【文章內容簡介】 緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下 8 降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐 面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。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，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以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稱的，因此其壓緊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，使離合器結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜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，摩擦均勻，也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且 制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設計出了傳遞轉矩為 80~~、最大摩擦片外徑達 420 的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達 28~32t 的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經(jīng)都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經(jīng)為拉式操縱機構所 取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。 主要研究內容 由于膜片彈簧離合器，擁有零件數(shù)目少，重量輕，非線性特性好，操縱輕便，等優(yōu)點，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本文將設計推式膜片彈簧離合器。 本設計以豐田花冠汽車各項參數(shù)和性能為設計基礎 ， 所 選定汽車發(fā)動機提供的最 9 大轉矩 Temax 為 152N?m。 本設計針對的車型是 09 款 豐田花冠 轎車。 其基本參數(shù)如下： 車 型：豐田花冠 整車質量： 1145（ kg） 最高車速： 185 （ km/h） 主要尺寸 : 45301 7051 490 長 /寬 /高（ mm） 最大功率： 88/6000 （ kw） 最大扭矩： 152/4400 （ ） 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求： （ 1）在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(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）分離要迅速、徹底。 （ 4）從動部分轉動慣量要小，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）具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離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過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。 10 第 2 章 離合器基本尺寸參數(shù)的選擇 離合器基本性能關系式 離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。 根據(jù)摩擦力矩公式 ? ? 12/1 33oe m a xc cDPZfTT ????????? ??? () 式 中 ： Tc— 離合器靜摩擦力矩； β— 后備系數(shù)； f— 摩擦因數(shù)； Z：摩擦面數(shù)； po— 單位壓力； D— 摩擦片外徑； c— 內外徑之比 。 有了上面的關系式，對于一定的離合器結構而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關系式，就可估算出所設計的離合器是否合適 [4]。 離合器后備系數(shù)的選擇 后備系數(shù) β 是離合器一個重要設計參數(shù)，它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，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。 其數(shù)值 按 表 2— 1 選取，而設計乘用車的離合器其 β 要求比較的大，初步選擇為 。 表 離 合器后備系數(shù) β 的取值范圍 車 型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 ～ 最大總質量為 6～ 14t 的商用車 ～ 掛車 ～ 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值 石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但 受 工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵 11 基 [5]。 初選 po 根據(jù) 表 2— 2 中 可得： 為 ， f 為 。 表 2— 2 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值 摩擦片材料 單位壓力 po/MPa 摩擦因數(shù) f 石棉基材料 模壓 ～ ～ 編織 ～ ～ 粉末冶金材料 銅基 ～ ～ 鐵基 ～ 金屬陶瓷材料 ～ 本章小結 本章系統(tǒng)介紹了膜片彈簧離合器的結構，并講述了離合器各零件的結構和材料，各部分的連接關系，以及基礎數(shù)據(jù)的選擇和處理，為下章離合器的計算打下 基礎。 12 第 3 章 離合器從動盤總成設計 摩擦片的設計 (1)摩擦片基本尺寸的確定 。 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有一定的關系。 根據(jù)摩擦力矩公式(3— 1)： 3 30e m a x )1(12 cf Z p TD ?? ? ? () 式中： Temax— 發(fā)動機最大轉矩； β— 后備系數(shù)； f— 摩擦因數(shù)； Z： 摩擦面數(shù)； po— 單位壓力； D— 摩擦片外徑； c— 內外徑之比 計算離合 器的外徑 D 同時參考經(jīng)驗公式 ()： KTD em ax100? () 式中： K— 參考 系數(shù) ； D— 摩擦片外徑； Temax— 發(fā)動機最大轉矩； 乘用車 轎車 K 取 47， 計算得 到 D=179mm。 初選 D 以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定 [6]。 查找標準 (GB1457— 74)的規(guī)定： 最終確定：外徑 D=250mm；內徑 d=155mm，內外徑之比 c=，單片面積表 3— 1 離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩 擦 片 外 徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑 d（ mm） 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度（ mm） 4 4 4 4 C=d/D 31c? 單面面積 （ mm2） 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 13 F=302mm2 。 對摩擦片的厚度 h，我國以規(guī)定了 3 種規(guī)格： ， ， 4mm，這里選擇厚度為 。 (2)摩擦片的校核。 在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核： 1)摩擦片外 D(mm)的選擇應使最大圓 周速度 vD 不超過 65～ 70m/s： 3e m a xD 1060/ ???? nv ? () 式中： nemax— 發(fā)動機的最高轉速（ r/min）； 當 nemax 取 6 000 時，代入可得： vD=≤ 65～ 70m/s。 2)摩擦片的內外徑比 c 應在 ～ 范圍內： c=∈ ｛ ～ ｝。 3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載， β 應在 ～ 之間，代入式 (2— 1)： β= Tc/ Temax=∈ ｛ ～ ｝。 4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應小于其許用值，即： ? ???? ?? )( 4 22 dDZ W () 式中： ω— 單位摩擦面積滑磨功 (J/mm2)； [ω] — 其許用值 J/mm2； W— 汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功 (J)，可以根據(jù)下式計算： ????????? 2g202ra2e2 m800 1 ii rnW ? () 式中： ne— 發(fā)動機轉速，取 2 000r/min； ma— 汽車總質量 (kg)，取 1145kg； rr— 汽車輪胎滾動半徑 (m)； ig— 汽車起步時所用變速器檔位的傳動比 ； 數(shù)值取 ； i0— 主減速器傳動比，取 。 各個數(shù)值代入 ()式得到 ： W=14 983J。 把 W=14983J 和摩擦片的各個數(shù)值代入式 ()，得： ?=≤[?]=。 經(jīng)過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求 [7]。 14 從動盤轂的設計 發(fā)動機轉矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵 孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上 自由滑動 。我國生產的離合器，其從動盤轂花鍵多用 SAE 標準，其有關尺寸見表 表 3— 2 從動盤轂花鍵的尺寸 摩擦片的外徑D/mm 發(fā)動機的最大轉矩 Temax/N?m 花鍵尺寸 擠壓應力 ?/MPa 齒數(shù) n 外徑 D’/mm 內徑 d’/mm 齒厚 t/mm 有效齒長 l/mm 180 69 10 26 21 3 20 200 108 10 29 23 4 25 225 150 10 32 26 4 30 250 200 10 35 28 4 35 …… …… …… …… …… …… …… …… 根據(jù)表 3— 2 中選擇 n=10， D’=35mm， d’=28mm， t=4mm， l=35mm。 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵的擠壓應力 j? ： ? ? 3 0 M P a1 0 . 2 M P a)( 8 j22 e m a xj ????? ?? z n ld z n lD T () 式中： Temax— 發(fā)動機最大轉矩； D— 花鍵轂的外徑； d— 花鍵轂的內徑； n— 花鍵轂的齒數(shù)； l— 花鍵轂的有效長度。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調質處理，其擠壓應力不應大于 30MPa。 從動盤轂采用鍛鋼（ 40Cr），采用調質處理，表面和心部硬度在 26～ 32HRC。 提高花鍵內孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應進行高頻處理。 從動片和波形彈簧片的設計 設計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質量的分布可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了減小轉動慣量，從動片做的比較薄，一般 在 —。根據(jù)設計的需要采用從動片的厚度為 2mm，材料為中碳鋼板（ 50 號），表面硬度為35～ 40HRC，結構采用分開式彈性從動片結構。 15 波形片材料采用 65Mn，厚度為 ，硬度為 40～ 46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。 扭轉減震器的設計 由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產生扭轉振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許