豐田轎車離合器設計【膜片彈簧離合器】【豐田花冠汽車】

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Based on Fengtian huaguan’s parameter, this paper aim to design pushing type diaphragm-spring clutch. There be three main parts of the clutch design: driven disc design, diaphragm-spring design and the driving disc design. Firstly, this paper calculates the parameters, and chooses sizes and materials for the clutch’s parts. Then draw the three-dimension-blueprint of the assembly and components. Finally transforms the three-dimension-blueprint into Auto CAD engineering plat. This paper also studies force exerted on diaphragm in the process of separation, and analyzing the process mathematically, then examines and calculates relative parameter. In conclusion, the design will prolong the lifetime of diaphragm-spring clutch, and makes the clutch in best state when it’s working. This paper describes the development history of the clutch diaphragm spring, operating principle, advantages, clutch function, the main parameter selection and optimization, structural design, component design and material selection, etc. Key words: Clutch; Diaphragm-spring; Design;Materials; Principle; Function I 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 目錄 1 第1章 緒 論 4 1.1 膜片彈簧離合器結構及工作原理 4 1.2 課題研究的目的和意義 5 1.3 離合器的歷史、現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 6 1.4 膜片彈簧離合器概述 8 1.5 主要研究內(nèi)容 10 第2章 離合器基本尺寸參數(shù)的選擇 11 2.1 離合器基本性能關系式 11 2.2 離合器后備系數(shù)的選擇 11 2.3 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值 12 2.4 本章小結 12 第3章 離合器從動盤總成設計 13 3.1 摩擦片的設計 13 3.2 從動盤轂的設計 15 3.3 從動片和波形彈簧片的設計 16 3.4 扭轉減震器的設計 16 3.5 本章小結 18 第4章 離合器壓盤總成設計 19 4.1 壓盤設計 19 4.2 離合器蓋的設計 20 4.3 傳力片的設計 20 4.4 本章小結 21 第5章 膜片彈簧設計 22 5.1 膜片彈簧的切選 22 5.2 膜片彈簧的分析 24 5.3 膜片彈簧的校核 25 5.4 本章小結 26 第6章 離合器分離裝置設計 26 6.1分離桿的設計 26 6.2離合器分離套筒和分離軸承的設計 27 6.3 離合器殼的設計 28 6.4 本章小結 28 結論 29 參考文獻 30 致謝 32 第1章 緒 論 1.1 膜片彈簧離合器結構及工作原理 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相關聯(lián)的部件，主動部分和從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉動，通過主動、從動兩部分的相互作用把發(fā)動機的動力扭距傳遞給驅動系統(tǒng)，來實現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動系換擋時工作平順，三是防止汽車傳動系過載[1]。 在以內(nèi)燃機作為動力的機械傳動汽車中，離合器作為一個獨立的部件存在。雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但根據(jù)德國出版的2003世界汽車年鑒，2002年世界各國114家汽車公司生產(chǎn)的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數(shù)為1337款；在我國，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的26.53%；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流?？梢哉f，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內(nèi)燃機一起存在，不可能在汽車上消失[1]。 目前在汽車離合器中，摩擦式離合器用得最為廣泛。摩擦式離合器按結構分可分主動部分（包括飛輪、離合器蓋和壓盤）、從動部分（從動盤總成）、壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（包括分離叉、分離軸承、分離踏板和傳動部件）。在膜片彈簧離合器中膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的雙重作用，所以膜片彈簧離合器的結構設計主要是包括從動盤總成、膜片彈簧和壓盤總成三個部分[2]。 a b c 圖1.1 膜片彈簧離合器工作原理示意圖 a—安裝前位置；b—安裝后；c—分離位置 1—飛輪； 2—摩擦片； 3—離合器蓋； 4—分離軸承； 5—壓盤； 6—膜片彈簧； 7—支撐環(huán) 膜片彈簧為碟形，其上開有若干個徑向開口，形成若干個彈性杠杠。彈簧中部有鋼絲支承圈，用鉚釘將其安裝在離合器蓋上。在離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧處于自由狀態(tài)，離合器蓋與飛輪接合面間有一距離DL。用螺栓將離合器蓋固定到飛輪上時，離合器蓋通過后鋼絲支承圈把膜片彈簧中部向前移動了一段距離。由于膜片彈簧外端位置沒有變化，所以膜片彈簧被壓縮變形。膜片彈簧外緣通過壓盤把從動盤壓靠在飛輪后端面上，這時離合器為接合狀態(tài)。在分離離合器時，分離軸承前移，膜片彈簧將以前鋼絲支承圈為支點，其外緣向后移動，在分離鉤的作用下，壓盤離開從動盤后移，離合器就變?yōu)榉蛛x狀態(tài)了[3]。 1.2 課題研究的目的和意義 1、選題目的：本次選擇課題為豐田轎車離合器的設計，本次設計為膜片彈簧離合器，而此設計有重大的意義和廣泛的用途，因為離合器作為底盤傳動系統(tǒng)中的重要部件，它起著從發(fā)動機到傳動系中齒輪之間橋梁的作用，故它的重要性不可忽視，一個良好的離合器能夠提高汽車的壽命，所以設計一個操作簡便分離快速的離合器是十分必要的，且選擇了設計離合器能夠做到對汽車內(nèi)重要部件的了解。 2、選題意義：離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接的總成，其主要功用是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞，以保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。膜片彈簧離合器是用膜片彈簧代替了一般螺旋彈簧以及分離桿機構而做成的離合器，因為它布置在中央，所以也可算中央彈簧離合器。 它的優(yōu)點：首先，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離桿的作用，使得零件數(shù)目減少，重量減輕；其次，離合器結構大大簡化并顯著地縮短了離合器的軸間尺寸；再者，膜片彈簧具有良好的非線性特性，設計合適可使摩擦片磨損到極限，壓緊力仍能維持很少改變，且減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便。因此，離合器作為汽車重要的基礎部件它的功能不能忽視，設計如此重要的汽車傳動系統(tǒng)意義重大。 1.3 離合器的歷史、現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 研究現(xiàn)狀，國內(nèi)外背景及發(fā)展趨勢：傳統(tǒng)離合器分有拉線和液壓式兩種，自動離合器也分為兩種：機械電機式自動離合器和液壓式自動離合器。機械電機式自動離合器的ECU匯集油門踏板、發(fā)動機轉速傳感器、車速傳感器等信號，經(jīng)處理后發(fā)送指令驅動伺服馬達，通過拉桿等機械形式驅使離合器動作；液壓式自動離合器則是由ECU發(fā)送信號驅動電動液壓系統(tǒng)，通過液壓操縱離合器動作。 液壓式自動離合器在目前通用的膜片離合器的基礎上增加了電子控制單元（ECU）和液壓執(zhí)行系統(tǒng)，將踏板操縱離合器油缸活塞改為由開關裝置控制電動油泵去操縱離合器油缸活塞。變速器控制單元（ECU）與發(fā)動機控制單元（ECU）是集成在一起的，根據(jù)油門踏板、變速器檔位、變速器輸入/輸出軸轉速、發(fā)動機轉速、節(jié)氣門開度等傳感器反饋信息，計算出離合器最佳的接合時間與速度。 自動離合器的執(zhí)行機構由電動油泵、電磁閥和離合器油缸組成，當ECU發(fā)出指令驅動電動油泵，電動油泵產(chǎn)生的高壓油液通過電磁閥輸送到離合器油缸。通過ECU控制電磁閥的電流量來控制油液流量和油液的通道變換，實現(xiàn)離合器油缸活塞的移動，從而完成汽車起動、換檔時的離合器動作。 為了實現(xiàn)離合器的自動操縱，采用自動離合器，可以省去離合器踏板，實現(xiàn)汽車的“雙踏板”操縱，與其他自動離合傳動系統(tǒng)（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優(yōu)點。因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現(xiàn)有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩調節(jié)性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器容易打滑。因此必須提前換低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。 我國汽車業(yè)的高速發(fā)展，帶動我國汽車離合器市場需求持續(xù)大幅增長。隨著我國自動檔轎車的增加，我國傳統(tǒng)離合器行業(yè)的發(fā)展前景日益擔憂，不少企業(yè)都在尋求新的持續(xù)發(fā)展的途徑。2007年以前，我國汽車產(chǎn)量持續(xù)增長、汽車保有量的增加、出口市場需求的擴張等三大因素推動我國汽車離合器行業(yè)連續(xù)8年快速發(fā)展，2007年我國汽車離合器的產(chǎn)量突破1000萬套。自2008年以來，受全球金融危機影響，中國汽車銷量為938萬輛，增長率僅為6.7%，離合器的市場規(guī)模約為55億元。到2010年，我國離合器總銷售額將達84億元，其中，蓋總成2800萬件，從動盤總成5700萬件，液力變矩器100萬套以上。目前國產(chǎn)離合器已經(jīng)能夠全面覆蓋國內(nèi)各種車型產(chǎn)品并具有足夠的研發(fā)、制造和供貨能力，干摩擦式離合器仍將是“十一五”期間汽車動力系統(tǒng)中的主要應用部件。在技術目標方面，離合器的可靠性和壽命指標要達到或接近國外同類產(chǎn)品水平，傳遞轉矩超過3000牛米的大容量重型離合器要形成批量供貨，要掌握AT、LTD、DCT和DMF等關鍵技術，在離合器及其電子操控系統(tǒng)的集成開發(fā)方面取得突破，建立離合器的綜合自動檢測系統(tǒng)，以及建立模擬工況和實車試驗標準，形成更為完善的離合器產(chǎn)品評價體系。按照離合器行業(yè)的規(guī)劃，“十一五”期間，汽車離合器行業(yè)要形成3~5家年銷售量超過300萬套的“小巨人”企業(yè)和5~10家年銷售量超過120萬套的規(guī)模企業(yè)，并出現(xiàn)產(chǎn)銷規(guī)模進入世界離合器行業(yè)前10名的中國企業(yè)。 國內(nèi)外主要汽車離合器有摩擦式離合器、液力偶合器、電磁離合器等幾種。摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。而比較先進的離合器為液力偶合器、電磁離合器、具體如下介紹： （1）摩擦式離合器：發(fā)動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸（即變速器的主動軸）相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經(jīng)過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。由于汽車在行駛過程中，需經(jīng)常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經(jīng)常處于接合和狀態(tài)的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，套在從動盤轂的環(huán)槽中的拔叉便推動從動盤克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向接合的方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤接合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大，二者轉速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度方能與發(fā)動機轉速成正比。 摩擦離合器又可分為： 單盤離合器：只有一片從動盤，其前后兩面都裝又摩擦片，因而具有兩個摩擦面。 雙盤離合器：即增加了一個從動盤。 周布彈簧離合器：采用若干個螺旋彈簧座壓緊彈簧，并沿摩擦盤圓周分布。 中央彈簧離合器：僅具有一個或兩個較強力的螺旋彈簧并安置在中央。 膜片彈簧離合器：是以膜片彈簧作為壓緊彈簧 （2）液力偶合器靠工作液（油液）傳遞轉矩，外殼與泵輪連為一體，是主動件；渦輪與泵輪相對，是從動件。當泵輪轉速較低時，渦輪不能被帶動，主動件與從動件之間處于分離狀態(tài)；隨著泵輪轉速的提高，渦輪被帶動，主動件與從動件之間處于接合狀態(tài)。 （3）電磁離合器靠線圈的通斷電來控制離合器的接合與分離。如在主動與從動件之間放置磁粉，則可以加強兩者之間的結合力，這樣的離合器稱為磁粉式電磁離合器。 （4）自動離合器隨著電子技術在汽車上應用，一種自動離合器系統(tǒng)也進入了汽車領域，這種由控制單元（ECU）控制的離合器已經(jīng)應用在一些轎車上，使手動變速器換擋的一個重要步驟——離合器的斷開與接合能夠自動地適時完成，簡化了駕駛員的操縱動作。 隨著汽車運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以使用心得使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車趨向大型化，國內(nèi)也有類似的情況。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高使用壽命，簡化操作，已經(jīng)成為目前離合器的發(fā)展趨勢?！? 1.4 膜片彈簧離合器概述 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性，故能在從動盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩，而不致產(chǎn)生滑離。離合器分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種對稱零件，平衡性好，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速時，因受離心力作用會產(chǎn)生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數(shù)目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產(chǎn)生彈性變形，錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質量減小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、輕型客車上得到廣泛運用，而且正大力擴展到載貨汽車和重型汽車上，國外已經(jīng)設計出了傳遞轉矩為80~~2000N.m、最大摩擦片外徑達420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某些總質量達28~32t的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經(jīng)都采用壓式機構，即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內(nèi)端的分離指處是承受壓力。當前膜片彈簧離合器的操縱機構已經(jīng)為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。 1.5 主要研究內(nèi)容 由于膜片彈簧離合器，擁有零件數(shù)目少，重量輕，非線性特性好，操縱輕便，等優(yōu)點，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本文將設計推式膜片彈簧離合器。 本設計以豐田花冠汽車各項參數(shù)和性能為設計基礎，所選定汽車發(fā)動機提供的最大轉矩Temax為152N×m。 本設計針對的車型是09款豐田花冠轎車。 其基本參數(shù)如下： 車 型：豐田花冠 整車質量：1145（kg） 最高車速：185 （km/h） 主要尺寸: 4530×1705×1490 長/寬/高（mm） 最大功率：88/6000 （kw） 最大扭矩：152/4400 （N.m） 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求： （1）在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止傳動系過載。 （2）接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 （3）分離要迅速、徹底。 （4）從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 （5）具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 （6）應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 （7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 （8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 （9）具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。 （10）結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便。 第2章 離合器基本尺寸參數(shù)的選擇 2.1 離合器基本性能關系式 離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。 根據(jù)摩擦力矩公式 (2.1) 式中：Tc—離合器靜摩擦力矩；β—后備系數(shù)；f—摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po—單位壓力；D—摩擦片外徑；c—內(nèi)外徑之比。 有了上面的關系式，對于一定的離合器結構而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關系式，就可估算出所設計的離合器是否合適[4]。 2.2 離合器后備系數(shù)的選擇 后備系數(shù)β是離合器一個重要設計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數(shù)值按表2—1選取，而設計乘用車的離合器其β要求比較的大，初步選擇為1.60。 表2.1 離合器后備系數(shù)β的取值范圍 車 型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 2.3 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值 石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但受工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵基[5]。初選po根據(jù)表2—2中可得：為0.5MPa，f為0.5。 表2—2 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值 摩擦片材料 單位壓力po/MPa 摩擦因數(shù)f 石棉基材料 模壓 0.15～0.25 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 0.25～0.30 粉末冶金材料 銅基 0.35～0.50 0.25～0.30 鐵基 0.35～0.50 金屬陶瓷材料 0.70～1.50 0.4 2.4 本章小結 本章系統(tǒng)介紹了膜片彈簧離合器的結構，并講述了離合器各零件的結構和材料，各部分的連接關系，以及基礎數(shù)據(jù)的選擇和處理，為下章離合器的計算打下基礎。 第3章 離合器從動盤總成設計 3.1 摩擦片的設計 (1)摩擦片基本尺寸的確定。摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩有一定的關系。根據(jù)摩擦力矩公式(3—1)： (3.1) 式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩；β—后備系數(shù)；f—摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po—單位壓力；D—摩擦片外徑；c—內(nèi)外徑之比 計算離合器的外徑D同時參考經(jīng)驗公式(3.2)： (3.2) 式中：K—參考系數(shù)；D—摩擦片外徑；Temax—發(fā)動機最大轉矩； 乘用車轎車K取47，計算得到D=179mm。 初選D以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定[6]。 表3—1 離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑d（mm） 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度（mm） 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 C=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單面面積 （ mm2） 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 查找標準(GB1457—74)的規(guī)定： 最終確定：外徑D=250mm；內(nèi)徑d=155mm，內(nèi)外徑之比c=0.620，單片面積F=302mm2 。 對摩擦片的厚度h，我國以規(guī)定了3種規(guī)格：3.2mm，3.5mm，4mm，這里選擇厚度為3.5mm。 (2)摩擦片的校核。在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核： 1)摩擦片外D(mm)的選擇應使最大圓周速度vD不超過65～70m/s： (3.3) 式中：nemax—發(fā)動機的最高轉速（r/min）； 當nemax取6 000時，代入可得： vD=45.79m/s ≤ 65～70m/s。 2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應在0.53～0.70 范圍內(nèi)： c=0.620∈｛0.53～0.70｝。 3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，β應在1.2～1.75之間，代入式(2—1)： β= Tc/ Temax=1.30∈｛1.20～1.75｝。 4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，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面積滑磨功應小于其許用值，即： (3.4) 式中：ω—單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)；[ω] —其許用值0.4 J/mm2；W—汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可以根據(jù)下式計算： (3.5) 式中：ne—發(fā)動機轉速，取2 000r/min；ma—汽車總質量(kg)，取1145kg；rr—汽車輪胎滾動半徑(m)；ig—汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；數(shù)值取3.8；i0—主減速器傳動比，取4.2。 各個數(shù)值代入(3.5)式得到：W=14 983J。 把W=14983J和摩擦片的各個數(shù)值代入式(3.4)，得： w=0.228J/mm2≤[w]=0.4J/mm2。 經(jīng)過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求[7]。 3.2 從動盤轂的設計 發(fā)動機轉矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。我國生產(chǎn)的離合器，其從動盤轂花鍵多用SAE標準，其有關尺寸見表 表3—2 從動盤轂花鍵的尺寸 摩擦片的外徑D/mm 發(fā)動機的最大轉矩Temax/N×m 花鍵尺寸 擠壓應力s/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效齒長l/mm 180 69 10 26 21 3 20 11.6 200 108 10 29 23 4 25 11.1 225 150 10 32 26 4 30 11.3 250 200 10 35 28 4 35 10.2 …… …… …… …… …… …… …… …… 根據(jù)表3—2中選擇n=10，D’=35mm，d’=28mm，t=4mm，l=35mm。 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵的擠壓應力： (3.6) 式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩；D—花鍵轂的外徑；d—花鍵轂的內(nèi)徑；n—花鍵轂的齒數(shù)；l—花鍵轂的有效長度。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調質處理，其擠壓應力不應大于30MPa。 從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調質處理，表面和心部硬度在26～32HRC。提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應進行高頻處理。 3.3 從動片和波形彈簧片的設計 設計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質量的分布可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了減小轉動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm—2.2mm。根據(jù)設計的需要采用從動片的厚度為2mm，材料為中碳鋼板（50號），表面硬度為35～40HRC，結構采用分開式彈性從動片結構。 波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為40～46HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。 3.4 扭轉減震器的設計 由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系統(tǒng)中裝設了扭轉減振器，且大多數(shù)將扭轉減振器附裝在離合器的從動盤中[8]。 a b 圖5—1 扭轉減振器工作示意圖 a—靜止狀態(tài)；b—工作狀態(tài) 1、2—減振彈簧；3—從動盤本體；4—阻尼片； 離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來[9]。 扭轉減振器的設計計算著重于減振彈簧。 (1)減振彈簧的材料。選用60Si2MnA彈簧鋼絲。 (2)減振彈簧個數(shù)Zj的選取。根據(jù)表3.3，由于D=250mm，所以Zj取4。 表3—3 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑D/mm 225～250 250～325 325～350 >350 Zj 4～6 6～8 8～10 >10 (3)減振彈簧的位置半徑R0。減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.60～0.75)d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內(nèi)徑約50mm，所以取R0=37.5mm。 (4)極限轉矩Tj。極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可?。? Tj=(1.5～2.0)Temax (3.7) 式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩；Tj—極限轉矩。 乘用車取相應系數(shù)為2.0，所以Tj=304N×m。 (5)扭轉角剛度kj 。為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸： kj=KZjR02×103 (3.8) 式中：K—每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)；Zj—減振彈簧的個數(shù)；R0—減振彈簧位置半徑(m)。 減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結構所允許的設計結果，設計時選kj為：kj ≤13Tj。 由于設計的是乘用車的發(fā)動機，常工作時的轉速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 000N×m。 這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。 (6)阻尼摩擦轉矩Tm。由于減振器扭轉剛度kj受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉矩Tm，一般可選： Tm=(0.06～0.17)Temax (3.9) 式中：Tm—阻尼摩擦轉矩；Temax—發(fā)動機最大轉矩。 按經(jīng)驗選Tm=0.12Temax=24N。 (7)預緊轉矩Tn。減振彈簧在安裝時都有一定的預緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應大于Tm，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故?。? Tn=(0.05～0.17) Temax (3.10) 式中：Tn—預緊轉矩；Temax—發(fā)動機最大轉矩。 取Tn=0.10Temax=20N。 (8)極限轉角jj。減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉角jj為 (3.11) 式中：jj —極限轉角；R—減振彈簧位置半徑；Dl—減振彈簧的工作變量。 jj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jj取9o。 3.5 本章小結 本章介紹了離合器從動盤總成的設計，包括摩擦片主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化、扭轉減振器與減振彈簧的計算、操縱機構與輸出軸的計算、選取從動盤轂。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(shù)據(jù)計算。 第4章 離合器壓盤總成設計 4.1 壓盤設計 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，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應允許壓盤在離合器分離過程中自由的做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動效率。 為了消除上述缺點，在設計中采用傳力片式。 在離合器的基本參數(shù)選定后，壓盤的基本尺寸應和摩擦片的外徑和內(nèi)徑相同，確定壓盤的厚度應符合下面兩點要求。 (1)壓盤應具有較大質量，以增大熱容量，減少溫升。應用下式校核壓盤的一次接合的溫升： (4.1) 式中：t—壓盤溫升(oC)；c—壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4J/(kg·oC)；m—壓盤質量(kg)，經(jīng)計算約為4.2kg；W—汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，經(jīng)上面計算得W=14 983J；g—傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤：g=0.5。 根據(jù)式(4—1)得：t=3.7 oC≤8 oC。 (2)壓盤應具較大的剛度。能使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離[8]。 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·cm 基于以上兩點，選取壓盤的厚度為12mm。 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(shù)，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]。 4.2 離合器蓋的設計 (1)離合器蓋結構設計要求。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，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內(nèi)的圓周處翻邊。 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。 蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 (2)離合器蓋的材料。由于設計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是4mm的10號鋼板沖壓而成[11]。 4.3 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。 傳力片為3組，每組2片，每片厚度為0.8mm，由65Mn的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應該受拉力[11]。 傳力片的校核： 用公式(4-2)計算傳力片的有效長度： (4.2) 式中：l１—傳力片的有效長度；l—傳力片上兩孔之間的距離；—孔的直徑。 用公式(4—3)計算傳力片的彎曲總剛度： (4.3) 式中：E—傳力片材料的彈性模量；—截面慣性矩；n—為傳力片數(shù)量；i—傳力片的組數(shù)；l１—傳力片的有效長度。 用公式(4-4)計算壓盤和離合器蓋組裝時的最大應力： (4.4) 式中：σmax—最大應力值；W—傳力片的截面系數(shù)；n—傳力片數(shù)量；i—傳力片的組數(shù)； l１—傳力片的有效長度；P—傳力片作用力的大小。 帶入數(shù)值計算得到913MPa 離合器傳扭時分為正向驅動和反向驅動，用公式(4-5)計算正向驅動時的最大應力: =204.5MPa≤913MPa (4.5) 式中：σmax—最大應力值；W—傳力片的截面系數(shù)；n—傳力片數(shù)量；i—傳力片的組數(shù)； P—傳力片作用力的大小；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。 用公式(4—6)計算反向驅動時的最大應力: =823.5 MPa≤913MPa (4.6) 式中：σmax—最大應力值；W—傳力片的截面系數(shù)；n—傳力片數(shù)量；i—傳力片的組數(shù)； P —傳力片作用力的大?。籦—傳力片的寬度；l—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。 4.4 本章小結 本章對離合器主動件進行了設計、計算、選擇及校核。主動件包括離合器蓋、壓盤等。這些部件都是給離合器傳遞扭矩的部件，他們共同的特點是都要有良好的散熱能力，有能有效把在主動部分的熱傳遞出去的能力。這些部件總成都是符合標準的部件，經(jīng)過嚴格的校核計算，可以符合使用的標準，滿足使用的需要。 第5章 膜片彈簧設計 5.1 膜片彈簧的切選 設計膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選出合適的尺寸[12]。 表5—1 膜片彈簧的主要參數(shù)的選用參考值 基本參數(shù) 常用范圍 一般范圍 外內(nèi)徑比 R/r 1.2～1.3 1.2～1.35 膜片鋼板厚度 h(mm) 2～3.4 2～4 高厚比 H/r 1.7～2.0 1.6～2.2 外徑厚度比 H/h 75～95 70～100 比值 R/r0 4～5 3.5～5.0 杠桿比（推式） (r1-rf)/(R1-r1) 2.3～4.5 - 分離指的數(shù)目 n 18 - 分離指舌尖切槽寬 δ1(mm) 3.2～3.5 - 分離指舌根切槽寬δ2(mm) 9～10 - 分離指舌部最寬處半徑 re(mm) ≤ r-δ2 - 初始錐底角 a(o) 10～13 9～15 半徑差值(mm) D1=R-R1 2～4 1～7 D2=r1-r 0.5～ 3 0～6 D3=rf-r0 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， 根據(jù)表5—1和圖5—1以及R的大小，選擇膜片彈簧的以下數(shù)值[13-15]： 大端半徑：R=120mm； 碟簧部分內(nèi)徑：r=100mm； 碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高：H=14mm； 膜片鋼板厚度：h=2.45mm； 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(nèi)徑r0=25mm； 分離加載半徑：rf=35mm； 分離指舌尖切槽寬：δ1=3.4mm； 分離指舌根切槽寬：δ2=10mm； 分離指舌部最寬處半徑：re=75mm。 5.2 膜片彈簧的分析 圖5—2 膜片彈簧的特征曲線 膜片彈簧由于它的變形和載荷關系并不成線性關系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式： (5.1) 式中：材料的彈性模量(MPa)，對于剛材料：E=2.1×105MPa；m—材料的泊松比，對于鋼：m=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是圖5—1中的含義[16-18]。 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： (5.2) 把上式代入式(5—1)則 F1與膜片彈簧末端變形l1關系為 (5.3) 根據(jù)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(shù)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(shù)點為0點，所以： (5.4) (5.5) 當=0時，得： (5.6) 式(5—6)代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm 而B點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而l1B：0.8l1H≤l1B≤l1H則選l1B=3mm 當=0時，得 (5.7) 式(5—7)代入R、r、R1、r1得l1=2.25mm和4.28mm，即l1M=2.25mm，l1N=4.28mm。而A點為摩擦片在最大磨損的情況下的膜片彈簧的彈性變形，其： Dl=l1B－l1A=Zc×DS0 式中：Zc—離合器的摩擦片摩擦片表面數(shù)目，單片Zc=2；DS0—每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為DS0=0.5～1mm。 根據(jù)摩擦片的特點，Dl=1.6mm，也就是l1A=1.4mm。而C點為離合器徹底分離的的點，其l1C略大于l1N，所以l1N=4.4mm。 將l1B，l1A，l1C分別代入：得F1B=442.5N，F(xiàn)1A=453N，F(xiàn)1B=98.1N，得到壓緊時的力為453N，分離軸承的分離終端時的用力為98.1N。 5.3 膜片彈簧的校核 在圖5—1中，在Ⅰ點所受的應力是最大的，應對其進行許用應力的校核： (5.8) (5.9) (5.10) 式中：stI—I點的彎曲應力(MPa)；srI—I點的切向壓應力(MPa)；sjI—I點的當量應力(MPa)；e—中性點的半徑(mm)，e=(R－r)/ln(R/r)；j—離合器撤離分離時膜片彈簧相對于自由狀態(tài)時的轉角；F2—分離時的分離軸承的力；[sjI]—材料的當量應力的許用值，采用60Si2MnA時，[sjI]=1500～1700MPa[19-20]。 經(jīng)過計算代入，sjI=stI－srI=1785MPa－352.8MPa=1432.2MPa ≤ [sjI] 校核得知，膜片彈簧的設計在允許的范圍內(nèi)，設計是合理的。 5.4 本章小結 本章膜片彈簧進行了設計優(yōu)化。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。膜片彈簧本身就兼起壓緊彈簧和分離杠桿作用，是離合器上最重要的部件，將其設計做好可以是離合器的各項性能得到大幅度的提高。 第6章 離合器分離裝置設計 6.1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。其結構尺寸參數(shù)在后續(xù)設計中確定。 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(nèi)端的高度可以調整 6.2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(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(nèi)圈轉動。 本設計的是拉式膜片彈簧離合器，采用如圖（6.1）的的自動調心式分離軸承裝置，圖中在軸承外圈2和分離套筒5外凸緣和外罩殼3之間以及內(nèi)圈1與分離套筒內(nèi)凸緣之間都留用徑向間隙，這些間隙保證了分離軸承相對于分離套筒可徑向移動1mm左右。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。當膜片彈簧旋轉軸線與軸承不同心時，分離軸承便會自動徑向浮動到與其同心的位置，以保證分離軸承能均勻壓緊各分離指舌尖部。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，使軸承不會出現(xiàn)過熱而造成潤滑脂的流失分解，延長軸承壽命。另外，分離軸承由傳動的外圈轉動改為內(nèi)圈轉動、外圈固定不轉，由內(nèi)圈來推動分離指結構，適當?shù)卦龃罅四て瑥椈傻母軛U比，且由