【正文】 保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇 k?較小，取 k?=10Tj=4 000N?m。 (6)阻尼摩擦轉矩 T?。 按經驗 選 T?==24N。減振彈簧在安裝時都有一定的預緊力。但 Tn 不應大于 T?，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故?。? Tn=(～ ) Temax () 式中： Tn— 預緊轉矩； Temax— 發(fā)動機最大轉矩 。 (8)極限轉角 ?j。 ?j 通常取 3o～ 12o，由于設計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以 ?j 取 9o。以及 設計了摩擦片，從動盤轂，從動片波形彈簧，及扭轉減震器，對其進行材料選擇和數據計算。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。 為了消除上述缺點，在設計中采用傳力片式。 (1)壓盤應 具有較 大 質量 ，以增大熱容量，減少溫升 。oC)； m— 壓盤質量 (kg)，經計算約為 ； W— 汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功 (J)，經上面計算得W=14 983J； ?— 傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤： ?=。 (2)壓盤應具較大的剛度 。 與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于 15～20g 由于壓盤的形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，所以采用灰鑄鐵，采用 HT300，硬度為 170～ 227HBS，另外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度 [10]。 應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性， 19 增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 (2)離合器蓋的材料 。 傳力片的設計 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，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應該受拉力 [11]。 用公式 (4— 3)計算傳力片的彎曲總剛度： 3112 /XK EJ ni l?? () 式中： E— 傳力片材料的彈性模量； XJ — 截面慣性矩 ； n— 為傳力片數量 ； i— 傳力片的組數 ； l１ — 傳力片 的有效長度 。 帶入數值計算得到 max? ? 913MPa 離合器傳扭時分為正向驅動和反向驅動，用公式 (45)計算正向驅動時的最大應力 : m a x m a x m a x2m a x 1 62 eeT f TPn iW in R b h in R b hl? ? ? ?=≤913MPa () 式中： σmax— 最大應力值； W— 傳力片的截面系數 ； n— 傳力片數量； i— 傳力片的組數； 20 P— 傳力片作用力的大??； b— 傳力片的寬度； l１ — 傳力片的有效長度； h— 傳力片厚度；R— 傳力片的圓周半徑 ； fmax— 傳力片軸向變形力最大值； Temax— 發(fā)動機最大轉矩 。 可見，傳力 片的設計符合要求。主動件包括離合器蓋、壓盤等。這些部件總成都是符合標準的部件，經過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。 表 5— 1 膜片彈簧的 主要參數的選用參考值 基本參數 常用范圍 一般范圍 外內徑比 R/r ～ ～ 膜片鋼板厚度 h(mm) 2～ 2～ 4 高厚比 H/r ～ ～ 外徑厚度比 H/h 75～ 95 70～ 100 比值 R/r0 4～ 5 ～ 杠桿比（推式） (r1rf)/(R1r1) ～ 分離指的數目 n 18 分離指舌尖切槽寬 δ1(mm) ～ 分離指舌根切槽寬 δ2(mm) 9～ 10 分離指舌 部最寬處半徑 re(mm) ≤ rδ2 初始錐底角 ?(o) 10～ 13 9～ 15 半徑差值 (mm) ?1=RR1 2～ 4 1～ 7 ?2=r1r ～ 3 0～ 6 ?3=rfr0 0～ 3 0～ 4 圖 5— 1 膜片彈簧的基本尺寸 膜片的外徑 R的大小約為摩擦片的平均半徑，即 (D+d)/4，所以 R的初選為 106mm， 22 根據表 5— 1 和圖 5— 1 以及 R 的大小，選擇膜片彈簧的以下數值 [1315]： 大端半徑： R=120mm； 碟簧部分內徑： r=100mm； 碟簧在自由狀態(tài)下的內錐高： H=14mm； 膜片鋼板厚度： h=； 膜簧壓盤加載點半徑： R1=118mm； 膜簧支承環(huán)加載點半徑： r1=99mm； 小端內徑 r0=25mm； 分離加載半徑： rf=35mm； 分離指舌尖切槽寬： δ1=； 分離指舌根切槽寬： δ2=10mm； 分離指舌部最寬處半徑： re=75mm。 當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設分離軸承的加載的力為 F2(N)，則有如下的關系： 23 1 f1 112 Frr rRF ??? () 把上式代入式 (5— 1)則 F1 與膜片彈簧末端變形 ?1 關系為 ?????? ????????? ??????????? ??????????? ?? 2111111f111212 2))(( )/(ln)1(6 hrR rRHrR rRHrrrR rREhF ????? () 根據圖 5— 2 中的膜片彈簧的彈性特征曲線， M 和 N 點為曲線的一階導數點為 0點，而中間的 H 點位曲線的拐點，即為曲線的二階導數點為 0 點，所以： ???????? ?????????? ??????????? ????????? ?? 221112121121121323)( )/l n ()1(639。1F =0 時，得 0323 2211121211??????????? ??????????? ?? hHHrR rRrR rR ?? () 式 (5— 7)代入 R、 r、 R r1 得 ?1= 和 ，即 ?1M=， ?1N=。 根據摩擦片的特點， ??=，也就是 ?1A=。 將 ?1B， ?1A， ?1C分別代入：得 F1B=， F1A=453N， F1B=，得到壓緊時的力為 453N，分離軸承的分離終端時的用力為 。 經過計算代入， ?jI=?tI－ ?rI=1785MPa－ = ≤ [?jI] 校核得知，膜片彈簧的設計在允許的范圍內，設計 是合理的。使其可以更好的在該設計的離合器中工作，提高離合器的使用壽命及工作效率。 25 第 6 章 離合器分離裝置設計 分離桿的設計 本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。 在設計分離桿時應注意以下幾個問題： （ 1）分離桿要有足 夠的剛度 （ 2）分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉 （ 3）分離桿內端的高度可以調整 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。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。在外圈 2 與分離套筒 5 的端面之間裝有以波形彈簧片 4，用以將外圈緊緊頂在分離套筒凸緣的端面上，使軸承在不工作時不會發(fā)生晃動。這樣可減小振動和噪聲，減小分離指與分離軸承端面的磨損， 26 使軸承不會出現過熱而造成潤滑脂的流失分解，延長軸承壽命。這種拉式分離軸承是將膜片彈簧分離指舌尖直接壓緊在蝶形彈簧 6 和擋環(huán) 7 之間，再用彈性鎖環(huán) 8 卡緊，結構較簡單。 該離合器殼采用灰鑄鐵鑄造而成，離合器外殼底蓋的尺寸的確定也是根據壓盤的尺寸來確定的，該零件的工作圖參見設計圖。 本章小結 本章 對分離裝置進行了設計優(yōu)化，包括分離桿的設計，離合器分離套筒和分 27 離軸承的設計，最后對離合器殼進行了選材。 設計膜片彈簧離合器，能夠滿足 豐田花冠 汽車在正常行駛中，對離合 器保證汽車平穩(wěn)起步、順利換擋、防止傳動系過載等基本要求。 最終確定摩擦片的尺寸為：外徑 250mm；內徑 155mm；厚度 。 膜片彈簧的尺寸，在經過初選后，仔細分析其受力，結合離合器的要求，選擇符合設計要求的尺寸，最終確定尺寸為： 大端半徑 120mm；碟簧部分 100mm；碟簧在自由狀態(tài)下的內錐高 14mm；膜片鋼板厚度 ；膜簧壓盤加載點半徑 118mm；膜簧支承環(huán)加載點半徑 99mm；小端內徑 25mm；分離加載半 徑 35mm；分離指舌尖切槽寬 ；分離指舌根切槽寬 10mm；分離指舌部最寬處半徑 75mm。 本次設計遵從了：分離徹底；接合柔和；操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；從動部分轉動慣量小的設計要點，數據全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 28 參 考 文 獻 [1] 王江波 . 雙離合器自動變速器的發(fā)展及展望 [J]. 上海汽車 , 20xx, (01) [2] 牛銘奎 , 葛安林 , 金倫 , 徐彩琪 . 雙離合器式自動變速器簡介 [J]. 汽車工藝與材料 , 20xx, (12) [3] 荊崇波 , 苑士華 , 郭曉林 . 雙離合器自動變速器及其應用前景分析 [J]. 機械傳動 , 20xx, (03) [4] 吳詠 , 張尚嬌 . 注目中國的 AMT 技術 [J]. 上海汽車 , 1999, (08) [5] 濮良貴 紀名剛 機械設計 [M]第八版 機械工業(yè)出版社 20xx , (03) [6]簡明機 械零件設計手冊 [M] 機械工業(yè)出版社 20xx, (01) [7] 徐立友，李金輝，張明柱，濕式多片換擋離合器的設計 [M]農機化研究 20xx, (08) [8] 余志生，夏群生 汽車理論 [M] 機械工業(yè)出版社 20xx, (03) [9] 臧杰，閻巖 汽車構造 [M] 機械工業(yè)出版社 20xx, (01) [10] 馬彪 劉影 陳建文 車輛綜合傳動換擋離合器結合過程動態(tài)特性研究 [M] 中國機械工程 20xx [11] 陳家瑞 . 汽車構造（第二版） [M]. 北京：機械工業(yè)出版社 ,20xx, (03) [12] 林 勝 , 周運金 . 在 Pro/E 中定制工程圖標準模板文件 [J]. 廣西輕工業(yè) , 20xx,(07) [13] 蔡興旺 . 汽車構造與原理 [M]. 北京：機械工業(yè)出版社 , 20xx, (12) [14] 肖生發(fā) . 汽車工程學基礎 [M]. 北京：人民交通出版社 , 20xx, (03) [15] 劉紅欣 .膜片彈簧應力分布的實驗和有限元分析 [J]力學與實踐 , 1997,(03)： 26～ 28 [16] 蘇軍 ,吳建國 .碟形彈簧特性曲線非線性有限元計算 [J]力學與實踐 , 1997,(04) ： 18～ 22 [17] 張衛(wèi)波 .汽車膜片彈簧離合器智能優(yōu)化設計技術研究 .中國工程機械學報 20xx(01)： 67～ 70 [18] Liu Weixin， Ge Ping， Li Wei. 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