【毕业论文】膜片离合器设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

1 第 1 章 绪 论 1.1 引言 以内燃机在作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏 ；有效地降低传动系中的振动和噪音。 1.2 离合器的发展 在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在 1889年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到 20 世纪 20 年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄 -鼓式离合器，其结构有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄 -鼓式离合器用的摩擦元件是木块、皮革带等，蹄 -鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无 论锥形离合器或蹄 -鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。 现今所用的盘式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925 年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。 浸在油中的盘片式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其 他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。 石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。 20 世纪 20 年代末，直到进入 30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。 2 早期的单片干式离合器由与锥形离合器相似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便 宜的冲压件离合器盖以后更是如此。 实际上早在 1920 年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺的问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上的，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上的弹簧的工作压力分布 更均匀，并减小了轴向尺寸。 多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。 全套图纸， q 加 414951605 如今单片干式离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。 随着人们对汽车舒 适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。 对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许 3 加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的 2 倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。 近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低 (不超过 93 )，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的 5-6 倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。 1.3 膜片弹簧离合器的结构及其优点 1.3.1 膜片弹簧离合器的结构 膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部 分组成。 1、离合器盖 离合器盖一般为 120或 90旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2、膜片弹簧 膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。 3、压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连 。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4、传动片 离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵 4 力减小。 5、分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒 等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 1.3.2 膜片弹簧离合器的工作原理 由图 1.1 可知，离合器盖 1 与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧 3 被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘 5 的压紧力，使得压盘与从动盘 6 摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时 (构成离 合器主动部分 )，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力 （ 1）接合位置 （ 2）分离位置 1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴 图 1.1膜片弹簧离合器的工作原理图 要分离离合器时，将离合器踏板 8 踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成 7 前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机 动力的传递。 1.3.3 膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： 1、膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性； 2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； 3、高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定； 5 4、膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； 5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 6、膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 1.4 设计内容 1、压盘设计。 2、离合器盖设计。 3、从动盘总成设计。 4、膜片弹簧设计。 1.5 Pro/E 软件的特点 Pro/Engineer是美国 PTC 公司开发的一套机械 CAD/CAE/CAM集成软件，其技术领先，在机械、电子、航空、邮电、兵工、仿真等各行各业都有应用，在 CAD/CAE/CAM领域中处于领先地位。它集零件设计、大型组件设计、钣金设计、造型设计、模具开发、数控加工、运动分析、有限元分析、数据库管理等功能于一身，具有参数化设计，特征驱动，单一数据库等特点，大大加快了产品开发速度。 本设计使用的 Pro/Engineer Wildfire3.0 是 Pro/Engineer 的最新版本，其功能较以前的版本有了很大的提高，而且操作界面也更为好用，可以大大提高技术人员的工作效率。 1.6 方案选择 本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不 变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到 广泛的采用， 6 而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。 综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。 7 第 2 章 基本尺寸参数选择 2.1 离合器基本性能关系式 摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓 尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩maxc，离合器的静摩擦力矩c应大于发动机最大转矩maxc，而离合器传递的摩擦力矩c又决定于其摩擦面数 Z、摩擦系数 f、作用在摩擦面上的总压紧力 P 与摩擦片平均摩擦半径 Rm，即 mNRZ fPercc m a x （ 2.1） 式中： 离合器的后备系数，见下表。 f 摩擦系数，计算时一般取 0.25 0.30。 该车型发动机最大转矩maxc为 190N m，取摩擦系数 f 为 3.0 可得离合器的静摩擦力矩c 为 5700.3190 N m1。 2.2 后备系数的选择 离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递maxc及避免起步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。 表 2.1 后备系数表 车 型 轿车 轻型货车 中、 重型货车 越野车 牵引车 后 备 系 数 1.30 1.75 1.60 2.25 2.0 3.5 本设计是基于长城赛弗 F1汽车的离合器设计，该车 型属于越野车类型，故选择本次设计的后背系数 在 2.0 3.5 之间选择。因为该车型为城市越野车，不需要太大的后备系数，取 =2.0。 2.3 摩擦片外径的确定 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发 8 动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定 D 时，可以查表 2.2来确定摩擦片外径 D 的尺。 表 2.2 离合器尺寸选择参数表 摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 Te max/N m 单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值 225 130 150 170 250 170 200 230 280 240 280 320 300 260 310 360 325 320 380 450 350 410 480 550 380 510 600 700 410 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100 所选的尺寸 D 应符合有关标准 (JB1457-74)的规定。表 2.2给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。另外，所选的 D 应符合其最大圆周速度不超过 65 70m/s 的要求，且重型汽车不应超过 50m/s。 表 2.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 /D mm 内径 /d mm 厚度 /h mm 内外径之比/dD 单位面积2/F mm 160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 325 190 3.5 0.585 54600 9 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540 72900 根据发动机参数该车型发动机最大转矩 Te max为 190Nm及表 2.1可查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为 250mm。再查表 2.3即可得到摩擦片的具体参数，如下： 摩擦片外径 D=250mm 摩擦片内径 d=155mm 摩擦片厚度 h=3.5mm 摩擦片内外径比 d/D=0.620 单面面积 F=30200mm2 2.4 摩擦片的 Pro/E 绘图过程 首先画出一个环形的盘体，先建立一个平面的俯视图样如图 2.1 所示，再将其拉伸成体如图 2.2所示。然后在盘体上剪切出孔如图 2.3所示并进行阵列如图 2.4所示。 图 2.1摩擦片 Pro/E建立过程 1 10 图 2.2摩擦片 Pro/E建立过程 2 图 2.3摩擦片 Pro/E建立过程 3 11 图 2.4摩擦片 Pro/E建立过程 4 2.5 本章小结 本章对离合器的摩擦片进行了设计选择，确定了离合器摩擦片的外径尺寸，对以后其他多个部件总成的外形尺寸选择起了决定作用。通过对摩擦片这个零件的设计选择，还可以间接确定离合器的外形尺寸等。 12 第 3 章 主动部分设计 3.1 压盘设计 3.1.1 压盘参数的选择和校核 压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200 铸成，金相组织呈珠光体 结构，硬度 HB170 227。另外可添加少量金属元素 (如镍、铁、锰合金等 )以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚 (载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于 15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过 8 10 温升 的校核按式为： =L/mc （ 3.1） 式中： 传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器， =0.5； m 压盘的质量， kg； c 压盘的比热容，铸铁的比热容为 kgJ /(4.481 )； L 滑磨功， J。 若温升过高，可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于 1520gcm。 选择压盘厚度为 20mm，外径 255mm，内径 150mm。 代入公式（ 3.1）进行校核计算， =6.732 符合标准 2， 3。 3.1.2 压盘的 Pro/E 绘图过程 首先画出压盘的盘体部 分如图 3.1 所示再在盘体上画出突起并进行阵列如图 3.2所示，最后画出凸耳如图 3.3所示。 13 图 3.1压盘 Pro/E 建立过程 1 图 3.2压盘 Pro/E 建立过程 2 14 图 3.3压盘 Pro/E 建立过程 3 3.2 离合器盖设计 一般采用厚 2. 5 5mm 的低碳钢钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有 压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。 本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可 4。 3.3 传动片设计 压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时，则应进行挤压应力的强度校核： 15 RzFTe /m a xj （ 3.2） 式中： 考虑发动机转矩maxeT分配到压盘上的比例系数，单片离合器取 5.0 ； R 力的作用半径 (见图 3.4)， m； z 工作元件 (例凸块一窗孔、传动销、键 )的数目，这 里取 3 组每组 4 片； F 接触面积， mm2，这里取长为 65mm，宽为 20mm，所以 F=1300 mm2 。 计算得j=15.22 符合标准 5。 1-传力装置； 2-分离杠杆中间支承； 3-支承叉； 4-调整螺母 图 3.4压盘及分离杠杆计算用图 3.4 本章小结 本章对离合器主动件进行了设计、计算、选择及校核。主动件包括离合器盖、压盘等。这些部件都是给离合器传递扭矩的部件，他们共同的特点是都要有良好的散热能力，有能有效把在主动 部分的热传递出去的能力。这些部件总成都是符合标准的部件，经过严格的校核计算，可以符合使用的标准，满足使用的需要。 16 第 4 章 从动盘总成设计 4.1 摩擦片设计 离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能： 1、在工作时有相对较高的摩擦系数； 2、在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，步希望出现，摩擦系数衰退现象； 3、在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能； 4、能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能； 5、 能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏； 6、在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度； 7、具有小的转动惯量，材料加工性能良好； 8、在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能； 9、摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用； 10、具有良好的性能 /价格比，不会污染环境。 鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是： 1、满足较高性能标准； 2、成本最小； 3、考虑代替石棉。 本设计离合器摩擦片选用金属陶瓷材料。它是由金属机体、陶瓷成分和润滑剂组成的一种多元复合材料。金属基体的主要作用是以机体接合方式将陶瓷成分和润滑剂保持其中，形成具有一定机械强度的整体；陶瓷组分主要起摩擦剂作用；而润滑剂组分则主要起提高材料抗咬合性和抗战粘性的润滑作用，并使摩擦副工作平稳。润滑剂组分和陶瓷组分一起共同形成金属陶瓷摩擦磨损性能调节剂。 这种材料能和好的的完成上边提到的各种要求，所以选择这种材料。 摩擦片的尺寸参数在第 2.3节中已经查表得出，不再叙述 6。 4.2 从动盘毂设计 从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能 作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩 17 按 GB1144-74 选取 (见表 4.1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0 1. 4)倍 (上限用于工作条件恶劣的离合器 )，以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。 表 4.1 GB1144-74 从动盘外径D/mm 发动机转矩maxe/N m 花键 齿数 n 花键 外径 D/mm 花键 内径 d/mm 键齿宽 b/mm 有效 齿长 l/mm 挤压 应力 /MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 花键尺寸选定后应进行挤压应力j ( MPa)及剪切应力 j ( MPa)的强度校核： M P az n ldD jej 30822 m a x （ 4.1） MPazn lbdD jej 154 m a x （ 4.2） 式中： D ， d 分别为花键外径及内径， mm； n 花键齿数； l ， maxe b 分别为花键的有效齿长及键齿宽， mm； z 从动盘毅的数目； 18 maxe 发动机最大转矩， N mm。 从动盘毅通常由 40Cr ， 45 号钢、 35 号钢锻造，并经调质处理， HRC28 32。 由表 4.1选取得： 花键齿数 n=10； 花键外径 D=35mm； 花键内径 D=28mm； 键齿宽 b=4mm； 有效齿长 l=35mm； 挤压应力 =10.4MPa； 校核j=19.342MPa； j=8.324MPa 符合 强度得要求 。 4.3 从动片设计 从动片通常用 1.3 2.0mm 厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65 1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢 (50 或 85 号钢 )或 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC3848；采用波形弹簧片的分开式 (或组合式 )从动片，从动片采用 08 钢板，氰化表面硬度HRC45，层深 0.2 0.3mm；波形弹簧片采用 65Mn 钢板，热处理硬度 HRC43 51。 4.4 扭转减振器设计 4.4.1 扭转减振器的功能 为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围 (当然，在实际中要做到这一点是非常困难的 )；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声 7。 4.4.2 扭转减振器的结构类型的选择 图 4.1 给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭 转减振器 (见图 4.1a-d)得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有 6 个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统 19 的刚度。当 6 个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当 6 个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器 (图 4.1e 为三级 的 )。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况 (通常为发动机最大转矩 )下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见 (图 4.1f)或星形等其他形状的橡胶弹 性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。 减振器的阻尼元件多采用摩擦片，在 (图 4.1a)的结构中阻尼摩擦片的正压力靠从 1-从动片； 2-从动盘毂； 3-摩擦片； 4-减振弹簧； 5-碟形弹簧垫片； 6-压紧弹簧； 7-减振盘； 8-橡胶弹性元件 图 4.1减振器结构图 动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚 至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧 (图 4.1c， d)，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力 20 (图 4.1d)，就可实现阻尼力矩的非线性变化。 4.4.3 扭转减振器的参数确定 1、扭转减振器的角刚度 减振器 扭转 角刚度 Ca决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 Ca 13Tj （ 4.3） 式中 ： Tj为极限转矩，按下式计算 Tj=（ 1.5 2.0） Temax （ 4.4） 式中 ： 2.0 适用 乘 用车， 1.5 适用 商 用车，本设计为商用车，选取 1.5，maxeT为发动机最大扭矩，代入数值得 Tj=380， Ca 7273.5 本设计初选 Ca=7000N m/raD。 2、扭转减振器最大摩擦力矩 由于减振器扭转刚度 Ca 受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T 。一般可按下式初选为 T=（ 0.06 0.17） Temax （ 4.5） 取 T=0.15Temax，本设计按其选取 T=28.5N m。 3、扭转减振器的预紧力矩 减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。 一般选取 T预=（ 0.05 0.15） Temax=19 N m。 4、扭转减振器 的弹簧分布半径 减振弹簧的分布尺寸 R1 的尺寸应尽可能大一些，一般取 R1 =（ 0.60 0.75） D/2 （ 4.6） 其中 D 为摩擦片内径，代入数值，得 R1 =56mm。 5、扭转减振器弹簧数目 可参考表 4.1 选取，本设计 D=250mm，故选取 Z=4。 21 表 4.2 减振弹簧的选取 离合器摩擦片外径 D 减振弹簧数目 Z 225 250 4 6 250 325 6 8 325 355 8 10 350 10 以上 6、扭转减振器减振弹簧的总压力 当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大 Tj P总=RTj1 （ 4.7） 式中 ： P总的计算应按 Tj的大者来进行 P总=678.57N。 每个弹簧工作压力 PP Z 总 （ 4.8） =169.64N。 7、 从动片相对从动盘毂的最大转角 2 a r c s i n 2la R （ 4.9） =4.52 8、 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 2sin aR （ 4.10） 式中 ： R2 为限位销的安装半径， 一般为 2.5 4mm。本设计取 =3。 9、 限位销直径 限位销直径 d 按结构布置选定，一般 d =9.5 12mm，本设计取 d =11。 10、 从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸 为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图 4.2 所示。 22 图 4.2 从动盘窗口尺寸简图 一般推荐 A1-A=a=1.4 16mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取 a=1.5mm， A=25mm， A1=26.5 4.4.4 减振弹簧的尺寸确定 在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。 弹簧的平均直径2D：一般由结构布置决定，通常选取2D=11 15 左右。本设计选取2D=12。 弹簧钢丝直径： 231 8PDd （ 4.11） 式中 ： 扭转许用应力 =550 600MPa， D1 算出后应该圆整为标准值，一般为 3 4mm 左右。代入数值，得1d=3.398，符合上述要求。 8 减振弹簧刚度 ： 211000acc Rz （ 4.12） =200.9N/mm 减振弹簧的有效圈数 ： i = CGDd32418 （ 4.13） 式中 ： G 为材料的扭转弹性模数，对钢 G =83000N/mm2，代入数值，得 i =3.984。 减振弹簧的总圈数 1 .5 2ni =5.98。 23 减振弹簧在最大工作压力 P 时最小长度 ： m in 1L n d （ 4.14） 11.1dn=22.37 式中 ：10.1d =0.337 为弹簧圈之间的间隙。 减振弹簧的总变形量 ： Pl c （ 4.15） =3.51 减振弹簧的自由高度 ： 0 minl l l （ 4.16） =25.88 减振弹簧的预变形量 ： Tl预1czR （ 4.17） =0.21 减振弹簧安装后的工作高度 ： 0l l l （ 4.18） =24.13 4.4.5 扭转减振器的 Pro/E 绘图过程 首先画出减振盘如图 4.3，图 4.4所示； 图 4.3减振盘 Pro/E建立过程 1 24 图 4.4减振盘 Pro/E建立过程 2 再画出减振弹簧如图 4.5，图 4.6所示； 图 4.5减振盘 Pro/E建立过程 3 25 图 4.6减振盘 Pro/E建立过程 4 最后进行装备如图 4.7所示。 图 4.7 减振盘 Pro/E 建立过程 5 26 4.5 本章小结 本章对离合器从动盘各部件总成进行了设计计算及校核。从动盘包括摩擦片、扭转减振器、波形弹簧、从动盘毂及其他一些起紧固、传递力作用的零件。考虑了其各方面的要求及特征，改进了原零件的一些设计方案和材料，使整体效果更好一些。并能提高离合器本身的使用寿命及汽车的舒适性等。 27 第 5 章 膜片弹簧设计 5.1 膜片弹簧的概念 膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还 有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于 4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。 5.2 膜片弹簧的弹性特性 膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高 H 及弹簧的钢板厚 h 有关。不同的 H/h 值有不同的弹性特性 (见图 5.1)。当 (H/h) 2 时 ， P 为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲 装置中的行程限制。当 (H/h)= 2 ，特性曲线上有一拐点，若 (H/h)=1.5 2 ，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷 P 几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当 2 H/h)2 2 ，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然 ，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取1.5(H/h)2 2 ，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构 9， 10， 11。 图 5.1不同时的无弹性特性曲线 28 碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷 P与变形久之间有如 下关系： 222 2)1( hHHAREh （ 5.1） 式中： E 弹性模量，对于钢： E=21 X 104MPa 波桑比，钢材料取 =0. 3； h 弹簧钢板厚度， mm； H 碟簧的内截锥高， mm； R 碟簧大端半径， mm； A 系数， mmm 1ln6 m 碟簧大、小端半径之比， m=R/r。 汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图 4-10所示。 （ a） 自由状态；（ b）结合状态；（ c）分离状态 图 5.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形 （ b） 111111RrRrRrPPRr (5.2) 经过整理式 （ 5.1）可得如下关系式： 321 1 1 13 2 9 2 1 6 4 4 5 6 3P （ 5.3） 利用式（ 5.3）可绘制出膜片弹簧的1P1特性曲线，如图 5.3所示。 29 图 5.3 膜片弹簧特性曲线 1 21212 1 1 1 11 1 1l n /261 fE h R r R r R rP H H hR r R rR r r r （ 5.4） 式（ 5.2）即为分离轴承推力2P与膜片弹簧变形1的关系式。将（ 5.5）与（ 5.6）代入（ 5.4）中， 1211ffrrRr （ 5.5） 11211 fRrPPrr （ 5.6） 可得到2P与2的关系式（ 5.7），式中fr为 分离 轴承作用半径 fr=25mm 322 2 2 26 5 4 1 8 8 6 2 （ 5.7） 5.3 膜片弹簧的强度计算 前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点 O 转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在 O 点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。 O点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。若如图 5.4所示以中性点 O 为坐标原点在子午截面处建立 x-y 坐标系，则截面上任意点的切向应力为： xeyaxEt 21 2 （ 5.8） 式中： 碟簧部分子午截面的转角， rad； a 膜片弹簧自由状态时的圆锥底角， rad； 30 图 5.4中性点 O为坐标原点在子午截面处建立 x-y坐标系 e 中性点 O 的半径， mm； )/ln( rR rRe 。 经计算t=537MPa， 不大于 15001700Mpa，符合适用强度。 5.4 膜片弹簧基本参数的选择 1、膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择 此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用 H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取： 25.1 hH 其中： h 为钢板厚度，取 3mm， H/h 取等于 1.5 则膜片弹簧原始内截锥高 H=4.5。 2、膜片弹簧工作点位置的选择 汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图 5.5所示。选择好曲线上的几个特定工 图 5.5膜片弹簧工作位置图 作点的位置很重要。拐点 T 对应着膜片弹簧的压平位置，而 1 为曲线凸点 M 和凹点 31 N 的横坐标平均值。 B 点为新离合器 (摩擦片无磨损 )在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为 1B =(0.8 1.0) 1 的位置，以保证摩擦片在最大磨损 后的工作点 A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨 损量 可按下式求得： 0SZ c （ 5.9） 式中：cZ 离合器的摩擦片工作表面数目，例单片cZ=2； 0S 每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0S=0.5 lmm。 C 点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近 N 点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。 这里本离合器为单片式离合器，所以cZ=2，该车型以城市公路为主，再考虑经济性，故取0S=lmm。由上可知 =2mm。 3、膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择 膜片弹簧的大端半径 R 应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值 R/r 的选定影响到材料的利用效率。 R/r 愈小，则弹簧材料 的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在 R/r=1.8 2.0 为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取 R/r=1.2 1.3(即 1.25 左右 ) 17， 18。 膜片弹簧大端半径即为摩擦片外径取 R=250mm。而 R/r=1.25，所以 r=200mm。 4、膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角 膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角 在 10 12范围内选择。 取 =10。 5、膜片弹簧小端半径及分离轴承 作用半径 膜片弹簧小端半径ir由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。 分离轴承作用半径fr为标准件，fr应大于ir。按华健外径选用fr=22.5，ir也应大于华健外径 35mm，取ir=20mm。 6、分离指的数目和切槽宽及半径 分离指的数目 n 多取为 18；切槽宽1=3.2 3.5mm； 2 =9 l0mm；半径er的取值 32 应满足 (r-er) 2的要求。 选取1=3.3mm， 2 =9mm；er=90mm， 其满足 (r-er) 2 的要求 17， 18， 19。 7、支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径 支承圈平均半径 1r 与膜片弹簧与压盘的接触半径 1R 的取值将影响膜片弹簧的刚度。 1r 应略大于 r 且尽量接近 r； 1R 应略小于 R 且尽量接近于 R。 5.5 膜片弹簧的 Pro/E 绘图过程 先拉伸出一个整体的外形如图 5.6，图 5.7 所示，