【正文】 19 其彈性元件一般采用圓 柱螺旋彈簧，廣泛用于汽油機(jī)汽車中。 本設(shè)計(jì) 選擇雙支承環(huán)形式，用臺(tái)肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個(gè)支撐環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結(jié)構(gòu)簡單，耐久性良好。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為 60SiMnA。 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。顯然，零應(yīng)力直線為 K 點(diǎn)與 O 點(diǎn)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。此式表明，對(duì)于一定的零應(yīng)力分布在中性點(diǎn) O 而與 X 軸承 )2( ??? 角的直線上。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(diǎn)的切向應(yīng)力為： ? ?xe y2/x1 E 2t ? ??????????? （ ） 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(shí)的圓錐底角 e — 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點(diǎn)的半徑 17 e=（ Rr） /In(R/r) （ ） 圖 膜片彈簧工作點(diǎn)位置 為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將 上 式寫成 Y 與 X軸的 關(guān)系式 ： ? ? ? ????????????????? ?????????? ???? E e1XE12Y t2t2t （ ） 由式 （ ） 可知，當(dāng)膜片彈簧變形位置 φ 一定時(shí)，一定的切向應(yīng)力 αt 在 XY 坐標(biāo)系里呈線性分布。斷面在 O 點(diǎn)沿圓周方向的切向應(yīng) 變?yōu)榱?，故該點(diǎn)的切向應(yīng)力為零， O 點(diǎn)以外的點(diǎn)均存在切向應(yīng)變和切向應(yīng)力。 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 AF1 應(yīng)大于或等于新摩擦片時(shí)的壓緊力 BF1 。新離合器在接合狀態(tài)時(shí) 膜片彈簧工作點(diǎn) B 一般取在凸點(diǎn) M和拐點(diǎn) H之間，且靠近或在 H點(diǎn)處，一般 ? ? H1B1 ~ ??? ,以保證摩擦片在最大磨損限度Δ λ范圍內(nèi)壓緊力從 F1B到 F1A變化不大。設(shè)分離軸承對(duì)膜片彈簧指所加 的載荷為F2，對(duì)應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為λ 2。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(diǎn)處，用 F1表示，加載點(diǎn)間的相對(duì)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 [10]: ? ? ? ?? ? ?????? ????????? ????????????? ??????? 2111111211211 2/16 hrR rRHrR rRHrR rRInEhF ????? （ ） 式中： E— 彈性模量，對(duì)于鋼， aMPE ?? μ — 泊松比，對(duì)于鋼， μ = H— 膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí)，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 15 h— 彈簧鋼板厚度 R— 彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的大端半徑 r— 彈簧自由狀態(tài)時(shí)碟簧部分的小端半徑 R— 壓盤加載點(diǎn)半徑 r1— 支承環(huán) 加載點(diǎn) 半徑 圖 膜片彈簧 表 膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 119 92 113 94 6 3 代 數(shù)據(jù) 入 上式得 ? ? 1213111 0 0 7 4 4 ???? ???? fF 求一次導(dǎo)數(shù)，可解出λ 1=F1的凹凸點(diǎn)，求二次導(dǎo)數(shù)可得拐點(diǎn)。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(diǎn)相同時(shí)）。 膜片彈簧的工作狀態(tài)分析 碟形彈簧的形狀如以錐型墊片， 見圖 ， 它具有獨(dú)特的彈性特征，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)中。本設(shè)計(jì)取 mmR 1131 ? ，mmr 941 ? 。 ~ ?? ， mm10~92 ?? ，取 ?? ， mm102 ?? ， er 應(yīng)滿足 2??? err的要求 , mmre 80? 。本設(shè)計(jì)所取 mmrf 26? ， mmr 240 ? 。 膜片彈簧小端半徑 fr 和分離軸承的作用半徑 0r 0r 由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。 在 15~9 176。 膜片彈簧起始圓錐底角α 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時(shí) ，圓錐底角α一般在 15~9 176。膜片彈簧大端外徑 R 應(yīng)滿足結(jié)構(gòu)上的要求和摩擦片的外徑相適應(yīng)，大于摩擦片內(nèi)徑 ， 近 于 摩 擦 片 外 徑 。 R 及 R/r 確定 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。 圖 三種不同 H/h 值時(shí)的無因次特曲線 圖 各種不同 H/h 值時(shí)的無因次彈性變形特性 膜片彈簧的參數(shù)確定 H/h 比值的確定 此值對(duì)膜片彈簧的彈性特性影響極大，根據(jù)對(duì)膜片彈簧的變形特性的分析，參照?qǐng)D 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。一般可以分成下列四中情況 [7]： hH ＜ 2 如圖 中 H/h= 的曲線 ,其曲線形狀表現(xiàn)為 :載荷 P 的增加 ,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 ,適合與作為緩沖裝置中的行程限制器。 膜片彈簧的變形特性 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，它是一種非線性的彈簧，其特性和碟簧部分的原始內(nèi)截錐高 H 及彈簧片厚 h的比值 H/h 有關(guān)。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方 圓形孔。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片，它的作用是，當(dāng)離合器分離時(shí)作為分離杠桿?？梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結(jié)構(gòu)形式。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。 11 第 3 章 離合器零 部 件的設(shè)計(jì) 膜片彈簧的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 膜片彈簧在結(jié)構(gòu)形狀上分為兩部分。 表 摩擦材料的摩擦因 數(shù)的取值范圍 摩擦材料 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 10 本章小結(jié) 本章 根據(jù)長安杰勛汽車的基本參數(shù)，確定了摩擦片的基本尺寸并進(jìn)行了優(yōu)化， 選擇了離合器的主要參數(shù)，包括： 后備系數(shù)β 、 單位壓力 P、 摩擦因數(shù) f、 摩擦面數(shù) z和離合器間隙 Δ t。 該間隙 Δt 一般為 3～4mm。本題目設(shè)計(jì)單片離合器，因此 Z=2。 前面已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸； 外徑 D=280mm 內(nèi)徑 d=165mm 厚度 h= 內(nèi)徑與外徑比值 ?? 3 ?? 由公式 ?? 12)1(D 33 ?? CfZP maxeT （ ） 得 P= 表 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力0p /MPa 石棉基材料 模壓 ～ 編織 ～ 粉末冶金材料 模壓 ～ 編織 金屬陶瓷材料 ～ 摩擦因數(shù) f 摩擦面數(shù) z 和離合器間隙 Δ t 的確定 摩擦片的摩擦因數(shù) f 取決于摩擦片所用 的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。當(dāng)摩擦片的外徑較大時(shí)也要適當(dāng)降低摩擦片摩擦面上的單位壓力 P。 表 離合器后備系數(shù)的取值范圍 車 型 后備系數(shù) β 乘用車及最大總質(zhì)量小于 6t 的商用車 ～ 最大總質(zhì)量為 6～ 14t 的商用車 ～ 掛車 ～ 單位壓力 P 的確定 摩擦面上的單位壓力 P 的值和離合器本身的工作條件 ， 摩擦片的直徑大小 ， 后備系數(shù) ， 摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān) 。 本設(shè)計(jì)的是 2 噸小型轎車離合器，參看有關(guān) 資 料“離合器后備系數(shù)的取 值范圍”（見下表 ），并根據(jù)最大總質(zhì)量不超過 6 噸的載貨汽車 ? =～ ， 結(jié)合設(shè)計(jì)實(shí)際情況，故選擇 β=1. 3。 離合器后備系數(shù)β的確定 后備系數(shù) β 是離合器的重要參數(shù)，反 映離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩的可靠程度，選擇 β 時(shí)，應(yīng)從以下幾個(gè)方面考慮： a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩； b. 防止離合器本身滑磨程度過大； c. 要求能夠防止傳動(dòng)系過載。 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 為降低離合器滑磨時(shí)的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，對(duì)于不同車型，單位壓力 0p 的最大范圍為 ～ ,即 M P aM P apM P a 0 ??? 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 :? — 單位摩擦面積滑磨 功 (J/mm2)； ??? — 其許用值 (J/mm2)，對(duì)于乘用車：][ ?? J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量小于 的商用車： ][ ?? J/mm2，對(duì)于最大總質(zhì)量大于 商用車： ][ ?? J/mm2： W— 汽車起步時(shí)離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑 8 磨功（ J），可根據(jù)公 式 計(jì)算 ????????? 22022218 00 grae ii rmnW ? （ ） 式中 : am — 汽車總質(zhì)量 (Kg)； r — 輪胎滾動(dòng)半徑（ m）； g i — 汽車起步時(shí)所用變速器擋位的傳動(dòng)比； 0i — 主減速器傳動(dòng)比； en — 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn) 速 r/min，計(jì)算時(shí)乘用車取20xx r/min，商 用車 取 1500 r/min。 ??? C 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過載，不同車型的β值應(yīng) 7 在一定范圍內(nèi)，最大范圍為 ～ 。 摩擦片的內(nèi)、外徑 比 39。 由所選車型得 maxeT = 192N 當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 已知，適當(dāng)選取后備系數(shù)β和單位壓力 P0， 可估算出摩擦片外徑。表 為此次設(shè)計(jì)車型的基本數(shù)據(jù)。 設(shè)計(jì)的 主要內(nèi)容 本次設(shè)計(jì) 主要包括 如下內(nèi)容 ： 完成 膜片彈簧離合器的基本結(jié)構(gòu)尺寸和參數(shù)的選擇（摩擦片外徑 D、離合器后備系數(shù)β和單位壓力 p）、性能計(jì)算和設(shè)計(jì)； 從動(dòng)盤總成設(shè)計(jì)； 壓盤和離合器蓋總成設(shè)計(jì)； 離合器裝配圖； 離合器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 。 從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器 結(jié)構(gòu) 正逐步地向拉式 結(jié)構(gòu) 發(fā)展，傳統(tǒng)的操作形式 正向自動(dòng)操作形式發(fā)展 ，傳統(tǒng)的離合器作為單一總成也正在向離合器與其它總成復(fù)合集成化發(fā)展 。 近年來 隨著 我國汽車工業(yè)的飛速發(fā)展， 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和功率的 不斷 提高、汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對(duì)離合器的要求越來越高。與干式離合器相比，由于用油泵進(jìn)行強(qiáng)制制冷的結(jié)果，摩擦表面的溫度較低（不超過 93℃ ）。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。膜片彈簧和壓盤的環(huán) 形 接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。 如今，單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面也相當(dāng)完善：采用具有軸向彈性的從動(dòng)盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉(zhuǎn)減振器