【導讀】受的最大轉矩，防止傳動系統(tǒng)過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣。生產(chǎn)，對于它的研究已經(jīng)變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片。彈簧離合器的結構形式，參數(shù)選擇以及計算過程。本文主要是對轎車的膜片式彈簧離合器進行設計。根據(jù)推式膜片彈簧離合器工作。通過對各個部分設計方案的原理闡釋和優(yōu)缺點的比較，確定了相關部分的基本結。構及其零部件的制造材料。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照離合器系統(tǒng)的設計步。定，離合器后備系數(shù)β的確定，單位壓力P的確定。

　　

【正文】 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=5523N。 表 減振彈簧數(shù)量選取表 離合器摩擦片外徑 /㎜ 減振彈簧數(shù)量 Z 225～ 250 4～ 6 250～ 325 6～ 8 325～ 350 8～ 10 （ 4）單個彈簧的工作載荷 p /ZP P Z? （ ） 代入數(shù)據(jù)得 :P= Pz ／ Z=5523N／ 6=。 （ 5）減震彈簧尺寸 彈簧中徑 Dc 一般由結構布置來決定 ,通常 Dc =11～ 15mm左右 ,取 Dc =11mm 彈簧鋼絲直徑 d: 通常 d 取 3～ 4mm，所以取 d=3mm。 彈簧剛度 K： 211000dKK RZ? （ ） 代入數(shù)據(jù)得： K= 211000dkRz=9206N/m。 減振彈簧的最小高度 lmin : lmin =n(d+? )≈=46=。 減振彈簧總變形量： l? =F/K=。 減振彈簧自由高度 l? = lmin + l? =+=。 減振彈簧預變形量 39。l? = l?? =1kZRTn =。 15 減振彈簧安裝工作高度 l： l= l? － l?? =。 本章小結 本章對從動片、從動盤轂、摩擦片的材料和減震彈簧進行了設計。包括從動片的尺寸、從動盤轂的尺寸 。從動盤轂花鍵的選擇通過查表和摩擦片的大小可選擇。并對從動盤轂的強度進行了校核。減震彈簧的數(shù)量、尺寸、強度也進行了計算。 第 5 章 離合器膜片彈簧 膜片彈簧 的結構 本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。在 設計中采用推式結構。 膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐 體，它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣， 稱作碟簧部分。 膜片彈簧的作用機理就是通過其彈性特性改變輸入力的大小。通過變形提供壓力。 碟形彈簧的彈性作用是 沿其軸線方向加載，碟簧受壓變平，卸載后又恢復原形 ?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是，在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是 ，當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做，一方面可以減少分離爪根部應力集中，一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧，分離爪根部的過渡圓角 R＞ 。 膜片彈簧的彈性變形特性 膜片彈簧起彈性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的彈性變形特性和螺旋彈簧是不一樣的，它是一中非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內截錐高 H 及彈簧片厚 h 的比值 H/h 有關。不同的 H/h 值可以得到不同的特性變形特性，圖 畫出了幾種情況下的彈性特性曲線。一般可以分成下列四中情況： ⑴ hH ＜ 2 如下圖 中 H/h= 的曲線 ， 其曲線形狀表現(xiàn)為 :通過增加 載荷 P，從而使 變形 ? 總是不斷增加 。 這種彈簧的剛度很大 ， 可以承受很大的載荷。 16 ⑵hH= 2 如圖 中 H/h=≈ 2 的曲線 ， 彈性特性曲線在中間有一段很平直 ， 變形的增加 ,載荷 P 幾乎不變 。 ⑶ 2 ＜hH＜ 2 2 如圖 中 hH =，彈簧彈性曲線變量如圖， 即當 增加 變形 時 ，反而減小 載荷 ， 有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧 ， 利用其負剛度區(qū) ， 達到分離離合器時載荷下降 ,操縱省力的目的 ，從而選擇出更適合的彈性特性。 當然負剛度過大也不適宜 ， 以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大 。 ⑷ hH ＞ 2 如下圖 ， 特性曲線中 有更大的負剛度不穩(wěn)定工作區(qū) ，這種區(qū)域的產(chǎn)生會有負值的區(qū)域。 圖 三種不同 H/h 值時的無因次特曲線 17 圖 各種不同 H/h 值時的無因次彈性變形特性 膜片彈簧的參數(shù)尺寸確定 R和 R/r的 選取 研究表明，比值越大，彈簧材料的利用率越低。彈簧越硬，彈性特性曲線收到直徑誤差的影響越大，且應力越大。根據(jù)結構布置和壓緊力的要求， 比值 為 。 碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈 簧的質量利用率和好。 為使摩擦片上的壓緊力分布較均勻，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。 因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結構布置與分離的需要來決定，對于 R,膜片彈簧大端外徑 R 應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。 表 一些車型膜片彈簧的 R和 R/r 的值 車型 外徑（ mm） 內徑（ mm） 膜片彈簧大端半徑 2R（ mm） R/r 豐田 225 160 206 103/81= 北京 BJ751 228 150 210 105/= 上海 SH771 280 165 252 126/= 初步確定 R=118mm； r=94mm 所以， R/r=94/118= 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角 ? 在 10176?！?14176。之間， ? ≈ )( rRH ? 代入數(shù)值計算可得： ? = 。 分離指數(shù)目 、 切槽寬 、 窗孔槽寬、及半徑 汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目 n＞ 12，一般在 18 左右，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度切槽寬 1? ≈3mm， 2? ≈10mm，窗孔半徑 一般情況下有（ r－ r e ） 18 ≈(～ ) 2? ,所以取 r－ re =1 2? =10mm。 參考下表 H/h 的 比值 選取 計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的 H/h值的范圍在 ～ 之間。 我設計的膜片彈簧， H=； h=3mm。所以， hH = =。 表 一些車型膜片彈簧的分離爪數(shù) n、切槽寬 1? 、 2? 及半徑 er 車型 n 1? （ mm） 2? （ mm） r－ er （ mm） 豐田 18 9 11 北京 BJ751 18 11 13 上海 SH771 18 11 雪佛蘭 18 10 10 參考上表取 n=18， =3mm， =10mm， =84mm 壓盤加載點半徑和支撐環(huán)加載點半徑 的確定 1r 應略大于且盡量接近 r， 1R 應略小于 R且盡量接近 R。本設計取 =116mm， =96mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為 60SizMnA，當量應力可取為 1600～ 1700N/mm2。 膜片彈簧的計算 （ 1）壓緊力 與變形力 之間的關系 1P = )1(6 21????Eh ? 2)(lnlL rR? ? ?H－ 1? lL rR?? ? [H－ 21? ( lL rR?? )]+ 2h ? （ ） 式中： E—彈性模數(shù)，鋼材料取 E= 105 Mp； ? —泊松比，鋼材料取 ； h—彈簧片厚， 3mm； H—碟簧部分內截錐高， 5mm； 19 R—碟簧部分外半徑（大端半徑）， 118mm； r—碟簧部分內半徑， 94mm； L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑， 116mm； l—支承環(huán)平均半徑， 96mm。 設 1P = 1P ? ?? ?22461 LlEh????， 1? = h1? ，將 1P 、 1? 代入公式 ()， 可化簡為： 1P = 1? ln rR [( hH － 1? lL rR?? )( hH 21? lL rR?? )+1] （ ） 把有關數(shù)值代入上述各式，得： P1= 1P? 1? = 1?? 1P? = 1?? 3 － 1?? 2 + 1?? 令 d 1P? /d 1?? =0 得： 0． 431 1?? 2 1?? +=0 凸點： = =3366N 凹點： = =3416N 圖 膜片彈簧彈性特性曲線 （ 1） 膜片彈簧的強度計算 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 轉動。 20 斷面在 O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零， O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點 O。令 X軸平行于子午斷面的上下邊，則斷面上任意點的切向應力為： ? ?xe y2/x1 E 2t ? ??????????? () 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（ ）式寫成 Y與 X 軸的關系式： ? ? ? ????????????????? ?????????? ???? E e1XE12Y t2t2t () 圖 切向應力在子午斷面的分布 由上式可知，當膜片彈簧變形位置 一定時，一定的切向力 在 XY 坐標系里呈線性分布。 當 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，對于一定的零應力分布在中性點 O 而與 X 軸呈 )2( ??? 角的直線上。從式 64 可以看出 X=e 時無論取任何值都有e)2(Y ????? 。顯然， 零應力直線為 K 點與 O 點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側為拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。有次可知，碟簧 21 部分內緣 B 處切向應力最大， A 處切向應力最大，分析表明， B 點的切應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核 B處應力就可以了，將 B 點的坐標 X=（ er）和 Y=h/2 帶入（ ）式有： ? ? }2)(2{1 E 22 ????? ??????? ???????? hrerertB （ ） 令 0d Bd t ???可以求出切向壓應力達極大值的轉角 ? ?re2 hP ????? 由于： )( )ln ( ????? rR rRemm 所以： ?P? ， =2213N/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 = =690N/ 由于 σrB是與切向壓應力 σtB垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論， B 點的當量應力為： = － =1523Mpa =1700Mpa 膜片彈簧的設計應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：先對其進行 調質處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持 12～ 14h），使其高應力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數(shù)據(jù)合適。 22 本章小結 在設計的時候先了解膜片彈簧的結構特點，對其變形和加載方式有所了解，最后有目的的選擇膜片彈簧的結構參數(shù)尺寸，根據(jù)公式計算出其彈性特性曲線，如果該曲線不符合本離合器的使用要求，調整結構參數(shù)，再 次計算，最終得到合適的曲線，選擇合適的工作點，如 B點， A 點等。 第 6 章 離合器蓋 總成 的設計 壓盤尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤的外徑 D=230mm，壓盤內徑 d=155mm。 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(chǎn)生大量的熱，而每次結合的時間又短，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(shù)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(chǎn)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。壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)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 15mm），但一般不小于 10mm。 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為 15mm。 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?！?0176。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 根據(jù)下面公式（ ）來進行校核： ? =壓cmL? （ ） 23 式中： ? ——溫升， ℃ ； L——滑磨功， ,L= W2 o =22221800 grae ii rmn ?? ?? ,m壓 =ma = v? =； ? ——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=(kgc)； m壓 ——壓盤質量。 根據(jù)公式（ ）代入相關數(shù)據(jù)可得 :? =℃ 此數(shù)值 ? =℃ ＜ 8176?！?0176。， 故該厚度符合要求。 壓盤的 傳力方式 的確定 壓盤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。 壓盤和傳力 片的材料選擇 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(shù)，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。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 。 傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，又可利用它的彈性來牽 動壓盤軸向分離并使操縱力減小。選擇三組，每組 2 片，每片厚度 h=1mm，由鋼帶 65Mn制成，傳力片上孔間距離 l=50mm，孔的直徑 d=6mm 離合器蓋的設計 對離合器蓋結構設計的要求： （ 1）應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，亞種時使摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋得板厚，一般為 ；在蓋上沖制加強肋或在蓋內周邊處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 24 （ 2）應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。對中方式 采用定位銷或者定位螺栓。 （ 3） 蓋的膜片彈簧支撐處應具有高的尺寸精度。 （ 4）為了便于通風散熱，防止摩擦面表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 本章小結 離合器蓋總成包括壓緊彈簧、離合器蓋、壓盤、傳力片、分離杠桿和支撐環(huán)。 本章對離合器的壓盤、離合器蓋等主動部分進行了設計。保證動力傳遞要求的強度，同時為了滿足設計要求對各個零件進行了材料選擇。 25 第 7 章 分離裝置和操縱機構的設計 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(xiàn)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。 自位分離軸承和分離套筒通過波形彈簧裝配在一起成為一體，波形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起。這種軸承的內外圈可由 80Cr2 軸承鋼沖制加工而成。軸承中分布了 15 個鋼球。 在本設計中，由前面選擇 的花鍵轂花鍵的尺寸（外徑 32，內徑 26），因而根據(jù)花鍵尺寸初選軸套、分離軸承和分離套筒及軸頸之間的尺寸 分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處。分離套筒的有關結構見裝配圖。 操縱機構的機構形式 為減輕司機的疲勞，踏板力應盡可能的小，又保證有一定的感覺，所以踏板力和行程應如下 ]： 26 轎車： 80~130N； 載貨汽車 ： 150~200N； 踏板最大行程 175mm。 本設計踏板力 F=120N,踏板行程 =150mm，踏板儲備行程 25mm。 操縱機構的設計計算 離合器踏板行程 nS 與壓盤的升程 S? 有如下關系： 0()ncS S Z S i i ?? ? ? 分 操 (） 式中： 0S 為分離軸承與分離桿之間的間隙，本操縱系統(tǒng)有間隙自動調整機構，0S =0； S? 為摩擦片與飛輪、壓盤之間的間隙，對于單片離合器 S? =~?，F(xiàn) 取值為 ； cZ 為摩擦面數(shù)目，單片為 2； i分 為分離杠桿傳動比， 21/i a a?分 =； i操 為機械操縱機構傳動比， 1221bci bc??操 () 根據(jù)人體工程學所要求的踏板行程值 ??nS ，按下式初定 i操 ： ? ? ? ?0nci S S Z S i?? ? ? 分操 () 式中： ??nS =15025=125mm； ? =。 將數(shù)據(jù)代入式中得： i操 = 16。 一般離合器操縱機構的傳動比如表 所示。 用 i操 校核離合器踏板力 nP 是否合適： ? ?nP P i i ?? 分 分 總操 () 式中： P分 為壓盤的分離載荷； ?總 為系統(tǒng)效率，一般取 ~，現(xiàn)取值為 ； 代入相關數(shù)值得： nP = 27 圖 操縱機構示意圖 本章小結 本章對分離裝置進行了設計，主要是分離軸承個分離套筒的設計，本離合器使用的是膜片彈簧，分離軸承使用 的是自動調心式。操縱機構設計的東西比較少，主要是踏板力和踏板行程的計算。操縱機構中采用了棘輪式間隙自動調整機構，分離軸承與分離杠桿間可以不留間隙。 結 論 本設計根據(jù)給出的設計要求和設計參數(shù)，確定了離合器的基本結構和主要尺寸，闡述了推式膜片彈簧離合器的原理和組成。通過計算畫出推式膜片彈簧離合器的成品圖。 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。設計包括摩擦片的內外徑 計算、其他系數(shù)的確定；從動盤的設計就要顯得多一些，包括從動片的尺寸設計，從動盤轂的設計，最后要進行扭轉減震器的設計計算。根據(jù)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進一步確定了膜片彈簧的工作點，同時進行了強度校核。 在設計中遵循了分離徹底、接合柔和、操縱輕便、從動部分轉動慣量小的離合器設計要點。而且離合器尺寸合適，適合安裝，能高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合國家標 28 準。 參考文獻 [1]阮中堂 ,聯(lián)軸器、離合器設計 選用指南 [M], 北京 ,化學工業(yè)出版社 20xx10 [2]劉惟信 ,汽車最優(yōu)化設計 [M], 清華大學出版社 20xx7 [3]王望予 .汽車設計 [M]. 機械工業(yè)出版社 .20xx. 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