【正文】 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，就可實現阻尼力矩的非線性變化 [5]。 圖 減振器尺寸簡圖 24 1從動片； 2從動盤轂； 3摩擦片； 4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 減振器結構圖 減振彈簧設計 減震彈簧的材料采用 65 號彈簧鋼絲，即根據布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關尺寸。 ⑴ 減振彈簧的分布半徑 R1 ： R1的尺寸應盡可能取大些，一般取 R1=（ ～ ） d／ 2(式中 d 為離合器摩擦片內徑 ) 所以 R1=（ ~） 140／ 2=42~ 取 R1=45mm ⑵ 減振彈簧數量 Z： 參看下表 [1]，表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關系做了相關描述。 表 減振彈簧數量選取表 離合器摩擦片外徑 /㎜ 減振彈簧數量 Z 225～ 250 4～ 6 250～ 325 6～ 8 325～ 350 8～ 10 ＞ 350 10 以上 25 查上表 可得： Z=6 ⑶ 全部減振彈簧總的工作負荷 Pz ： 指限位銷在從動盤轂法蘭上缺口中的間隙 ? 消除時減震彈簧壓縮到極限時的工作負荷 Pz =Tj ／ R1 () 式中： Tj 為極限轉矩，乘用車取 Tj = T maxe Tj 代入上式得： Pz = Tj ／ R1 = T maxe ／ R1=6889N ⑷ 單個減振彈簧的工作負荷 P /ZP P Z? () 代入數據得 :P= Pz ／ Z=6889N／ 6=1148N ⑸ 減振彈簧尺寸 減震彈簧的各尺寸在圖 [1]中已經標出。 圖 減振彈簧計算簡圖 彈簧中徑 Dc :一般由結構布置來決定 ,通常 Dc =11～ 15 ㎜左右 ,取 Dc =11 ㎜ 。 彈簧鋼絲直徑 d: 通常 d 取 3～ 4 ㎜，所以取 d=3 ㎜ 。 扭轉剛度： 02310jK KZ R? ?? () 式中 K— 每個減震彈簧的線性剛度（ N/mm） jZ — 減震彈簧個數 0R — 減震彈簧分布半徑 設計時可按經驗初選 K? K? ?13 jT =4030 NM 取 K? =4000 NM 每個彈簧 線性剛度為 K=K? /1000 jZ02R= 424000 3 . 2 9 1 01 0 0 0 6 4 5 N mm????? 26 減振彈簧的有效圈數 i： i= 438cGdDk () 式中， G 為材料的剪切模量，對碳鋼可取 G=104 Mpa。 代入相關數據得： i=4 減振彈簧的總圈數 n,一般在 6 圈左右 n=i+（ ～ 2） =4+2=6 減振彈簧的最小高度 lmin : lmin =n(d+? )≈=36=㎜ 減振彈簧總變形量： l? =P／ R=1148／ 220= ㎜ 。 減振彈簧自由高度 l? = lmin + l? =+= ㎜ 。 減振彈簧預變形量 39。l? ： l?? =1kZRTn () 式中： nT 是預緊力矩， ? =。 數據代入公式（ ）得： l?? = ㎜ 。 減振彈簧安裝工作高度 l： l= l? － l?? = ㎜ 。 ⑹ 從動片相對從動盤轂的最大轉角 : ? =2 arcsin( l?? ／ 2R1 ) () 式中 l?? = l? l?? = ㎜ ,代入上式得 ? =176。 本章小結 本章先對從動盤進行了介紹，對其結構、作用、連接做了詳細的解釋。然后進行零件的設計，包括從動片的尺寸設計、從動盤轂的尺寸選擇，從動盤轂的強度校核，最后對各部分的緊固方式、材料做出的選擇。扭轉減震器的彈簧計算出扭轉剛度。 27 第 5 章 離合器蓋總成的設計 壓盤和離合器蓋式離合器的主動部分，要有足夠的強度來傳遞動力。此外，壓盤要有足夠的質量來吸收摩擦產生的熱量，離合器蓋要保證通風散熱等，防止離合器過熱，影響工作性能。 壓盤傳力方式的選擇 壓盤（其結構見零件圖）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，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用 螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤的外徑 D=215 ㎜ ， 壓盤內徑 d=135 ㎜。 那么壓盤的的尺寸歸結為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據 [3]以下兩點： （ 1） 壓盤應有足夠的質量 在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短（大約在 3 秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器， 這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質量以吸收熱量。 （ 2） 壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于 15 ㎜），但一般不小于 10 ㎜ 。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的 厚度為 15 ㎜。 28 在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過 8176?！?10176。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 根據下面公式（ [3]）來進行校核： ? =壓cmL? () 式中： ? —— 溫升， ℃ ； L—— 滑磨功， ； ? —— 分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤 ? =； C—— 壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤， C=(㎏ K)； m壓 —— 壓盤質量，㎏ 。 m壓 = 2 2 9 32 1 5 1 3 5[ ( ) ( ) ] 1 5 1 0 7 . 8 3 1 0 2 . 5 822v k g?? ?? ? ? ? ? ? ? 取 m壓 = 整備質量 am =1220kg；滾動半徑 R=；汽車起步時發(fā)動機轉速 en =2021r/min；主減速器傳動比 0r =；變速器最大傳動比 gi = 滑磨功 W= 2 2 2 2 2 22 2 2 23 . 1 4 2 0 0 0 1 2 2 0 0 . 2 8 130351 8 0 0 1 8 0 0 4 . 1 9 3 3 . 0 2 4ea gn m R Jii? ? ? ???? ? ? ? 溫升 ? =壓cmL? 0 .5 1 3 0 3 5 4 .6 15 4 4 .2 8 2 .6???? ℃ ? =℃ ＜ [? ]=8℃ 故該厚度符合要求 ，壓盤設計合理。 壓盤的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為 HB170～ 227，其摩擦表面的光潔度不低與 。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素 [3]。在本設計中用材料為 3 號灰鑄鐵 JS— 1，工作表面光潔度取為 。 傳 動 片的幾何尺寸的確定及 材料選擇 傳 動 片材料選用 60Si2CrVA 鋼 ,根據前面所設計的壓盤 ,摩擦片及從動片的厚度 ,以及以往的設計經驗 ,傳動片的結構示意圖可確定為圖 [1]所示。 29 圖 傳力片示意圖 初步定傳動片的設計參數如下：共設 3 組傳動片（ i=3） ,每組 4 片（ n=4） ,傳動片的幾何尺寸為：寬 b=15 ㎜ ，厚 h= ㎜ ,傳力片上孔間的距離 l=40 ㎜ ,孔的直徑 d=6 ㎜ ，傳力片切向布置，圓周半徑（也即是孔中心所在圓周半徑） R=125 ㎜ ，傳動片的材料彈性模量 E=2105 MP，根據 上面所選定的尺寸進行傳動片的強度校核， 根據下面幾個相關公式 [1]： 1l =l － (有效長度 1l ) () 式中： d 為空的直徑，代入 d 的值求得 1l =31mm。 3112 /nxK K E J ni l? ??? （總剛度 ?K ） () 式中： E 為傳動片材料彈性模量； xJ 為每一片傳動片截面慣性矩。 3m a x m a x 112 /xP EJ nif l? （最大彈性恢復力） () 式中： maxf 為傳力片最大軸向變形。 m a x m a x1m a x 2 FfPln iW in W? ?? ? maxFinA (總裝時的最大應力 ) () 式中： A 為一個傳力片的截面積； F 為傳遞轉矩近期的拉力。 根據以上公式計算離合器三種狀態(tài)時的最大應力 [1]： （ 1）徹底分離時， 0, 0efT??，由式（ ）（ ）可知 max 0? ? ； （ 2）壓盤和離合器蓋總成時， max 0eT ? ，通過計算分析可知 max ? ， F=0，公 30 式（ ）可以化簡為 m axm ax 213 f Ehl? ?，代入相關數據求得 max 1311? ? Mpa； （ 3）離合器傳遞轉矩時，分為正向轉動（發(fā)動機到車輪）和反向轉動（車輪到發(fā)動機），maxf 出現在離合器摩擦片磨損到極限狀況，分析計算可知 maxf =。 ①正向驅動 公式（ ） 變?yōu)椋? m a x m a x m a x1m a x 2 F f FPln iW in W in A? ? ? ? 代入相關數值求得 max? ? 800Mpa＜ max[]? =1863Mpa ②反向驅動 公式（ ）變?yōu)椋? m a x m a x m a x1m a x 2 F f FPln iW in W in A? ? ? ? 代入相關數據求得 max? ? 1821Mpa＜ max[]? =1863Mpa 可知反向傳動式應力最大， max? ? 1821Mpa， 60Si2CrVA 鋼可以滿足要求。 離合器蓋的設計 ⑴ 離合器的剛度 膜片彈簧支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，嚴重時可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為5 ㎜的低碳鋼板（如 08 鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 ⑵ 離合器的對中問題 離合器蓋與飛輪必須有良好 的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中。 支撐環(huán)的設計 支撐環(huán)的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好，支撐環(huán)一 般 采用 ~ 31 簧鋼絲 。 本設計取支撐環(huán)直徑 離合器分離套筒和分離軸承的設計 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在離合器分離時，由于分離軸承的旋轉，在受離心力的作用下，還承受徑向力。在傳統(tǒng)離合器中采 用的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承。而在現代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。 本設計的是膜片彈簧離合器，為了保證在分離離合器時分離軸承能均 勻地壓緊膜片彈簧內端，采用可以自位（自動調準中心）的分離裝置，其結構示意圖見圖 [3]，可以彌補因幾何上偏移造成的強烈振動。 自位分離軸承和分 離套筒通過 波 形彈簧裝