中型載貨汽車膜片彈簧離合器設計[汽車 總質量9.5噸]【含CAD高清圖紙和說明書】

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對于重型離合器，由于商用車趨于大型化，發(fā)動機功率不斷加大，但離合器允許加大尺寸空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加了離合器扭轉能力，提高其使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器發(fā)展的趨勢。為了提高離合器的扭轉能力，在重型汽車上可采用雙片干式離合器。從理論上講，在相同的徑向尺寸下，雙片離合器的扭轉能力和使用壽命是單片1倍。但受到其它客觀因素的影響，實際效果要比理論值低一些。 近年來濕式離合器在技術上不斷的改進，在國外某些重型牽引汽車和自卸汽車上又開始采用多片濕式離合器。與干式離合器相比，由于油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低，因此起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。據(jù)報道，這種離合器有著良好的起步能力，其使用壽命可達干式的5~6倍。 1.2.2汽車離合器的發(fā)展 在早期研發(fā)的離合器結構中，錐形離合器最為成功。它的原型設計曾裝在德國戴母勒公司的鋼制車輪的小汽車上。它是將發(fā)動機飛輪的內孔做成錐體作為離合器的主動部件。采用錐形離合器的方案一直延續(xù)到20世紀20年代中葉，對當時來說，錐形離合器修復比較簡單，摩擦面容易修復。它的材料曾用過駝毛帶、皮革帶等。 現(xiàn)今所用的盤式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的，多片離合器最主要的優(yōu)點是在汽車起步時離合器的結合比較平順，無沖擊。早期的設計中，多片按成對布置設計，一個鋼盤片對著一青銅盤片。采用純粹的金屬對金屬的摩擦副，把它們置于油中工作，能達到更為滿意的性能。 在油中的盤式離合器，摩擦片直徑不能太大，以避免在高速時把油給甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不容易分離。但畢竟優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多離合器還在探索原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。 石棉基材料的引入和改進，使得盤式離合器可以傳遞更大的轉矩，能耐受更高的溫度。此外，由于采用石棉基摩擦后可用較小的摩擦面積，因而可以減少摩擦片數(shù)，這是由多片離合器向單片離合器轉變的關鍵。20世紀20年代末，直到30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。 離合器執(zhí)行系統(tǒng)的使用環(huán)境非常惡劣，長時間的經(jīng)受高溫，而且又暴露在壓力油和潤滑劑中。以往主動缸和從動缸組件都必須使用金屬，近年來，美國一汽車產品公司向各大洲的車商提供用塑料制的離合器執(zhí)行系統(tǒng)，該商品的商標為CSC，是用LFRT，即用50%的長纖維增強的黑色尼龍，該材料的硬度大、重量輕、比模量超過鋁合金。它的纖維分布均勻，是隨機分布的，尺寸穩(wěn)定性好、收縮率低、約為0.2%。由于纖維完全浸潤在尼龍樹脂中，而且端頭較少，完全能保證有出色的光亮表面。50%的長纖維，使熱膨脹系統(tǒng)幾乎與金屬相同，該公司認為，如果仔細地將注塑件的尼龍成份燒掉，留下的骨架部分（纖維）幾乎仍保留制品的形狀。這表明產品中的纖維的分布是各向同性，所以收縮一致，抑制了翹曲。CSC的表面光潔度較鑄鋁件好，有助于延長從動缸的密封壽命。該產品的型號是PA66.GF50-02，完全符合所有的長期爆炸測試要求，室溫下的抗拉強度幾乎達到50000lb/ft2，疲勞強度高，抗蠕變能力強，在149℃下，抗拉強度仍有20000lb/ft2，50%長玻纖增強的PA，密度為1.5g/cm3，所以也減輕了重量。通過注塑成型生產結構復雜的零件與鑄鋁相比，節(jié)約了成本。 多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進以及材料的日新月異，使人們逐漸趨向于首選單片干式摩擦離合器因為它具有從動部分轉動慣量小、散熱性好、機構簡單、調整方便、尺寸緊湊、分離徹底等優(yōu)點，而且由于在結構上采取一定措施，已能做到結合平順，因此現(xiàn)在廣泛用于大、中、小各類車型中[1]。 1.3本文研究的主要內容 本設計的主要內容： （1）離合器類型的選擇； （2）各部件參數(shù)的選擇； （3）各部件的參數(shù)計算各部件的設計； （4）總體布置； （5）圖紙的繪制。 主要設計步驟如下： （1）確定要設計的膜片彈簧離合器的基本結構，包括主動部分、從動部分、壓緊機構、操縱機構； （2）根據(jù)設計的形式確定主要機構的基本數(shù)據(jù)； （3）根據(jù)具體結構和設計情況提出改進意見和措施，找出設計的不足和所受的條件限制，提出解決方案； （4）根據(jù)計算結果繪制圖紙并撰寫說明書。 第2章 離合器結構原理分析 2.1離合器機構類型的分析 汽車離合器有摩擦式、液力式和電磁式三種類型，但摩擦式離合器用得最為廣泛。 摩擦離合器的類型很多，主要有周置式離合器、中央彈簧離合器、斜置彈簧離合器、膜片彈簧離合器。周置式離合器主要用在商用載重汽車上，螺旋彈簧沿著壓盤的圓周作同心圓布置：中央彈簧離合器，采用1~2個圓柱螺旋彈簧或用一個矩形斷面的錐形螺旋彈簧做壓簧并布置在離合器正中間的結構形式，稱為中央離合器。中央離合器的壓簧不和壓盤直接接觸，因此壓盤由于摩擦生成的熱量不會直接傳遞給彈簧使其回火失效。中央彈簧的壓緊力通過杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用較小的彈簧力得到足夠大的壓盤壓緊力。膜片彈簧離合器是用膜片彈簧代替了壓緊彈簧及分離桿機構而作成的離合器，因為它布置在中央，所以也可算中央彈簧離合器：雙片離合器，單片離合器由于受到壓緊彈簧結構布置和設計的限制，其轉矩容量也受到限制。其次還有斜置拉式螺旋彈簧離合器、金屬陶瓷離合器、濕式離合器。 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，具有一系列優(yōu)點：⑴膜片彈簧具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低了踏板力。對于圓柱螺旋彈簧，其壓力則大大增加。⑵膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。⑶高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則明顯下降。⑷膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。⑸易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。⑹膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 按其分離軸承運動的方向可分為推式和拉式兩種。拉式膜片彈簧離合器較推式在性能上有更多的優(yōu)點，但由于受到分離軸承機構設計、拆裝復雜等因素的困擾，因此在本設計選用推式的結構形式[2]。 2.2膜片彈簧離合器的結構和工作原理 1、離合器的結構：發(fā)動機的飛輪是離合器的主動部件（如圖2.1所示），帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂借滑動花鍵與變速器第一軸（離合器從動軸）相連。壓緊彈簧將從動盤壓緊在飛輪端面。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與主動盤面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，在由此經(jīng)過變速器的第一軸和傳動系統(tǒng)的中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。 2、從動盤：主要由從動片、摩擦片、從動盤轂等三個基本部件組成。為了使單盤離合器結合柔和，起步平穩(wěn)，從動盤一般具有軸向彈性。具有軸向彈性的從動盤結構大致有整體式、分開式和組合式幾種。 3、扭轉減振器：發(fā)動機傳到汽車傳動系統(tǒng)中的轉矩是周期地不斷變化著的，這就使的傳動系統(tǒng)中產生扭轉振動。如果其振動的頻率與傳動系統(tǒng)的固有頻率相一致，就會發(fā)生共振，這對傳動系統(tǒng)零件壽命有很大影響。此外在不分離離合器的情況下進行緊急制動或猛烈接合時，瞬間將造成對傳動系統(tǒng)極大的沖擊載荷，從而縮短零件的使用壽命。為了避免共振，緩和傳動系統(tǒng)所受的沖擊載荷，提高零件的壽命，通常在各種轎車，貨車的傳動系中都裝有扭轉減振器。 4、操縱機構：離合器的操縱機構是駕駛員借以使離合器，或使之柔和結合的一套機構。它起始于離合器踏板，終止于離合器殼（飛輪殼）內的分離軸承。按照分離離合器的操縱能源不同，離合器操縱機構可分為人力式和氣壓式兩類。前者是以駕駛員的肌體作為惟一的操縱動力，后者是以發(fā)動機驅動的空氣壓縮機作為主要操縱動力，而以人力作為輔助和后備的操縱動力。 5、離合器蓋總成：壓盤、分離桿、壓緊彈簧一起組裝在離合器蓋內，組成離合器蓋總成。蓋總成通過螺栓安裝到發(fā)動機的飛輪上。飛輪和壓盤為主動件，發(fā)動機的轉矩通過這兩個主動件輸入。飛輪和壓盤之間為從動盤總成，它作為從動件通過摩擦接受由主動件傳來的輸入轉矩，并通過其中間的從動盤轂花鍵輸出轉矩。壓緊彈簧通過壓盤那從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。當發(fā)動機工作帶動飛輪和壓盤一道旋轉時，通過壓盤上壓緊彈簧產生的工作壓力所形成的摩擦力，帶動從動盤總成旋轉，完成轉矩的輸出。 6、離合器的工作原理：離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起,當膜片彈簧被預加壓緊,離合器處于接合位置時,由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力,使得與從動盤摩擦片之間產生摩擦力。 當離合器蓋總成隨飛輪轉動時(構成離合器主動部分),就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和變速器一起轉動以傳遞發(fā)動機動力.要分離離合器時,將離合器踏板踏下,通過操縱機構,使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指,使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開離合片，是從動盤總成處于分離位置，切斷發(fā)動機動力傳遞[3]。 2.3膜片彈簧離合器的特性 本設計采用膜片彈簧離合器，在離合器設計中采用膜片彈簧離合器有很多優(yōu)點： （1）膜片彈簧本身起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使零件數(shù)目減少，重量減輕； （2）其次，離合器的機構大大簡化并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸； （3）膜片彈簧具有良好的線性特性，設計合適，可使摩擦片磨損到極限，壓緊力仍能維持很少改變，切可減輕離合器踏板力，使操縱輕便。 （4）膜片彈簧的安裝位置對離合器的旋轉軸線是完全對稱的，因此它的壓緊力不會受離心力的影響，很適合高速旋轉。 膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分。碟簧部分的彈性形變特性和螺旋彈簧的不一樣，它是一種非線性的彈簧。其特性和碟簧的原始內截錐高度H及彈簧片厚度h之比有關，不同的值可以得到不同的彈性變形特性。一般分成下列四種情況。 1、 如圖2.1中＜的曲線，載荷P增加時。變形λ總是不斷增加。這種彈簧的剛度很大，可以承受很大的載荷，適合作為緩沖裝置中的形成限制彈簧。 圖2.1 H/h對膜片彈簧彈性特性的影響 2、 如圖2.1中=的曲線，彈簧的特性曲線在中間有一段很平直，變形增加時載荷P幾乎維持不變。此種彈簧叫做零剛度彈簧。 3、 如圖2.1中＜＜的曲線，彈簧的特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，既當變形增加時，載荷反而減小。具有這種特性的膜片彈簧很有適用于作為離合器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)，達到分離離合器時載荷下降、操縱省力的目的。當然，負荷剛度過大也不適宜，以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力變化過大。本設計選取了此種情況。 4、 如圖2.1中＞的曲線，這種彈簧的特性曲線中具有更大的負剛度不穩(wěn)定工況區(qū)，而且具有載荷為負值的區(qū)域（特性曲線穿過了橫坐標，圖中未示出）。這種彈簧適合于汽車液力傳動中的鎖止機構[4]。 2.4離合器的設計原則 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求： （1）在任何行使條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止傳動系過載。 （2）接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 （3）分離時要迅速、徹底。 （4）從動部件轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 （5）應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 （6）應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 （7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 （8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作工程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 （9）具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。 （10）結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。 所謂使用可靠，指的是離合器機構或零部件在預定期內一直能正常工作。這意味著在使用中要注意保養(yǎng)，其耗費的勞動量也要盡量小。這就取決于制造和裝配質量、結構設計和使用狀況。很多情況下，離合器不能可靠工作就是和不完善的技術保養(yǎng)—零部件缺少必要的潤滑和調整有關[5]。 2.5本章小結 本章著重介紹了離合器的類型分析，膜片彈簧離合器的結構和工作原理，H/h對膜片彈簧彈性特性的影響以及離合器的設計原則，并分析了本文所選類型的特性。通過本章節(jié)可以清楚的了解離合器的工作原理和結構，為后面的設計提供一定的理論基礎。 第3章 膜片彈簧的設計與計算 3.1離合器主要參數(shù)的選擇 3.1.1后備系數(shù) 后備系數(shù)β是離合器設計中一個重要的參數(shù)反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應該考慮摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載及操縱輕便等因素。小轎車：β=1.2～1.3；載貨車：β=1.7～2.25，本次設計選取β=2.0。 3.1.2單位壓力 單位壓力 P0決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器的使用壽命有很大的壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素，對于離合器使用頻繁、發(fā)動機后備系數(shù)較小、載質量大或經(jīng)常在壞路面上行駛的汽車P0應取小一些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦外緣處的熱負荷，P0應取大一些；后備系數(shù)較大時，可適當增加P0。本設計摩擦片材料選取粉末冶金材料。 P0的范圍為0.35～0.5 MPa，本次設計選取P0=0.42 MPa。 3.1.3摩擦片的主要尺寸 本設計是以CA1091中型載貨汽車為參考而進行設計的，CA1091有關參數(shù)如下所示：最大總質量9545kg；發(fā)動機最大扭矩Temax=373N.m；最高車速 90km/h；CA6102發(fā)動機的最大功率Pemax=99KW；發(fā)動機最高轉速3000r/min；變速器主減速比i0=5.77；傳動比ig=7.640。摩擦片的主要尺寸有外徑D、內徑d、厚度b。 (1) 摩擦片外徑D，可根據(jù)發(fā)動機最大功率選取 （3.1） 式中，一般載貨汽車A=36（單片），本次設計取=325。 (2) 內徑，在0.53～0.70范圍內，本設計選取=0.585。代入數(shù)值d=190。 (3) 摩擦片厚b主要有3.2、3.5、4.0三種尺寸，取值范圍見表3.1，本次設計取b=3.5。 表3.1 干式離合器摩擦片尺寸系列（mm） 外徑D2 內徑D1 厚度b 外徑D2 內徑D1 厚度b 160 110 3.2 300 175 3.5 180 125 3.5 325 190 3.5 200 140 3.5 350 195（190） 4.0 225（220） 150 3.5 380 205 4.0 250（254） 155（150） 3.5 405 220 4.0 280 165（180） 3.5 430 230 4.0 3.1.4摩擦因素、摩擦片數(shù)、離合器間隙的選取 摩擦片的摩擦因素f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因素f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度影響較大，并且它的粉塵對環(huán)境有污染，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因素f較大且穩(wěn)定。本設考慮到經(jīng)濟性和實用性選取了粉末冶金材料的摩擦片。摩擦因素f=0.35～0.50 ，取f=0.4。 摩擦面數(shù)z為離合器從動盤數(shù)目的兩倍，本設計為單盤故摩擦面數(shù)z=2。 離合器間隙Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中仍能完全接合，在分離軸承和分離桿內斷之間留有的間隙。一般為3～4 mm， 取Δt=4mm。 3.2膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 膜片彈簧尺寸計算可參考圖3.1中所示去設計計算。 圖3.1 膜片彈簧的尺寸簡圖 3.2.1內截錐高度和厚度的確定 內截錐高度H和厚度h如圖3.2所示，為保證離合器壓緊力變化不大，操縱輕便，一般為1.5～2.0之間，厚度h為2～4之間，選取h=3.0。由上述分析得比值為2.0故H=5.6。 圖3.2 膜片彈簧內截錐示意圖 3.2.2大端外徑和小端外徑的選擇 比值對彈簧的載荷及應力特性都有影響。從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧重量的利用率好。因此在設計用來緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧時選用。對于汽車離合器膜片彈簧，設計上并不要求儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結構布置與分離力的需要來決定，一般取值為1.2～1.3。 對于R，膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求而和摩擦片的外徑尺寸相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及等不變時，增加R將有利于膜片彈簧應力的下降。 結合同類車型，取R=135，取=1.25，故r=108。 3.2.3自由狀態(tài)下圓錐底角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內截錐高度H關系密切。 （3.3） 式中，—內截錐高度； —膜片彈簧厚度。 代入數(shù)值得=12.445，本次設計取=13。 3.2.4分離指數(shù)的選擇 分立指數(shù)目n通常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。本次設計選取n=18 3.2.5膜片彈簧的小端內徑及分離軸承作用半徑的確定 由離合器的結構決定，其最小值大于變速器第一軸花鍵外徑。第一軸花鍵外徑為： （3.4） 式中，—經(jīng)驗系數(shù)為4.0～4.6，本次設計選取K=4.0； —發(fā)動機最大轉矩。 代入數(shù)值得=28.8 ，本次設計選取=30 ，應大于，選取= 44。 3.2.6切槽寬度及分離半徑的確定 切槽寬度的范圍為3.2～3.5，本次設計選取=3.5。窗孔槽寬=9～10，本設計選取=10。窗孔的內半徑的取值應滿足。本次設計選取=12。 3.2.7壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑 壓盤的加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑影響膜片彈簧的剛度。應略大于且接近，應略小于且接近。本次設計選取=110，=130。 3.3膜片彈簧的校核 3.3.1外徑的校核 摩擦片外徑的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s。 65～70 （3.5） 式中，—發(fā)動機的最高轉速； —摩擦片最大圓周速度。 代入數(shù)值得=57.8，故認為摩擦片外徑選取合適。 3.3.2滑磨功的校核 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值。 （3.6） 式中，—單位摩擦面積滑磨功； —許用值，本次設計車型=0.33J/mm2； —汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功； 總滑磨功可根據(jù)下式計算： =77387.3 （3.7） 式中，—為輪胎的滾動半徑； —汽車總質量，=9545kg； —汽車起步時所用變速器擋位傳動比，=7.640； —主減速器傳動比，=5.77； —發(fā)動機轉速，=3000 r/min； 車論的滾動半徑為 =364.3 （3.8） 式中，—計算常數(shù)，子午線胎=3.05 ； —車輪半徑，本設計中=750 mm； 綜上所述并代入數(shù)值，得=77387.3J，=0.158J/mm2。所以。 故認為該離合器單位面積滑磨功符合要求。 3.3.3膜片彈簧的強度校核 由上述分析可知=5.6，=3.5，=135，=108，=130，=110，=40，=18，=55。根據(jù)圖2.2膜片彈簧特性曲線圖，設 （3.9） （3.10） 式中，—工作壓力； —彈性模數(shù)，鋼材取=2.0×105； — 泊松比，鋼材取=0.3； —碟簧部分內截錐高； —大端變形； 整理上面兩式得： （3.11） 把有關數(shù)值代入上式，得=3015 （3.12） =3.5 （3.13） =0.485- 0.42+ 0.102 （3.14） ⑴ 確定彈簧工作點的位置 取離合器接合時大端變形量=0.65，H=5.6由式（3.11）、（3.12）算得膜片彈簧壓緊力： =5304 校核后備系數(shù)： = （3.15） 式中，=131.7，=2。 把數(shù)值帶入上式，得=1.25，符合1.2～1.75之間。離合器剛開始分離時，大端的變形量為 （3.16） 式中，=，為壓盤升程 = （3.17） 式中，，每對摩擦片間隙=0.8 ，代入數(shù)值，得=1.6，=5.8。摩擦片磨損后，最大磨損量 （3.18） 其中在0.65～1.1之間，本設計取=1.05，代入數(shù)值得=2.1。故 =4.2-2.1=2.1 ⑵ 求離合器徹底分離時分離軸承的載荷 膜片彈簧小斷分離軸承處有分離軸承力與膜片彈簧壓盤接觸處的變形和的關系式： （3.19） 取=5.8，代入數(shù)值得=660.7。 ⑶ 求分離軸承行程 軸向變形和小端分離軸承的軸向變形的關系式 （3.20） 取=1.6 則 代入數(shù)值，得=8.32。寬度系數(shù)，為 （3.21） （3.22） 代入數(shù)值=0.83，=0.73。彎曲附加變形由分離指受力引起 （3.23） 代入有關數(shù)值，得=1.2，故 =9.52 ⑷ 強度校核 膜片彈簧大端的最大變形量為離合器徹底分離時的變形量： （3.24） 把有關數(shù)值代入上式，得=1207，通常強度不大于1500～1700，故認為強度條件適合。 3.4本章小結 本章對離合器主要參數(shù)（后備系數(shù)、單位壓力和摩擦片的主要尺寸）進行了選擇，主要計算了膜片彈簧離合器的主要參數(shù)，和對膜片彈簧尺寸的合理選擇，并且對膜片彈簧進行了詳細認真的校核，使其能更好的與實際相結合。 第4章 扭轉減振器的設計計算 汽車傳動系扭轉振動減振器，按其所在位置可分為兩類：一類裝在從動盤總成中，另一類裝在飛輪處。兩者都和離合器的結構有關。本設計采用第一類。 汽車行駛中，傳動系傳遞發(fā)動機轉矩時，由于內燃機工作不均衡，轉矩周期性地變化會引起傳動系扭轉振動。如果傳動系發(fā)生扭轉共振，將會使傳動系零件的應力成倍增加，而這種應力具有交變的性質，會使傳動系零件的疲勞壽命大大下降。扭轉振動還是引起齒輪噪聲的重要原因，尤引人注目。 4.1 扭轉減振器的特性及主要參數(shù)的選取 圖4.1為離合器扭轉減振器特性曲線圖例。圖中反映了扭轉減振器特性的一些參數(shù)，其中斜線表示扭轉力矩Td，朝上方共有4段斜線，表示有4級剛度；垂直線表示從一級進入另一級需要克服的預緊力矩TN；兩斜線間的間隔反映了減振器工作時的摩擦；離合器減振器特性曲線在水平坐標上的距離表示離合器從動盤轂花鍵中的間隙 圖4.1扭轉減振器特性曲線示例 4.1.1扭轉減振器的角剛度 減振器扭轉角剛度Ca決定于減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸，按下列公式初選角剛度 Ca≤13 （4.1） 式中，為極限轉矩；按下式計算 =（1.5～2.0） （4.2） 式中，2.0適用乘用車，1.5適用商用車，本設計為商用車，選取1.5，為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得=559.5，Ca ≤ 7273.5本設計初選Ca=7000N·m/rad。 4.1.2減振器摩擦力矩 由于減振器扭轉剛度Ca受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選為 =（0.06～0.17） （4.3） 取=0.11，本設計按其選取=41.03。 4.1.3預緊力矩 減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉矩它將降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在反向工作時，扭轉減振器將停止工作。 一般選取=（0.05～0.15）=37.3 4.1.4減振彈簧的分布半徑 減振彈簧的分布尺寸R1的尺寸應盡可能大一些，一般取 R1 =（0.60～0.75）d/2 （4.4） 其中d為摩擦片內徑，代入數(shù)值，得R1 =66。 4.1.5減振彈簧數(shù)目 可參考表4.1選取，本設計D=325，故選取Z=6。 表4.1減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑 減振彈簧數(shù)目Z 225～250 4～6 250～325 6～8 325～355 8～10 >350 10以上 4.1.6減振彈簧的總壓力 當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大Tj。 = （4.5） 式中，的計算應按Tj的大者來進行=5650N 每個彈簧工作壓力 （4.6） =706N 4.2減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。 彈簧的平均直徑：一般由結構布置決定，通常選取=11～15左右。本設計選取=12。 彈簧鋼絲直徑： （4.7） 式中，扭轉許用應力=550～600Mpa , d1算出后應該圓整為標準值，一般為 3～4mm左右。代入數(shù)值，得=3.398，符合上述要求。 減振彈簧剛度 （4.8） =200.9N/mm 減振彈簧的有效圈數(shù) = （4.9） 式中，G為材料的扭轉彈性模數(shù)，對鋼=83000N/mm2，代入數(shù)值，得=3.984。 減振彈簧的總圈數(shù)=5.98。 減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度 （4.10） =22.37 式中，=0.337為彈簧圈之間的間隙。 減振彈簧的總變形量 （4.11） =3.51 減振彈簧的自由高度 （4.12） =25.88 減振彈簧的預變形量 （4.13） =0.35 減振彈簧安裝后的工作高度 =25.53 4.3從動片相對從動盤轂的最大轉角 最大轉角和減振彈簧的工作變形量（=） （4.14） =3.04 4.4限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 （4.15） 式中，R2為限位銷的安裝半徑，λ一般為2.5～4mm。本設計取λ=3。 4.5限位銷直徑 按結構布置選定，一般=9.5～12mm，本設計取=12。 4.6從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖3.2所示。 圖3.2 從動盤窗口尺寸簡圖 一般推薦A1-A = a =1.4～1.6mm。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取a =1.5mm，A =26.5mm，A1 =28mm。 4.7本章小結 本章介紹了扭轉減振器的特性以及扭轉減振器的參數(shù)選取，對減振彈簧的尺寸進行了確定，還對從動片相對從動盤轂的最大轉角、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙、限位銷直徑、從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸進行了詳細的計算，并且列出了必要的公式。 第5章 離合器操縱機構的設計 汽車離合器操縱機構是駕駛員用來離合器分離使之柔和接合的一套機構。它始于離合器殼體內的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應該過大，另一方面是應該有踏板形成的校核機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力液壓式等等。本設計選取操縱形式為液力操縱式。在眾多的操縱機構中，氣壓助力液壓式操縱機構具有操縱輕便，布置簡單而被中重型汽車廣泛采用。 液壓式傳動操縱的工作原理簡單：踩下踏板，由主缸產生的油壓經(jīng)管路傳輸至分缸，由分缸中的推桿推動分離叉使離合器分離。 離合器操縱系統(tǒng)功能是，把駕駛員對離合器的踏板的輸入變成分離軸承上的輸出，來控制離合器的接合和分離，從而完成對汽車傳動系統(tǒng)的動力切斷或傳遞。因此，離合器踏板的布置位置、相關尺寸、作用力以及行程大小都要符合人體工程學的要求。綜合起來，設計離合器操縱系統(tǒng)需要考慮如下一些因素： （1） 操縱系統(tǒng)的輸出對輸入的放大比率； （2） 周邊工作環(huán)境對系統(tǒng)的影響； （3） 時間因素對系統(tǒng)性能的綜合影響。 5.1離合器的踏板位置、行程、和踏板力 5.1.1踏板位置 離合器踏板的操縱通常設計為由左腳控制，因此，踏板的最佳位置應和左腳保持處在一條直線上最為舒適，為此，離合器踏板在車內的位置就要更偏左，它給車內左側留下的橫向剩余空間要小一些?？紤]到這些因素，大部分離合器踏板實際布置位置還需適當靠右，即靠向人體中間部位。具體布置應該以人體左右對稱為準向左偏移80～100mm，作為離合器踏板中心線的位置。 5.1.2踏板行程 踏板行程是指從踏板最高點至其最低點所劃過的距離。踏板最佳行程受許多因素影響，其中要考慮人群應從5%分位的女性到95%分位的男性。從有關方面獲得的人體工程學資料為：踏板最大行程應小于175mm。 5.1.3踏板力 對于一定的離合器總成，離合器踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操縱系統(tǒng)的傳動比，加大傳動比會使踏板力減小但行程增加。踏板力大小直接影響到離合器操縱的輕便性。一般來說，對于轎車和輕型卡車，其踏板力Pt可?。? 較輕的踏板力：Pt ≤100N 較重的踏板力：Pt ≥130N 離合器踏板位置高度及其形成對踏板力的影響也要考慮，因踏板離地板高且行程大的車輛，操作離合器時，腳要完全離開地板，大腿要抬離坐椅。這種情況下踏板就要就要能支持腳和腿的重量，輕的踏板力就會使踏板輕易地移動使離合器動作，而且由于腳和腿沒有支撐，輕的踏板力反而使離合器的控制變得更為困難，若有較大的踏板力可以部分支撐腳和腿的重量，就能更安全、舒適地操作。 若離合器踏板離地較近且行程短，操縱時腳跟可不離開地板，腳完全依靠在坐椅上，此時，踏板只需支撐腳的部分重量，采用輕的踏板力是適當?shù)?，操縱也很舒適。 5.2操縱系統(tǒng)的傳動比計算 在設計操縱系統(tǒng)時，為滿足前述對踏板力和踏板行程的要求，需要根據(jù)具體離合器的分離裝置的傳動比，最終合理地確定出操縱系統(tǒng)的傳動比。 離合器踏板行程Sn與壓盤升程Δs有下列關系： （5.1） 式中，—分離軸承與分離杠桿之間的間隙，S0=2～4mm，取S0=4； —摩擦片與壓盤、飛輪間的間隙 ，Δs=0.75～1.3，取Δs=1.2； —摩擦面數(shù)，本設計為單盤離合器，所以Zc=2； —考慮傳動比中由于變形等原因造成的行程損失，η小于1。 初選：踏板驅動臂C1=75，踏板臂長C2=320，主缸推桿直徑d0=8，主缸缸徑d1=16，工作缸缸徑d2=22，分離叉驅動臂長b1=70，分離叉臂長b2=80。 踏板傳動比 （5.2） =4.25 分離撥叉?zhèn)鲃颖? （5.3） =0.875 液力傳動比 （5.4） =2.19 總傳動比 （5.5） =48.9 有效行程 （5.6） =117.36 空行程 （5.7） =32.6 踏板總行程 =149.96 踏板行程推薦在150～170mm之間，原則上是在滿足徹底分離及踏板力允許情況下，其踏板總行程越小越好，故認為本設計符合要求。 5.3主缸和工作缸的設計計算 5.3.1主缸的工作原理及計算 （1）主缸的工作原理 離合器的主缸的油缸和儲油室在結構上做成一體（如圖5.1所示），主缸有 圖5.1 離合器工作缸結構圖 1—通氣孔；2—螺塞；3—擋板；4—蓋；5—螺釘；6—儲油室；7—總泵推桿；8—防護罩； 9—端蓋；10—密封圈；11—活塞；12—彈性墊片13—皮碗；14—復位彈簧；15—管接頭 補償孔和進油孔與儲油室相通，主缸的油缸內裝有鋁合金活塞。活塞中部較細，使活塞右方形成環(huán)行油室。皮碗位于補償孔和進油孔之間。兩孔同時開放，離合器處于接合狀態(tài)。分離離合器時，踩下踏板，通過推桿使油缸活塞向左移，當皮碗將補償孔關閉后，油管中的油壓開始上升，油液進入管路流進分缸。當迅速放松離合器踏板時，復位彈簧使油缸活塞較快地向右移動，而油液在管路中流動有一定阻力，所以流動緩慢，這樣就有可能在活塞左邊形成一定的真空度，在活塞兩腔壓力差的作用下，少量的油液推開單向閥，經(jīng)皮碗的間隙流到左腔以彌補真空，同時油液由儲液室經(jīng)進油孔補充到右腔中去。當原先由主缸壓到分缸中去的油液重新回到主缸時，由于已有少量的油液經(jīng)單象閥流到主缸左腔，故總流量多了，這多余的油即從補償孔A流回儲液室。 （2）主缸結構尺寸的計算 初選內徑D=16，管路壓強P=3.5?；钊麠U直徑=8，取標準值d=8mm，活塞寬度=9.6。 計算強度時，先確定 （5.8） 代入數(shù)值，得=703。 活塞強度計算 （5.9） 式中，=400MP為材料的許用拉力，代入數(shù)值，得=14MP。，強度合適。 5.3.2分缸的工作原理及計算 （1）分缸的工作原理和結構 離合器分缸的功能是接受主缸輸送過來的液流及油壓，直接或間接地推動分離軸承，使離合器分離。分缸一般裝在飛輪殼外（見圖5.2）。此種布置形式的分缸將通過分離推桿間接推動分離軸承移動。分缸中活塞的左右極限位置分別由限位塊和擋環(huán)限制。為了放出滲入管路中的空氣，在分缸中裝有放氣螺釘。分離差推桿的長度可以調整，以保證離合器分離桿之間有合適的間隙。特別是當摩擦片磨損后，要隨時注意調整，以免因壓盤壓緊力不夠造成的從動盤打滑燒損。 圖5.2 離合器分缸 1—放氣螺栓；2—分缸殼；3—擋環(huán)；4—活塞限位塊；5—進油管接頭 （2）分缸結構尺寸的計算 初選定內徑D=25，外徑D1=29，活塞直徑=12.5，取標準值d=15，活塞厚度=15。 強度校核時，參考公式（5.8），得=3.5N/mm2。 活塞桿理論推力 （5.10） 代入數(shù)值，得=1717。 拉力 （5.11） 代入數(shù)值，得=1099。 活塞桿強度計算 （5.12） 代入數(shù)值，得=9.7MP ≤。故認為本設計強度合適。 5.4本章小結 離合器的操縱機構在本章中進行了選取，選取了液壓式傳動。系統(tǒng)的介紹了操縱機構的工作原理。并且介紹了主缸和工作缸的結構組成，進行了基本尺寸、強度的計算，危險截面的校核等一系列工作。 第6章 離合器其它零件的設計及計算 6.1從動盤轂花鍵的設計計算 發(fā)動機轉矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第1軸花鍵就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器第1軸的結合方式，現(xiàn)今都采用齒側定心的矩形花鍵，結構形狀如圖6.1所示。花鍵之間為動配合，這樣在離合器分離和接合過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。 圖6.1 從動盤轂花鍵 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，尺寸根據(jù)摩擦片外徑選取。 本設計選取內徑1=32，外徑D1=40，齒數(shù)=10，齒厚t=5，有效齒長=45。 （1） 計算擠壓應力 計算擠壓應力可參考 （6.1） 式中，為花鍵的齒側應力，為單盤，=1 （6.2） =20.72×N 花鍵的高度 （6.3） =4 代入數(shù)值，得=1.15×104，≤ 2×105N/m2， （2） 花鍵的剪切應力的計算 花鍵剪切應力可參考 （6.4） 式中，為作用在從動盤上的圓周力 （6.5） =2072N 代如有關數(shù)值，得 =0.92N/mm2，剪切應力低，故認為花鍵抗剪切能力足夠強。 6.2 壓盤的設計計算 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定聯(lián)系，但這種聯(lián)系又允許壓盤在離合器分離過程中能自地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪見常見的連接方式有凸臺式、鍵式、銷式。本設計選用的是凸臺式連接。 離合器在接合的過程中，由于滑磨功的存在，每接合一次的過程中都要產生大量的熱，而每次接合的時間又短，因此熱量根本來不及全部傳到周圍空氣中去，必然導致摩擦副的溫升在使用頻繁和艱難條件下工作的離合器，這種溫升就更為嚴重，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的燒損。 由于摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤吸收，為了每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤具有足夠的質量來吸收熱量。 壓盤的厚度一般為15～25mm 之間，初選壓盤厚為25mm。壓盤的外徑略大于摩擦片外徑D，取壓盤外徑為330mm，內徑略小于摩擦片內徑，取壓盤內徑為180mm. (1)校核壓盤的厚度 根據(jù)離合器一次接合的溫升來校核 （6.6） 式中，—分配到壓盤上的滑磨功所占的比例，單片離合器壓盤選取0.5； —壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤c=544.28J/(kg.K)； —為滑磨功，=77387； 質量 =11.86kg （6.7） 代入數(shù)值，得=5.99℃。校核離合器接合一次時的溫升，它小于規(guī)定值8～10℃。所以壓盤的厚度選擇合適。 (2)壓盤的傳動形式設計 壓盤的出動形式有，凸塊窗孔式、傳力銷式、彈性傳動片式，本設計選定彈性傳動片式，初定離合器壓盤傳力片的設計參數(shù)如下：共設3組傳力片（i=3），每組4片（n=4），傳力片的幾何尺寸為：寬b=25mm，厚h=1mm，傳力片上兩孔間的距離l=86mm，孔的直徑d=10mm，傳力片切向布置，圓周半徑R=178mm，傳力片材料的彈性模量Mpa。其強度校核如下。 傳力片的有效長度： ＝－1.5d＝86－1.5×10＝71mm （6.8） 傳力片的彎曲總剛度： （6.9） 代入數(shù)值=0.17MN/m 根據(jù)上述分析，計算以下3種工況的最大驅動應力及傳力片的最小分離力： ① 徹底分離時，按設計要求f=0，由式 （6.10） 或式 （6.11） 得。 ②壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，，通過分析計算可知，可用式 （6.12） 計算最大應力。 913Mpa 離合器傳扭時，分正向驅動與反向驅動，出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可知=4.74mm。 正向驅動 =－+=204.5Mpa 反向驅動 =+－=923.5MPa 反向驅動最危險，由于在取計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此，傳力片的許用應力可取其屈服極限。鑒于上述傳力片的應力狀況，應選用80號鋼。 （3）傳力片