表3.5初选：D 180mm d =125mm.表3.5 离合器摩擦片尺寸系列和参数2.摩擦片的平均摩擦半径Rc由式(3-4)知：当dD06时3. 静摩擦力矩由式(3-2)知作用于摩擦片上的工作压力F由式(3-1)离合器的静摩擦力矩由式(3-6)可知离合器后备系数的值为§3.2.2 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。1设计变量后备系数可由式(3-1)和式(3-6)确定，可以看出取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力。可由

24、式(32)确定， 也取决于F 和D 及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为X=x1 x2 x3 T = F D d T 2目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为3约束条件1） 摩擦片的内外径比 c =dD=125/180=0.694 在053 c 070范围内 2) 摩擦片的外径D(mm)的最大圆周速度 不超过65 70m/s3)后备系数为保证离合器可靠传递转矩，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，即1.24.0 =1.390 在1240之间4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必

25、须大于减振器弹簧位置直径 约40mm,即 >+40mm 可得 <42.5mm5)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围 为0.101.50MPa，即：010MPa150MPa前面我们选择 =018MPa在此范围内。6）单位摩擦面积传递的转矩 由表3.6查出D180mm时：=0.28×102 N·mmm2表3.6 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N·mmm2)离合器规格D/mm210>210250>250320>3250.280.300.350.407) 为了减少

26、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)式中，为单位摩擦面积滑磨功(Jmm2)；为其许用值(Jmm2)，对于轿车： =0.40Jmm2；对于轻型货车=0.33Jmm2；对于重型货车：=0.25Jmm2。由下式： (3-11)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为轮胎滚动半径(m)； =270mm为起步时所用变速器挡位的传动比； =3.647为主减速器传动比； =5.598为发动机转速(rmin)，计算时轿车取2000rmin，货车取1500rmi

27、n。则由式（3-11）得：由式（3-10）得：=0.25Jmm2第四章 膜片弹簧的设计与计算§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 ；分离指数目 n 等，见图41。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Hh <时，F1=(1)为增函数；Hh = 时，F1= (1)有一极值，该极值点恰为拐点；Hh&

28、gt; 时，F1 = (1)有一极大值和一极小值；当Hh =时，F1= (1)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1.52.5,板厚为24mm。图4-2 膜片弹簧的弹性特性曲线2.比值Rr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，Rr一般为1.201.35。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。 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，=arct

29、an /(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B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或H点处，一般=(0.81.0)，以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由离合器的结构决定，

30、其最小值应大于花键的外径，应大于。7.切槽宽度、及半径 的确定=3.23.5mm, =910mm，的取值应满足r-re§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R87膜片弹簧碟簧部支承外径R186膜片弹簧碟簧部分内截锥高H3.6膜片弹簧碟簧部分内径r66膜片弹簧碟簧部分支承内径r167膜片弹簧板厚h2膜片弹簧小端半径20分离指数n18切槽宽3.2分离轴承作用半径23窗孔槽距膜片弹簧中心半径56窗孔槽宽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

31、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)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。2. 设计变量 通过支承和压

32、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43b)，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

33、 T= H h R r R1 r1 1BT (4-3)a)自由状态 b)压紧状态 C)分离状态图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) (4-5)上式中为分离轴承与分离指的接触半径（mm）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 ( 图4-3 c)为： (4-7)式中为压盘

34、的分离行程（图4-3 b、c）。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uHhRrR1r1ln(R/r)R-rR1-r1R/r0.33.62876686670.27625321191.31838表4-3 膜片弹簧工作特性曲线计算l0.10.20.30.40.50.60.7F1302.56583.74844.211084.651305.731508.131692.54l0.80.91.01.11.21.31.4F11859.622010.072144.542263.722368.292458.932536.31l

35、1.51.61.71.81.922.1F12601.112654.002695.682726.802748.052760.112763.65l2.22.32.42.52.62.72.8F12759.362747.902729.962706.222677.342644.022606.92l2.933.13.23.33.43.5F12566.722524.102479.752434.322388.512342.992298.44l3.63.73.83.944.14.2F12255.542214.952177.372143.462113.912089.392070.58l4.34.44.54.64.

36、74.84.9F12058.152052.792055.172065.982085.872115.542155.67l55.15.25.35.45.55.6F12206.922269.972345.522434.222536.762653.812786.06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= 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的位置，一般=0.81.0，即 (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

37、弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力，即4) 为了满足离合器使用性能的要求，膜片弹簧的Hh与初始底锥角应在一定范围内，即 1.6Hh2.2 9°15° 设计膜片弹簧的Hh = 3.6/2 = 1.8 arctan=arctan=9.728°5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20Rr1.35 70 2Rh100 3.5 Rr0 5.0 (4-9)Rr=1.31838 2Rh=87 Rr0 =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

38、径与外半径之间，即推式： (D+d)4R1D2 拉式： (D+d)4r1D2本设计采用的为推式：R1=67mm ,D=180mm ,d=125mm76.25mmR190mm 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1mmR-R17mm R-R1=87-86=1mm 0mmr1-r6mm r1-r=67-66=1mm 0mmrf-r04mm rf-r0=23-20=3mm8) 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

39、-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10) 弹簧在工作过程中A点(或A点)的最大拉应力 (或)应不超过其相应许用值，即 或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

40、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, 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。离合器彻底分离时，工作点由B到C,压盘的分离行程 ,即膜片弹簧的大端变形量。当离合器发生磨损后，磨损后的工作点A点的变形量，2. 离合器彻底分离时，分离轴承作用的载荷离合器彻底分离时，由（式4-5）可得： 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性弯曲变形时，分离轴承推分离指的移动行程

41、，由式(4-7)得：自由状态下分离轴承的自由行程一般为1.53 mm。所以可得分离轴承的总行程可计算为§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 (4-12)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）, 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，

42、当=0时有 (4-13)因很小，则式（4-13）表明，对于一定的，零应力分布在过O 点而与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点的应力来校核碟簧的强度。将B点坐标和代入式（4-12），可得B点的应力 (4-14)令，可求出达到极大值时的转角 (4-15) 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。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=；在分离轴承推力作用下,B点还受到弯曲应力，其值为 (4-16)式中n为分离指个数，为一个分离指根部的宽度（mm）考虑到弯曲应力是与切向压应力相互作垂直的拉应力，根据最大切应力理论，B点的当量

43、应力为 (4-17)由式（4-14）得式中由式（4-16）可得B点受到的弯曲应力式中 则由式（4-17）得 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15001700 Mpa。第五章 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

44、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。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

45、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。 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。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。图5-3减振器尺寸简图1.极限转矩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)

46、时所能传递的最大转矩，一般可取= (1.52.0) (5-1)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)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；为主减速比；为变速器一档传动比=NN·m2. 扭转角钢度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。此时所需加在从动片上的转矩为(5-

47、3)式中，为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj为减振弹簧个数；为减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义，则减振器扭转刚度 (5-4) 为减振器扭转刚度(N·m/rad)设计时可按经验来初选 (5-5) N·m/rad 取=890 N·m/rad 3.阻尼摩擦转矩 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 =(0.060.17) (5-6) =0.1152 = 5.72 N·m 4.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

48、于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 =(0.050.15) (5-7) =0.10 =0.10 52 = 5.2 N·m 5. 减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大些，如图7-3所示，一般取=(0.600.75)d/2 (5-8)=(0.600.75)125/2 = 37.546.875mm 取=40mm6 减振弹簧个数表61 减振弹簧个数的选取摩擦片外径mm225250250325325350>3504668810>10因为所选取摩擦片的外径=180mm,故取=4。7.减振弹簧总压力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值时，减振

49、弹簧受到的压力为 (5-9) = 69.04/0.040 =1726 N§5.3 减振弹簧的计算 1. 单个减振弹簧的的工作载荷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=1115mm 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) 式中，扭转许用应力取550600 Mpa，此处=580Mpa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,根据下式计算： (5-11) 减振弹簧的有限圈数 : (5-12)式中，G为材料的剪切弹性膜量，对碳钢可取G =8.3104 Mpa则有 总圈数+(1.5

50、2)=3.844.34 此设计中取=5 圈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，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可确定为减振弹簧总变形量：指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为 减振弹簧自由高度：指减振弹簧无负荷时的高度，为减振弹簧预变形量 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 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4. 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 (5-13)式中，为限位销的安装尺寸。的取值一般为2.53 mm取=3 mm，则有设计中取=42mm5限位销直径 按结构布置选定，一