【導(dǎo)讀】飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速器的輸入軸。摩擦離合器作為一種典型。遞動力且能分離的機(jī)構(gòu)。合離合器設(shè)計相關(guān)理論，對應(yīng)用在該型汽車的離合器進(jìn)行重新設(shè)計。結(jié)構(gòu)和方式選定后，通。動片等多個部件總成。此說明書說明了離合器配件總成的設(shè)計過程和方法，這些對。以后的離合器設(shè)計能夠起到參考作用。

　　

【正文】 ） 為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑 d 必須大于減振器振器彈簧位置直徑 02R 約 50mm，即 502 0 ?? Rd mm （ 5）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 ? ? ? ?0220 21 ccc TdDZ TT ???? ? （ ）式中， 0cT 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 ()， 可按表 選取 經(jīng)檢查 ,合格。 表 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 210? 250~210? 325~250? 325? ? ? 20 10/ ??cT 0． 28 0． 30 0． 35 0． 40 （ 6） 為降低離合器滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力 0p 的最大范圍為 ～ ,即 MPa ?? p MPa ? MPa （ 7） 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨 ， 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摩擦面積滑 磨功應(yīng)小于其許用值 ,即 ? ? ? ???? ??? 224 dDZ W （ ） 式中 ,? 為單位摩擦面積滑磨 (J/mm2)； ??? 為其許用值 (J/mm2)， 對于乘用車：][ ?? J/mm2，對于最大總質(zhì)量小于 的商用車： ][ ?? J/mm2，對于最大總 15 質(zhì)量大于 商用車： ][ ?? J/mm2： W 為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（ J），可根據(jù)下式計算 ????????? 22022218 00 grae ii rmnW ? （ ） 式中 ： am 為汽車總質(zhì)量 (Kg)； r 為輪胎滾動半徑（ m）； g i 為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比； 0i 為主減速器傳動比； en 為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min，計算時乘用車取2021 r/min ，商用車取 1500 r/min 。 其中： ?i ?gi ?rr m 4325?am Kg 代入式（ ）得 ?W J ，代入式（ ）得][ ?? ??? ， 合格。 （ 8） 離合器接合的溫升 mcWt ?? 式中 ： t 為壓盤溫升 ,不超過 10~8 176。C ； c 為壓盤的比熱容， ?c J/(Kg176。C)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤； ?? ， m 為壓盤的質(zhì)量?m Kg 代入， ?t 176。C ，合格。 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 . 比較 H/h 的選擇 此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式 （ ） 中載荷與變形 1 之間的函數(shù)關(guān)系可知，當(dāng) 2?hH 時， F2 為增函數(shù)； 2?hH 時， F1 有 一 極值，而該極值點又恰為拐點； 2?hH 時， F1 有一極大值和極小值；當(dāng) 2?hH 時， F1 極小值在橫坐標(biāo)上 ，見圖 。 為保證離合器壓緊力變化不 大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的 H/h 通常在～ 2 范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為 2～ 4mm，本設(shè)計 2?hH ， h=3mm ，則 H=6mm 。 . R/r 選擇 通過分析表明， R/r 越小，應(yīng)力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求， R/r 常在 ～ 的范圍 16 內(nèi)取值。本設(shè)計中取 ?rR ，摩擦片的平均半徑 ??? dDRcmm， cRr? 取 94?r mm 則 ?R mm 取整 118?R mm 則 ?rR 。 1 2/ ?hH 2 2/ ?hH 3 22/2 ?? hH 4 22/ ?hH 5 22/ ?hH 圖 膜片彈簧的彈性特性曲線 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時 ，圓錐底角α一般在 15~9 176。 范圍內(nèi)， 本設(shè)計中? ? ? ?rRHrRH ???? a r c t a n? 得 ?? 176。 在 15~9 176。 之間，合格。 分離指數(shù)常取為 18，大尺寸膜片彈簧有取 24 的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取 12 的，本設(shè)計所取 分離指數(shù)為 18。 ~ ?? mm， 10~92 ?? mm ，取 31?? mm， 102?? mm， er 應(yīng)滿足2???err 的要求。 . 壓盤加載點半徑 1R 和支承環(huán)加載點半徑 1r 的確定 1r 應(yīng)略大于且盡量接近 r， 1R 應(yīng)略小于 R 且盡量接近 R。本設(shè)計取 1161?R mm，961?r mm。 膜片彈簧應(yīng)用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成 ，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當(dāng)量應(yīng)力可取為 1600～ 1700N/mm2。 . 公差與精度 離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。 17 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 （ 1） 為 了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 hH 與初始錐角 ? ?rRH ??? 應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 ??? hH ? ? ????? rRH? （ 2） 彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即 ??? rR 1 0 ??? hR （ 3） 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑1R （或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 1r ）應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 推式： 24/)( 1 DRdD ??? 拉式： 1 22/)( 1 ?????? DrdD （ 4） 根據(jù)彈簧結(jié)構(gòu)布置要求， 1R 與 R ， fr 與 0r 之差應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 621 1 ???? RR 620 1 ???? rr 40 0 ??? rrf （ 5） 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用 ，因此 杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 推式： 111 ???? rR rr f 拉式： 111 ???? rR rR f 由（ 4）和（ 5）得 r?=34mm， r0=32mm。 膜片彈簧的載荷與 變形 關(guān)系 碟形彈 簧的形狀如以錐型墊片， 見圖 ， 它具有獨特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于 18 機(jī)械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分 —— 分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當(dāng)加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計公式對膜片彈簧也適用。 通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用 F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ 1，則壓緊力 F1與變形λ 1之間的關(guān)系式為 : ? ? ? ?? ? ?????? ????????? ?????????????? ???????? ??? 2111111211211 hrR rR2HrR rRHrR r/RIn16 EhF （ ） 式中： E—— 彈性模量，對于鋼， aMPE ?? μ —— 泊松比，對于鋼，μ = H—— 膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h—— 彈簧鋼板厚度 R—— 彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑 r—— 彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑 R1—— 壓盤加載點半徑 r1—— 支承環(huán)加載點半徑 代入（ ） 得 ? ? 1213111 2 7 2 2 4 8 ???? ???? fF （ ） 對（ ）式求一次導(dǎo)數(shù)，可解出λ 1=F1的凹凸點，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點。 凸點： ?? mm 時， ?F N 凹點： ?? mm 時， ?F N 拐點： 51?? mm 時， 92731 ?F N 圖 膜片彈簧的尺寸簡圖 19 表 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 118 94 116 96 6 3 當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為 F2，對應(yīng)此載荷作用點的變形為λ 2。由 111 112 FFrrrRFf ????? （ ） 11112 ?? ???? rR rr f （ ） 表 膜片 彈簧工作點的數(shù)據(jù) 1? 5 2? 1F 9273 2F 膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點 H對應(yīng)著膜片彈簧壓平位置，而 ? ? 2111 NMH ??? ?? 。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點 B 一般取在凸點 M 和拐點 H 之間，且靠近或在 H 點處，一般? ? H1B1 ~ ??? ,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內(nèi)壓緊力從 F1B 到 F1A 變化不大。當(dāng)分離時，膜片彈簧工作點從 B變到 C ，為最大限度地減小踏板力， C 點應(yīng)盡量靠近 N 點。 為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工 作壓緊 力 F1A 應(yīng)大于或等于新摩擦片時的壓緊力 F1B，見圖。 膜片彈簧的應(yīng)力計算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的 某中性點 O 轉(zhuǎn)動（圖）。斷面在 O 點沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱悖试擖c的切向應(yīng)力為零， O 點以外的點均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力?，F(xiàn)選定坐標(biāo)于子午斷面，使坐標(biāo)原點位于中性點 O。令 X 軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應(yīng)力 20 為： ? ?xe y2/x1 E 2t ? ??????????? （ ） 圖 膜片彈簧工作點位置 式中 φ —— 碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起 ） α —— 碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角 e —— 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑 e=（ Rr） /In(R/r) （ ）為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（ ）式寫成 Y與 X 軸的 關(guān)系式 ： ? ? ? ????????????????? ?????????? ???? E e1XE12Y t2t2t （ ） 圖 切向應(yīng)力在子午斷面的分布 由上式可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置 φ 一定時，一定的切向應(yīng)力 α t 在 XY 坐標(biāo)系里呈線性分布。 21 當(dāng) 0t ?? 時 X)2(Y ???? ，因為 )2( ??? 的值很小，我們可以將 )2( ??? 看成)2(tg ??? ，由上式可寫成 X)2(tgY ???? 。此式表明，對于一定的零應(yīng)力分布在中性點 O 而與 X 軸承 )2( ??? 角的直線上。從式（ ）可以看出當(dāng) eX ?? 時無論取任何值， 都有 e)2(Y ????? 。顯然，零應(yīng)力直線為 K 點與 O 點的連線，在零應(yīng)力直線內(nèi)側(cè)為壓應(yīng)力區(qū)，外側(cè)位拉應(yīng)力區(qū)，等應(yīng)力直線離應(yīng)力直線越遠(yuǎn)，其應(yīng)力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點 B 處切向壓應(yīng)力最大， A 處切向拉應(yīng)力最大，分析表明， B 點的切向應(yīng)力最大，計算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核 B 處應(yīng)力就可以了，將 B 點的坐標(biāo) X=（ er）和 Y=h/2 代入（ ）式有： ? ? ? ? }222{1 22 ???? ??????? ???????? hdrereretB （ ） 令 0d Bd t ???可以求出切向壓應(yīng)力達(dá)極大值的轉(zhuǎn)角 ? ?re2 hP ????? 由于： 0 5)94/1 1 8ln ( 941 1 8)ln ( ????? rR rRemm 所以： ?P? ， ?tB? N/mm2 B 點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力 F2作用下還受有彎曲應(yīng)力： ? ? 2r2frB hbn Frr6 ????? （ ） 式中 n—— 分離指數(shù)目 n=18 br—— 單個分離指的根部寬 322182 0 ????? ?? rb r mm 因此： ?rB? N/mm2 由于 σ rB 是與切向壓應(yīng)力 σ tB 垂直的拉應(yīng)力，所以根據(jù)最大剪應(yīng)力強(qiáng)度理論， B點的當(dāng)量應(yīng)力為： 3 5 0 4 8 9 ?????? tBrBBj ??? N/mm2 1700][ ?? BjBj ?? N/mm2 22 膜片彈簧的設(shè)計 應(yīng)力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持 12～ 14h），使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對膜片彈簧的凹表面進(jìn)行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進(jìn)行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當(dāng)量應(yīng)力不超出允許應(yīng)力范圍，所以用設(shè)數(shù)據(jù)合適。 扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計 扭轉(zhuǎn)減震器主要由彈性元件和阻尼元件等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動 系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階段固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振頻，使之盡可能避開發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵起的共振； 詳細(xì)見圖 。 減震器極 限 轉(zhuǎn)矩 m a x ?? ej TT Nm 摩擦轉(zhuǎn)矩 m a x ?? eu TT Nm 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 m a x ?? en TT Nm 極限轉(zhuǎn)角 12~3?j? 176。 扭轉(zhuǎn)角剛度 382213 ?? jTk? N m/rad 減振彈簧的設(shè)計 1．減振彈簧的安裝位置 2)~(0 dR ? ， 結(jié) 合 502 0 ?? Rd mm，得 0R 取 49mm， 則 20 ?dR。 2．全部減振彈簧總的工作負(fù)荷 ZP 60001 ?? RTP jZ N 3．單個減振彈簧 的工作負(fù)荷 P 1000?? ZPP Z N 式中 Z為減振彈簧的個數(shù)，按表 選擇： 取 Z=6 23 表 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑 D/mm 225～ 250 250～ 325 325～ 350 〉 350 Z 4～ 6 6～ 8 8～ 10 〉 10 4．減振彈簧尺寸 （ 1） 選擇材料，計算許用應(yīng)力 根據(jù)《機(jī)械原理與設(shè)計》 (機(jī)械工業(yè)出版社 )采用 65Mn 彈簧鋼絲， 設(shè)彈簧絲直徑4?d mm, 1620?b? MPa,? ? ?? b?? MPa。 圖 扭轉(zhuǎn)減振器 （ 2） 選擇旋 繞 比，計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋 繞 比 表 旋繞比的薦用范圍 d/mm ~ 1~ ~ 6~ 16~7 42~18 C 14~7 12~5 10~5 9~4 8~4 6~4 確定旋繞比 4?C ，曲度系數(shù) )44()14( ????? CCCK （ 3） 強(qiáng)度計算 ? ? 48 2 ?? ?? CKFd j mm，與原來的 d接近，合格。 中徑 162 ??CdD mm；外徑 202 ??? dDD mm 24 （ 4） 極限轉(zhuǎn)角 12~32a r c s in2 0 ??? Rlj?176。 取 ?j? 176。 ，則 ??l mm （ 5） 剛度計算 彈簧剛度 5 2)( 21 ???? lFFk mm 其中， 2F 為最小工作力， 12 FF ? 彈簧的切變模量 80000?G MPa，則彈簧的工作圈數(shù) 0 331 ???? kCGdCF dGn l 取 4?n ，總?cè)?shù)為 61?n （ 6） 彈簧的最小高度 16min ?? dnl mm （ 7） 減振彈簧的總變形量 39。 ??? kPl mm （ 8） 減振彈簧的自由高度 5 3 39。m in0 ???? lll mm （ 9） 減振彈簧預(yù)緊變形量 ?? k Z RTl ? mm （ 10） 減振彈簧的安裝高度 2210 ??? lll mm （ 11） 定位鉚釘?shù)陌惭b位置 取 522?R mm ，則 8 5 9 3 6 4 4 7 ?j? 176。 ， ??l mm ， ?k mm ，?n ，合格。 從動盤轂 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(jī)傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上 ，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑 D與發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 由表 選?。? 25 一般取 ～ 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度一般 26～ 32HRC。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理。取 10?n ， 3539。 ?D mm，2839。 ?d mm， 4?t mm， 35?l mm， ?c? MPa。 驗證：擠壓應(yīng)力的計算公式為： nltRc ?? 式中， P 為花鍵的齒側(cè)面壓力，它由下式確定： ZdD TP e )( 4 39。39。 m ax?? 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，39。D ， 39。d 分別為花鍵的內(nèi)外徑； Z為從動盤轂的數(shù)目；取 Z=1 h為 花鍵齒工作高度； 2/)( 39。39。 dDh ?? 得 ?P N， ?c? MPa ? MPa，合 格。 表 花健的 選取 摩擦片的外徑 D /mm maxeT / 花健尺寸 擠壓應(yīng)力 c? /MPa 齒數(shù) n 外徑 39。D /mm 內(nèi)徑 39。d /mm 齒厚 t /mm 有效齒長 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9． 8 180 69 10 26 21 3 20 11． 6 200 108 10 29 23 4 25 11． 1 225 147 10 32 26 4 30 11． 3 250 196 10 35 28 4 35 10． 2 280 275 10 35 32 4 40 12． 5 300 304 10 40 32 5 40 10． 5 325 373 10 40 32 5 45 11． 4 350 471 10 40 32 5 50 13． 0 26 從動軸的計算 1．選材 40Cr 調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調(diào)質(zhì) 。 2．確定軸的直徑 3 nPAd? 式中， A 為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表 : 表 軸常用幾種材料的 ??? 及 A 值 軸 的材料 Q235A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 ?? aMP/? 15～ 25 20～ 35 25～ 45 35～ 56 A 149～ 126 135～ 112 126～ 103 112～ 97 取 100?A ， n 為軸的轉(zhuǎn)速， 4500?n r/min，則 d≤ ，取 36?d mm。 分 離軸承的壽命計算 分離軸承的參數(shù) 表 分離軸承參數(shù)表 型號 Cr pf ε n 7014C 3 4500r/min 則由下式： )(6010 6 PCnLh ? rpFfP? 得： 49113?hL h 本章小結(jié) 本章重點闡述了膜片彈簧離合器的設(shè)計過程，根據(jù)所選車型的技術(shù)參數(shù)設(shè)計各零部件尺寸大小及其組成部分，并進(jìn)行參數(shù)校核。通過校核確定參 數(shù)選取是正確的，能 27 夠保證離合器正常工作及其使用壽命長。其中主要設(shè)計的零件有：摩擦片、從動盤、膜片彈簧、扭轉(zhuǎn)減震器、分離裝置。 28 第 4 章 離合器