乘用車摩擦離合器

乘用車摩擦離合器,乘用車,摩擦,磨擦,離合器 遼寧工程技術(shù)大學 1概述 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(gòu)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。其優(yōu)點為：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(jié)構(gòu)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。 膜片彈簧離合器是近年來在乘用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(zhuǎn)矩能力下降。那么可以看出，對于乘用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。 本設計就是設計傳動裝置中的離合器在設計中對各種離合器類型進行分析，探討，最后設計出使用于乘用車車用離合器。 2 離合總體方案的初定 2.1確定所選發(fā)動機的基本參數(shù) 選擇 日本CAMRY V6 200E系列 發(fā)動機最大功率及轉(zhuǎn)速： 108Kw/6000rpm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速： 190N.m/4000rpm 整車總質(zhì)量： 2490Kg 裝載質(zhì)量： 1000Kg 主減速比： 5.83 變速器低檔傳動比： 5.56 輪胎型號： 215/60R16 在設計離合器時，應根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及系列化，通用化，標準化要求等，合理選擇離合器的結(jié)構(gòu)。 在離合器的結(jié)構(gòu)設計時必須綜合考慮以下幾點： 1：保證離合器結(jié)合平順和分離徹底。 2：離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承。 3：離合器軸的軸向定位和軸承潤滑 4：運動零件的限位 5：離合器的調(diào)整。 2.2結(jié)構(gòu)設計 2.2.1 從動盤數(shù)及干濕式選取 根據(jù)已知條件知道乘用車可選取單片干式膜片彈簧摩擦離合器，因為這種結(jié)構(gòu)的離合器結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤結(jié)合平順，廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車上。因此該離合器選取單片干式膜片彈簧離合器。 2.2.2 壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式及布置 離合器的壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)形式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根據(jù)本所設計的離合器的已知系數(shù)和使用條件選取膜片彈簧離合器比較合適。 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（參看2.1圖）。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(zhuǎn)變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤移到膜后移使離合器分離。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(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，也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。當前膜片彈簧離合器的操縱機構(gòu)已經(jīng)為拉式操縱機構(gòu)分為壓式和拉式（見圖2.2）。 圖2.1膜片彈簧離合器的工作原理圖 （a）自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； （c）分離狀態(tài) 圖2.2 (a) 一般壓式操縱 (b)拉式操縱 2.2.3 壓盤的驅(qū)動方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。 壓盤與飛輪的連接方式或驅(qū)動方式有：凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等。近年來廣泛采用彈性傳動片式。因為另外幾種方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約為0.2mm）。這樣在傳動時將產(chǎn)生沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部產(chǎn)生裂紋而造成零件的早期破壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。彈性傳動片是由薄彈簧鋼沖壓而成，其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且一般用3~4組（每組2~3片）沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當發(fā)動機傳動片時受拉，當由車輪滑行時反轉(zhuǎn)受壓。這種利用傳動片驅(qū)動壓盤的方式不緊消除了上述缺點，而且簡化了結(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中。所以該離合器采用彈性傳動片。 2.2.4 分離軸承的類型 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在分離離合器時由于分離軸承旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨，當兩者旋轉(zhuǎn)中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內(nèi)端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調(diào)心式分離裝置。它有內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)軸承，軸承罩，波形片簧中，它由厚約為0.7㎜的65Mn鋼帶制成，油淬、模內(nèi)回火度HRC43～51）及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動1mm左右，所以當膜片相對分離套筒有偏斜時，由于波形片簧能夠產(chǎn)生變形，允許分離軸承產(chǎn)生相對的偏斜，以保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊，也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪音。另外由于分離指與直徑較小的軸承內(nèi)圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。 分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。分離器結(jié)合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3~~4mm間隙，取4mm，以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內(nèi)圈恒轉(zhuǎn)式結(jié)構(gòu)，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端（多為膜片彈簧）經(jīng)常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。 2.2.5 離合器的通風散熱措施 提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統(tǒng)降低其摩擦表面的溫度。在正常使用條件下，離合器的壓盤工作表面的溫度一般均在180℃以下，隨著其溫度的升高，摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過180℃～200℃時，摩擦片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到1000℃。在高溫下壓盤會翹曲變形甚至產(chǎn)生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應具有足夠的質(zhì)量以保證有足夠的熱容量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上設置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合器中間壓盤體內(nèi)鑄出足夠多的導風槽，這種結(jié)構(gòu)措施在單片離合器壓盤上也開始應用；將離合器蓋和壓盤設計成帶有鼓風葉片的結(jié)構(gòu)；在保證有足夠剛度的前提下在離合器蓋上開出較多或較大的通風口，以加強離合器表面的通風散熱和清除摩擦產(chǎn)生的材料粉末，在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內(nèi)裝設冷卻氣流的導罩，以實現(xiàn)對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。為防止壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應有足夠大的剛度。鑒于以上對質(zhì)量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚，本設計取15㎜。 3 離合器基本結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 3.1離合器后備系數(shù)的確定 后備系數(shù) 保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。在開始設計離合器時一般是參照統(tǒng)計質(zhì)料，并根據(jù)汽車的使用條件，離合器結(jié)構(gòu)形式等特點，初步選定后備系數(shù) 。乘用車及總質(zhì)量小于6t的商用車： =1.20—1.75。本設計的是乘用車車用離合器，選定其后備系數(shù)=1.50 3.2單位壓力P的確定 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān). 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣,單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。 前面已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸； 外徑D=225㎜ 內(nèi)徑d=150㎜ 厚度h=3.5㎜ 內(nèi)徑與外徑比值=0.667，且 =0.67在0.53—0.70之間，符合要求。 又初選=1.50運用公式（3.1）可以校核單位壓力P T= T=PD(1－) 式 (3.1) 上式中：因為采用單片離合器，Z取2 對用有機材料摩擦片，在設計時，其摩擦系數(shù)可取=0.3。根據(jù)式（3.1）代入相關(guān)數(shù)據(jù)則得：P=2.27Kg/㎝又可查得：由摩擦片外徑D=225㎜，該離合器摩擦片的單位容許單位壓力[P]為：[P]=2.5 Kg/㎝。也即是摩擦面上的單位壓力P＜[P],沒有超出允許范圍.因此上述各基本結(jié)構(gòu)參數(shù)合適。 3.3 摩擦片外徑及其它尺寸的確定 摩擦片的外徑D是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，所以應先確定摩擦片的外徑D 在確定外徑時，可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式（3.1）計算出： D=100 式(3.1) 式中： D——摩擦片外徑，㎜ T——發(fā)動機最大扭矩，N.m A——和車型及使用條件有關(guān)的常數(shù) 設計原始數(shù)據(jù)：最大轉(zhuǎn)矩 T=190N.m 轎車，采用單片摩擦離合器 A=47 由公式（3.1）代入相關(guān)數(shù)據(jù)，則得： D=201㎜ 根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據(jù)下表3.1“離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)”（即GB1457—74） 表3.1離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D/㎜ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑d/㎜ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/㎜ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 0.532 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/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 可?。耗Σ疗嘘P(guān)標準尺寸： 外徑D=225㎜，內(nèi)徑d=150㎜，厚度h=3.5㎜， 內(nèi)徑與外徑比值C′=0.67 4 離合器膜片彈簧的設計 4.1 膜片彈簧的作用方式選擇及工作過程 由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是膜片彈簧。而膜片彈簧離合器分推式和拉式，在本設計中采用推式結(jié)構(gòu)。膜片彈簧的結(jié)構(gòu)形狀如下圖，它是由彈簧鋼板沖壓而成的。其機構(gòu)如下圖： 圖 4.1 4.2膜片彈簧的彈性變形特性及其工作 膜片彈簧根據(jù)不同的H/h值可以得到不同的特性變形特性。一般可以分成下列四中情況： ⑴＜，⑵=，⑶＜＜2，⑷＞ 其中第三種當變形增加時,載荷反而減少具有這種特性的膜片彈簧很適合用于作為離合器的壓緊彈簧,因為可利用其負剛度區(qū),達到分離離合器時載荷下降,操縱省力的目的,當然負剛度過大也不適宜,以免彈簧工作位置略微變動造成彈簧壓緊力過大.所以選用第三種。膜片彈簧的工作過程如下圖： (a)自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； (c)分離狀態(tài) 圖4.2 4.3 膜片彈簧的參數(shù)尺寸及材料的確定 在設計膜片彈簧時，一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選最合適的尺寸。其結(jié)構(gòu)示意圖見圖4.3 圖4.3膜片彈簧示意簡圖 4.3.1 H/h比值的選取 設計膜片彈簧時，要利用其非線性的彈性變形規(guī)律，因此要正確選擇其特性曲線 的形狀，以獲得最佳性能。一般汽車汽車膜片彈簧的H/h值的范圍在1.5～2.5之間。 取==1.68 4.3.2 R及R/r確定 比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質(zhì)量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.35。對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結(jié)構(gòu)上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。 初步確定R/r==1.31 4.3.3 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在10°～14°之間，≈代入數(shù)值計算可得：=11°15′ 4.3.4 膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r r的值主要由結(jié)構(gòu)決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑，分離軸承作用半徑r大于 r 因為花鍵外徑D=32㎜要使2 r＞D，所以取r=25㎜，r=28㎜ 4.3.5分離指數(shù)目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r 汽車離合器膜片彈簧的分離指數(shù)目n＞12，一般在18左右，采用偶數(shù)，便于制造時模具分度切槽寬≈4㎜，≈12㎜，窗孔半徑r一般情況下由 （r－r）≈(0.8～1.4) ,所以取r－r=1=12㎜ 取n=18, ≈4㎜，≈12㎜, r=70.5 4.3.6 承環(huán)的作用半徑l和膜片與壓盤接觸半徑L 由于采用推式膜片彈簧，l，L的大小將影響膜片彈簧的剛度，一般來說，l值應盡量靠近r而略大與r。L應接近R略小于R。選擇：l=80㎜，L=102㎜ 4.3.7膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA。 4.4 膜片彈簧的計算 由前面已知數(shù)據(jù)：T=190N.m ,D=225㎜,d=150㎜ =1.5,=1.68,=1.31,=11°15′,R=108㎜,r=82.5㎜,H=4.2㎜, h=2.5㎜,l=80㎜,L=102㎜,r=25㎜,r=28㎜,n=18, =4㎜，=12㎜ r=72.5㎜ 根據(jù)：=H－[H－()]+ 式（4.1） 式中，E—彈性模數(shù)，鋼材料取E=2.0×10Mp； —泊松比，鋼材料取0.3 h—彈簧片厚，㎜ H—碟簧部分內(nèi)截錐高，㎜ —大端變形，㎜ R—碟簧部分外半徑（大端半徑），㎜ r—碟簧部分內(nèi)半徑，㎜ L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑，㎜ l—支承環(huán)平均半徑，㎜ 進行強度校核 =H+（L-l）－ 式 （4.2） 代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得:=5.64 而膜片彈簧的大端的最大變形(離合器徹底分離時)=5.13, ＞ 所以可以由下面公式 =+－1 ×－+ 式（4.3） 把有關(guān)數(shù)值代入計算得:=1435.6MPa 因為膜片彈簧的材料為60Si2MnA,該材料許用應力[]為1700--1900MPa，而=1435.6Mpa＜1700，所以該膜片彈簧滿足要求，比較 5 扭轉(zhuǎn)減振器簡單設計 5.1 扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)和工作原理 帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動盤結(jié)構(gòu)簡圖如下圖5.1所示彈簧摩擦式: 圖5.1帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構(gòu)示意圖 1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；6—減振摩擦片 7—減振盤；8—限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設計大多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。減振器結(jié)構(gòu)尺寸簡圖如圖 圖5.2 減振器尺寸簡圖 5.2 減振彈簧的參數(shù)設計 在初步選定減振器的主要參數(shù)過后，即根據(jù)布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關(guān)尺寸。 ⑴減振彈簧的分布半徑R： R的尺寸應盡可能取大些，一般取 R=（0.65～0.75）d／2(式中d為離合器摩擦片內(nèi)徑)所以R=0.7×150／2=52.5㎜ ⑵減振彈簧數(shù)量Z： 參看下表8.1 表8.1減振彈簧數(shù)量選取表 離合器摩擦片外徑/㎜ 減振彈簧數(shù)量Z 225～250 4～6 250～325 6～8 325～350 8～10 ＞350 10以上 查上表8.1可得：Z=6 ⑶全部減振彈簧總的工作負荷P： P=T／R （式中T為極限轉(zhuǎn)矩，其一般不會超過發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的2倍，一般可取T=1.5 T） 所以P= T／R =1.5 T／R=5114N ⑷單個減振彈簧的工作負荷P P= P／Z=5114N／6=681.8N ⑸減振彈簧尺寸 彈簧中徑D:一般由結(jié)構(gòu)布置來決定,通常D=11～15㎜左右,取D=11㎜,彈簧鋼絲直徑d: 通常d取3～4㎜，所以取d=3㎜,在選定T過后，在結(jié)構(gòu)設計范圍內(nèi)選定轉(zhuǎn)角，一般在4°左右，極限可達12°在此選定6°。現(xiàn)在大多數(shù)廠家傾向于采用單級，本設計也采用單級，根據(jù)經(jīng)驗可取： 扭轉(zhuǎn)剛度K=10T=2148N.m／rad。 彈簧剛度K：K==136.3N／㎜ 減振彈簧的有效圈數(shù)i：i= 式中，G為材料的剪切模量，對碳鋼可取G=8.3×10Mpa 代入相關(guān)數(shù)據(jù) i=4.6 減振彈簧的總?cè)?shù)n,一般在6圈左右n=i+（1.5～2）=4.6+1.5=6 所以取n=6 減振彈簧的最小高度l: l=n(d+)≈1.1dn=1.1 ×3×6=19.8㎜ 減振彈簧總變形量： =P／R=681.8／136.3=5.01㎜ 減振彈簧自由高度l= l+=19.8+5.01=24.8㎜ 減振彈簧預變形量：= T=0.12×T=21.48N.m 所以=0.5㎜ 減振彈簧安裝工作高度l= l－=24.3㎜ ⑹從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角:=2arcsin(／2R) 因為=-=4.5㎜,所以=4.92=5° ⑺限位銷與從動盤轂缺口間隙=Rsin 式中R為限位銷的安裝尺寸，取R=53㎜ 所以=4.5, ⑻限位銷直徑d′ d′按結(jié)構(gòu)布置選定，一般d′=9.5～12㎜,所以取d′=10㎜ 6 離合器從動盤總成設計 6.1從動盤結(jié)構(gòu)及工作原理 在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉(zhuǎn)減振的從動盤，其總成為從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減震器等組成。用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖4.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。 圖4.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調(diào)整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤 6.2 從動盤設計要求 (1) 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小，以減少變速器換檔時齒輪間的沖擊。 (2) 從動盤應具有軸向彈性，是離合器接合平順，保證平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等。 (3) 從動盤中應裝有扭轉(zhuǎn)減振器，避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊荷。 6.3 軸向彈性從動盤的結(jié)構(gòu)形式選擇 由于本設計是針對乘用車CAMRY V6 200E，利用階梯形細桿的細端將成對波形片的左片鉚在左側(cè)摩擦片上，并交替的把右片鉚在右側(cè)摩擦片上。這種結(jié)構(gòu)的彈性形成大，彈性特性較理想，可使汽車起步極為平穩(wěn)。 6.4從動盤轂的設計 從動盤轂在變速器第一軸前端的花鍵上，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合，以便在離合器分離和結(jié)合時從動盤轂能夠在軸上自由移動。在設計從動盤轂花鍵時，可以根據(jù)摩擦片外徑D和發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩T來選取。根據(jù)汽車設計P74表2-7 表2-7 從動盤轂花鍵的尺寸 從動盤外徑D/㎜ 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩/N.m 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑/㎜ 花鍵內(nèi)徑/㎜ 齒厚/㎜ 有效齒 長l/㎜ 擠壓應力/M 160 180 200 225 250 280 300 325 350 49 69 108 147 196 275 304 373 471 10 10 10 10 10 10 10 10 10 23 26 29 32 35 35 40 40 40 18 21 23 26 28 32 32 32 32 3 3 4 4 4 4 5 5 5 20 20 25 30 35 40 40 45 50 9.8 11.6 11.1 11.3 10.2 12.5 10.5 11.4 13.0 可得： 花鍵齒數(shù) n=10 花鍵外徑 D′=32㎜ 花鍵內(nèi)徑 d′=26㎜ 齒厚 b=4㎜ 有效齒長 L=30㎜ 本從動盤轂材料選用40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，要求滿足擠壓應力不應超過[]=20MP。 花鍵的尺寸選定后應進行強度校核，由于花鍵的損壞形式主要是表面受力過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力校核，如果應力偏大可以適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵擠壓應力校核公式如下式（4.1）： =（MP） 式(4.1) 式中：P——花鍵的齒側(cè)面壓力，N。它有下式確定： P= 式（4.2） 將式（4.2）代入式(4.1)得： 式（4.3） D′,d′——分別為花鍵的外徑，內(nèi)徑，m Z——從動盤轂的數(shù)目 T——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m n——花鍵齒數(shù) h——花鍵齒工作高度，m；h=()/2 l——花鍵有效長度，m 代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得：=7.53MP，該花鍵轂花鍵的=7.53MP﹤[]=20MP，所以該花鍵轂花鍵的尺寸合適。 6.5摩擦片的選取 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： ⑴應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 ⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 ⑷熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 ⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對摩擦性能的影響應最小 ⑺結(jié)合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 [8]長期停放后，摩擦面間不發(fā)生粘著現(xiàn)象。 目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。但考慮到經(jīng)濟性因素，車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。 7 離合器蓋總成設計 離合器蓋總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支撐環(huán)等 7.1離合器蓋設計 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題： ⑴離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構(gòu)的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 ⑵離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 ⑶離合器的對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中。 7.2壓盤及傳動片設計 7.2.1 壓盤傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 7.2.2壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定，故壓盤的內(nèi)外徑也可因此而確定。 壓盤外徑D=235㎜ 壓盤內(nèi)徑d=140㎜,那么壓盤的的尺寸歸結(jié)為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點： (1)壓盤應有足夠的質(zhì)量 在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)合的時間又短（大約在3秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。 (2)壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚，一般不小于10㎜。在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為15㎜。在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超8°—10°。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。 根據(jù)下面公式（5.1）來進行校核： = 式 (7.1) 式中： ——溫升，℃ L——滑磨功，N.m,L=0.5JW= ,m=m= ——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤=0.50 C——壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，C=544.28J/(㎏·K) m——壓盤質(zhì)量，㎏ 根據(jù)公式（7.1）代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得；=5℃ 此數(shù)值=5℃＜8°—10°。故該厚度符合要求 7.2.3壓盤和傳動片的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料也選擇灰鑄鐵。傳動片材料選用80號鋼。 7.3分離杠桿裝置設計 本設計才用的是膜片彈簧的壓緊機構(gòu)，分離桿的作用由膜片彈簧中的分離指來完成。其結(jié)構(gòu)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(diào)整 7.4支撐環(huán)設計 支撐環(huán)和支撐鉚釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性要好。支撐環(huán)一般采用3.0～4.0mm的碳素彈簧鋼。 8 分離軸承總成及離合器殼體的設計 8.1分離軸承總成設計 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(zhuǎn)，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(zhuǎn)動。 本設計的是膜片彈簧離合器，為了保證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內(nèi)端，采用可以自位（自動調(diào)準中心）的分離裝置，可以彌補因幾何上偏移造成的強烈振動。 自位分離軸承和分離套筒通過碟形彈簧裝配在一起成為一體，碟形彈簧小端卡緊在軸承套筒座的外凸臺部位，其大端壓緊軸承外圈的內(nèi)端面，依靠摩擦把分離軸承與軸承套筒連在一起。圖中間隙A所允許的調(diào)節(jié)量為1.4—2.4㎜。這種軸承的內(nèi)外圈可由80Cr2軸承鋼沖制加工而成，外密封環(huán)用0.5厚板材沖制,表面有硫化氟橡膠,其密封刃口朝向軸承內(nèi)座圈來密封.軸承中分布了15個鋼球。 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上，兩者之間為間隙配合，可以在自由移動，而分離軸承內(nèi)圈與分離套筒座相配合處徑向有0.5㎜的間隙.在離合器處于結(jié)合狀態(tài)時,分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有3—4㎜間隙，以備在摩擦片磨損的情況下，不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩。這個間隙反映為踏板上的一段自由行程。 在本設計中，由前面選擇的花鍵轂花鍵的尺寸（外徑34，內(nèi)徑27）因而根據(jù)有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸數(shù)據(jù)可初選一系列有關(guān)分離軸承和分離套筒及軸頸之間的配合尺寸： 分離軸承內(nèi)徑 分離套筒外徑 分離套筒內(nèi)徑 第一軸軸承蓋軸頸外徑 第一軸軸承蓋軸頸內(nèi)徑 55 53 44 44 38 分離軸承必須進行潤滑，本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑，在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口，而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處。分離套筒的有關(guān)結(jié)構(gòu)見裝配圖。 在軸承的設計過程中，應對其使用壽命和承載能力進行校核計算。在本設計中由于充分考慮到分離軸承的工作條件比較理想，以及每次分離的時間也不太長，因而對該項校核工作不予考慮，也即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求。 8.2離合器殼的設計 在本設計中,由于不知道發(fā)動機曲軸,飛輪等零件的尺寸,因而只有本設計計算出的壓盤以及該離合器的結(jié)構(gòu)特點和以往經(jīng)驗來確定。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(jù)壓盤的尺寸來確定的，該零件的工作圖參見設計圖。該離合器蓋外殼底蓋采用厚為1.5㎜的08鋼板材料沖壓而成,再在表面圖防銹漆 9結(jié)論 隨著汽車發(fā)動機轉(zhuǎn)速、功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。本設計是針對乘用車的膜片彈簧離合器設計，根據(jù)提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速，增加離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和化簡操縱的發(fā)展趨勢，進行了簡單的設計。在設計的過程中遇到了一系列問題，重新復習了已經(jīng)學習過的汽車構(gòu)造，汽車設計等科目，彌補了以前學習的眾多不足。在本次設計中感謝汽車工程系的全體老師的支持和幫助，得到了張強老師的細致指導，對此我表示誠摯的謝意。通過這次設計，收獲很多，相信對我今后的學習生活有很大幫助。 參考文獻 [1] 王望予，汽車設計 第4版[M]，北京: 機械工業(yè)出版社, 2004。 [2] 陳家瑞，汽車構(gòu)造[M]，北京：機械工業(yè)出版社出版，1993。 [3] 濮良貴、紀名剛，機械設計[M]，北京: 高等教育出版社, 2001。 [4] 余志生，汽車理論[M]，北京: 機械工業(yè)出版社，2000。 [5] 過學迅，鄧亞東，汽車設計[M]，北京：人民交通出版社，2005 [6] 廖清林.汽車離合器膜片彈簧的穩(wěn)健優(yōu)化設計[J].重慶工學院學報 .2002. 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