膜片彈簧說明書

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1、摘要 離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構(gòu)造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關(guān)，本文針 對哈弗H6 2017運(yùn)動版1.5T自動兩驅(qū)豪華型210/2200-4500汽車的各項(xiàng)參數(shù)，設(shè)計(jì)拉 式膜片彈簧離合器。離合器設(shè)計(jì)的內(nèi)容主要包括壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧三 個部分。首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料、及結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，然后使用catia 作圖。 本文還重點(diǎn)研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進(jìn)行數(shù)學(xué)分析，并對 其進(jìn)行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳 狀態(tài)。 第一章 離合器介紹 1.1 離合器的概述 按動力傳遞順序來說，離合器應(yīng)是

2、傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合 器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分 離，或者接合，以完成其本身的任務(wù)。離合器是設(shè)置在發(fā)動機(jī)與變速器之間的動 力傳遞機(jī)構(gòu)，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保 證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。 為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器， 摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸 以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧 離合器在技術(shù)上比較先進(jìn)，經(jīng)濟(jì)性合理，同時其性能良好，使用可靠

3、性高壽命長， 結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機(jī)最大扭矩的前提下，有以 下優(yōu)點(diǎn)： （1）結(jié)合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉(zhuǎn)時只有可靠強(qiáng)度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩 T 和后備系數(shù) 保持穩(wěn)定）； e max （9）使用壽命長。 I; 離仃就什 贖fl.輪 ?83M 雌/ 奎迷厝直 汁酗工桿 導(dǎo)向廿 圖 1-1 1.2 離合器的功用

4、 離合器可使發(fā)動機(jī)與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代 車用活塞式發(fā)動機(jī)不能帶負(fù)荷啟動，它必須先在空負(fù)荷下啟動，然后再逐漸加載。 發(fā)動機(jī)啟動后，得以穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)的最低轉(zhuǎn)速約為300?500r/min，而汽車則只能由 靜止開始起步，一個運(yùn)轉(zhuǎn)著的發(fā)動機(jī)，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性 接合的。因?yàn)槿绻峭蝗坏膭傂赃B接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動 機(jī)熄火。所以離合器可使發(fā)動機(jī)與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機(jī)加 給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平 穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)與傳動系的分離。但變速器在空 檔位

5、置時，變速器內(nèi)的主動齒輪和發(fā)動機(jī)還是連接的，要轉(zhuǎn)動發(fā)動機(jī)，就必須和 變速器內(nèi)的主動齒輪一起拖轉(zhuǎn)，而變速器內(nèi)的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖 轉(zhuǎn)它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機(jī)和傳動系， 發(fā)動機(jī)起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機(jī)和傳動 系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機(jī)起動。 汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內(nèi)的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和 進(jìn)入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但 如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握， 使待嚙合的齒輪副圓周速度達(dá)到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差

6、異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使 與離合器主動齒輪聯(lián)結(jié)的質(zhì)量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受 到很大的慣性負(fù)荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起 保護(hù)作用。 1.3 離合器的工作原理 如圖 1-2 所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機(jī)構(gòu)和 操縱機(jī)構(gòu)四部分組成。 圖 1-2 離合器的基本組成和工作原理示意圖 1-曲軸；2-從動軸；3-從動盤；4-飛輪；5-壓盤；6-離合器蓋；7-分離杠桿；8-彈簧；9-分離軸承； 10、15-

7、回位彈簧；11-分離叉；12-踏板；13-拉桿；14-拉桿調(diào)節(jié)叉；16-壓緊彈簧；17-從動盤摩擦片；18- 軸承 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機(jī)扭矩自曲軸傳出，通過飛輪 4 和壓盤借摩擦作 用傳給從動盤 3，在通過從動軸傳給變速器。當(dāng)駕駛員踩下踏板時，通過拉桿， 分離叉、分離套筒和分離軸承 9，將分離杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的 中間是以離合器蓋 6 上的支柱為支點(diǎn)，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧 的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3 兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動 機(jī)的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當(dāng)放開踏板，回位彈簧克服 各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回

8、原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右， 仍將從動盤 3 壓緊在飛輪上 4，這樣發(fā)動機(jī)的扭矩又傳入變速器。 1.4 膜片彈簧離合器 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(jié)構(gòu)大為簡化，質(zhì)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(jī)的轉(zhuǎn)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(qiáng)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

9、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(yán)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(zhuǎn)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(shè)計(jì)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。 River 圖 1-3 膜片彈簧離合器圖 - Strap傳功人 . - Aldi buckling rivet 防抿效f卯釘 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(cè)有支承圈，而后者 借助于固定

10、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(dāng) 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(jié)合狀態(tài)。當(dāng)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(diǎn)發(fā)生反錐形的轉(zhuǎn)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(diǎn)：首先， 由于膜片彈簧具有非線性特性，因此設(shè)計(jì)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

11、緊力實(shí)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(jié) 構(gòu)大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)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(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)點(diǎn)，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(yùn)用，而 且正大力 擴(kuò)展到載貨汽車和重型汽車 上，國外已經(jīng) 設(shè)計(jì)出 了傳遞轉(zhuǎn)矩 為 80~~2000N.m、最大摩擦片外徑達(dá)420的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、 客車、輕型和

12、中型貨車上。甚至某些總質(zhì)量達(dá) 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 操縱采用壓式機(jī)構(gòu)，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。 第二章 離合器設(shè)計(jì) 2.1 離合器的設(shè)計(jì)要求 根據(jù)離合器的功用，它應(yīng)該滿足下列主要要求： （1） 能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大扭矩。為此，離合器的 摩擦力矩（T「）應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大扭矩（Temax ）； Cx emax （2） 接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車 起步?jīng)_撞或抖動； （3） 分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離

13、不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有 一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲； （4） 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質(zhì)量 就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量，換檔時的沖擊即降低； （5） 具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力 （6） 散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑； （7） 操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車 非常重要； （8） 摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)， 要能通過調(diào)整，使離合器正常工作。 2.2 離合器設(shè)計(jì)流程 獲取及 確定與 計(jì)算相 關(guān)的參

14、 數(shù) 獲取及 確定前 后連接 件的接 口參數(shù) 結(jié)構(gòu)方 案確定 2.3 離合器原始數(shù)據(jù) 哈弗H6 2017運(yùn)動版1.5T自動兩驅(qū)豪華型210/2200-4500 汽車的 驅(qū)動形 式 整車整 備質(zhì)量 發(fā)動機(jī) 最大轉(zhuǎn) 速 發(fā)動機(jī) 最大扭 矩 汽車的 總質(zhì)量 離合器 形式 傳動比 汽車 最大 時速 操縱形 式 4X2 1541kg 5600 r/min 210 N ? m 1916kg 機(jī)械、 干式、 單片、 膜片彈 簧 i = 5.2 0 i = 2.5 gi i = 1.6 g2 i = 1 g3 i =07 g4 180 Km/h

15、 液壓式 操縱機(jī) 構(gòu) 2.4 從動盤整體設(shè)計(jì) 2.4.1 摩擦片設(shè)計(jì) 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性 的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T ，離合器的靜摩擦力矩T應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T ，而 c max c c max 離合器傳遞的摩擦力矩T又決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上 c 的總壓緊力P與摩擦片平均摩擦半徑R,即 工 m T = (N ? m) (2.1) c c max 式中：p —離合器的后備系數(shù)(B>1) 該車型發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T 為210N ? m

16、 c max 后備系數(shù)是離合器的重要參數(shù)，選擇時應(yīng)考慮摩擦片磨損后仍能傳遞 T 及 c max 避免起步時滑磨時間過長；同時應(yīng)考慮防止傳動系過載及操縱輕便等。 表2.1后備系數(shù)表 車 型 轎車和輕型貨車 中、重型貨車 越野車和牽引車 后備系 數(shù) 1.2 ?1.75 1.5 ?2.25 2.0 ?3.5 本設(shè)計(jì)是基于哈弗H6汽車的離合器設(shè)計(jì)，該車型屬于轎車類型，故選擇本 次設(shè)計(jì)的后背系數(shù)B在1.2?1.75之間選擇，取P =1.5。 所以T = R^T = 1.5 x 210 = 315N ? m c ' emax 摩擦片外徑由公式：D = K』Temax

17、求得。 式中，Kd為直徑系數(shù)，取值見下表，取$=14.6，得D=211.47mm。 直徑系數(shù)心的取值范圍 車型 直徑系數(shù)KD 乖用車 14.6 最大總質(zhì)量為1.8-14.01的商用車 16.0-18.5 （單片離合器） 13.5-15.0 （雙片離合器） 最大總質(zhì)量大于14.0t商用車 22.5-24.0 摩擦片的尺寸已系列化和標(biāo)準(zhǔn)化，標(biāo)準(zhǔn)如下表所示 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D (mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 內(nèi)徑d(mm) 110 125 140 150 155 165 17

18、5 190 厚度（mm） 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 C'=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 1- C'3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積（mm2） 106 132 160 221 302 402 466 546 根據(jù)表最終確定：外徑D=225mm；內(nèi)徑d=150mm；內(nèi)外徑之比c=0.667。 摩擦片的摩擦因數(shù) f 取決于摩擦片所用的材料

19、及基工作溫度、單位壓力和滑 磨速度等因素。可由表查得：取 f =0.3 摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及 其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設(shè)計(jì)單片離合器，因此Z=2。離合器間隙At是指離合器 處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常 磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。 該間隙At —般為3~4mm。取At=4mm。 滑動摩擦系數(shù)、表面許可溫度、許用單位壓力參考范圍 摩擦副材料 fu 表面許可工作溫度 ［即 鑄鐵對非石棉類 摩擦材料 0.25 ?0.3 250 0.25 ?0.35 離合

20、器的靜摩擦力矩為：Tc = fFZRc 聯(lián)立得: p = * emax 0 nfzD 3(1 — C'3) 帶入數(shù)據(jù)得：單位壓力P° = 0.25MPa < [P°] 摩擦片基本參數(shù)優(yōu)化和校核： 在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核： 1) 摩擦片外徑D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度町不超過65-70m/s： V = —n D X 10-3 = ^ x 5600 X 225 X 10-3 = 65.97 < 65?70m/s ° 60 emax 60 式中：D-摩擦片外徑mm； n -發(fā)動機(jī)最大功率時轉(zhuǎn)速r/min； V-摩擦片最大圓周速度m/ s； 2) 摩

21、擦片的內(nèi)、外徑比&應(yīng)在0.53?0.70范圍內(nèi)，即 0.53 2R。+ 50mm 5) 為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護(hù)過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn) 矩應(yīng)小于其許用值，即 T =—復(fù)—=0.0071 < [T ] c0 nZ(D2-d2) c0 式中，[7；。]為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N?m/mm2)，可按下表選取

22、 經(jīng)檢查，合格。 單位摩擦面積傳遞扭矩的許用值 離合器規(guī)格 < 210 > 210?250 > 250?320 > 325 [7；0]/X 10-2 0.28 0.30 0.35 0.40 6)為降低離合器滑磨時的熱負(fù)荷，防止摩擦片損傷，單位壓力P0的最大范圍為 0.11 ?1.50MPa,即 0.10MP

23、位摩擦面積滑磨(J/mm2),[⑹為其許用值(J/mm?)，對于乘用車: [⑹=0.40J/mm2, W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J ）, 可根據(jù)下式計(jì)算 n2n2 m 丫2 W = 匕（^^） 1800（ 1212 丿 0 g 式中，ma為汽車總質(zhì)量（Kg）； rr為為輪胎滾動半徑（m）； ig為汽車起步時所用變 速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min，計(jì)算時乘用 車取 2000 r/min。其中：i0 = 5.20, % = 2.5,r = 0.36m, = 1465kg，代入式 得 W=26228.9 J,代入得 3 =0.39

24、< 0.40 = [e],合格。 2?4?2扭轉(zhuǎn)減振器 由于發(fā)動機(jī)傳到汽車傳動系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng) 產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)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(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動盤中。 圖&1扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖 1-減振彈簧； 2-從動盤轂； 3-摩擦片 離合器接合時，發(fā)動機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側(cè)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(zhuǎn)動。因?yàn)橛袕椥原h(huán)節(jié)的 作用，所以傳動系受的轉(zhuǎn)動沖擊可以在

25、此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從 動盤轂相對于從動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消 耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來。 扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定 1、 減振器極轉(zhuǎn)矩 T =(1.5?2.0) T ， j e m ax 取 t. = 1.5T =315W?m j emax 2、 摩擦轉(zhuǎn)矩 T = (0.06?0.17) T ，取兀 e max =0.1T =21N?m emax 3、 預(yù)緊力矩T = n 0.05?0.15) T ，取T = 0.1T = 21N ? m e max n emax 4、 扭轉(zhuǎn)角剛度花卩 < 1

26、3T. = 4095W ?匹 丿 rad 5、 扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑 減振彈簧的分布尺寸R的尺寸應(yīng)盡可能大一些，一般取 1 R =（0.60?0.75）d/2 0 其中d為摩擦片內(nèi)徑，結(jié)合d > 2R0 + 50mm得R=50mm，則血=0.67 0 0 d/2 6、扭轉(zhuǎn)減振器彈簧數(shù)目 可參考表選取，由于D=225mm，故選取Z=6。 減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑D 減振彈簧數(shù)目Z 225?250 250?325 325?355 >350 8?10 10以上 確定減振彈簧尺寸 1、減振彈簧總壓力 T 315 F = —j = = 6300N

27、 E R0 50 X 103 1）單個減振彈簧的工作負(fù)荷F 罟=1050N 2）減振彈簧 ① 彈簧中經(jīng)D c 一般由結(jié)構(gòu)布置來決定，通常D =ll~15mm。取D =12mm cc ② 彈簧鋼絲直徑d =3.4mm d二 i'8PDc 二 8 x 1050 x 12 3 兀[t ] \ 兀 x 810 通常取d=3~4mm，所以，取d=4mm ③ 減振彈簧剛度K k K = —— 1000R 2 Z 0j 帶入數(shù)據(jù)得，K=273N/mm ④ 減振彈簧有效圈數(shù)i Ed 4 i 二—— （E二8.3 x 104MPa） 8D 3 K c 帶入數(shù)據(jù)得，

28、i=5.63 ，取i=6 ⑤ 減振彈簧總?cè)?shù)n 一般在6圈左右，總?cè)?shù)n和有效圈數(shù)i間的關(guān)系為n=i+ （1.5~2），取i=8 ⑥ 減振彈簧最小長（高）度l min 指減振彈簧在最大工作負(fù)荷下地工作長（高）度，考慮到此時彈簧的被壓縮 各圈之間仍需要留一定的間隙，可確定為 l = n （d + 6）u 1.1dn = 1.1x 6 x 4 = 26.4mm min ⑦ 減振彈簧總變形量Al 指減振彈簧在最大工作負(fù)荷下所產(chǎn)生的最大壓縮變形，為 Al = fK =1050 273 = 3.85mm ⑧ 減振彈簧自由高度l指減振彈簧無負(fù)荷時的高度，為 0 l = l +

29、Al = 26.4 + 3.85 = 30.25 mm 0 min ⑨ 減振彈簧預(yù)變形量Al'指減震彈簧安裝時的預(yù)壓縮變形，它和選取的預(yù)緊 力矩T有關(guān)，其值為 n Al' = n—— KZ R j0 21x103 273 x 6 x 50 = 0.26mm (3-14) ⑩ 減振彈簧安裝工作高度l，它關(guān)系到從動盤穀等零件窗口尺寸的設(shè)計(jì)，為 (3-15) l = l -Al' = 30.25 -0.26 = 29.99mm 0 3）從動盤鋼片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角* i 減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動鋼片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn) 角*與減震彈簧的工作變

30、形量Al ” （Al” =Al -Al'）有關(guān)，其值為 i Al” * 二 2arcsin 二 4.4 j 2 R o 。 2.4.3 從動盤轂 盤載量Dnve pl are 限位硝Stop pin 草擦片F(xiàn)acing 岸攥片鄭t! Rivet j 菠曲片 Cushion dis c 減推彈筈Spi-iiL￡ 盤殽芯Huh ” 、 問尼片Eushms 從動盤轂 從動盤毅的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側(cè)定心矩形花鍵的動 配合相聯(lián)接，以便從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)從動盤外徑和 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩按GB1144-74選?。ㄒ姳?.1）。從動盤毅花鍵孔鍵齒的

31、有效長度約為 花鍵外徑尺寸的（1.0?1. 4）倍，以保證從動盤毅沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜。 從動盤 外徑 D/mm 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩 T /N ? m e max 表4.1 GB1144-74 花鍵 齒數(shù) 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內(nèi)徑 d/mm 有效 齒長 l/mm 擠壓 應(yīng)力 /MPa 160 50 10 23 18 20 10 180 70 10 26 21 20 11.8 200 110 10 29 23 25 11.3 225 150 10 32 26 30 11.5 250 200

32、10 35 28 35 10.4 280 280 10 35 32 40 12.7 300 310 10 40 32 40 10.7 325 380 10 40 32 45 11.6 350 480 10 40 32 50 13.2 b/mm 花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)彳丁擠壓應(yīng)力c j （嘰及剪切應(yīng)力Tj （嘰的強(qiáng)度校核: 8T e max W 2 一 d 2丿znl 4T 二 e max — \D+dTznlb 式中：D , d —分別為花鍵外徑及內(nèi)徑，mm； n一花鍵齒數(shù)； l, T b—分別為花鍵

33、的有效齒長及鍵齒寬，mm； e max z—從動盤毅的數(shù)目，取1； T 一發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N? mm。 e max 從動盤毅通常由40Cr， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，HRC28?32。 由表4.1選取得： 花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D=32mm； 花鍵內(nèi)徑D=26mm； 鍵齒寬b=4mm； 有效齒長 l=30mm； 擠壓應(yīng)力o =11.3MPa； c 校核 o =19.342MPa； j 得勺=11.26MPar j = 8.45M?，符合強(qiáng)度得要求。 2.4.4 從動片設(shè)計(jì) 從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計(jì)時應(yīng)滿足如下要求： 1） 從

34、動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2） 從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力 均勻，以減小磨損。 因?yàn)榉珠_式彈性從動盤鋼片是將鋼片沿半徑尺寸方向分開，波形彈簧片較薄 且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大，但它在旋轉(zhuǎn)中心。具 有更小的轉(zhuǎn)動慣量。因此本設(shè)計(jì)采用分開式彈性從動盤鋼片 2.5.1 壓緊彈簧布置形式的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。 其中膜片彈簧的主要特點(diǎn)是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與 其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點(diǎn)： （1） 由于膜片彈簧有理想的

35、非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大致 不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力不變。當(dāng)離合器分離時，彈 簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （2） 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，零 件數(shù)目少，質(zhì)量??； （3） 高速旋轉(zhuǎn)時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （4） 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻， 可提高使用壽命； （5） 易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長； 6）平衡性好； 7)有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造工藝較復(fù)雜，對材料質(zhì)

36、量和尺寸精度要求高，其非線性特性 在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能 的提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我 選用膜片彈簧式離合器。 2.5.2 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 1截錐高度H與板厚h比值H的選擇 h H/h對膜片彈簧的彈性特性影響很大，當(dāng)(H/h)〈<2時，F(xiàn)為增函數(shù)，這種彈 簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制。當(dāng)(H/h)二<2，特性 曲線上有一拐點(diǎn)，若(H/h)=1.5~、「2，則特性曲線中段平直，即變形增加但載荷 P幾乎不變，故這種彈簧稱零剛度彈簧。當(dāng)<2

37、曲線中有一 段負(fù)剛度區(qū)域，即變形增加而載荷反而減小。這種特性很適于作為離合器的壓緊 彈簧。因?yàn)榭衫闷湄?fù)剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，達(dá)到操縱省力的目的。 當(dāng)然，負(fù)剛度也不宜過大，以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的 變化。為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大，汽車離合器膜片彈簧通常取 1.5<(H/h)<2。當(dāng)(H/h)=、邁則特性曲線的極小點(diǎn)落在橫坐標(biāo)軸上；當(dāng)(H/h)>2 <2， 則特性曲線具有更大的負(fù)剛度區(qū)且具有載荷為負(fù)值的區(qū)域。這種彈簧適于汽車液 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的- h 一般為1.5?2.0,板厚h為2?4mm 故初選 h=

38、2.5 mm, =2.0 則 H=2h=5 mm h 2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的比值- r 研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直 徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求， R/r 一般為 1.2~1.3。 本設(shè)計(jì)取d二1.25時，摩擦片平均半徑Rc二D^d二225 +150二93.75(mm) D 4 4 對于拉式膜片彈簧的r值，應(yīng)滿足關(guān)系r > R ,故取r=95mm。 則有 R=95x1.25=118.75mm，取 R=120mm 則R 二竺二 1.26 r 120 3膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇 汽車膜

39、片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a—般在9?10。范圍內(nèi), 本設(shè)計(jì)中 a =arctanH/(R-r)二arctan5/(120-95)~11.3°，滿足 9°~15。的 范圍，合格。 4分離指數(shù)目n取n=180 5切槽寬度5、8及半徑r 1 2 e 8 = 3.2 — 3.5mm, 8 = 9 — 10mm 1 2 取 8 =3mm, 8 =10mm, 1 2 r 滿足 r 一 r > 8 ，貝r < r — 8 = 85mm，故取 r =80mm。 e e 2 e 2 e 6壓盤加載點(diǎn)半徑R和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r的確定 1 1 R和r需滿足下列條件： 1 1 1 <

40、R — R < 6 1 0 < r — r < 6 1 故選擇 R =115mm， r = 100mm. 1 1 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑(或 拉式膜片彈簧的壓盤加載點(diǎn)半徑)應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間， 即拉式:二 93.75 < [ = 100 < 2 二 112.5 7 r和r的取值 f o 0< r -r <4 f o 且 3.5 < < 9.0 R — r 1 f 解得可取 r =35mm, r =32mm f 0 2.5.3 膜片彈簧的載荷與變形關(guān)系 膜片彈簧的形狀如以錐型墊片，它具有獨(dú)特的彈性特征，

41、廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造 業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開 的掛狀部分——分離指。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）。因此，碟形彈簧有關(guān)設(shè)計(jì)公式對膜片彈簧也適用。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，用片表示， 加載點(diǎn)間的相對變形（軸向）為入］,則壓緊力F］與變形入］之間的關(guān)系式為： 兀Eh九 1 6(1 -卩2) ln( R / r) (R - r )2 11 R-r (H -九-—)(H - 1 R -r 11 九R - r i 2 R - r 11

42、 式中：E——彈性模量，對于鋼，E二2.1 x 105MPa 卩 泊松比，對于鋼，卩=0.3 H――膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內(nèi)錐高度 h――彈簧鋼板厚度 R――彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑 r――彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑 R1――壓盤加載點(diǎn)半徑 ri――支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 一一三田」T 將數(shù)據(jù)帶入可得 F = 435.61九 3 - 3920.5九 2 + 9801.25九 1 1 1 1 對此式求一次導(dǎo)數(shù) F, = 1306.83九 2 — 7841.0九 + 9801.25 1 1 1 可求出—F1的凹凸點(diǎn) 凸點(diǎn)

43、珀=1.78mm 時，F(xiàn)1=7481.2N 凹點(diǎn)珀=4.22mm 時，F(xiàn)2=4280.2N 對式子求二次導(dǎo)數(shù) F” 二 2613.66九-7841 11 得 拐點(diǎn)珀=3.0mm 時，F(xiàn)3=5880.72N 當(dāng)離合器分離時，膜片彈簧加載點(diǎn)發(fā)生變化。設(shè)分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷 為F2，對應(yīng)此載荷作用點(diǎn)的變形為入2。 由 R - r F =——i x F = 0.23F 2 r - r 1 1 1f r - r 九=—f = 4.33 九 2 R - r 1 11 列出表格 九1 1.78 4.22 3.0 九2 7.71 18.27 13 F

44、1 7481.2 4280.2 5880.72 F2 1720.68 984.45 1352.57 2.5.4 膜片彈簧的應(yīng)力計(jì)算與校核 前述膜片彈簧的載荷與變形之間的關(guān)系式，是在假定膜片彈簧在承載過程中 其子午截面無變形而只是剛性地繞該截面上的某一中性點(diǎn) O 轉(zhuǎn)動的條件下推導(dǎo) 出的。根據(jù)這一假定可知，截面在 O 點(diǎn)處沿圓周方向的切向應(yīng)變?yōu)榱?，因而該點(diǎn)處的切向應(yīng)力亦為零。O點(diǎn)以外的截面上的點(diǎn)，一般均產(chǎn)生切向應(yīng)變，故亦有切 向應(yīng)力。若如圖5.4所示以中性點(diǎn)O為坐標(biāo)原點(diǎn)在子午截面處建立x-y坐標(biāo)系, 則截面上任意點(diǎn)的切向應(yīng)力為： （申） E 叫"—込｝網(wǎng) c =— t

45、1 一卩2 e + x 膜片彈簧工作點(diǎn)位置 式中 ?――碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起） a——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角 碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點(diǎn)的半徑 ， R - r ln( R / r) 為了分析斷面中斷向應(yīng)力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關(guān)系式: 系里呈線性分布。 當(dāng) 時 ，因?yàn)?的值很小，我們可以將 看成 E釦由上式可寫成口心 。此式表明，對于一定的零應(yīng)力分布在 中性點(diǎn)。而與X軸承3夕角的直線上。從式（3.16）可以看出當(dāng)X = -e時無 y = -g■-學(xué) 論取任何值，都有 。顯然，零應(yīng)力直線為K點(diǎn)與O點(diǎn)的連

46、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。 由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點(diǎn)B處切向壓應(yīng)力最大，A處切向拉應(yīng)力最大，分析表 明，B點(diǎn)的切向應(yīng)力最大，計(jì)算膜片彈簧的應(yīng)力只需校核B處應(yīng)力就可以了，將 B點(diǎn)的坐標(biāo)乂= （e-r）和丫#/2，經(jīng)分析有： tB (1—卩 2)r R — r 帶入數(shù)值計(jì)算e = m（R-/7） 120 — 95 ln( 120) ■95) =107mm h 2( e — r) =0.301( rad) q p 切向壓力達(dá)最大值的轉(zhuǎn)角 得a = -858.88N / mm2 tB

47、B 點(diǎn)作為分離指根部的一點(diǎn)，在分離軸承推力 F2 作用下還受有彎曲應(yīng)力 6(r - r ) F o= rB f 2 n ? b ? h 2 r 式中n 分離指根數(shù) n=18 br 單個分離指的根部寬 =11.17mm 2兀r 2兀x 32 = 0 = r 18 18 因此：o = 448.48N / mm2 rB 則 o = Bj o 滿足 Bj o - o

48、要經(jīng)過以下工藝：先對其進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏 體，對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理（將彈簧壓平并保持12?14h）,使其高應(yīng)力區(qū)產(chǎn) 生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力，對膜片彈簧的凹表面進(jìn)行噴丸處理，提高彈簧 疲勞壽命，對分離指進(jìn)行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。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。 2.5.5膜片彈簧材料及制造工藝 國內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了 保證其硬度、幾何形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進(jìn)行一系列 熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理，即沿其分 離

49、狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點(diǎn)后繼續(xù)施加過量的位移，使其過分離 3?8 次，并使其高應(yīng)力區(qū)發(fā)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應(yīng)力。另外，對膜片彈簧的凹 面或雙面進(jìn)行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片彈簧表面，使表層產(chǎn)生塑性 變形，形成一定厚度的表面強(qiáng)化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高疲勞壽 命。 為提高分離指的耐磨性，可對其端部進(jìn)行高頻感應(yīng)加熱淬火或鍍鉻。為了 防止膜片彈簧與壓盤接觸圓形處由于拉應(yīng)力的作用產(chǎn)生裂紋，可對該處進(jìn)行擠壓 處理，以消除應(yīng)力源。 膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般為45? 50HRC,分離指端硬度為55?62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不

50、大于3 個單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火托氏體和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一 般不得超過厚度3%。膜片彈簧的內(nèi)外半徑公差一般為H11和hll,厚度公差 為±0. 025mm，初始底錐角公差為±10°上、下表面的表面粗糙度為1.6口m, 底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態(tài)時，其分離指端的相 互高度差一般要求小于 0.8?1.0mm。 2.6壓盤的設(shè)計(jì) 壓盤的材料選用 HT20-40 鑄造制成。采用傳力片與離合器蓋相連。它要有 一定的質(zhì)量和剛度，以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓 盤應(yīng)與飛輪保持良好的對中，并進(jìn)行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其

51、端面粗糙不低于0.8。壓盤殼用M8X3mm螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另 一端固定在壓盤端面上。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：①壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量；②壓盤應(yīng)具 有較大的剛度。因此，壓盤一般都做得比較厚（一般不小于10mm），而且在內(nèi)緣 做成一定錐度以彌補(bǔ)壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。此外，壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)還應(yīng) 注意加強(qiáng)通風(fēng)冷卻，如雙片離合器的中間壓盤體內(nèi)開有許多徑向通風(fēng)孔。根據(jù)經(jīng) 驗(yàn)、參照同類產(chǎn)品，本次設(shè)計(jì)選取的壓盤外徑為180mm，內(nèi)徑為125mm，厚度為 10mm，材料為3號灰鑄鐵。 2.7操縱機(jī)構(gòu) 2.7.1對離合器操縱機(jī)構(gòu)的基本要求 1） 踏板力要盡可能小， 2） 踏板行

52、程一般在80?150mm內(nèi)，最大不要超過180mm。 3） 應(yīng)有踏板行程調(diào)整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復(fù) 原。 4）應(yīng)有踏板行程限位裝置，以防止操縱機(jī)構(gòu)的零件因受力過大而損壞。 5）應(yīng)有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養(yǎng)方便。 2.7.2 踏板位置 離合器踏板位置以人體左右對稱中心向左移動80?100mm，作為離合器踏板中心 線的位置。 2.7.3 踏板行程 踏板行程S由自由行程S］和工作行程叮兩部分組成，即 S = S + S 12 =S Iof c ) + ZAS_2 c1丿 a b d 2 2 2 2 a bd

53、2 1 1 1 6-1) 式中Sof為分離軸承的自由行程，一般為1.5?3.0mm，反映到踏板上的自由行程 Si—般為20?30mm；本次取2mm。耳、《分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦 片面數(shù)；AS為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：AS =0.85?1.30mm, 本次取 2mm。 取 a1 =320mm、a 2 =60mm、b1 =80mm、b2 =70mm、_1 =18mm、_2 =71mm 圖 6.1 液力操縱機(jī)構(gòu)示意圖 踏板力Ff的計(jì)算 踏板力為 F' Ff = Ls 式中，F(xiàn)'為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機(jī)構(gòu)總傳動 比， i

54、v =叫如必=28.76 厶 a1b1d'^ n為機(jī)械效率，液壓式：n二90 ~ 80 %，機(jī)械式：n=80 ~ 70 %； 樣為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計(jì)時，可忽略之. F'二F2 = 984.67M . =28.76, n=80 %； 則錚=42.8N，合格。 2.8 從動軸的計(jì)算 2.8．1．選材 40Cr 調(diào)質(zhì)鋼可用于載荷較大而無很大沖擊的重要軸，初選 40Cr 調(diào)質(zhì) 2.8．2．確定軸的直徑 d > A3^P/n 式中，A為由材料與受載情況決定的系數(shù)，見表3.11: 軸常用幾種材料的［打及A值 軸的材料 Q曲5-A+ 20 027,

55、5,:仍 (lCrlSNiRTi) 45 40Cr, S5SiMn 3甘SiMnMm 3Crl3 15-25 20-35 25-45 35—56 A 149—126 L35-1J2 126-103 112—97 取 A二100，n 為軸的轉(zhuǎn)速，n二5600 r/min，取 d二60mm。 2.9 分離軸承的壽命計(jì)算 分離軸承的參數(shù) 型號 C T f ￡ n 7212C 61.0KN 1.2 3 5600rpm 則由下式： 106 C 仏=60云（戸親 P = fPFr 得： L =58355h h 參考文獻(xiàn) [1]

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