轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)設計及仿真分析,轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)設計及仿真分析,轎車,膜片,彈簧,離合器,系統(tǒng),設計,仿真,分析 摘 要在汽車行駛過程中，我們常有這樣的感受：汽車掛擋起步時，左腳逐漸抬起離合器踏板，右腳逐漸踏下加速踏板使發(fā)動機供油量增大，才能使汽車緩緩起步。換擋時，只有將離合器踏板踏下后，才能避免變速器齒輪打齒沖擊；緊急制動時若來不及踩離合器踏板時，發(fā)動機和傳動系統(tǒng)都受到很大沖擊，但發(fā)動機和傳動系的零部件卻沒有發(fā)生損壞故障。因此，離合器是直接連接到汽車動力總成發(fā)動機的組件。本文確定了離合器的基本參數(shù)及尺寸，及其約束條件。之后，依據(jù)推式膜片彈簧離合器的性能要求，對摩擦片，膜片彈簧，從動盤總成，離合器蓋總成，分離軸承總成及操縱機構等進行設計計算和校核，設計出一種能滿足汽車性能需求的離合器。然后依據(jù)所計算的數(shù)據(jù)畫出裝配圖和零件圖，且進行三維建模和仿真分析。關鍵詞：離合器；推式；膜片彈簧；設計；IAbstractIn the course of car driving, we often have this feeling: when the car starts to start, the left foot gradually raises the clutch pedal, and the right foot step down the accelerator pedal to increase the engine oil supply, in order to make the car start slowly. In shift, only when the clutch pedal is tread can avoid the gear gear impact. When the clutch pedal is too late to step on the clutch pedal, the engine and the transmission system are greatly impacted, but the parts of the engine and transmission system have no damage. Therefore, the clutch is a direct connection with the engine in the drive line of the automobile.The basic parameters and dimensions of the clutch are determined and its constraint conditions are determined. Then, according to the performance requirements of the push diaphragm spring clutch, the design calculation and check of the friction plate, the diaphragm spring, the slave disk assembly, the clutch cover assembly, the separation bearing assembly and the control mechanism are carried out, and a clutch which can meet the performance requirements of the automobile is designed. Then the assembly drawing and part drawing are drawn based on the calculated data, and 3D modeling and simulation analysis are carried out.Keywords：Clutch；Push type；diaphragm spring；designII目錄前言11離合器的介紹21.1 離合器概述21.2 離合器的組成及功用21.3膜片彈簧離合器的原理31.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點32離合器結構方案選取52.1 本課題參數(shù)及要求52.2 離合器設計基本要求52.3 離合器結構設計62.3.1 從動盤數(shù)的選擇62.3.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇62.3.3壓盤的驅動方式62.3.4分離軸承的選擇72.3.5 離合器的通風散熱72.3.6從動盤總成的選擇73離合器主要參數(shù)的選擇93.1 摩擦片主要尺寸的確定93.2 后備系數(shù)的確定103.3 單位壓力P0的確定113.4摩擦因數(shù)f的選擇113.5 摩擦片的優(yōu)化114膜片彈簧的設計124.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇124.1.1 H/h 比值的選擇124.1.2 碟簧部分大端半徑R、內(nèi)半徑r及R/r 的比值確定134.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇134.1.4 膜片彈簧小端半徑r0 及分離軸承作用半徑 的選擇134.1.5 分離指數(shù)目n 切槽寬度窗口槽寬及半徑re尺寸選擇134.1.6壓盤加載點R1 和支撐環(huán)加載點半徑r1尺寸選擇134.2 膜片彈簧的設計144.2.1繪制特性曲線144.3 膜片彈簧工作點位置的選擇164.4 離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷174.5 分離軸承的行程的計算184.6 膜片彈簧的強度校核184.7 膜片彈簧的優(yōu)化195從動盤總成設計215.1 從動盤的組成形式及要求215.2 從動片設計215.3 從動盤轂設計215.4 花鍵強度校核225.5 扭轉減振器的設計235.5.1 扭轉減振器的功能235.5.2 扭轉減振器主要參數(shù)的選擇235.5.3 減振彈簧的計算256壓盤和離合器蓋的設計276.1壓盤傳動方案的選擇276.2壓盤的材料選擇276.3 壓盤幾何尺寸的確定276.4離合器蓋的設計287離合器操縱機構的設計297.1操縱機構的設計297.1.1 操縱機構的組成及優(yōu)點297.1.2 踏板行程S的計算297.2 踏板力的計算307.3 助力器缸直徑計算307.4分離軸承的選擇318離合器的建模及仿真分析328.1摩擦片和膜片彈簧的三維建模328.2從動盤總成的三維建模338.3離合器蓋總成和操縱機構的三維建模及其離合器總成358.4離合器模型三維仿真分析378.4.1離合器正常狀態(tài)仿真378.4.2離合器工作狀態(tài)仿真388.5壓盤的有限元分析409轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)技術經(jīng)濟性分析4310結論44致謝45參考文獻46前言膜片彈簧離合器是與發(fā)動機直接接觸的汽車動力傳動系統(tǒng)的重要組成部分，確保了車輛的平穩(wěn)啟動，確保變速器平穩(wěn)換檔并防止變速器過載。首要因素是建立和展示一個快速有效的設計方案，以加速汽車離合器膜片彈簧的研究步伐。膜片彈簧的設計主要基于經(jīng)過重復的經(jīng)驗，直到改變原始數(shù)據(jù)滿足設計要求，在運行樣品測試后重試。由于現(xiàn)代汽車行業(yè)國際競爭激烈，離合器綜合性能和效率的要求越來越高。因此，研究膜片彈簧的力學特性和采用先進的優(yōu)化方法開發(fā)新型膜片彈簧離合器是離合器設計理論方法體系的發(fā)展趨勢。中國汽車行業(yè)的快速發(fā)展導致了中國汽車離合器市場需求的持續(xù)增長，隨著中國汽車自動檔轎車的增加，中國傳統(tǒng)離合器行業(yè)的發(fā)展前景令人擔憂。許多公司正在尋找可持續(xù)發(fā)展的新途徑，隨著各種技術和變速箱的發(fā)展，中國的離合器技術正逐漸從單一摩擦離合器發(fā)展到各種傳動技術。11離合器的介紹1.1 離合器概述在這個高科技時代，特別是在交通發(fā)達的時代，汽車已經(jīng)進入了我們的生活。在現(xiàn)實生活中，有很多種汽車。在這次設計中，我們研究的汽車以內(nèi)燃機提供動力。離合器已廣泛應用于汽車，作為一個獨立的部件。到目前為止，國內(nèi)外汽車工業(yè)技術已經(jīng)非常成熟，大多數(shù)汽車廠家都采用摩擦離合器。這種離合器的動力傳遞取決于主、從動件之間的摩擦，它由四種結構裝置組成：主動部分、從動部分，分離機構和壓縮機構。分離機構是一種能使離合器主、從部分分離的裝置，其它三種機構是其基本結構，使離合器在結合狀態(tài)時保持旋轉來傳遞動力。隨著汽車發(fā)動機的發(fā)展，在動力、速度、扭矩等各個方面都有了突破，離合器的工作條件也越來越苛刻。目前，離合器的發(fā)展越來越引人注目：1) 保證可靠性，延長使用壽命；2) 適應高速；3) 提高轉矩傳遞能力；4) 簡化操作。 1.2 離合器的組成及功用對于以內(nèi)燃機為動力的汽車來說，離合器在機械傳動系統(tǒng)中作為一個獨立的組件存在，而機械傳動系統(tǒng)中的離合器直接與發(fā)動機相連。目前，摩擦離合器廣泛應用于各種汽車中，是一種動力傳遞裝置，可以通過主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且可以分離。它主要包括四個部分：主動部分、從動部分、壓緊機構和控制機構。有如下的功能：（1）當汽車剛剛起步運行時，保證其平穩(wěn)；（2）當變速箱的變速時，可以減少齒輪之間的沖擊，這種減振過程通過離合器快速分離主，從動件來切斷能量傳遞。（3）當主部件和從動件相對滑動時，傳遞給離合器的扭矩超過可以傳遞的最大扭矩(即離合器的最大摩擦力矩)，離合器的作用是保護傳動系統(tǒng)不受過載，這樣以來導致其功用無效。在現(xiàn)實中有許多例子,例如,因為離合器的摩擦片為了I防止發(fā)動機突然減速而產(chǎn)生的慣性力矩，汽車由于緊急制動而沒有將離合器分離。（4）在傳動系統(tǒng)中，具有減振功能。1.3膜片彈簧離合器的原理離合器蓋通過螺栓與飛輪連接。當膜片彈簧被壓下時，離合器處于聯(lián)接狀態(tài)，即膜片彈簧施加在壓盤上的力為壓緊力。壓緊力導致壓盤和摩擦盤之間的摩擦力使摩擦片旋轉，摩擦片驅動從動盤總成轉動，最后，動力從從動盤轂的花鍵經(jīng)變速器輸出軸輸出；當離合器踏板被緩慢踩下時，操縱機構讓分離軸承緩慢向前移 如圖1-1 膜片彈簧離合器結構圖Figure 1-1 diaphragm spring clutch structure diagram動，然后膜片彈簧分離指將壓盤與從動盤總成分開，使從動件盤總成處于單獨的狀態(tài)并且沒有動力輸入，切斷發(fā)動機動力傳遞。1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點目前，膜片彈簧離合器應用廣泛，與其獨特的性能密切相關：（1）非線性彈性性能好。（2）膜片彈簧具有多種功能，例如分離杠桿，還具有壓緊功能。（3）高速旋轉時性能穩(wěn)定。（4）膜片彈簧的壓力分布均勻，與壓盤沿著圓周接觸，均勻磨損。（5）摩擦片具有較長的使用壽命。32離合器結構方案選取2.1 本課題參數(shù)及要求本設計針對的車型是轎車車型。表2-1轎車基本參數(shù) Table 2-1 basic car parameters轎車基本參數(shù)整車質(zhì)量 1830（kg） 整備質(zhì)量 1560（kg） 最大扭矩 200（） 最高車速 185（km/h）最大功率 100（kw） 最大轉速 5000-6000r/min壓盤質(zhì)量 4.5（kg） 后備系數(shù) 1.9 =0.70 f=0.4 Z=22.2 離合器設計基本要求為了保證離合器優(yōu)良的工作性能，設計離合器請注意：（1）在任何運動條件下，不但能保證最大轉矩，而且也可存?zhèn)滢D矩，防止傳動系超過載荷。（2）結合時離合器要柔順平和，汽車開始運動時沒有抖動和沖擊。（3）分離要迅速而徹底。（4）從動件轉動慣量盡可能小，以減小齒輪之間的沖擊，減少同步器磨損。（5）為了保證工作溫度不太高，延長使用壽命，離合器應具有較好的的吸熱能力和通風散熱。（6）它應能避免和減弱傳動系統(tǒng)的扭轉振動，并且具有吸收振動用來減輕沖擊和降低噪聲的能力。（7）操縱要簡便，準確，降低駕駛員疲勞感。（8）結構應簡單、緊湊，質(zhì)量小。（9）制造過程有利于裝配、拆卸、維護和調(diào)整。隨著汽車發(fā)動機轉速、電子、電工技術的飛速發(fā)展和汽車工業(yè)的快速發(fā)展，對離合器有著更高的標準和要求。提高離合器的各種性能，延長其使用壽命，以 適應高速發(fā)動機的需要，傳遞足夠大的力矩，離合器的操作應該更加簡化，這已經(jīng)成為離合器的發(fā)展趨勢。2.3 離合器結構設計2.3.1 從動盤數(shù)的選擇離合器按照驅動盤的個數(shù)分為單片、雙片和多片。單片式離合器體積小，結構簡單，維修方便，轉動慣量小。因此針對本設計綜合考慮，選用單片離合器。2.3.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為中心彈簧，斜置彈簧，膜片彈簧等。膜片彈簧可代替分離杠桿和螺旋彈簧有其獨特的優(yōu)點：（1） 理想的非線性彈性性能，彈簧壓力不易變形，即使摩擦片磨損。（2）它還充當一個獨立的杠桿和壓縮彈簧。（3）高速旋轉時，性能也較穩(wěn)定。（4）較強通風散熱性能，使用壽命長。（5）平衡性好。彈簧膜片雖然有其獨特的優(yōu)點，但也有其缺點，即其制造比較復雜，成本較高，雖然它具有理想的非線性彈性特性。但其非線性彈性性能在生產(chǎn)中不易控制，在加工過程中，對尺寸和材料質(zhì)量要求很高。如果在某個地方打開，就很容易產(chǎn)生斷裂?？紤]到各種因素，本設計選用膜片彈簧離合器。本次設計采用推式結構。2.3.3壓盤的驅動方式壓力板的驅動方式主要有凸塊-窗孔型、傳力銷型、鍵塊型、彈性傳動片型等。前三者的共同缺點其形式是連接器之間存在間隙，從而產(chǎn)生較大的噪聲，相互影響，產(chǎn)生摩擦磨損，從而降低離合器的傳動效率。彈性傳動的驅動方式簡單。三、四組傳動件沿罩圓周排列，兩端由鉚釘連接到壓力板和離合器蓋。當發(fā)動機被驅動時，傳動片被拉出，當發(fā)動機被反向驅動時，傳動片受到壓力。近年來，彈性傳動片被廣泛選用為驅動方式，因此，設計中選擇了彈性傳動片的驅動方式。2.3.4分離軸承的選擇分離桿的力由膜片彈簧承擔，膜片彈簧通過分離軸承支撐推力，從而促進壓盤向前移動，將壓盤和摩擦片分離出來，切斷動力的傳遞，使離合器分離，分離杠桿應保證足夠的強度和剛度。本次設計選用選擇角接觸球軸承7011C。2.3.5 離合器的通風散熱通常情況，壓盤表面的溫度超過時，摩擦片的磨損非常嚴重。因此，為了減少摩擦片的磨損，延長它的使用壽命，必須保持工作表面溫度適當?shù)停詈玫陀?80。且長時間的高溫工作會使摩擦片膠合。 為了防止摩擦片的表面溫度過高，一般要求摩擦片上開散熱槽，在離合器殼上也開一些散熱槽。離合器的通風散熱措施：摩擦片開散熱槽，離合器殼打開盡可能多的孔散熱，安裝導流罩。2.3.6從動盤總成的選擇從動盤總成包括摩擦片，從動片，減振器和從動盤轂等。雖然它對離合器的性能有著不小的影響，但是其壽命短，所以設計的關鍵主要取決于結構和材料。設計時必須符合以下要求：（1） 盡可能減小質(zhì)量以減小慣性力矩，從而減少變速器檔位變化對齒輪的加速損傷。（2）應具有軸向彈性，這樣離合器聯(lián)接平順，好啟動，壓力在摩擦表面均勻分布，從而減少磨損。（3）安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振緩和沖擊。1.摩擦片要求離合器的摩擦表面在離合器結合過程中會受到嚴重的滑動磨削，短時間內(nèi)會有大量的熱量發(fā)出。因此，摩擦片須具備以下綜合特性：2） 有著較高的摩擦系數(shù)。3） 在整個使用壽命期間，須保持摩擦特性，幾乎不會損失摩擦系數(shù)。4） 能在較短的時間內(nèi)吸收較高的能量，具有良好的耐磨性；5） 它能承受高載荷的壓盤，在離合器聯(lián)軸器的過程中具有良好的性能。6） 能抵擋高轉速下離心力載荷，從而不會被破壞。7） 發(fā)動機在傳動動力時，有足夠的強度不會損耗。8） 在正常情況下，能與壓盤飛輪有較好的兼容摩擦。9） 摩擦表面有較高防污性能，不宜影響摩擦。10） 該材料質(zhì)量不易大，轉動慣性小。依據(jù)本設計情況，選取金屬陶瓷作為摩擦片的材料，摩擦系數(shù)在0.4左右，允許的單位壓力在MPa之間，本設計選取0.7MPa。有兩種方式連接摩擦片和從動片，鉚釘連接或粘接。鉚接鉚釘由金屬制成，金屬由較軟的銅或鋁材料制成，連接可靠，易于更換?？捎糜诓y彈簧安裝在從動件上，但摩擦區(qū)使用效率不高，使用壽命短，粘接會增加摩擦面積，但難以更換摩擦片，波形彈簧不能安裝在從動片上，從動件沒有軸向彈性?？紤]到以上情況,摩擦板與從動件之間的連接為鉚接。 2.從動盤的軸向彈性從動盤的軸向彈性可以改變離合器的性能，即離合器聯(lián)接柔軟，摩擦面接觸面積大而均勻，并且由此造成的摩擦損傷小。為了使從動盤在軸向方向上具有彈性，獨立制造扇形波形彈簧板用鉚釘與從動片連接。波形彈簧片的制造材料應該是比從動片輕薄，具有較好的軸向彈性，由于輕薄質(zhì)量小轉動慣量也小，適應高轉速，且彈簧片對稱均勻布置，有較好的彈性。所以，此次設計中選用此類型的彈簧片。3離合器主要參數(shù)的選擇3.1 摩擦片主要尺寸的確定離合器的最基本尺寸是摩擦片半徑的大小，用其大小來控制離合器的其它結構。摩擦片大小與離合器傳遞扭矩的能力有很大聯(lián)系。確定發(fā)動機最大轉矩和摩擦片材料后，根據(jù)其材料性能預選取和P0，接下來再進行下一步的計算，即初步來估算摩擦片的外徑。當然也可以根據(jù)3-1經(jīng)驗公式來進行計算： （3-1） 式中，為發(fā)動機的最大轉矩，=200。為直徑系數(shù)，取值見表3-1，取=17.0 。表3-1直徑系數(shù)取值范圍Table 3-1 diameter coefficient range車型直徑系數(shù)乘用車(單片離合器)(雙片離合器)最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車本次設計的汽車為轎車，則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=240.mm表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)Table 3-2 clutch size series and parameters外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內(nèi)徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5850.5400.5430.53510.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積F/1061321602213024024665466787299081037根據(jù)表3-2來預選取摩擦片尺寸：外徑D=250mm，內(nèi)徑d=155mm，厚度b=3.5mm，內(nèi)徑與外徑比值c=0.620，1-=0.762。3.2 后備系數(shù)的確定后備系數(shù)主要反映離合器最大轉矩傳遞的可靠性，是離合器設計中一個極其重要的參數(shù)。合適的后備系數(shù)可以可靠地傳遞發(fā)動機的扭矩，降低了離合器的滑動功率，延長了離合器的使用的使用時間。選擇時，應考慮下面幾點： 1)無論摩擦片是否發(fā)生磨損離合器仍可以傳送發(fā)動機最大轉矩。2)不要讓離合器滑磨的時間太長。3)要避免傳動系統(tǒng)過載。 因此，為使離合器的尺寸不大，減少了傳動系統(tǒng)的過載，不宜選用太大；當發(fā)動機的備用功率大時且工作狀況優(yōu)良時，應盡可能的減小。在惡劣環(huán)境下使用時，如果需要拖曳拖車，為了盡可能的減少離合器的相對滑動，增強它的起步能力，應選用較大的，對于總質(zhì)量相對較大的貨車，應選用大些；當用柴油機時，工作相對粗糙，扭矩不穩(wěn)定，因此值應大些。汽車離合器的后備系數(shù)選用如表3-3：表3-3離合器后備系數(shù)取值范圍Table 3-3 range of clutch reserve coefficient value range車型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.00本設計的是轎車離合器，考慮到汽車的實際工作情況以及壓緊彈簧采用了膜片彈簧，因此本次設計的離合器后備系數(shù)選擇。3.3 單位壓力P0的確定金屬陶瓷材料的單位許用壓力范圍為，本設計選取=0.70。 3.4摩擦因數(shù)f的選擇摩擦片的摩擦系數(shù)取決于摩擦片使用的材料，及工作溫度，單位壓力和滑磨速度等因素。 表3-4摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 Table 3-4 range of friction factors of friction materials摩擦材料摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4本設計摩擦片選用得是金屬陶瓷材料。 根據(jù)表2.4，取 =0.4。3.5 摩擦片的優(yōu)化1) 摩擦片外徑D（mm）的選取應滿足最大圓周速度VD不超過 m/s 11） 為了確保扭轉減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d 必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm 12） 為了反映離合器傳遞的轉矩并保護超載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 （3-2） （3-3） 符合要求。13） 為減少汽車啟動過程中離合器打滑，防止摩擦面過熱粘合，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其使用值 -單位摩擦面積滑磨功（J/mm）-汽車總質(zhì)量 -輪胎輪胎滾動半徑-汽車起步時所用變速器的檔位傳動比-主減速傳動比 -發(fā)動機轉速由上述計算結果可知，摩擦片參數(shù)選擇符合要求。4膜片彈簧的設計膜片彈簧是離合器的關鍵部件。在設計中，應根據(jù)參考樣品初步確定膜片彈簧的設計尺寸，然后對其進行優(yōu)化 。最后，選擇適宜的結構尺寸進行設計。4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇4.1.1 H/h 比值的選擇H/h的比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，為確保離合器的壓緊力變化幅度不大和操作簡便準確，離合器所用膜片彈簧的H/h一般為，板厚h為mm 。 4.1.2 碟簧部分大端半徑R、內(nèi)半徑r及R/r 的比值確定R/r越大彈簧材料利用率越低，彈簧更加硬，彈簧彈性性能曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越大。根據(jù)其結構的布置和壓緊力的要求，R/r一般為。為了讓摩擦片所受到的摩擦力均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑。 4.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下與內(nèi)截高度H 關系緊密， =arctanH/(R-r) H/(R-r),一般在范圍內(nèi)。 4.1.4 膜片彈簧小端半徑r0 及分離軸承作用半徑 的選擇的值主要由結構決定其最小值應大于變速器第一軸花鍵軸半徑,且 4.1.5 分離指數(shù)目n 切槽寬度窗口槽寬及半徑re尺寸選擇分離指目n常取 18 = = 選取 的取值應滿足 = 854.1.6壓盤加載點R1 和支撐環(huán)加載點半徑r1尺寸選擇膜片彈簧的剛度受R1 和 r1 的取值影響，r1 應略大于r 且相差不要大， R1 應略小于R且盡可能的接近。 R1 = 117 mm r1 = 96 mm 如圖 4-1 膜片彈簧尺寸示意圖Figure 4-1 diaphragm spring size diagram 表4-1 膜片彈簧尺寸表 Table 4-1 diaphragm spring size table H 4.5mm h 2.6mm H/h 1.73R /mm 120r /mm 94R1 / mm 117r1 /mm 96 /mm 3.5 /mm 9 10 /mm 85/mm 27/mm 294.2 膜片彈簧的設計4.2.1繪制特性曲線 工作壓力F1和膜片彈簧在壓盤接觸點出的軸向變形關系式如下： （4-1） 彈性模數(shù)，鋼材料取 泊松比，鋼材料取 h 彈簧厚度，2.6 mmH 彈簧部分內(nèi)截錐高，4.5 mm 最大變形量， 4.8mm R 碟簧部分外半徑 ， 120mmr 碟簧部分內(nèi)半徑 ，94 mmR1 膜片彈簧與壓盤，117mmr1 支撐環(huán)平均半徑 ，96 mm 設 （4-2） （4-3） 因此公式（4-1）就變成 （4-4） （4-5） （4-6） （4-7） 表4-2 及 的值表 Table 4-2 and C values0.10.20.40.60.81.01.21.41.61.82.02.20.0890.1640.2760.3420.3730.3770.3630.3400.3170.3030.3390.4060.260.521.041.562.082.63.123.644.164.525.205.72111320523453427946674717454239663791385442424080 如圖4-2 特性曲線Figure 4-2 characteristic curve4.3 膜片彈簧工作點位置的選擇離合器結合時膜片彈簧的大端變形量為 3.3 mm根據(jù)公式 （4.5）（4.6）（4.7）算出離合器結合時膜片彈簧的壓緊力F1 A點：摩擦片摩擦損傷的極限位置，根據(jù)B點 摩擦片的總工作面數(shù) 摩擦片最大磨損量， mmC點： 離合器分離時膜片彈簧的工作位置，一般在特性曲線的凹點附近，C點的位置取決于壓盤升程 1.5 mm 徹底分離時每對摩擦片之間的間隙，單片 = mm 離合器完完全全分離時，膜片彈簧產(chǎn)生的變形量為 mm mm4.4 離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 由公式 （4-8） （4-9） （4-10） （4-11） 即 1762 N4.5 分離軸承的行程的計算 膜片彈簧和壓盤接觸處的軸向變形 和小端分離軸承處的軸向變形 的關系式 5.21 mm 壓盤的行程 根據(jù)公式 0.822 （4-12） 0.711 （4-13） （4-14） 4.82mm 10.03 mm4.6 膜片彈簧的強度校核膜片彈簧的最大變形 4.8 mm (4-15) 1653MPa1700MPa4.7 膜片彈簧的優(yōu)化1) 為了保證各工作點，A、B、C有較合適的位置，（A點咋凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，）應正確選擇 相對于拐點的位置。 2） 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始第錐角應在一定范圍內(nèi)，即 3）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定范圍，即 4）為了讓摩擦片所受到的壓緊力均勻分布，推式膜片彈簧的壓盤加載半徑R1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 5） 6）膜片彈簧的分離指充當分離杠桿，所以杠桿比例應在一定范圍內(nèi)選取，即 根據(jù)上述計算結果可知，膜片彈簧符合要求。475從動盤總成設計從動盤是離合器的主要部件。在設計時，其結構形式(是否帶有扭轉減振器)和從動片的結構形式(整體、分開、混合式)應該先確定。從動盤的結構對離合器在工作過程中的性能有很大的影響，因此應擇優(yōu)設計最合適的從動盤總成。5.1 從動盤的組成形式及要求從動盤的組成：從動盤主要由從動片、摩擦片及從動盤轂和扭轉減振器等組成。從動盤應具有的要求：1）為了減輕變速器在換擋時齒輪之間產(chǎn)生的沖擊力，從動件的質(zhì)量應盡可能小即轉動慣量小。2）為了讓汽車啟動時狀態(tài)平穩(wěn)，摩擦表面所受到的壓力均勻分布，從動盤應該具有軸向彈性。3）為了盡可能避免傳動系統(tǒng)的轉矩共振，減輕沖擊所產(chǎn)生的載荷，傳動盤內(nèi)應有扭轉減振器。 4）要有足夠的抗爆裂強度。5.2 從動片設計在設計從動片時，采用分開式，應使從動片的重量盡可能的小，且使質(zhì)量盡可能接近旋轉中心分部，這樣就可以得到較小的轉動慣性。從動片通常由mm的薄鋼板制成。本設計選取從動片的厚度選擇為2mm。5.3 從動盤轂設計根據(jù)參考資料表5-1選定花鍵標準，設計時花鍵的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩選取，選取從動盤轂直徑。表5-1 從動盤轂花鍵的尺寸Table 5-1 size of the hub Flower Key摩擦片外徑D/mm發(fā)動機的最大轉矩Temax/Nm花鍵尺寸擠壓應力/Mpa齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效齒長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0查得n=10，D=35mm，d=28mm，t=4mm，l=35mm，=10.2MPa。5.4 花鍵強度校核 （5-1） （5-2） Dd-分別是花鍵的外內(nèi)徑；Z-從動盤轂的數(shù)目；n-花鍵齒數(shù)；h-花鍵齒工作高度，l -花間有效長度， -發(fā)動機最大轉矩;帶入數(shù)據(jù)得，MPaMPa, 所選花鍵尺寸正確。5.5 扭轉減振器的設計5.5.1 扭轉減振器的功能1) 減少了發(fā)動機曲軸和傳動系統(tǒng)的接合部分的扭轉剛度，調(diào)諧傳動系統(tǒng)的扭轉固有頻率。2) 增加傳動系扭轉阻尼，抑制扭轉共振影響振幅，并減弱因沖擊力而生的瞬態(tài)扭振。3）減輕變速箱系統(tǒng)在不穩(wěn)定工況下的扭轉沖擊載荷，提高離合器在接合狀態(tài)時的柔順性。5.5.2 扭轉減振器主要參數(shù)的選擇1）極限轉矩 極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。 （5-3） 300 Nm2）扭轉剛度為了避免引起傳動系統(tǒng)共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機正常的工作轉速范圍內(nèi)。 3）阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度 受結構及發(fā)動機最大轉矩的影響限制，不可能很低，所以為了在發(fā)動機工作轉速范圍內(nèi)最有效抵消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。 （5-4） 4）預緊轉矩減振彈簧在安裝時有一定的預緊力。增加，其共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有益處的。但是，不應該大于 不然將會反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作。 （5-5） 5）減振彈簧位置半徑 的尺寸應盡可能的大些， （5-6） 6）極限轉角 減振器從預緊轉矩 增加到極限轉矩時 時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為 （5-7） 為減振彈簧的的工作變形量 7）減振彈簧剛度k : K= （5-8）8） 減振彈簧個數(shù)由下表5-2選擇，本設計D=250mm，Z=6。表5-2減振彈簧參數(shù) Table 5-2 damping spring parameters離合器摩擦片外徑D/mm 減振彈簧數(shù)量Z 225250 250325 325350 350 46 68 810 10以上9）減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙和被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力 （5-9） 5.5.3 減振彈簧的計算 1）彈簧中徑一般由結構布置決定，=mm 選擇 =26mm2）彈簧鋼絲直徑 （5-10） 式中，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為600Mpa 取d=4 mm 3）減振彈簧最小高度24.4mm n 為彈簧的總圈數(shù) 4）減振彈簧變形量: 指減振彈簧在最大工作負荷下所生產(chǎn)的最大壓縮變形 3.85 mm （5-11）5) 減振彈簧自由高度28.25mm （5-12） 6）減振彈簧的預變形 ：減振彈簧安裝時的預緊壓縮變形 0.25 mm （5-13）安裝工作高度28mm （5-14） 7）從動盤相對從動盤轂的最大轉角 （5-15） （5-16） 8）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 取 9）限位銷的安裝尺寸 ： 58 mm10）限位銷直徑 10 mm 6壓盤和離合器蓋的設計6.1壓盤傳動方案的選擇壓盤和離合器蓋常見的連接方式凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式和傳動片式連接方式。依本次設計的具體情況考慮，選為傳動片傳動。共3組，每組為3片，長，寬，厚度分別為75mm，15mm，1mm 。傳動片由彈簧鋼60Si2MnA制作而成。6.2壓盤的材料選擇壓盤應具有較大的質(zhì)量、較大的剛度、受熱變形小、有較高的摩擦因子。選擇灰鑄鐵HT150 硬度為 HBS。6.3 壓盤幾何尺寸的確定根據(jù)摩擦片的尺寸確定壓盤的尺寸大小。首先確定壓盤尺寸為= 254 mm ，= 150 mm。最后確定壓盤厚度：1）壓盤的質(zhì)量應足夠大壓盤在工作過程中由于滑磨的存在，結合一次會產(chǎn)生大量熱量，而每次結合的時間又很短，因此，熱量不會及時散布在空氣中，且摩擦副的溫度升高。由于在其不好的工作路況下由于頻繁使用離合器，這種升溫情況變得更加嚴重。溫度升高不僅僅會引起摩擦片系數(shù)下降，加速磨損，而且溫度過高嚴重時后就會導致摩擦片的燒灼損壞。由于石棉等有機材料的摩擦片導熱性能差，滑動磨削過程中產(chǎn)生的熱量主要被壓盤和飛輪的部分吸收。所以，壓盤應具有足夠大的質(zhì)量來吸收摩擦所產(chǎn)生的熱量。2）壓盤的剛度應足夠強壓盤的剛度應該足夠大且形狀選擇應合理，讓其離合器徹底分離，不會因加熱條件下產(chǎn)生翹曲和變形的影響。鑒于上述兩個原因，壓板的厚度較厚，并具有一定的錐度以補償壓盤熱變形引起的內(nèi)邊緣的突起。另外，在設計結構時，要注意加強氣流冷卻。首先確定壓盤厚度為20mm。壓盤的質(zhì)量計算： （6-1）3）壓盤在設計時，應校核壓盤與離合器相結合一次時所產(chǎn)生的溫度上升，它的變化不應超過 校核公式： （6-2） T-升高溫度；W-滑磨功 ；C-壓盤的比熱容 J/(kgK)；-分配在壓盤的熱量百分比單片離合器壓盤=0.5；-壓盤質(zhì)量；根據(jù)上述計算，壓盤符合要求。6.4離合器蓋的設計離合器蓋和飛輪用螺栓連接在一起，部分扭矩被送到壓盤上。此外，它也是離合器壓緊彈簧的支撐外殼。在設計時注意以下幾點。1） 剛度的問題：壓縮彈簧的支撐鉚釘支撐在離合器蓋上。如果蓋子不夠堅固，離合器分離時，蓋可能會發(fā)生很大的變形，這可能會降低離合器操作和分離的傳動效率，嚴重時會導致分離的不完整，變速器換檔困難。2） 通風散熱的問題：為了讓離合器的溫度降低，離合器蓋上有許多通風孔。3） 對中問題：離合器蓋內(nèi)有壓盤。壓緊彈簧等部件，因此相對于發(fā)動機飛輪曲軸中心線居中，否則會破壞整體平衡，嚴重時會導致離合器不能正常工作。對中方法通常有兩種：一種是止口對中，鑄造離合器蓋的外蓋與飛輪上的內(nèi)軸套對齊。第二種是用定位螺栓對中。本次設計使用定位螺栓孔進行對中。 離合器蓋材料的選擇：5毫米的低碳鋼沖壓成復雜的形狀。7離合器操縱機構的設計7.1操縱機構的設計7.1.1 操縱機構的組成及優(yōu)點膜片彈簧離合器采用由離合器踏板，主缸，工作缸，管路系統(tǒng)，復位彈簧等組成的液壓控制操縱機構。本設計采用液壓式操縱機構。優(yōu)點：傳動效率高，質(zhì)量低，布局方便。7.1.2 踏板行程S的計算踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2組成如圖7-1 液壓式操縱機構示意圖 Figure 7-1 schematic diagram of hydraulic control mechanism 91.12 mm （7-1） -分離軸承的自由行程，一般為取2.5mm , 反映到踏板上的自由 為； -分別為主缸和工作缸直徑；Z-為摩擦片面數(shù)；-當離合器分離時，對偶摩擦面之間的間隙，單片=mm =1mm； 為杠桿尺寸。7.2 踏板力的計算 142.6N （7-2）-為離合器分離時壓緊彈簧對壓盤的總壓力，當離合器徹底分離時C點的力；mm根據(jù)公式（4-5）（4-6）（4-7）計算 ；-操縱機構的總傳動比 ； -機械效率，液壓式 % ，取 =85% ；-為了克服恢復彈簧1,2的張力所需的踏板力，初始計算可忽略不計。7.3 助力器缸直徑計算助力器缸直徑為,根據(jù)踏板力=142.6。離合器工作缸活塞上的輸出力由兩部分組成，即為踏板力和氣助力之和。 （7-3）因為通過分離撥叉和離合器分離桿放大后成，故和之間有如下關系： （7-4） （7-5） （7-6） = 12.5mm初選液壓工作缸直徑為40mm, 助力氣缸直徑為12.5mm，主缸直徑為25mm。7.4分離軸承的選擇根據(jù)花鍵外徑，分離軸承作用半徑 選擇角接觸球軸承7011C表7-1分離軸承尺寸參數(shù)表 Table 7-1 dimension parameter table of separation bearing型號軸承內(nèi)徑d軸承外徑D軸承寬度B額定動載荷Cr額定靜載荷C0r7011C55mm90mm18mm37.2 kN30.5 kN由上表可知分離軸承的尺寸及載荷D=90mm，d=55mm，B=18mm，Cr=37.2kN,C0r =30.5kN。