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1、第1章 緒 論1.1引言以內燃機在作為動力的機械傳動汽車中，離合器是作為一個獨立的總成而存在的。離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；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，以防止傳動系個零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。1.2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。

2、它的原型設計曾裝在1889年德國戴姆勒公司生產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，錐形離合器的制造比較簡單，摩擦面容易修復。它的摩擦材料曾用過駱毛帶、皮革帶等。那時曾出現(xiàn)過蹄-鼓式離合器，其結構有利于在離心力作用下使蹄緊貼鼓面。蹄-鼓式離合器用的摩擦元件是木塊、皮革帶等，蹄-鼓式離合器的重量較錐形離合器輕。無論錐形離合器或蹄-鼓式離合器，都容易造成分離不徹底甚至出現(xiàn)主、從動件根本無法分離的自鎖現(xiàn)象?，F(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

3、是，汽車起步時離合器的接合比較平順，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。采用純粹的金屬的摩擦副，把它們浸在油中工作，能達到更為滿意的性能。浸在油中的盤片式離合器，盤子直徑不能太大，以避免在高速時把油甩掉。此外，油也容易把金屬盤片粘住，不易分離。但畢竟還是優(yōu)點大于缺點。因為在當時，許多其他離合器還在原創(chuàng)階段，性能很不穩(wěn)定。石棉基摩擦材料的引入和改進，使得盤片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材料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，直到進入30年代時，只有工程車輛

4、、賽車和大功率的轎車上才使用多片離合器。早期的單片干式離合器由與錐形離合器相似的問題，即離合器接合時不夠平順。但是，由于單片干式離合器結構緊湊，散熱良好，轉動慣量小，所以以內燃機為動力的汽車經(jīng)常采用它，尤其是成功地開發(fā)了價格便宜的沖壓件離合器蓋以后更是如此。實際上早在1920年就出現(xiàn)了單片干式離合器，這和前面提到的發(fā)明了石棉基的摩擦面片有關。但在那時相當一段時間內，由于技術設計上的缺陷，造成了單片離合器在接合時不夠平順的問題。第一次世界大戰(zhàn)后初期，單片離合器的從動盤金屬片上是沒有摩擦面片的，摩擦面片是貼附在主動件飛輪和壓盤上的，彈簧布置在中央，通過杠桿放大后作用在壓盤上。后來改用多個直徑較小的

5、彈簧，沿著圓周布置直接壓在壓盤上，成為現(xiàn)今最為通用的螺旋彈簧布置方法。這種布置在設計上帶來了實實在在的好處，使壓盤上的彈簧的工作壓力分布更均勻，并減小了軸向尺寸。多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進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、結構簡單、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，已能做到接合盤式平順，因此現(xiàn)在廣泛采用于大、中、小各類車型中。如今單片干式離合器在結構設計方面相當完善。采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性。離合器從動盤總成中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統(tǒng)的扭轉共振，減小了傳動系統(tǒng)噪聲和載荷。隨著人們對汽

6、車舒適性要求的提高，離合器已在原有基礎上得到不斷改進，乘用車上愈來愈多地采用具有雙質量飛輪的扭轉減振器，能更好地降低傳動系的噪聲。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的空間有限，離合器的使用條件日酷一日，增加離合器傳扭能力，提高使用壽命，簡化操作，已成為重型離合器當前的發(fā)展趨勢。為了提高離合器的傳扭能力，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，雙片離合器的傳扭能力和使用壽命是單片的2倍。但受到其他客觀因素的影響，實際的效果要比理論值低一些。近年來濕式離合器在技術上不斷改進，在國外某些重型車上又開始采用多片濕式離合器。與干式離合

7、器相比，由于用油泵進行強制冷卻的結果，摩擦表面溫度較低(不超過93)，因此，起步時長時間打滑也不致燒損摩擦片。查閱國內外資料獲知，這種離合器的使用壽命可達干式離合器的5-6倍，但濕式離合器優(yōu)點的發(fā)揮是一定要在某溫度范圍內才能實現(xiàn)的，超過這一溫度范圍將起負面效應。目前此技術尚不夠完善。1.3膜片彈簧離合器的結構及其優(yōu)點1.3.1膜片彈簧離合器的結構膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。1、離合器蓋離合器蓋一般為120°或90°旋轉對稱的板殼沖壓結構，通過螺栓與飛輪聯(lián)結在一起。離合器蓋是離合器中結構形狀比較復雜的承載構件，壓緊彈簧的壓緊力最

8、終都要由它來承受。2、膜片彈簧膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部制成較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分稱之為分離指；從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個無底寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。3、壓盤壓盤的結構一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。4、傳動片離合器接合時，飛輪驅動離合器蓋帶動壓盤一起轉動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉動；在離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完

9、成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。5、分離軸承總成分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。目前國產的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。1.3.2膜片彈簧離合器的工作原理由圖1.1可知，離合器蓋1與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片

10、彈簧3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5的壓緊力，使得壓盤與從動盤6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（1）接合位置 （2）分離位置1-離合器蓋 2-鉚釘 3-膜片彈簧 4-支撐環(huán) 5-壓盤6-摩擦片 7-分離軸承總成 8-離合器踏板 9-輸出軸圖1.1膜片彈簧離合器的工作原理圖要分離離合器時，將離合器踏板8踏下，通過操縱機構，使分離軸承總成7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摩擦片，使從動盤總成處于分離位

11、置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。1.3.3膜片彈簧離合器的優(yōu)點膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點：1、膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性；2、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?。?、高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；4、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；5、易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；6、膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。1.4設計內容1、壓盤設計。2、離合器蓋設計。3、從動盤總成設計。4、膜片彈簧設計。1.5 Pro/E軟件的特點Pro/Engineer是美國P

12、TC公司開發(fā)的一套機械CAD/CAE/CAM集成軟件，其技術領先，在機械、電子、航空、郵電、兵工、仿真等各行各業(yè)都有應用，在CAD/CAE/CAM領域中處于領先地位。它集零件設計、大型組件設計、鈑金設計、造型設計、模具開發(fā)、數(shù)控加工、運動分析、有限元分析、數(shù)據(jù)庫管理等功能于一身，具有參數(shù)化設計，特征驅動，單一數(shù)據(jù)庫等特點，大大加快了產品開發(fā)速度。本設計使用的Pro/Engineer Wildfire3.0是Pro/Engineer的最新版本，其功能較以前的版本有了很大的提高，而且操作界面也更為好用，可以大大提高技術人員的工作效率。1.6方案選擇本車設計采用單片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離

13、合器是因為其結構簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數(shù)汽車都采用這種形式的離合器。而采用干式離合器是因為濕式離合器大多是多盤式離合器，用于需要傳遞較大轉矩的離合器，而該車型不在此列。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜

14、片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷地提高，因而這種離合器在轎車及微型、輕型客車上已得到廣泛的采用，而且逐漸擴展到載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一位其結構簡單，調整方便。壓盤驅動方式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結構，降低了裝配要求又有利于壓盤定中。選擇拉式離合器是因為其較拉式離合器零件數(shù)目更少，結構更簡化，軸向尺寸更小，質量更?。徊⑶曳蛛x杠桿較大，使其踏板操縱力較輕。綜上本次設計選擇單片拉式膜片彈簧離合器。 第2章 基本尺寸參數(shù)選擇2

15、.1離合器基本性能關系式 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩，離合器的靜摩擦力矩應大于發(fā)動機最大轉矩，而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半徑Rm，即 （2.1）式中：離合器的后備系數(shù)，見下表。摩擦系數(shù)，計算時一般取0.250.30。該車型發(fā)動機最大轉矩為190N·m，取摩擦系數(shù)為3.0可得離合器的靜摩擦力矩為N·m1。2.2后備系數(shù)的選擇離合器的后備系數(shù)，選擇時應考慮摩擦片磨損后仍能傳遞及避免起

16、步時滑磨時間過長；同時應考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。表2.1后備系數(shù)表車 型轎車 輕型貨車中、 重型貨車越野車 牽引車后 備 系 數(shù)1.301.751.602.252.03.5本設計是基于長城賽弗F1汽車的離合器設計，該車型屬于越野車類型，故選擇本次設計的后背系數(shù)在2.03.5之間選擇。因為該車型為城市越野車，不需要太大的后備系數(shù)，取=2.0。2.3摩擦片外徑的確定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩來確定D時，可以查表2.2來確定摩擦片外徑D

17、的尺。表2.2離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉矩Te max/N·m單片離合器雙片離合器重負荷中等負荷極限值2251301501702501702002302802402803203002603103603253203804503504104805503805106007004106207208304303506808009304503808209501100所選的尺寸D應符合有關標準(JB1457-74)的規(guī)定。表2.2給出了離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)。另外，所選的D應符合其最大圓周速度不超過6570m/s的要求，且重型汽車不應超過50m/s。表2.3離合器摩擦

18、片尺寸系列和參數(shù)外徑內徑厚度內外徑之比單位面積1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.54072900根據(jù)發(fā)動機參數(shù)該車型發(fā)動機最大轉矩Te max為190N·m及表2.1可查出本車將使用單片式離合器，且離合器摩擦片外徑為250mm。再查表2.3即可得到摩擦片的具體參數(shù)，如

19、下：摩擦片外徑D=250mm摩擦片內徑d=155mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片內外徑比d/D=0.620單面面積F=30200mm22.4摩擦片的Pro/E繪圖過程首先畫出一個環(huán)形的盤體，先建立一個平面的俯視圖樣如圖2.1所示，再將其拉伸成體如圖2.2所示。然后在盤體上剪切出孔如圖2.3所示并進行陣列如圖2.4所示。圖2.1摩擦片Pro/E建立過程1圖2.2摩擦片Pro/E建立過程2圖2.3摩擦片Pro/E建立過程3圖2.4摩擦片Pro/E建立過程42.5本章小結本章對離合器的摩擦片進行了設計選擇，確定了離合器摩擦片的外徑尺寸，對以后其他多個部件總成的外形尺寸選擇起了決定作用。通過對摩擦片

20、這個零件的設計選擇，還可以間接確定離合器的外形尺寸等。第3章 主動部分設計3.1壓盤設計 3.1.1壓盤參數(shù)的選擇和校核壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。故通常由灰鑄鐵HT200鑄成，金相組織呈珠光體結構，硬度HB170227。另外可添加少量金屬元素(如鎳、鐵、錳合金等)以增強其機械強度。壓盤的外徑可根據(jù)摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次接合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質量以吸收熱量；為了保證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠大的剛度且一般都較厚(載貨汽車的離合器壓盤，其厚度一般不小于15mm)。此外，壓盤的結構設計還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內鑄出導

21、風槽。壓盤的厚度初步確定后，應校核離合器一次接合的溫升不應超過810溫升的校核按式為：=L/mc （3.1）式中：傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，=0.5；m壓盤的質量，kg；c壓盤的比熱容，鑄鐵的比熱容為)；L滑磨功，J。若溫升過高，可適當增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于1520g·cm。選擇壓盤厚度為20mm，外徑255mm，內徑150mm。代入公式（3.1）進行校核計算，=6.732符合標準2，3。3.1.2壓盤的Pro/E繪圖過程首先畫出壓盤的盤體部分如圖3.1所示再在盤體上畫出突起并進行陣列如圖3.2所示，最后畫出凸耳如圖3.3所示。圖3.1壓盤Pro/E

22、建立過程1圖3.2壓盤Pro/E建立過程2圖3.3壓盤Pro/E建立過程33.2離合器蓋設計一般采用厚2. 55mm的低碳鋼鋼板沖壓制造。離合器蓋的形狀和尺寸由離合器的結構設計確定。在設計時要特別注意的是剛度、對中、通風散熱等問題。離合器蓋的剛度不夠，會產生較大變形，這不僅會影響操縱系統(tǒng)的傳動效率，還可能導致分離不徹底、引起摩擦片早期磨損，甚至使變速器換檔困難。離合器蓋內裝有壓盤、分離杠桿、壓緊彈簧等，因此，其對于飛輪軸線的對中十分重要。對中方式可采用定位銷或定位螺栓以及止口對中。為了加強通風散熱和清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的入口和出口，甚至將蓋設計成

23、帶有鼓風葉片的結構。本設計離合器蓋要求離合器蓋內徑大于離合器摩擦片外徑，能將其他離合器上的部件包括其中即可4。3.3傳動片設計壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或鍵連接時，則應進行擠壓應力的強度校核： （3.2）式中：考慮發(fā)動機轉矩分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片離合器?。涣Φ淖饔冒霃?見圖3.4)，m；工作元件(例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵)的數(shù)目，這里取3組每組4片；接觸面積，mm2，這里取長為65mm，寬為20mm，所以F=1300 mm2 。計算得=15.22符合標準5。1-傳力裝置；2-分離杠桿中間支承；3-支承叉；4-調整螺母圖3.4

24、壓盤及分離杠桿計算用圖3.4本章小結本章對離合器主動件進行了設計、計算、選擇及校核。主動件包括離合器蓋、壓盤等。這些部件都是給離合器傳遞扭矩的部件，他們共同的特點是都要有良好的散熱能力，有能有效把在主動部分的熱傳遞出去的能力。這些部件總成都是符合標準的部件，經(jīng)過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。第4章 從動盤總成設計4.1摩擦片設計離合器表面片在離合器接合過程中將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求面片應有下列一些綜合性能：1、在工作時有相對較高的摩擦系數(shù)；2、在整個工作壽命期內應維持其摩擦特性，步希望出現(xiàn)，摩擦系數(shù)衰退現(xiàn)象；3、在短時間內能吸收相對高的

25、能量，且有好的耐磨性能；4、能承受較高的壓盤作用載荷，在離合器接合過程中表現(xiàn)出良好的性能；5、能抵抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞；6、在傳遞發(fā)動機轉矩時，有足夠的剪切強度；7、具有小的轉動慣量，材料加工性能良好；8、在整個正常工作溫度范圍內，和對偶材料壓盤、飛輪等有良好的兼容摩擦性能；9、摩擦副對偶面有高度的溶污性能，不易影響它們的摩擦作用；10、具有良好的性能/價格比，不會污染環(huán)境。鑒于以上各點，近年來，摩擦材料的種類增長極快。挑選摩擦材料的基本原則是：1、滿足較高性能標準；2、成本最?。?、考慮代替石棉。本設計離合器摩擦片選用金屬陶瓷材料。它是由金屬機體、陶瓷成分和潤滑劑組成的一種多元復

26、合材料。金屬基體的主要作用是以機體接合方式將陶瓷成分和潤滑劑保持其中，形成具有一定機械強度的整體；陶瓷組分主要起摩擦劑作用；而潤滑劑組分則主要起提高材料抗咬合性和抗戰(zhàn)粘性的潤滑作用，并使摩擦副工作平穩(wěn)。潤滑劑組分和陶瓷組分一起共同形成金屬陶瓷摩擦磨損性能調節(jié)劑。這種材料能和好的的完成上邊提到的各種要求，所以選擇這種材料。摩擦片的尺寸參數(shù)在第2.3節(jié)中已經(jīng)查表得出，不再敘述6。4.2從動盤轂設計從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB1144-74選取(見表4.1)。從動盤毅花鍵孔鍵齒的

27、有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器)，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產生偏斜。表4.1 GB1144-74從動盤外徑D/mm發(fā)動機轉矩/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D/mm花鍵內徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長l/mm擠壓應力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.

28、238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 ( MPa)及剪切應力j ( MPa)的強度校核： （4.1） （4.2）式中： ，分別為花鍵外徑及內徑，mm；n花鍵齒數(shù)；，b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm；z從動盤毅的數(shù)目；發(fā)動機最大轉矩，Nmm。從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調質處理，HRC2832。由表4.1選取得：花鍵齒數(shù)n=10；花鍵外徑D=35mm；花鍵內徑D=28mm；鍵齒寬b=4mm；有效齒長l=35mm；擠壓應力

29、=10.4MPa；校核=19.342MPa；=8.324MPa符合強度得要求。4.3從動片設計 從動片通常用1.32.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm，以減小其轉動慣量。從動片的材料與其結構型式有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC3848；采用波形彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.20.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC4351。4.4扭轉減振器設計4.4.1扭轉減振器的功能為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個

30、彈性一阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍(當然，在實際中要做到這一點是非常困難的)；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲7。4.4.2 扭轉減振器的結構類型的選擇圖4.1給出了幾種扭轉減振器的結構圖，它們之間的差異在于采用了不同的彈性元件和阻尼裝置。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器(見圖4.1a-d)得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤毅上都開有6個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從

31、動片傳給從動盤毅時必須通過沿從動片圓周切向布置的彈簧，這樣即將從動片和從動盤毅彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽車中。當6個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進人工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減振器(圖4.1e為三級的)。這種非線性扭轉減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽車所采用。柴油機的怠速旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪輪齒問的敲擊。為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。第一級剛度很小，稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲

32、效果顯著。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況(通常為發(fā)動機最大轉矩)下有效地工作，而三級非線性扭轉減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。 采用空心圓柱形見(圖4.1f)或星形等其他形狀的橡膠彈性元件的扭轉減振器，也具有非線性的彈性特性。雖然其結構簡單、橡膠變形時具有較大的內摩擦，因而不需另加阻尼裝置，但由于它會使從動盤的轉動慣量顯著增大，且在離合器熱狀態(tài)下工作需用專門的橡膠制造，因此尚未得到廣泛采用。減振器的阻尼元件多采用摩擦片，在(圖4.1a)的結構中阻尼摩擦片的正壓力靠從1-從動片；2-從動盤轂；3-摩擦片；4

33、-減振彈簧；5-碟形彈簧墊片；6-壓緊彈簧；7-減振盤；8-橡膠彈性元件圖4.1減振器結構圖動片與減振盤間的連接鉚釘建立。其結構雖簡單，但當摩擦片磨損后，阻尼力矩便減小甚至消失。為了保證正壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧(圖4.1c，d)，同時采用不同剛度的碟形彈簧和圓柱螺旋壓簧分別對兩組摩擦片建立不同的正壓力(圖4.1d)，就可實現(xiàn)阻尼力矩的非線性變化。4.4.3扭轉減振器的參數(shù)確定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 Ca13 （4.3）式中：為極限轉矩，按下式計算 =（1.52.0） （4.4）式中：2.0適用乘用車，

34、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=380，Ca 7273.5本設計初選Ca=7000N·m/raD。2、扭轉減振器最大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 =（0.060.17） （4.5）取=0.15，本設計按其選取=28.5N·m。3、扭轉減振器的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

35、時，扭轉減振器將停止工作。一般選取=（0.050.15）=19 N·m。4、扭轉減振器的彈簧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 =（0.600.75）D/2 （4.6） 其中D為摩擦片內徑，代入數(shù)值，得R1 =56mm。 5、扭轉減振器彈簧數(shù)目 可參考表4.1選取，本設計D=250mm，故選取Z=4。表4.2減振彈簧的選取離合器摩擦片外徑減振彈簧數(shù)目Z 225250 46 250325 68 325355 810 >350 10以上6、扭轉減振器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 = （4.7）式中：的

36、計算應按Tj的大者來進行=678.57N。每個彈簧工作壓力 （4.8）=169.64N。7、從動片相對從動盤轂的最大轉角 （4.9）=4.52 8、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 （4.10）式中：R2為限位銷的安裝半徑，一般為2.54mm。本設計取=3。9、限位銷直徑限位銷直徑按結構布置選定，一般=9.512mm，本設計取=11。10、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4.2所示。 圖4.2 從動盤窗口尺寸簡圖一般推薦A1-A=a=1.416mm。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，

37、有利于緩和沖擊。本設計取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.54.4.4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=1115左右。本設計選取=12。彈簧鋼絲直徑： （4.11）式中：扭轉許用應力=550600MPa，D1算出后應該圓整為標準值，一般為34mm左右。代入數(shù)值，得=3.398，符合上述要求。8 減振彈簧剛度： （4.12）=200.9N/mm 減振彈簧的有效圈數(shù)： = （4.13）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

38、總圈數(shù)=5.98。減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度： （4.14）=22.37式中：=0.337為彈簧圈之間的間隙。減振彈簧的總變形量： （4.15）=3.51減振彈簧的自由高度： （4.16）=25.88減振彈簧的預變形量： （4.17）=0.21減振彈簧安裝后的工作高度： （4.18）=24.134.4.5扭轉減振器的Pro/E繪圖過程首先畫出減振盤如圖4.3，圖4.4所示；圖4.3減振盤Pro/E建立過程1圖4.4減振盤Pro/E建立過程2再畫出減振彈簧如圖4.5，圖4.6所示；圖4.5減振盤Pro/E建立過程3圖4.6減振盤Pro/E建立過程4最后進行裝備如圖4.7所示。圖4.7減振

39、盤Pro/E建立過程54.5本章小結 本章對離合器從動盤各部件總成進行了設計計算及校核。從動盤包括摩擦片、扭轉減振器、波形彈簧、從動盤轂及其他一些起緊固、傳遞力作用的零件?？紤]了其各方面的要求及特征，改進了原零件的一些設計方案和材料，使整體效果更好一些。并能提高離合器本身的使用壽命及汽車的舒適性等。第5章 膜片彈簧設計5.1膜片彈簧的概念膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較

40、寬且呈長方孔，分離指根部的過渡圓角半徑應大于4.5mm，以減少分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。5.2膜片彈簧的彈性特性膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定，是非線性的，與自由狀態(tài)下碟簧部分的內錐高H及彈簧的鋼板厚h有關。不同的H/h值有不同的彈性特性(見圖5.1)。當(H/h)<時，P為增函數(shù)，這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當(H/h)=，特性曲線上有一拐點，若(H/h)=1.5，則特性曲線中段平直，即變形增加但載荷P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當<H/h)<2，則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減

41、小。這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧。因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達到操縱省力的目的。當然，負剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取1.5<(H/h)<2。當(H/h)=則特性曲線的極小點落在橫坐標軸上；當(H/h)>2，則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構9，10，11。圖5.1不同時的無彈性特性曲線碟形彈簧當其大、小端部承受壓力時，載荷P與變形久之間有如下關系： （5.1）式中：E彈性模量，對于鋼：E=21 X 104

42、MPa波桑比，鋼材料取=0. 3；h彈簧鋼板厚度，mm；H碟簧的內截錐高，mm；R碟簧大端半徑，mm；A系數(shù)，m碟簧大、小端半徑之比，m=R/r。汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖4-10所示。（a） 自由狀態(tài)；（b）結合狀態(tài)；（c）分離狀態(tài)圖5.2膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形（b） (5.2)經(jīng)過整理式（5.1）可得如下關系式： （5.3）利用式（5.3）可繪制出膜片彈簧的特性曲線，如圖5.3所示。圖5.3 膜片彈簧特性曲線 （5.4）式（5.2）即為分離軸承推力與膜片彈簧變形的關系式。將（5.5）與（5.6）代入（5.4）中， （5.5） （5.6）可得到與的關系

43、式（5.7），式中為分離軸承作用半徑 =25mm （5.7）5.3膜片彈簧的強度計算前述膜片彈簧的載荷與變形之間的關系式，是在假定膜片彈簧在承載過程中，其子午截面無變形而只是剛性地繞該截面上的某一中性點O轉動的條件下推導出的。根據(jù)這一假定可知，截面在O點處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，因而該點處的切向應力亦為零。O點以外的截面上的點，一般均產生切向應變，故亦有切向應力。若如圖5.4所示以中性點O為坐標原點在子午截面處建立x-y坐標系，則截面上任意點的切向應力為： （5.8）式中：碟簧部分子午截面的轉角，rad；膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角，rad；圖5.4中性點O為坐標原點在子午截面處建立x-y坐

44、標系中性點O的半徑，mm； 。經(jīng)計算=537MPa，不大于15001700Mpa，符合適用強度。5.4膜片彈簧基本參數(shù)的選擇1、膜片彈簧原始內截錐高與彈簧片厚度比的選擇此比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用H/ h對彈簧特性的影響正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。一般汽車的膜片彈簧離合器多?。?其中：h為鋼板厚度，取3mm，H/h取等于1.5則膜片彈簧原始內截錐高H=4.5。2、膜片彈簧工作點位置的選擇汽車離合器膜片彈簧特性曲線的形狀如圖5.5所示。選擇好曲線上的幾個特定工圖5.5膜片彈簧工作位置圖作點的位置很重要。拐點T對應著膜片彈簧的壓平位置，而為曲線凸

45、點M和凹點N的橫坐標平均值。B點為新離合器(摩擦片無磨損)在接合狀態(tài)時的工作點，通常取在使其橫坐標為=(0.81.0)的位置，以保證摩擦片在最大磨損后的工作點A處壓緊力變化不大。摩擦片總的最大允許磨損量可按下式求得： （5.9）式中：離合器的摩擦片工作表面數(shù)目，例單片=2；每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為=0.5lmm。C點為離合器徹底分離時的工作點。它以靠近N點為好，以減小分離軸承的推力使操縱輕便。這里本離合器為單片式離合器，所以=2，該車型以城市公路為主，再考慮經(jīng)濟性，故取=lmm。由上可知=2mm。3、膜片彈簧大端半徑及大端半徑與分離指半徑比的選擇膜片彈簧的大端半徑R應根據(jù)結構要

46、求和摩擦片的尺寸來確定。比值R/r的選定影響到材料的利用效率。R/r愈小，則彈簧材料的利用效率愈好。碟形彈簧儲存彈性能的能力在R/r=1.82.0為最大，用于緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。但對汽車離合器膜片彈簧來說，并不要求儲存大量的彈性能，而應根據(jù)結構布置及壓緊力的需要，通常取R/r=1.21.3(即1.25左右) 17，18。膜片彈簧大端半徑即為摩擦片外徑取R=250mm。而R/r=1.25，所以r=200mm。4、膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角在10°12°范圍內選擇。取=10°。5、膜片彈簧小端半徑及分離軸

47、承作用半徑膜片彈簧小端半徑由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸的花鍵外徑。 分離軸承作用半徑為標準件，應大于。按華健外徑選用=22.5，也應大于華健外徑35mm，取=20mm。6、分離指的數(shù)目和切槽寬及半徑分離指的數(shù)目n多取為18；切槽寬=3.23.5mm；=9l0mm；半徑的取值應滿足(r-)> 2的要求。選取=3.3mm，=9mm；=90mm，其滿足(r-)>的要求17，18，19。7、支承圈平均半徑和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑支承圈平均半徑與膜片彈簧與壓盤的接觸半徑的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于r且盡量接近r；應略小于R且盡量接近于R。5.5膜片彈簧的Pro/E

48、繪圖過程先拉伸出一個整體的外形如圖5.6，圖5.7所示，圖5.6膜片彈簧Pro/E建立過程1圖5.7膜片彈簧Pro/E建立過程2然后對其進行抽殼處理如圖5.8所示，圖5.8膜片彈簧Pro/E建立過程3最后把不需要的部分剪切出去，留下分離指如圖5.9所示。圖5.9膜片彈簧Pro/E建立過程45.6本章小結本章膜片彈簧進行了設計優(yōu)化。使其可以更好的在該設計的離合器中工作，提高離合器的使用壽命及工詳細DWG圖 紙 請 加：三 二 1爸 爸 五 四 0 六全套資料低價拾元起作效率。膜片彈簧本身就兼起壓緊彈簧和分離杠桿作用，是離合器上最重要的部件，將其設計做好可以是離合器的各項性能得到大幅度的提高。結

49、論本設計分析了本設計所要采用的的膜片彈簧離合器，對膜片彈簧離合器進行了分類，闡述了膜片彈簧離合器的原理和組成，及其特性。通過詳細的推導過程積累了大量的數(shù)據(jù)，并成功的繪制出了膜片彈簧離合器的成品圖。主要敘述了離合器的發(fā)展現(xiàn)狀，和它的工作原理，在此過程中，經(jīng)過對比結合，初步確定了合適的離合器結構形式，選取了拉式膜片彈簧離合器，并且?guī)в信まD減振器，為后面的計算提供了理論基礎。在計算中，首先確定摩擦片外徑尺寸，然后根據(jù)該尺寸對其他部件總成進行了計算和設計。通過計算校核摩擦片外徑尺寸，計算選擇出其他部件的外形尺寸，再對其進行校核，確定是否能達到設計要求。設計包括對從動盤總成的設計校核，對壓盤的設計校核，

50、對離合器蓋的設計校核及離合器蓋的設計校核和優(yōu)化。具體設計計算了摩擦片、扭轉減振器、膜片彈簧、壓盤、離合器蓋、傳動片等多個部件總成在上述工作完成之后，通過計算機Pro/E軟件的學習運用，對離合器總體裝配圖、從動盤總成、壓盤、膜片彈簧、摩擦片進行了繪制，在繪制的過程中對離合器的裝配又有了進一步的理解，并且完善了計算部分的遺漏。詳細DWG圖 紙 請 加：三 二 1爸 爸 五 四 0 六全套資料低價拾元起參考文獻1臧杰,閻巖.汽車構造M.機械工業(yè)出版社,2005,8.2王望予主編.汽車設計M.機械工業(yè)出版社,2004,8. 3徐石安，江發(fā)潮.汽車離合器M.清華大學出版社,2005,2.4劉惟信主編.汽

51、車設計M.清華大學出版社,2001,7.5林世裕主編.膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造M.東北大學,2005.6汽車標準匯編(20002004) M.中國汽車技術研究中心標準研究所,2005.7閻春利,張希棟.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計J. 林業(yè)機械與木工設備,2006,3.8廖林清,曹建國.汽車離合器膜片彈簧的三次設計J.四川兵工學報,2001,2.9司傳勝.汽車膜片彈簧離合器的優(yōu)化設計J. 林業(yè)機械與木工設備,2004,12. 10李林,劉惟信. 汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計J.清華大學學報,2000,5.11林明芳等. 汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計J.汽車工程,2003,2.12劉

52、紅欣.膜片彈簧應力分布的試驗和有限元分析J.力學與實踐，2003， 3.13張衛(wèi)波.汽車膜片彈簧離合器智能優(yōu)化設計技術研究J.中國工程機械學報,2007,1.14肖文穎,許海華.離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計J.公路與汽運,2007,4.15程漢應.汽車離合器摩擦片數(shù)量選擇及其參數(shù)優(yōu)化設計J.汽車工程,2001,7.16浦定真.膜片彈簧離合器的設計與研究J.汽車技術,2006,6.17趙波,趙曉昱.汽車離合器的相關參數(shù)優(yōu)化與分析J.拖拉機與農業(yè)運輸車,2007,2.18LiuWeixin,GePing,LiWei.OptimalDesignTorsionalDampersinAutomobileClutch.ProceeDingsoftheInternationalConferenceonCADofMachinery.2001.19Ahern,Kathy,Manathung,Catherine.Clutch-StaringStalleDResearchStuDets.InnovativeHigherEDucation.2004.40