轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析

轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析,轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析,轎車,膜片,彈簧,離合器,系統(tǒng),設(shè)計,仿真,分析 摘 要 在汽車行駛過程中，我們常有這樣的感受：汽車掛擋起步時，左腳逐漸抬起離合器踏板，右腳逐漸踏下加速踏板使發(fā)動機供油量增大，才能使汽車緩緩起步。換擋時，只有將離合器踏板踏下后，才能避免變速器齒輪打齒沖擊；緊急制動時若來不及踩離合器踏板時，發(fā)動機和傳動系統(tǒng)都受到很大沖擊，但發(fā)動機和傳動系的零部件卻沒有發(fā)生損壞故障。因此，離合器是直接連接到汽車動力總成發(fā)動機的組件。 本文確定了離合器的基本參數(shù)及尺寸，及其約束條件。之后，依據(jù)推式膜片彈簧離合器的性能要求，對摩擦片，膜片彈簧，從動盤總成，離合器蓋總成，分離軸承總成及操縱機構(gòu)等進行設(shè)計計算和校核，設(shè)計出一種能滿足汽車性能需求的離合器。然后依據(jù)所計算的數(shù)據(jù)畫出裝配圖和零件圖，且進行三維建模和仿真分析。 關(guān)鍵詞：離合器；推式；膜片彈簧；設(shè)計； I Abstract In the course of car driving, we often have this feeling: when the car starts to start, the left foot gradually raises the clutch pedal, and the right foot step down the accelerator pedal to increase the engine oil supply, in order to make the car start slowly. In shift, only when the clutch pedal is tread can avoid the gear gear impact. When the clutch pedal is too late to step on the clutch pedal, the engine and the transmission system are greatly impacted, but the parts of the engine and transmission system have no damage. Therefore, the clutch is a direct connection with the engine in the drive line of the automobile. The basic parameters and dimensions of the clutch are determined and its constraint conditions are determined. Then, according to the performance requirements of the push diaphragm spring clutch, the design calculation and check of the friction plate, the diaphragm spring, the slave disk assembly, the clutch cover assembly, the separation bearing assembly and the control mechanism are carried out, and a clutch which can meet the performance requirements of the automobile is designed. Then the assembly drawing and part drawing are drawn based on the calculated data, and 3D modeling and simulation analysis are carried out. Keywords：Clutch；Push type；diaphragm spring；design II 目錄 前言 1 1離合器的介紹 2 1.1 離合器概述 2 1.2 離合器的組成及功用 2 1.3膜片彈簧離合器的原理 3 1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點 3 2離合器結(jié)構(gòu)方案選取 5 2.1 本課題參數(shù)及要求 5 2.2 離合器設(shè)計基本要求 5 2.3 離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計 6 2.3.1 從動盤數(shù)的選擇 6 2.3.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 6 2.3.3壓盤的驅(qū)動方式 6 2.3.4分離軸承的選擇 7 2.3.5 離合器的通風散熱 7 2.3.6從動盤總成的選擇 7 3離合器主要參數(shù)的選擇 9 3.1 摩擦片主要尺寸的確定 9 3.2 后備系數(shù)β的確定 10 3.3 單位壓力P0的確定 11 3.4摩擦因數(shù)f的選擇 11 3.5 摩擦片的優(yōu)化 11 4膜片彈簧的設(shè)計 12 4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 12 4.1.1 H/h 比值的選擇 12 4.1.2 碟簧部分大端半徑R、內(nèi)半徑r及R/r 的比值確定 13 4.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇 13 4.1.4 膜片彈簧小端半徑r0 及分離軸承作用半徑 的選擇 13 4.1.5 分離指數(shù)目n 切槽寬度窗口槽寬及半徑re尺寸選擇 13 4.1.6壓盤加載點R1 和支撐環(huán)加載點半徑r1尺寸選擇 13 4.2 膜片彈簧的設(shè)計 14 4.2.1繪制特性曲線 14 4.3 膜片彈簧工作點位置的選擇 16 4.4 離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 17 4.5 分離軸承的行程的計算 18 4.6 膜片彈簧的強度校核 18 4.7 膜片彈簧的優(yōu)化 19 5從動盤總成設(shè)計 21 5.1 從動盤的組成形式及要求 21 5.2 從動片設(shè)計 21 5.3 從動盤轂設(shè)計 21 5.4 花鍵強度校核 22 5.5 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 23 5.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功能 23 5.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 23 5.5.3 減振彈簧的計算 25 6壓盤和離合器蓋的設(shè)計 27 6.1壓盤傳動方案的選擇 27 6.2壓盤的材料選擇 27 6.3 壓盤幾何尺寸的確定 27 6.4離合器蓋的設(shè)計 28 7離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計 29 7.1操縱機構(gòu)的設(shè)計 29 7.1.1 操縱機構(gòu)的組成及優(yōu)點 29 7.1.2 踏板行程S的計算 29 7.2 踏板力的計算 30 7.3 助力器缸直徑計算 30 7.4分離軸承的選擇 31 8離合器的建模及仿真分析 32 8.1摩擦片和膜片彈簧的三維建模 32 8.2從動盤總成的三維建模 33 8.3離合器蓋總成和操縱機構(gòu)的三維建模及其離合器總成 35 8.4離合器模型三維仿真分析 37 8.4.1離合器正常狀態(tài)仿真 37 8.4.2離合器工作狀態(tài)仿真 38 8.5壓盤的有限元分析 40 9轎車膜片彈簧離合器系統(tǒng)技術(shù)經(jīng)濟性分析 43 10結(jié)論 44 致謝 45 參考文獻 46 前言 膜片彈簧離合器是與發(fā)動機直接接觸的汽車動力傳動系統(tǒng)的重要組成部分，確保了車輛的平穩(wěn)啟動，確保變速器平穩(wěn)換檔并防止變速器過載。首要因素是建立和展示一個快速有效的設(shè)計方案，以加速汽車離合器膜片彈簧的研究步伐。? 膜片彈簧的設(shè)計主要基于經(jīng)過重復(fù)的經(jīng)驗，直到改變原始數(shù)據(jù)滿足設(shè)計要求，在運行樣品測試后重試。由于現(xiàn)代汽車行業(yè)國際競爭激烈，離合器綜合性能和效率的要求越來越高。因此，研究膜片彈簧的力學特性和采用先進的優(yōu)化方法開發(fā)新型膜片彈簧離合器是離合器設(shè)計理論方法體系的發(fā)展趨勢。? 中國汽車行業(yè)的快速發(fā)展導(dǎo)致了中國汽車離合器市場需求的持續(xù)增長，隨著中國汽車自動檔轎車的增加，中國傳統(tǒng)離合器行業(yè)的發(fā)展前景令人擔憂。許多公司正在尋找可持續(xù)發(fā)展的新途徑，隨著各種技術(shù)和變速箱的發(fā)展，中國的離合器技術(shù)正逐漸從單一摩擦離合器發(fā)展到各種傳動技術(shù)。 1 1離合器的介紹 1.1 離合器概述 在這個高科技時代，特別是在交通發(fā)達的時代，汽車已經(jīng)進入了我們的生活。在現(xiàn)實生活中，有很多種汽車。在這次設(shè)計中，我們研究的汽車以內(nèi)燃機提供動力。離合器已廣泛應(yīng)用于汽車，作為一個獨立的部件。到目前為止，國內(nèi)外汽車工業(yè)技術(shù)已經(jīng)非常成熟，大多數(shù)汽車廠家都采用摩擦離合器。這種離合器的動力傳遞取決于主、從動件之間的摩擦，它由四種結(jié)構(gòu)裝置組成：主動部分、從動部分，分離機構(gòu)和壓縮機構(gòu)。分離機構(gòu)是一種能使離合器主、從部分分離的裝置，其它三種機構(gòu)是其基本結(jié)構(gòu)，使離合器在結(jié)合狀態(tài)時保持旋轉(zhuǎn)來傳遞動力。 隨著汽車發(fā)動機的發(fā)展，在動力、速度、扭矩等各個方面都有了突破，離合器的工作條件也越來越苛刻。目前，離合器的發(fā)展越來越引人注目： 1) 保證可靠性，延長使用壽命； 2) 適應(yīng)高速； 3) 提高轉(zhuǎn)矩傳遞能力； 4) 簡化操作。 1.2 離合器的組成及功用 對于以內(nèi)燃機為動力的汽車來說，離合器在機械傳動系統(tǒng)中作為一個獨立的組件存在，而機械傳動系統(tǒng)中的離合器直接與發(fā)動機相連。目前，摩擦離合器廣泛應(yīng)用于各種汽車中，是一種動力傳遞裝置，可以通過主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且可以分離。它主要包括四個部分：主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和控制機構(gòu)。 有如下的功能： （1）當汽車剛剛起步運行時，保證其平穩(wěn)； （2）當變速箱的變速時，可以減少齒輪之間的沖擊，這種減振過程通過離合器快速分離主，從動件來切斷能量傳遞。 （3）當主部件和從動件相對滑動時，傳遞給離合器的扭矩超過可以傳遞的最大扭矩(即離合器的最大摩擦力矩)，離合器的作用是保護傳動系統(tǒng)不受過載，這樣以來導(dǎo)致其功用無效。在現(xiàn)實中有許多例子,例如,因為離合器的摩擦片為了 I 防止發(fā)動機突然減速而產(chǎn)生的慣性力矩，汽車由于緊急制動而沒有將離合器分離。 （4）在傳動系統(tǒng)中，具有減振功能。 1.3膜片彈簧離合器的原理 離合器蓋通過螺栓與飛輪連接。當膜片彈簧被壓下時，離合器處于聯(lián)接狀態(tài)，即膜片彈簧施加在壓盤上的力為壓緊力。壓緊力導(dǎo)致壓盤和摩擦盤之間的摩擦力使摩擦片旋轉(zhuǎn)，摩擦片驅(qū)動從動盤總成轉(zhuǎn)動，最后，動力從從動盤轂的花鍵經(jīng)變速器輸出軸輸出；當離合器踏板被緩慢踩下時，操縱機構(gòu)讓分離軸承緩慢向前移 如圖1-1 膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)圖 Figure 1-1 diaphragm spring clutch structure diagram 動，然后膜片彈簧分離指將壓盤與從動盤總成分開，使從動件盤總成處于單獨 的狀態(tài)并且沒有動力輸入，切斷發(fā)動機動力傳遞。 1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點 目前，膜片彈簧離合器應(yīng)用廣泛，與其獨特的性能密切相關(guān)： （1）非線性彈性性能好。 （2）膜片彈簧具有多種功能，例如分離杠桿，還具有壓緊功能。 （3）高速旋轉(zhuǎn)時性能穩(wěn)定。 （4）膜片彈簧的壓力分布均勻，與壓盤沿著圓周接觸，均勻磨損。 （5）摩擦片具有較長的使用壽命。 3 2離合器結(jié)構(gòu)方案選取 2.1 本課題參數(shù)及要求 本設(shè)計針對的車型是轎車車型。 表2-1轎車基本參數(shù) Table 2-1 basic car parameters 轎車基本參數(shù) 整車質(zhì)量 1830（kg） 整備質(zhì)量 1560（kg） 最大扭矩 200（） 最高車速 185（km/h） 最大功率 100（kw） 最大轉(zhuǎn)速 5000-6000r/min 壓盤質(zhì)量 4.5（kg） 后備系數(shù) 1.9 =0.70 f=0.4 Z=2 2.2 離合器設(shè)計基本要求 為了保證離合器優(yōu)良的工作性能，設(shè)計離合器請注意： （1）在任何運動條件下，不但能保證最大轉(zhuǎn)矩，而且也可存?zhèn)滢D(zhuǎn)矩，防止傳動系超過載荷。 （2）結(jié)合時離合器要柔順平和，汽車開始運動時沒有抖動和沖擊。 （3）分離要迅速而徹底。 （4）從動件轉(zhuǎn)動慣量盡可能小，以減小齒輪之間的沖擊，減少同步器磨損。 （5）為了保證工作溫度不太高，延長使用壽命，離合器應(yīng)具有較好的的吸熱能力和通風散熱。 （6）它應(yīng)能避免和減弱傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動，并且具有吸收振動用來減輕沖擊和降低噪聲的能力。 （7）操縱要簡便，準確，降低駕駛員疲勞感。 （8）結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，質(zhì)量小。 （9）制造過程有利于裝配、拆卸、維護和調(diào)整。 隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、電子、電工技術(shù)的飛速發(fā)展和汽車工業(yè)的快速發(fā)展，對離合器有著更高的標準和要求。提高離合器的各種性能，延長其使用壽命，以 適應(yīng)高速發(fā)動機的需要，傳遞足夠大的力矩，離合器的操作應(yīng)該更加簡化，這已經(jīng)成為離合器的發(fā)展趨勢。 2.3 離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.3.1 從動盤數(shù)的選擇 離合器按照驅(qū)動盤的個數(shù)分為單片、雙片和多片。單片式離合器體積小，結(jié)構(gòu)簡單，維修方便，轉(zhuǎn)動慣量小。因此針對本設(shè)計綜合考慮，選用單片離合器。 2.3.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為中心彈簧，斜置彈簧，膜片彈簧等。膜片彈簧可代替分離杠桿和螺旋彈簧有其獨特的優(yōu)點： （1） 理想的非線性彈性性能，彈簧壓力不易變形，即使摩擦片磨損。 （2）它還充當一個獨立的杠桿和壓縮彈簧。 （3）高速旋轉(zhuǎn)時，性能也較穩(wěn)定。 （4）較強通風散熱性能，使用壽命長。 （5）平衡性好。 彈簧膜片雖然有其獨特的優(yōu)點，但也有其缺點，即其制造比較復(fù)雜，成本較高，雖然它具有理想的非線性彈性特性。但其非線性彈性性能在生產(chǎn)中不易控制，在加工過程中，對尺寸和材料質(zhì)量要求很高。如果在某個地方打開，就很容易產(chǎn)生斷裂?？紤]到各種因素，本設(shè)計選用膜片彈簧離合器。 本次設(shè)計采用推式結(jié)構(gòu)。 2.3.3壓盤的驅(qū)動方式 壓力板的驅(qū)動方式主要有凸塊-窗孔型、傳力銷型、鍵塊型、彈性傳動片型等。前三者的共同缺點其形式是連接器之間存在間隙，從而產(chǎn)生較大的噪聲，相互影響，產(chǎn)生摩擦磨損，從而降低離合器的傳動效率。 彈性傳動的驅(qū)動方式簡單。三、四組傳動件沿罩圓周排列，兩端由鉚釘連接到壓力板和離合器蓋。當發(fā)動機被驅(qū)動時，傳動片被拉出，當發(fā)動機被反向驅(qū)動時，傳動片受到壓力。 近年來，彈性傳動片被廣泛選用為驅(qū)動方式，因此，設(shè)計中選擇了彈性傳動片的驅(qū)動方式。 2.3.4分離軸承的選擇 分離桿的力由膜片彈簧承擔，膜片彈簧通過分離軸承支撐推力，從而促進壓盤向前移動，將壓盤和摩擦片分離出來，切斷動力的傳遞，使離合器分離，分離杠桿應(yīng)保證足夠的強度和剛度。 本次設(shè)計選用選擇角接觸球軸承7011C。 2.3.5 離合器的通風散熱 通常情況，壓盤表面的溫度超過℃時，摩擦片的磨損非常嚴重。因此，為了減少摩擦片的磨損，延長它的使用壽命，必須保持工作表面溫度適當?shù)?，最好低?80℃。且長時間的高溫工作會使摩擦片膠合。 為了防止摩擦片的表面溫度過高，一般要求摩擦片上開散熱槽，在離合器殼上也開一些散熱槽。離合器的通風散熱措施：摩擦片開散熱槽，離合器殼打開盡可能多的孔散熱，安裝導(dǎo)流罩。 2.3.6從動盤總成的選擇 從動盤總成包括摩擦片，從動片，減振器和從動盤轂等。雖然它對離合器的性能有著不小的影響，但是其壽命短，所以設(shè)計的關(guān)鍵主要取決于結(jié)構(gòu)和材料。設(shè)計時必須符合以下要求： （1） 盡可能減小質(zhì)量以減小慣性力矩，從而減少變速器檔位變化對齒輪的加速損傷。 （2）應(yīng)具有軸向彈性，這樣離合器聯(lián)接平順，好啟動，壓力在摩擦表面均勻分布，從而減少磨損。 （3）安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振緩和沖擊。 1.摩擦片要求 離合器的摩擦表面在離合器結(jié)合過程中會受到嚴重的滑動磨削，短時間內(nèi)會有大量的熱量發(fā)出。因此，摩擦片須具備以下綜合特性： 2） 有著較高的摩擦系數(shù)。 3） 在整個使用壽命期間，須保持摩擦特性，幾乎不會損失摩擦系數(shù)。 4） 能在較短的時間內(nèi)吸收較高的能量，具有良好的耐磨性； 5） 它能承受高載荷的壓盤，在離合器聯(lián)軸器的過程中具有良好的性能。 6） 能抵擋高轉(zhuǎn)速下離心力載荷，從而不會被破壞。 7） 發(fā)動機在傳動動力時，有足夠的強度不會損耗。 8） 在正常情況下，能與壓盤飛輪有較好的兼容摩擦。 9） 摩擦表面有較高防污性能，不宜影響摩擦。 10） 該材料質(zhì)量不易大，轉(zhuǎn)動慣性小。 依據(jù)本設(shè)計情況，選取金屬陶瓷作為摩擦片的材料，摩擦系數(shù)在0.4左右，允許的單位壓力在MPa之間，本設(shè)計選取0.7MPa。 有兩種方式連接摩擦片和從動片，鉚釘連接或粘接。鉚接鉚釘由金屬制成，金屬由較軟的銅或鋁材料制成，連接可靠，易于更換?？捎糜诓y彈簧安裝在從動件上，但摩擦區(qū)使用效率不高，使用壽命短，粘接會增加摩擦面積，但難以更換摩擦片，波形彈簧不能安裝在從動片上，從動件沒有軸向彈性。考慮到以上情況,摩擦板與從動件之間的連接為鉚接。 2.從動盤的軸向彈性 從動盤的軸向彈性可以改變離合器的性能，即離合器聯(lián)接柔軟，摩擦面接觸面積大而均勻，并且由此造成的摩擦損傷小。為了使從動盤在軸向方向上具有彈性，獨立制造扇形波形彈簧板用鉚釘與從動片連接。波形彈簧片的制造材料應(yīng)該是比從動片輕薄，具有較好的軸向彈性，由于輕薄質(zhì)量小轉(zhuǎn)動慣量也小，適應(yīng)高轉(zhuǎn)速，且彈簧片對稱均勻布置，有較好的彈性。所以，此次設(shè)計中選用此類型的彈簧片。  3離合器主要參數(shù)的選擇 3.1 摩擦片主要尺寸的確定 離合器的最基本尺寸是摩擦片半徑的大小，用其大小來控制離合器的其它結(jié)構(gòu)。摩擦片大小與離合器傳遞扭矩的能力有很大聯(lián)系。 確定發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和摩擦片材料后，根據(jù)其材料性能預(yù)選取β和P0，接下來再進行下一步的計算，即初步來估算摩擦片的外徑。當然也可以根據(jù)3-1經(jīng)驗公式來進行計算： （3-1） 式中，為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，=200。 為直徑系數(shù)，取值見表3-1，取=17.0 。 表3-1直徑系數(shù)取值范圍 Table 3-1 diameter coefficient range 車型 直徑系數(shù) 乘用車 (單片離合器) (雙片離合器) 最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車 本次設(shè)計的汽車為轎車，則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=240.mm 表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) Table 3-2 clutch size series and parameters 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h/ 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 0.585 0.540 0.543 0.535 1－ 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積F/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 根據(jù)表3-2來預(yù)選取摩擦片尺寸：外徑D=250mm，內(nèi)徑d=155mm，厚度b=3.5mm，內(nèi)徑與外徑比值c=0.620，1-=0.762。 3.2 后備系數(shù)β的確定 后備系數(shù)β主要反映離合器最大轉(zhuǎn)矩傳遞的可靠性，是離合器設(shè)計中一個極其重要的參數(shù)。 合適的后備系數(shù)β可以可靠地傳遞發(fā)動機的扭矩，降低了離合器的滑動功率，延長了離合器的使用的使用時間。 選擇β時，應(yīng)考慮下面幾點： 1)無論摩擦片是否發(fā)生磨損離合器仍可以傳送發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。 2)不要讓離合器滑磨的時間太長。 3)要避免傳動系統(tǒng)過載。 因此，為使離合器的尺寸不大，減少了傳動系統(tǒng)的過載，β不宜選用太大；當發(fā)動機的備用功率大時且工作狀況優(yōu)良時，β應(yīng)盡可能的減小。在惡劣環(huán)境下使用時，如果需要拖曳拖車，為了盡可能的減少離合器的相對滑動，增強它的起步能力，應(yīng)選用較大的β，對于總質(zhì)量相對較大的貨車，應(yīng)選用β大些；當用柴油機時，工作相對粗糙，扭矩不穩(wěn)定，因此β值應(yīng)大些。 汽車離合器的后備系數(shù)β選用如表3-3： 表3-3離合器后備系數(shù)取值范圍 Table 3-3 range of clutch reserve coefficient value range 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 1.20～1.75 最大總質(zhì)量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 本設(shè)計的是轎車離合器，考慮到汽車的實際工作情況以及壓緊彈簧采用了膜片彈簧，因此本次設(shè)計的離合器后備系數(shù)選擇。 3.3 單位壓力P0的確定 金屬陶瓷材料的單位許用壓力范圍為，本設(shè)計選取=0.70。 3.4摩擦因數(shù)f的選擇 摩擦片的摩擦系數(shù)取決于摩擦片使用的材料，及工作溫度，單位壓力和滑磨速度等因素。 表3-4　摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 Table 3-4 range of friction factors of friction materials 摩擦材料 摩擦因數(shù) 石棉基材料 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.30～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 本設(shè)計摩擦片選用得是金屬陶瓷材料。 根據(jù)表2.4，取 =0.4。 3.5 摩擦片的優(yōu)化 1) 摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)滿足最大圓周速度VD不超過 m/s 11） 為了確保扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d 必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm 12） 為了反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護超載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值，即 （3-2） （3-3） 符合要求。 13） 為減少汽車啟動過程中離合器打滑，防止摩擦面過熱粘合，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功應(yīng)小于其使用值 -----單位摩擦面積滑磨功（J/mm） -----汽車總質(zhì)量 -----輪胎輪胎滾動半徑 -----汽車起步時所用變速器的檔位傳動比 -----主減速傳動比 -----發(fā)動機轉(zhuǎn)速 由上述計算結(jié)果可知，摩擦片參數(shù)選擇符合要求。 4膜片彈簧的設(shè)計 膜片彈簧是離合器的關(guān)鍵部件。在設(shè)計中，應(yīng)根據(jù)參考樣品初步確定膜片彈簧的設(shè)計尺寸，然后對其進行優(yōu)化 。最后，選擇適宜的結(jié)構(gòu)尺寸進行設(shè)計。 4.1 膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 4.1.1 H/h 比值的選擇 H/h的比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，為確保離合器的壓緊力變化幅度不大和操作簡便準確，離合器所用膜片彈簧的H/h一般為，板厚h為mm 。 4.1.2 碟簧部分大端半徑R、內(nèi)半徑r及R/r 的比值確定 R/r越大彈簧材料利用率越低，彈簧更加硬，彈簧彈性性能曲線受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越大。根據(jù)其結(jié)構(gòu)的布置和壓緊力的要求，R/r一般為。為了讓摩擦片所受到的摩擦力均勻，推式膜片彈簧的R值應(yīng)取為大于或等于摩擦片的平均半徑。 4.1.3 彈簧起始圓錐底角的選擇 膜片彈簧自由狀態(tài)下與內(nèi)截高度H 關(guān)系緊密， =arctanH/(R-r) H/(R-r),一般在范圍內(nèi)。 4.1.4 膜片彈簧小端半徑r0 及分離軸承作用半徑 的選擇 的值主要由結(jié)構(gòu)決定其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵軸半徑,且＞ 4.1.5 分離指數(shù)目n 切槽寬度窗口槽寬及半徑re尺寸選擇 分離指目n常取 18 = = 選取 的取值應(yīng)滿足 = 85 4.1.6壓盤加載點R1 和支撐環(huán)加載點半徑r1尺寸選擇 膜片彈簧的剛度受R1 和 r1 的取值影響，r1 應(yīng)略大于r 且相差不要大， R1 應(yīng)略小于R且盡可能的接近。 R1 = 117 mm r1 = 96 mm 如圖 4-1 膜片彈簧尺寸示意圖 Figure 4-1 diaphragm spring size diagram 表4-1 膜片彈簧尺寸表 Table 4-1 diaphragm spring size table H 4.5mm h 2.6mm H/h 1.73 R /mm 120 r /mm 94 R1 / mm 117 r1 /mm 96 /mm 3.5 /mm 9 α 10o /mm 85 /mm 27 /mm 29 4.2 膜片彈簧的設(shè)計 4.2.1繪制特性曲線 工作壓力F1和膜片彈簧在壓盤接觸點出的軸向變形關(guān)系式如下： （4-1） ———彈性模數(shù)，鋼材料取 ———泊松比，鋼材料取 h ———彈簧厚度，2.6 mm H ———彈簧部分內(nèi)截錐高，4.5 mm ———最大變形量， 4.8mm R ———碟簧部分外半徑 ， 120mm r ———碟簧部分內(nèi)半徑 ，94 mm R1 ———膜片彈簧與壓盤，117mm r1 ———支撐環(huán)平均半徑 ，96 mm 設(shè) （4-2） （4-3） 因此公式（4-1）就變成 （4-4） （4-5） （4-6） （4-7） 表4-2 及 的值表 Table 4-2 and C values 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 0.089 0.164 0.276 0.342 0.373 0.377 0.363 0.340 0.317 0.303 0.339 0.406 0.26 0.52 1.04 1.56 2.08 2.6 3.12 3.64 4.16 4.52 5.20 5.72 1113 2052 3453 4279 4667 4717 4542 3966 3791 3854 4242 4080 如圖4-2 特性曲線 Figure 4-2 characteristic curve 4.3 膜片彈簧工作點位置的選擇 離合器結(jié)合時膜片彈簧的大端變形量為 3.3 mm 根據(jù)公式 （4.5）（4.6）（4.7）算出離合器結(jié)合時膜片彈簧的壓緊力F1 A點：摩擦片摩擦損傷的極限位置，根據(jù)B點 ———摩擦片的總工作面數(shù) ———摩擦片最大磨損量， mm C點： 離合器分離時膜片彈簧的工作位置，一般在特性曲線的凹點附近，C點的位置取決于壓盤升程 1.5 mm ———徹底分離時每對摩擦片之間的間隙，單片 = mm 離合器完完全全分離時，膜片彈簧產(chǎn)生的變形量為 mm mm 4.4 離合器徹底分離時分離軸承作用的載荷 由公式 （4-8） （4-9） （4-10） （4-11） 即 1762 N 4.5 分離軸承的行程的計算 膜片彈簧和壓盤接觸處的軸向變形 和小端分離軸承處的軸向變形 的關(guān)系式 5.21 mm ———壓盤的行程 根據(jù)公式 0.822 （4-12） 0.711 （4-13） （4-14） 4.82mm 10.03 mm 4.6 膜片彈簧的強度校核 膜片彈簧的最大變形 4.8 mm (4-15) 1653MPa1700MPa 4.7 膜片彈簧的優(yōu)化 1) 為了保證各工作點，A、B、C有較合適的位置，（A點咋凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近，）應(yīng)正確選擇 相對于拐點的位置。 2） 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始第錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即 3）彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應(yīng)符合一定范圍，即 4）為了讓摩擦片所受到的壓緊力均勻分布，推式膜片彈簧的壓盤加載半徑R1應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 5） 6）膜片彈簧的分離指充當分離杠桿，所以杠桿比例應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取，即 根據(jù)上述計算結(jié)果可知，膜片彈簧符合要求。 47 5從動盤總成設(shè)計 從動盤是離合器的主要部件。在設(shè)計時，其結(jié)構(gòu)形式(是否帶有扭轉(zhuǎn)減振器)和從動片的結(jié)構(gòu)形式(整體、分開、混合式)應(yīng)該先確定。從動盤的結(jié)構(gòu)對離合器在工作過程中的性能有很大的影響，因此應(yīng)擇優(yōu)設(shè)計最合適的從動盤總成。 5.1 從動盤的組成形式及要求 從動盤的組成：從動盤主要由從動片、摩擦片及從動盤轂和扭轉(zhuǎn)減振器等組成。 從動盤應(yīng)具有的要求： 1）為了減輕變速器在換擋時齒輪之間產(chǎn)生的沖擊力，從動件的質(zhì)量應(yīng)盡可能小即轉(zhuǎn)動慣量小。 2）為了讓汽車啟動時狀態(tài)平穩(wěn)，摩擦表面所受到的壓力均勻分布，從動盤應(yīng)該具有軸向彈性。 3）為了盡可能避免傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩共振，減輕沖擊所產(chǎn)生的載荷，傳動盤內(nèi)應(yīng)有扭轉(zhuǎn)減振器。 4）要有足夠的抗爆裂強度。 5.2 從動片設(shè)計 在設(shè)計從動片時，采用分開式，應(yīng)使從動片的重量盡可能的小，且使質(zhì)量盡可能接近旋轉(zhuǎn)中心分部，這樣就可以得到較小的轉(zhuǎn)動慣性。從動片通常由mm的薄鋼板制成。 本設(shè)計選取從動片的厚度選擇為2mm。 5.3 從動盤轂設(shè)計 根據(jù)參考資料表5-1選定花鍵標準，設(shè)計時花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩選取，選取從動盤轂直徑。 表5-1 從動盤轂花鍵的尺寸 Table 5-1 size of the hub Flower Key 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉(zhuǎn)矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力 /Mpa 齒數(shù) n 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 t/mm 有效齒長 l/mm 160 49 10 23 18 3 20 9.8 180 69 10 26 21 3 20 11.6 200 108 10 29 23 4 25 11.1 225 147 10 32 26 4 30 11.3 250 196 10 35 28 4 35 10.2 280 275 10 35 32 4 40 12.5 300 304 10 40 32 5 40 10.5 325 373 10 40 32 5 45 11.4 350 471 10 40 32 5 50 13.0 查得n=10，D′=35mm，d′=28mm，t=4mm，l=35mm，=10.2MPa。 5.4 花鍵強度校核 （5-1） （5-2） D′d′-----分別是花鍵的外內(nèi)徑； Z-----從動盤轂的數(shù)目； n-----花鍵齒數(shù)； h-----花鍵齒工作高度， l -----花間有效長度， -----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩; 帶入數(shù)據(jù)得，MPaMPa, 所選花鍵尺寸正確。 5.5 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 5.5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的功能 1) 減少了發(fā)動機曲軸和傳動系統(tǒng)的接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)固有頻率。 2) 增加傳動系扭轉(zhuǎn)阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振影響振幅，并減弱因沖擊力而生的瞬態(tài)扭振。 3）減輕變速箱系統(tǒng)在不穩(wěn)定工況下的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，提高離合器在接合狀態(tài)時的柔順性。 5.5.2 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 1）極限轉(zhuǎn)矩 極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。 （5-3） 300 Nm 2）扭轉(zhuǎn)剛度 為了避免引起傳動系統(tǒng)共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機正常的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 3）阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的影響限制，不可能很低，所以為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效抵消振，必須合理選擇減振器阻尼裝 置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。 （5-4） 4）預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧在安裝時有一定的預(yù)緊力。增加，其共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有益處的。但是，不應(yīng)該大于 不然將會反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作。 （5-5） 5）減振彈簧位置半徑 的尺寸應(yīng)盡可能的大些， （5-6） 6）極限轉(zhuǎn)角 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 增加到極限轉(zhuǎn)矩時 時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為 （5-7） 為減振彈簧的的工作變形量 7）減振彈簧剛度k : K= （5-8） 8） 減振彈簧個數(shù)由下表5-2選擇，本設(shè)計D=250mm，Z=6。 表5-2減振彈簧參數(shù) Table 5-2 damping spring parameters 離合器摩擦片外徑D/mm 減振彈簧數(shù)量Z 225～250 250～325 325～350 >350 4～6 6～8 8～10 10以上 9）減振彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙和被消除，減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力 （5-9） 5.5.3 減振彈簧的計算 1）彈簧中徑一般由結(jié)構(gòu)布置決定，=mm 選擇 =26mm 2）彈簧鋼絲直徑 （5-10） 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力]可取550～600Mpa,故取為600Mpa 取d=4 mm 3）減振彈簧最小高度24.4mm n 為彈簧的總?cè)?shù) 4）減振彈簧變形量: 指減振彈簧在最大工作負荷下所生產(chǎn)的最大壓縮變形 3.85 mm （5-11） 5) 減振彈簧自由高度 28.25mm （5-12） 6）減振彈簧的預(yù)變形 ：減振彈簧安裝時的預(yù)緊壓縮變形 0.25 mm （5-13） 安裝工作高度28mm （5-14） 7）從動盤相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 （5-15） （5-16） 8）限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 取 9）限位銷的安裝尺寸 ： 58 mm 10）限位銷直徑 10 mm 6壓盤和離合器蓋的設(shè)計 6.1壓盤傳動方案的選擇 壓盤和離合器蓋常見的連接方式凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式和傳動片式連接方式。依本次設(shè)計的具體情況考慮，選為傳動片傳動。共3組，每組為3片，長，寬，厚度分別為75mm，15mm，1mm 。傳動片由彈簧鋼60Si2MnA制作而成。 6.2壓盤的材料選擇 壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量、較大的剛度、受熱變形小、有較高的摩擦因子。 選擇灰鑄鐵HT150 硬度為 HBS。 6.3 壓盤幾何尺寸的確定 根據(jù)摩擦片的尺寸確定壓盤的尺寸大小。首先確定壓盤尺寸為= 254 mm ，= 150 mm。最后確定壓盤厚度： 1）壓盤的質(zhì)量應(yīng)足夠大 壓盤在工作過程中由于滑磨的存在，結(jié)合一次會產(chǎn)生大量熱量，而每次結(jié)合的時間又很短，因此，熱量不會及時散布在空氣中，且摩擦副的溫度升高。由于在其不好的工作路況下由于頻繁使用離合器，這種升溫情況變得更加嚴重。溫度升高不僅僅會引起摩擦片系數(shù)下降，加速磨損，而且溫度過高嚴重時后就會導(dǎo)致摩擦片的燒灼損壞。 由于石棉等有機材料的摩擦片導(dǎo)熱性能差，滑動磨削過程中產(chǎn)生的熱量主要被壓盤和飛輪的部分吸收。所以，壓盤應(yīng)具有足夠大的質(zhì)量來吸收摩擦所產(chǎn)生的熱量。 2）壓盤的剛度應(yīng)足夠強 壓盤的剛度應(yīng)該足夠大且形狀選擇應(yīng)合理，讓其離合器徹底分離，不會因加熱條件下產(chǎn)生翹曲和變形的影響。 鑒于上述兩個原因，壓板的厚度較厚，并具有一定的錐度以補償壓盤熱變形引起的內(nèi)邊緣的突起。另外，在設(shè)計結(jié)構(gòu)時，要注意加強氣流冷卻。首先確定壓盤厚度為20mm。 壓盤的質(zhì)量計算： （6-1） 3）壓盤在設(shè)計時，，應(yīng)校核壓盤與離合器相結(jié)合一次時所產(chǎn)生的溫度上升，它的變化不應(yīng)超過 校核公式： （6-2） T-----升高溫度； W-----滑磨功 ； C-----壓盤的比熱容 J/(kg·K)； ----分配在壓盤的熱量百分比單片離合器壓盤=0.5； ------壓盤質(zhì)量； 根據(jù)上述計算，壓盤符合要求。 6.4離合器蓋的設(shè)計 離合器蓋和飛輪用螺栓連接在一起，部分扭矩被送到壓盤上。此外，它也是離合器壓緊彈簧的支撐外殼。在設(shè)計時注意以下幾點。 1） 剛度的問題： 壓縮彈簧的支撐鉚釘支撐在離合器蓋上。如果蓋子不夠堅固，離合器分離時，蓋可能會發(fā)生很大的變形，這可能會降低離合器操作和分離的傳動效率，嚴重時會導(dǎo)致分離的不完整，變速器換檔困難。 2） 通風散熱的問題： 為了讓離合器的溫度降低，離合器蓋上有許多通風孔。 3） 對中問題： 離合器蓋內(nèi)有壓盤。壓緊彈簧等部件，因此相對于發(fā)動機飛輪曲軸中心線居中，否則會破壞整體平衡，嚴重時會導(dǎo)致離合器不能正常工作。 對中方法通常有兩種：一種是止口對中，鑄造離合器蓋的外蓋與飛輪上的內(nèi)軸套對齊。第二種是用定位螺栓對中。本次設(shè)計使用定位螺栓孔進行對中。 離合器蓋材料的選擇：5毫米的低碳鋼沖壓成復(fù)雜的形狀。 7離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計 7.1操縱機構(gòu)的設(shè)計 7.1.1 操縱機構(gòu)的組成及優(yōu)點 膜片彈簧離合器采用由離合器踏板，主缸，工作缸，管路系統(tǒng)，復(fù)位彈簧等組成的液壓控制操縱機構(gòu)。本設(shè)計采用液壓式操縱機構(gòu)。 優(yōu)點：傳動效率高，質(zhì)量低，布局方便。 7.1.2 踏板行程S的計算 踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2組成 如圖7-1 液壓式操縱機構(gòu)示意圖 Figure 7-1 schematic diagram of hydraulic control mechanism 91.12 mm （7-1） ------分離軸承的自由行程，一般為取2.5mm , 反映到踏板上的自由 為； ------分別為主缸和工作缸直徑； Z-------為摩擦片面數(shù)； ------當離合器分離時，對偶摩擦面之間的間隙， 單片=mm =1mm； 為杠桿尺寸。 7.2 踏板力的計算 142.6N （7-2） ------為離合器分離時壓緊彈簧對壓盤的總壓力，當離合器徹底分離時C點的力；mm根據(jù)公式（4-5）（4-6）（4-7）計算 ； -------操縱機構(gòu)的總傳動比 ； -------機械效率，液壓式 % ，取 =85% ； -------為了克服恢復(fù)彈簧1,2的張力所需的踏板力，初始計算可忽略不計。 7.3 助力器缸直徑計算 助力器缸直徑為,根據(jù)踏板力=142.6。 離合器工作缸活塞上的輸出力由兩部分組成，即為踏板力和氣助力之和。 （7-3） 因為通過分離撥叉和離合器分離桿放大后成，故和之間有如下關(guān)系： （7-4） （7-5） （7-6） = 12.5mm 初選液壓工作缸直徑為40mm, 助力氣缸直徑為12.5mm，主缸直徑為25mm。 7.4分離軸承的選擇 根據(jù)花鍵外徑，分離軸承作用半徑 選擇角接觸球軸承7011C 表7-1分離軸承尺寸參數(shù)表 Table 7-1 dimension parameter table of separation bearing 型號 軸承內(nèi)徑d 軸承外徑D 軸承寬度B 額定動載荷Cr 額定靜載荷C0r 7011C 55mm 90mm 18mm 37.2 kN 30.5 kN 由上表可知分離軸承的尺寸及載荷D=90mm，d=55mm，B=18mm，Cr=37.2kN, C0r =30.5kN。