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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 離合器的設(shè)計(jì)要求
在任何條件下行駛，既能可靠的傳遞的發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備,有能防止傳動(dòng)系過(guò)載，接合時(shí)要完全，平順，柔和，保證汽車(chē)起動(dòng)時(shí)沒(méi)有抖動(dòng)和沖擊，分離時(shí)要迅速，徹底，從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換擋時(shí)的變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損。應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)能力，以保證工作時(shí)的溫度不致過(guò)高，延長(zhǎng)其使用壽命。應(yīng)能避免和衰減傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)與振動(dòng)，并且具有吸收振動(dòng)，緩和沖擊和降低噪聲的能力。操縱輕便，準(zhǔn)確，以減輕駕駛員的疲勞。作用在從動(dòng)盤(pán)的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過(guò)程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。具有足夠的強(qiáng)度與動(dòng)態(tài)平衡，以保證其工作可靠，使用壽命長(zhǎng)。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調(diào)整方便等。[1]
1.2 離合器的工作原理
當(dāng)離合器工作時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪是離合器的主動(dòng)部件，帶有摩擦片的從動(dòng)盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)轂借滑動(dòng)花鍵與變速器第一軸（離合器從動(dòng)軸）相連。壓緊彈簧將從動(dòng)盤(pán)緊在飛輪端面上。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動(dòng)盤(pán)接觸面之間的摩擦作用而傳到從動(dòng)盤(pán)上，在由此經(jīng)過(guò)變速器的第一軸和傳動(dòng)系統(tǒng)中一系列部件傳給驅(qū)動(dòng)輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。
由于汽車(chē)在行駛過(guò)程中需經(jīng)常保持動(dòng)力傳遞，而中斷傳動(dòng)只是暫時(shí)的需要，所以汽車(chē)離合器的主動(dòng)部分和從動(dòng)部分應(yīng)經(jīng)常處于接合狀態(tài)。摩擦副之間采用彈簧作為壓緊裝置即是為了適應(yīng)這一要求。欲使離合器分離時(shí)，只要踩下操縱機(jī)構(gòu)中的離合器踏板，套在從動(dòng)盤(pán)轂環(huán)槽中的撥叉便撥動(dòng)從動(dòng)盤(pán)，克服壓緊彈簧的壓力向右移動(dòng)而與飛輪分離，摩擦副之間的摩擦力消失，從而中斷了動(dòng)力傳遞。
當(dāng)需要重新恢復(fù)動(dòng)力傳遞時(shí)，為使汽車(chē)速度和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化比較平穩(wěn)，應(yīng)該適當(dāng)控制放松離合器踏板的速度，使從動(dòng)盤(pán)在壓緊彈簧的壓力作用下向左移動(dòng)，與飛輪恢復(fù)接觸，二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應(yīng)的摩擦力矩也逐漸增加。當(dāng)飛輪和從動(dòng)盤(pán)接合還不緊密，摩擦力矩比較小時(shí)，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動(dòng)盤(pán)接合緊密程度的逐步增大，二者的轉(zhuǎn)速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時(shí)，汽車(chē)速度才與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成正比。[2]
摩擦離合器所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩取決于摩擦副間的最大靜摩擦力矩，而后者又取決于摩擦間的壓緊力、摩擦因數(shù)以及摩擦面的數(shù)目和尺寸。因此，對(duì)于結(jié)構(gòu)一定的離合器來(lái)說(shuō)，最大靜摩擦力矩是一個(gè)定值。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)矩達(dá)到此值時(shí)，則離壓合器出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，因而限制了傳給傳動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩，以防止超載。
由上述工作原理可以看出，摩擦離合器主要由主動(dòng)部分、從動(dòng)部分、壓緊機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)四部分組成。主、從動(dòng)部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動(dòng)力的基本結(jié)構(gòu)，而離合器的操縱機(jī)構(gòu)主要是使離合器分離的裝置。
在保證可靠的傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的前提下，離合器的具體結(jié)構(gòu)應(yīng)能滿(mǎn)足主、從動(dòng)部分分離徹底，接合柔和，從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要盡可能小，散熱良好，操縱輕便，良好的動(dòng)平衡等基本性能要求。
1.3 離合器的分類(lèi)
根據(jù)所用壓緊彈簧布置位置的不同，可分為周布彈簧離合器、中央彈簧離合器和周布斜置彈簧離合器；根據(jù)所用壓緊彈簧形式的不同，可分為圓柱螺旋彈簧離合器、圓錐螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。[3]
膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有碟形結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要有碟形彈簧部分和分離指部分組成。
膜片彈簧兩側(cè)有鋼絲支撐圈，借6個(gè)膜片彈簧固定釘將起安裝在離合器蓋上。再離合器蓋沒(méi)有固定到飛輪上時(shí)，膜片彈簧不受力，處于自由狀態(tài)。此時(shí)離合器蓋與飛輪安裝面之間有一距離。當(dāng)將離合器蓋用連接螺釘固定到飛輪上時(shí)，由于離合器蓋靠近飛輪，后鋼絲支撐圈則壓向膜片彈簧使之發(fā)生彈性變形，膜片彈簧的圓錐角變小，幾乎接近于壓平狀態(tài)。同時(shí)，在膜片彈簧的大端對(duì)壓盤(pán)產(chǎn)生壓緊力，使離合器處于接合狀態(tài)。當(dāng)分離離合器時(shí)，分離軸承作移，膜片彈簧被壓在前鋼絲支撐圈上，其徑向截面以支撐圈為支點(diǎn)右移，膜片彈簧變成反錐形狀，使膜片彈簧大端右移，并通過(guò)分離彈簧鉤拉動(dòng)壓盤(pán)使離合器分離。
1.4 膜片彈簧離合器的優(yōu)點(diǎn)
1、膜片彈簧具有較理想的非線(xiàn)性彈簧特性，彈簧壓力在摩擦片的磨損范圍基本保持不變，因而離合器在工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變，相對(duì)圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時(shí)，彈簧壓力有所下降，從而降低的踏板力。對(duì)于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大增加；
2、磨片彈簧兼壓緊彈簧與分離杠桿的作用，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??；
3、高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，彈簧壓緊力降低很小，性能穩(wěn)定；而圓柱螺旋彈簧壓緊力則降低明顯；
4、磨片彈簧以整個(gè)圓周與壓盤(pán)相接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好磨損均勻；
5、易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)；
6、磨片彈簧中心與離合器中心線(xiàn)重合，平衡性。[2]
1.5 設(shè)計(jì)內(nèi)容
由于膜片彈簧離合器，具有零件數(shù)目少，重量輕，非線(xiàn)性特性好，操縱輕便等優(yōu)點(diǎn)，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本文將設(shè)計(jì)推式膜片彈簧離合器。
本設(shè)計(jì)以北京切諾基汽車(chē)各項(xiàng)參數(shù)和性能為設(shè)計(jì)基礎(chǔ)，所選定汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)提供的最大轉(zhuǎn)矩Temax為200N×m。
第2章 離合器基本參數(shù)的選擇
2.1 離合器基本性能關(guān)系式
離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來(lái)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(yàn)驗(yàn)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(guān)系式，對(duì)于一定的離合器結(jié)構(gòu)而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿(mǎn)足上面的關(guān)系式，就可估算出所設(shè)計(jì)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(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。
顯然，為可靠傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨時(shí)間過(guò)長(zhǎng)，不宜選的太?。粸槭请x合器尺寸不致過(guò)大，減少傳動(dòng)系過(guò)載，保證操縱輕便，不宜選的太大；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率較大、使用條件較好時(shí)，可選的小一些；當(dāng)使用條件惡劣、需要拖帶掛車(chē)時(shí)，為提高起步能力，減少離合器滑磨，可選的大一些；汽車(chē)總質(zhì)量大，也應(yīng)選得越大。
在選擇β時(shí)，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過(guò)大、要能防止傳動(dòng)系過(guò)載。其數(shù)值按表2.1選取，而設(shè)計(jì)本車(chē)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(chē) 型
后備系數(shù)
乘用車(chē)及最大總質(zhì)量小于6t的商用車(chē)
1.20～1.75
最大總質(zhì)量為6～14t的商用車(chē)
1.50～2.25
掛車(chē)
1.80～4.00
2.3 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的選擇
石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價(jià)格低廉等優(yōu)點(diǎn)，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(jié)
在離合器的基本性能關(guān)系式中我們得知要用到后備系數(shù)；摩擦因數(shù)；單位壓力等一些參數(shù)。通過(guò)查閱資料，工具用書(shū)，圖表等我能、我們可以對(duì)一些參數(shù)取值。為我們接下來(lái)的設(shè)計(jì)計(jì)算提供一定幫助。
第3章 離合器從動(dòng)盤(pán)總成設(shè)計(jì)
3.1 摩擦片的設(shè)計(jì)
摩擦片設(shè)計(jì)要求：
①摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)固，工作溫度，單位壓力，滑磨速度的變化對(duì)其影響要??；
②具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與耐磨性；
③密度要小，以減少?gòu)膭?dòng)盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；
④熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出粘合劑力，無(wú)味，不易燒焦；
⑤磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤(pán)表面；
⑥接合時(shí)應(yīng)平順，而不產(chǎn)生“咬合”或“抖動(dòng)”現(xiàn)象；
⑦長(zhǎng)期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象。
離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數(shù)較高、密度較小、制造容易、價(jià)格低廉等優(yōu)點(diǎn)。但它性能不夠穩(wěn)定、摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前主要應(yīng)用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產(chǎn)和使用過(guò)程中對(duì)環(huán)境有影響，對(duì)人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維來(lái)代替石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，但價(jià)格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要應(yīng)用于載荷質(zhì)量較大的商用車(chē)上。
摩擦片與從動(dòng)片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動(dòng)片上安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實(shí)際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力；但更換摩擦片困難，且使從動(dòng)盤(pán)難以安裝波形片，無(wú)軸向彈性，可靠性低。
摩擦片材料：粉末冶金材料（其具有傳熱性好，熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高而且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高及壽命較長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)）。
摩擦片與 從動(dòng)片的連接方式：鉚接（因具連接可靠、更換摩擦片方便、適宜在從動(dòng)盤(pán)上安裝波形片而采用）。
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(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩有一定的關(guān)系。根據(jù)公式3.1：
(3.1)
式中：Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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
得到D=240mm。
計(jì)算離合器的外徑D同時(shí)參考經(jīng)驗(yàn)公式3.2：
(3.2)
式中：A—參考系數(shù)；D—摩擦片外徑；Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
A取47，計(jì)算得到D=234mm。
初選D以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標(biāo)準(zhǔn)化進(jìn)一步確定[6]。
查找標(biāo)準(zhǔn)(GB1457—74)的規(guī)定：
表3.1 離合器尺寸選擇參數(shù)表
摩擦片外徑D/mm
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax/N×m
單片離合器
重 負(fù) 荷
中等負(fù)荷
極 限 值
225
130
150
170
250
170
200
230
……
……
……
……
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=30200mm2 。
對(duì)摩擦片的厚度h，我國(guó)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(duì)摩擦片校核：
1)摩擦片外D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度vD不超過(guò)65～70m/s：
(3.3)
式中：nemax—發(fā)動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速（r/min）；
當(dāng)nemax取6 000時(shí)，代入可得：
vD=70 ≤ 65～70m/s。
2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)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(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動(dòng)系過(guò)載，β應(yīng)在1.2～1.75之間，代入式2—1：
β= Tc/ Temax=1.60∈｛1.20～1.75｝。
4)為了減少汽車(chē)起步過(guò)程中的離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過(guò)高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應(yīng)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(chē)起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可以根據(jù)下式計(jì)算：
(3.5)
式中：ne—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，取2 000r/min；ma—汽車(chē)總質(zhì)量(kg)，取1 200kg；rr—汽車(chē)輪胎滾動(dòng)半徑(m)；ig—汽車(chē)起步時(shí)所用變速器檔位的傳動(dòng)比；數(shù)值取3.8；i0—主減速器傳動(dòng)比，取4.2。
各個(gè)數(shù)值代入3—5式得到：W=14 983J。
把W=14983J和摩擦片的各個(gè)數(shù)值代入式3.4，得：
w=0.338J/mm2≤[w]=0.4J/mm2。
經(jīng)過(guò)校核可知，摩擦片的設(shè)計(jì)符合相應(yīng)的設(shè)計(jì)要求[7]。
3.2 從動(dòng)盤(pán)轂的設(shè)計(jì)
從動(dòng)盤(pán)數(shù)及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器，這是因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動(dòng)件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，散熱性能好，采用軸向有彈性的從動(dòng)盤(pán)時(shí)也能接順平和等優(yōu)點(diǎn)符合離合器的設(shè)計(jì)要求
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動(dòng)盤(pán)轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動(dòng)配合，在離合器分離和結(jié)合的過(guò)程中，從動(dòng)盤(pán)轂就能在花鍵軸上自由滑動(dòng)。我國(guó)生產(chǎn)的離合器，其從動(dòng)盤(pán)轂花鍵多用SAE標(biāo)準(zhǔn)，其有關(guān)尺寸見(jiàn)表
表3.2 從動(dòng)盤(pán)轂花鍵的尺寸
摩擦片的外徑D/mm
發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩
花鍵尺寸
擠壓應(yīng)力
齒數(shù)n
外徑
內(nèi)徑
齒厚
有效齒長(zhǎng)
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
查表3.2，可選花鍵尺寸如下齒數(shù)n=10、外徑mm、內(nèi)徑=28mm、齒厚=4mm、有效齒長(zhǎng)l=35mm
花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過(guò)大而破壞，所以花鍵要進(jìn)行擠壓應(yīng)力計(jì)算，當(dāng)應(yīng)力偏大時(shí)可適當(dāng)增加花鍵轂的軸向長(zhǎng)度。
花鍵的擠壓應(yīng)力sj：
(3.6)
式中：Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(zhǎng)度。
從動(dòng)盤(pán)轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)大于30MPa。
從動(dòng)盤(pán)轂采用鍛鋼（40Cr），采用調(diào)質(zhì)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(duì)減振彈簧窗口及從動(dòng)片配合處，應(yīng)進(jìn)行高頻處理。
3.3 從動(dòng)片和波形彈簧片的設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)從動(dòng)片，要盡量減輕其重量，并使其質(zhì)量的分布可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。為了減小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，從動(dòng)片做的比較薄，一般在1.3mm—2.2mm。根據(jù)設(shè)計(jì)的需要采用從動(dòng)片的厚度為2mm，材料為中碳鋼板（50號(hào)），表面硬度為35～40HRC，結(jié)構(gòu)采用分開(kāi)式彈性從動(dòng)片結(jié)構(gòu)。
波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為40～46HRC，并經(jīng)過(guò)表面發(fā)藍(lán)處理。
3.4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)
1，扭轉(zhuǎn)減震器的組成與功能
扭轉(zhuǎn)減震器主要由彈性元件、阻尼元件等組成。彈性元件的作用是降低傳動(dòng)系的手段扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階段固有頻率，改變系統(tǒng)的故有振型，使其盡可能避開(kāi)由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振動(dòng)能量。因此，扭轉(zhuǎn)減震器具有如下功能；
（1）降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸與傳動(dòng)系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動(dòng)系扭振固有頻率。
（2）增加傳動(dòng)系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)頻率。
（3）控制動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)總成怠速時(shí)離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭轉(zhuǎn)及噪聲。
（4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。
2，扭轉(zhuǎn)減震器的的扭轉(zhuǎn)特性
扭轉(zhuǎn)減振器具有線(xiàn)性和非線(xiàn)性?xún)煞N特性。單級(jí)線(xiàn)性減振器的扭轉(zhuǎn)特性：其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應(yīng)用于汽油機(jī)汽車(chē)中。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)為柴油機(jī)時(shí)由于怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉(zhuǎn)減振器中，另設(shè)置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲。此時(shí)可得到兩級(jí)非線(xiàn)性特性，第一級(jí)的剛度很小，稱(chēng)為怠速級(jí)；第二級(jí)的剛度較大。在柴油機(jī)汽車(chē)中，目前廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線(xiàn)性扭轉(zhuǎn)減振器。
3，由于發(fā)動(dòng)機(jī)傳到汽車(chē)傳動(dòng)系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。若振動(dòng)頻率與傳動(dòng)系的自振頻率相重合會(huì)發(fā)生共振，影響傳動(dòng)系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動(dòng)系所受的沖擊載荷，在許多汽車(chē)的傳動(dòng)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(dòng)盤(pán)中[8]。
a b
圖3.1 扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖
a—靜止?fàn)顟B(tài)；b—工作狀態(tài)
1、2—減振彈簧；3—從動(dòng)盤(pán)本體；4—阻尼片；
離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤(pán)傳給了從動(dòng)盤(pán)兩側(cè)的摩擦片，帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)本體和與從動(dòng)盤(pán)本體鉚接在一起的減振器盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)。動(dòng)盤(pán)本體和減振器盤(pán)又通過(guò)六個(gè)減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動(dòng)盤(pán)轂。因?yàn)橛袕椥原h(huán)節(jié)的作用，所以傳動(dòng)系受的轉(zhuǎn)動(dòng)沖擊可以在此得到緩和。傳動(dòng)系中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)使從動(dòng)盤(pán)轂相對(duì)于動(dòng)盤(pán)本體和減振器盤(pán)來(lái)回轉(zhuǎn)動(dòng)，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能量，將扭轉(zhuǎn)振動(dòng)衰減下來(lái)[9]。
扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)計(jì)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(gè)數(shù)Zj的選取。根據(jù)表3.3，由于D=250mm，所以Zj取6。
表3.3 減振彈簧個(gè)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(shí)為了保證離合器可靠的傳動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)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=55mm。
(4)極限轉(zhuǎn)矩Tj。極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷(xiāo)與從動(dòng)盤(pán)轂之間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷(xiāo)起作用時(shí)的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取：
Tj=(1.5～2.0)Temax (3.7)
式中：Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Tj—極限轉(zhuǎn)矩。
本車(chē)取相應(yīng)系數(shù)為2.0，所以Tj=400N×m。
(5) 扭轉(zhuǎn)角剛度kj 。為了避免引起傳動(dòng)系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線(xiàn)剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸：
kj=KZjR02×103 (3.8)
式中：K—每個(gè)減振彈簧的線(xiàn)性剛度(N/mm)；Zj—減振彈簧的個(gè)數(shù)；R0—減振彈簧位置半徑(m)。
減振器的角剛度既要滿(mǎn)足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿(mǎn)足為了避開(kāi)共振而盡量降低其值的要求，這在實(shí)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(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計(jì)結(jié)果，設(shè)計(jì)時(shí)選kj為：kj ≤13Tj。
由于設(shè)計(jì)的是越野車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)，常工作時(shí)的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動(dòng)機(jī)的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 000N×m。
這樣每個(gè)彈簧的線(xiàn)性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。
(6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm。由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度kj受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩Tm，一般可選：
Tm=(0.06～0.17)Temax (3.9)
式中：Tm—阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩；Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
按經(jīng)驗(yàn)選Tm=0.12Temax=24N。
(7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn。減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)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(dòng)，這是有利的。但Tn不應(yīng)大于Tm，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。?
Tn=(0.05～0.17) Temax (3.10)
式中：Tn—預(yù)緊轉(zhuǎn)矩；Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
取Tn=0.10Temax=20N。
(8)極限轉(zhuǎn)角jj。減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤(pán)轂的極限轉(zhuǎn)角jj為
(3.11)
式中：jj —極限轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)的乘用車(chē)的離合器，所以對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的平順性要求較高，所以jj取9o。
3.5本章小結(jié)
從動(dòng)盤(pán)對(duì)離合器來(lái)說(shuō)是一個(gè)十分重要的部件它由摩擦片；從動(dòng)盤(pán)轂；從動(dòng)片；波形彈簧片；扭轉(zhuǎn)減震器等部件組成。所以其設(shè)計(jì)的好壞對(duì)離合器的總體性能起著決定
性的作用，因此在設(shè)計(jì)過(guò)程中我們要對(duì)其各項(xiàng)結(jié)論精細(xì)的計(jì)算和校核，使其達(dá)到預(yù)期標(biāo)準(zhǔn)。
第4章 離合器壓盤(pán)總成設(shè)計(jì)
4.1 壓盤(pán)的設(shè)計(jì)
壓盤(pán)是離合器的主動(dòng)部分，在傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩時(shí)，它和飛輪一起帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應(yīng)允許壓盤(pán)在離合器分離過(guò)程中自由的做軸向移動(dòng)，使壓盤(pán)和從動(dòng)盤(pán)脫離接觸。壓盤(pán)和飛輪間常用的連接方式有凸臺(tái)式、鍵式和銷(xiāo)式。但這些連接方式在離合器分離和結(jié)合的過(guò)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(dòng)效率。
為了消除上述缺點(diǎn)，在設(shè)計(jì)中采用傳力片式。
在離合器的基本參數(shù)選定后，壓盤(pán)的基本尺寸應(yīng)和摩擦片的外徑和內(nèi)徑相同，確定壓盤(pán)的厚度應(yīng)符合下面四點(diǎn)要求。
(1)壓盤(pán)應(yīng)具有較大質(zhì)量，以增大熱容量，減少溫升。應(yīng)用下式校核壓盤(pán)的一次接合的溫升：
(4.1)
式中：t—壓盤(pán)溫升(oC)；c—壓盤(pán)的比熱容，鑄鐵：c=481.4J/(kg·oC)；m—壓盤(pán)質(zhì)量(kg)，經(jīng)計(jì)算約為4.2kg；W—汽車(chē)起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，經(jīng)上面計(jì)算得W=14 983J；g—傳到壓盤(pán)的熱量所占的比例，對(duì)于單片離合器壓盤(pán)：g=0.5。
根據(jù)式4—1得：t=3.7 oC≤8 oC。
(2)蓋的膜片彈簧支撐處應(yīng)具有高的尺寸精度，否則回造成分離不徹底；
(3)壓盤(pán)應(yīng)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]。
(4)為了便于通風(fēng)散熱，防止摩擦片表面溫度過(guò)高，可在離合器蓋上開(kāi)較大的通風(fēng)窗口，或在蓋上加通風(fēng)扇片，本設(shè)計(jì)采用前者。
與飛輪保持良好的對(duì)中，并要進(jìn)行靜平衡，壓盤(pán)單件的平衡精度不低于15～20g·cm
基于以上四點(diǎn)，選取壓盤(pán)的厚度為12mm。
由于壓盤(pán)的形狀較復(fù)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(jī)械強(qiáng)度[10]。
4.2 離合器蓋的設(shè)計(jì)
(1)離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。應(yīng)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(shí)的分離行程，減小壓盤(pán)升程，嚴(yán)重時(shí)使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當(dāng)?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達(dá)到4mm；在蓋內(nèi)的圓周處翻邊。
離合器蓋應(yīng)和飛輪保持良好的對(duì)中，以免影響總成的平衡和正常的工作，其膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。
(2)離合器蓋的材料。由于設(shè)計(jì)的離合器是乘用車(chē)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(hào)鋼板沖壓而成[11]。
4.3 傳力片的設(shè)計(jì)
傳力片的作用是在離合器接合時(shí)，離合器蓋通過(guò)它來(lái)驅(qū)動(dòng)壓盤(pán)共同旋轉(zhuǎn)，分離時(shí)，又可以利用它的彈性來(lái)牽動(dòng)壓盤(pán)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(shí)要注意，通常情況下傳力片應(yīng)該受拉力[11]。
傳力片的校核：
用公式4.2計(jì)算傳力片的有效長(zhǎng)度：
(4.2)
式中：l１—傳力片的有效長(zhǎng)度；l—傳力片上兩孔之間的距離；—孔的直徑。
用公式4.3計(jì)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(zhǎng)度。
用公式4.4計(jì)算壓盤(pán)和離合器蓋組裝時(shí)的最大應(yīng)力：
(4.4)
式中：σmax—最大應(yīng)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(zhǎng)度；P—傳力片作用力的大小。
帶入數(shù)值計(jì)算得到913MPa
離合器傳扭時(shí)分為正向驅(qū)動(dòng)和反向驅(qū)動(dòng)，用公式4.5計(jì)算正向驅(qū)動(dòng)時(shí)的最大應(yīng)力:
=204.5MPa≤913MPa (4.5)
式中：σmax—最大應(yīng)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??；b—傳力片的寬度；l１—傳力片的有效長(zhǎng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
用公式4.6計(jì)算反向驅(qū)動(dòng)時(shí)的最大應(yīng)力:
=823.5 MPa≤913MPa (4.6)
式中：σmax—最大應(yīng)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??；b—傳力片的寬度；l—傳力片的有效長(zhǎng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。
可見(jiàn)，傳力片的設(shè)計(jì)符合要求。
4.4本章小結(jié)
通過(guò)資料的學(xué)習(xí)我們可知壓盤(pán)的驅(qū)動(dòng)方式有很多種如，傳力銷(xiāo)式；鍵式等。但是，在離合器分離時(shí)，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動(dòng)效率。為了消除上述缺點(diǎn)，近年來(lái)廣泛采用了彈性傳動(dòng)片的傳力方式。所以本設(shè)計(jì)也采用此方式作為此壓盤(pán)的驅(qū)動(dòng)方式。
第5章 膜片彈簧設(shè)計(jì)
5.1 膜片彈簧的初選
設(shè)計(jì)膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進(jìn)行一系列的驗(yàn)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(pán)加載點(diǎn)半徑：R1=118mm；
膜簧支承環(huán)加載點(diǎn)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(xiàn)
膜片彈簧由于它的變形和載荷關(guān)系并不成線(xiàn)性關(guān)系，在壓緊狀態(tài)時(shí)，通過(guò)支承環(huán)和壓盤(pán)在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點(diǎn)相對(duì)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(duì)于剛材料：E=2.1×105MPa；m—材料的泊松比，對(duì)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(dāng)離合器分離時(shí)，膜片彈簧的加載點(diǎn)將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤(pán)的加載點(diǎn)轉(zhuǎn)移到支承環(huán)和分離軸承的加載點(diǎn)，設(shè)分離軸承的加載的力為F2(N)，則有如下的關(guān)系：
(5.2)
把上式代入式5.1則
F1與膜片彈簧末端變形l1關(guān)系為
(5.3)
根據(jù)圖5.2中的膜片彈簧的彈性特征曲線(xiàn)，M和N點(diǎn)為曲線(xiàn)的一階導(dǎo)數(shù)點(diǎn)為0點(diǎn)，而中間的H點(diǎn)位曲線(xiàn)的拐點(diǎn)，即為曲線(xiàn)的二階導(dǎo)數(shù)點(diǎn)為0點(diǎn)，所以：
(5.4) (5.5)
當(dāng)=0時(shí)，得：
(5.6)
式5.6代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm
而B(niǎo)點(diǎn)為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而l1B：0.8l1H≤l1B≤l1H則選l1B=3mm
當(dāng)=0時(shí)，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(diǎn)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(gè)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(diǎn)，Dl=1.6mm，也就是l1A=1.4mm。而C點(diǎn)為離合器徹底分離的的點(diǎn)，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(shí)的力為453N，分離軸承的分離終端時(shí)的用力為98.1N。
5.3 膜片彈簧的校核
在圖5.1中，在Ⅰ點(diǎn)所受的應(yīng)力是最大的，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行許用應(yīng)力的校核：
(5.8)
(5.9)
(5.10)
式中：stI—I點(diǎn)的彎曲應(yīng)力(MPa)；srI—I點(diǎn)的切向壓應(yīng)力(MPa)；sjI—I點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力(MPa)；e—中性點(diǎn)的半徑(mm)，e=(R－r)/ln(R/r)；j—離合器撤離分離時(shí)膜片彈簧相對(duì)于自由狀態(tài)時(shí)的轉(zhuǎn)角；F2—分離時(shí)的分離軸承的力；[sjI]—材料的當(dāng)量應(yīng)力的許用值，采用60Si2MnA時(shí)，[sjI]=1500～1700MPa[19，20]。
經(jīng)過(guò)計(jì)算代入，sjI=stI－srI=1785MPa－352.8MPa=1432.2MPa ≤ [sjI]
校核得知，膜片彈簧的設(shè)計(jì)在允許的范圍內(nèi)，設(shè)計(jì)是合理的。
5.4 膜片彈簧的材料以及制造工藝
材料使用優(yōu)質(zhì)彈簧鋼（60Si2Mn）,并進(jìn)行熱處理，特別要注意表面不能有傷痕。為了避免應(yīng)力集中，在內(nèi)圓周部位的下面要進(jìn)行倒角。倒角的半徑值為R=1～2mm；為了減少?gòu)椈傻碾x散性，同時(shí)為了控制支承點(diǎn)處的間隙，要求板厚有較高的精度；為了防止膜片彈簧在循環(huán)載荷的作用下，產(chǎn)生彈簧的彈力下降（疲勞變形），一般采用下面的方法處理：①?gòu)?qiáng)壓處理②噴丸處理
國(guó)內(nèi)膜片彈簧一般采用60Si2Mn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(duì)膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過(guò)徹底分離點(diǎn)后繼續(xù)施加過(guò)量位移，使其超過(guò)3～8次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生與使用狀態(tài)的反方向的殘余應(yīng)力而達(dá)到強(qiáng)化的目的。一般來(lái)說(shuō)，經(jīng)強(qiáng)壓處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%～30%。另外，對(duì)膜片彈簧的凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理，即以高速?gòu)椡枇鲊娚涞侥瑥椈杀砻?，使表層產(chǎn)生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強(qiáng)化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可提高承載能力和疲勞強(qiáng)度。
為了提高分離指的耐磨性，可對(duì)其端部進(jìn)行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤(pán)接觸圓形處，為了防止由于拉應(yīng)力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對(duì)該處進(jìn)行擠壓處理，以消除應(yīng)力源。
膜片彈簧表面不應(yīng)有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分硬度一般為45～50HRC，分別指端硬度55～62HRC，在同一片上同一范圍內(nèi)的硬度差不大與3個(gè)單位。碟簧部分應(yīng)為均勻的回火屈氏和少量的索氏體。單面脫碳層的深度一般不超過(guò)厚度的3%。膜片彈簧的內(nèi)、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為±0.025mm，初始底錐角公差為±10。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6μm，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(shí)，其分離指端的相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。
5.5本章小結(jié)
通過(guò)初選，我們可以初步確定膜片彈簧的各個(gè)尺寸，用公式分析計(jì)算可得知初選的尺寸是否合理，最后通過(guò)校核，我們得到了符合本設(shè)計(jì)要求的膜片彈簧。
第6章 離合器的滑磨及熱工況
6.1 工況分析
圖6.1給出的是汽車(chē)起步時(shí)的工作過(guò)程。在汽車(chē)起步前，首先要踩下離合器踏板使離合器主從動(dòng)部分分離，在掛如變速器低檔。這時(shí)，離合器主動(dòng)部分的角速度與發(fā)動(dòng)機(jī)的角速度一致，為點(diǎn)；從動(dòng)部分經(jīng)過(guò)傳東西與車(chē)輪相連，其角速度為零。起步時(shí)死機(jī)逐漸放松離合器踏板并逐漸踏下油門(mén)踏板。這時(shí)，可將離合器的接合過(guò)程分為兩個(gè)階段：
圖6.1 汽車(chē)起步時(shí)離合器的工作過(guò)程簡(jiǎn)圖
第一階段：時(shí)間從0到，由于小于，故從動(dòng)部分的角速度仍為零，汽車(chē)不動(dòng)，但離合器開(kāi)始滑磨。
第二階段：時(shí)間從到，此時(shí)由于大于，汽車(chē)開(kāi)始起步，從動(dòng)部分的角速度迅速上升，而發(fā)動(dòng)機(jī)的角速度由開(kāi)始上升到B點(diǎn)后變?yōu)檠杆傧陆?，到時(shí)刻，主、從動(dòng)部分的角速度達(dá)到一致時(shí)候，離合器的滑磨停止，其整個(gè)接合過(guò)程結(jié)束。為滑磨時(shí)間。
換算到離合器從動(dòng)部分上的汽車(chē)阻力矩為：
（6.1）
式中 ——汽車(chē)總質(zhì)量，1820㎏；
——掛車(chē)總質(zhì)量；
——車(chē)輪滾動(dòng)半徑，=0.31725m；
——汽車(chē)的行駛阻力系數(shù)，取=0.1；
——傳動(dòng)系的傳動(dòng)比，=·=3.778×4.235=16；
——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，=0.9；
——重力加速度。
由式（6.1）可得=392.1N·m
圖6.2為研究汽車(chē)起步時(shí)離合器接合過(guò)程的力學(xué)模型。其中為發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)部分（主要是飛輪）和離合器主動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；為汽車(chē)及掛車(chē)的總平移質(zhì)量換算到離合器從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（這里忽略了自離合器從動(dòng)盤(pán)到驅(qū)動(dòng)輪之間全部旋轉(zhuǎn)件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量）。
圖6.2 摩擦離合器接合過(guò)程的力學(xué)模型
為了確定滑磨功，先建立力學(xué)模型所示系統(tǒng)質(zhì)量運(yùn)動(dòng)的微分方程：
（6.2）
其中可由下式確定；
而離合器從動(dòng)部分的角速度為
（6.3）
所以得：
（6.4）
飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量： 初估算飛輪的質(zhì)量為4.5㎏。因此飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.041。
滑磨功為
（6.5）
式中 ——離合器的滑磨角，而 ，因此有，
（6.6）
相對(duì)于和求解這些方程的困難在于，和都是隨時(shí)間變化的，非線(xiàn)性的。為了相對(duì)的評(píng)價(jià)離合器的結(jié)構(gòu)，先不考慮司機(jī)駕駛技能的影響，并假設(shè)離合器為瞬間接合及起步時(shí)離合器的摩擦力矩為常量。為了簡(jiǎn)化問(wèn)題并求解式（6.2）的微分方程，也假設(shè)在離合器滑磨過(guò)程中和亦為常量。則可由求解式（6.2）得出系統(tǒng)主從動(dòng)部分的角速度和隨時(shí)間的變化而變化的表達(dá)式。
主動(dòng)部分： （6.7）
從動(dòng)部分： （6.8）
當(dāng)和的值達(dá)到完全一致時(shí)滑磨過(guò)程完畢。因此，使式（6.7）中的等于式（6.8）中的，則可求出滑磨時(shí)間為：
（4.17）
由上式可得出滑磨時(shí)間=1.3秒。
在上述假設(shè)條件下，系統(tǒng)主、從動(dòng)部分的角速度將與時(shí)間t成線(xiàn)性關(guān)系（圖6. 3）。式（6.6）的積分相當(dāng)于圖4-6中所示的三角形OSD的面積，該面積的大小向大于滑磨角的值。因此，滑磨功可表達(dá)為：
（6.10）
式中 ——離合器的滑磨時(shí)間；
——汽車(chē)開(kāi)始起步時(shí)離合器主動(dòng)部分的初始角速度。，其中 為對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min，設(shè)=2000r/min。
將的表達(dá)式及式（6.9）代入上式，則得
（6.11）
經(jīng)過(guò)整理數(shù)據(jù)，L=31565.58J
由圖6.3可以看到，在發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速及變速器的高檔位下起步，滑磨功會(huì)急劇增大，因?yàn)長(zhǎng)∝;L∝1/的緣故。由式（4.12）也可知∝，因此L∝。由此可見(jiàn)汽車(chē)拖掛車(chē)時(shí)將使其離合器工作狀況顯著惡化。此外，汽車(chē)拖帶掛車(chē)時(shí)，離合器的分離和接合次數(shù)也將增多，這將家具摩擦片的磨損。由上也可看出：離合器的后備系數(shù)越大，也就意味著較大，則滑磨功要減小。
圖 6.3 當(dāng)，和為常量時(shí)和的變化情況
按照式（6.11）計(jì)算的滑磨功式其最小可能值，它與接合是否平順無(wú)關(guān)，可用于對(duì)各型號(hào)車(chē)的離合器工作狀況的比較計(jì)算。離合器的滑磨功L與其從動(dòng)盤(pán)摩擦面積之比，
（6.12）
稱(chēng)為離合器比滑磨功。它是離合器摩擦表面耐磨性的一項(xiàng)評(píng)價(jià)指標(biāo)。當(dāng)汽車(chē)用Ⅰ檔起步且=0.1時(shí)，單片離合器比滑磨功的許用值為。經(jīng)過(guò)計(jì)算，本設(shè)計(jì)中離合器比滑磨功為，符合單片離合器的單片離合器比滑磨功的許用值。
在確定離合器的熱工況時(shí)，通常是計(jì)算壓盤(pán)的溫度，因?yàn)轱w輪的質(zhì)量要比壓盤(pán)的質(zhì)量大得多，其溫升相對(duì)不大。計(jì)算時(shí)假設(shè)它們不向周?chē)?。則熱平衡方程式為：
（6.13）
式中 ——壓盤(pán)的質(zhì)量，初步估算為3㎏；
——傳到壓盤(pán)的熱量所占的比率。對(duì)單片離合器，=0.5；
——壓盤(pán)的比熱容，鑄鐵的比熱容為481.4J/（㎏·℃）；
——溫升，℃；
——滑磨功，J。
則壓盤(pán)的溫升為
9.84℃
對(duì)單車(chē)，一次接合離合器的壓盤(pán)溫升不應(yīng)超過(guò)10℃；計(jì)算所得的溫升是汽車(chē)一次起步的結(jié)果。該算法可用于比較不同類(lèi)型的熱工況。在世界運(yùn)行中，離合器的主從動(dòng)盤(pán)的溫升過(guò)程要復(fù)雜的多。在城市擁擠的交通條件下，對(duì)于模壓石棉基離合器摩擦片來(lái)說(shuō)，長(zhǎng)時(shí)間作用的容許溫度為200℃，而短時(shí)間作用的容許溫度不應(yīng)超過(guò)350℃。
6.2 約束條件
1、摩擦片外徑D（mm）的選取應(yīng)是最大圓周速度，
（6.14）
2、為了保證扭轉(zhuǎn)減震器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減震器彈簧的位置直徑約為50mm，即
3、滑磨功的驗(yàn)算，根據(jù)另一經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)上述的滑磨功值進(jìn)行驗(yàn)算。
（6.15）
為單位摩擦面積滑磨功（）；為需用值（），對(duì)于本車(chē)：=0.40（）；W為汽車(chē)起步時(shí)離合器接合一次產(chǎn)生的總的滑磨功（J）
（6.16）
經(jīng)過(guò)計(jì)算，符合要求。
4、為了反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩保護(hù)自身過(guò)載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于其許用值；
（6.17）
由表6.3，得=0.3。
表6.3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩許用值
離合器規(guī)格（D/mm）
≤210
（D/mm）
＞210~250
（D/mm）
＞250~325
（D/mm）
＞325
（D/mm）
/×10-2
0.28
0.30
0.35
0.40
因此，符合要求。
6.3 本章小結(jié)
而在汽車(chē)使用中，在交通繁忙的城市內(nèi)，起步次數(shù)相當(dāng)頻繁，如果再加上換檔
時(shí)對(duì)離合器的使用，則離合器的接合次數(shù)相當(dāng)頻繁，滑磨相當(dāng)嚴(yán)重。離合器滑磨的嚴(yán)重程度常用滑磨功的大小來(lái)衡量。離合器的滑磨功是指離合器接合過(guò)程中有多少機(jī)械能變成熱能。離合器的滑磨功愈大，則零件的溫升和磨損也會(huì)愈嚴(yán)重?；スΦ拇笮”砻髁穗x合器摩擦表面磨損的嚴(yán)重程度。因此，滑磨與熱工況正確分析對(duì)汽車(chē)的安全行駛十分重要。
結(jié) 論
本文針對(duì)切諾基汽車(chē)設(shè)計(jì)了一款推式膜片彈簧離合器，北京切諾基汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩是離合器設(shè)計(jì)的主要依據(jù)。
設(shè)計(jì)的膜片彈簧離合器，能夠滿(mǎn)足北京切諾基汽車(chē)在正常行駛中，保證汽車(chē)平穩(wěn)起步、順利換擋、防止傳動(dòng)系過(guò)載等基本要求。選擇的離合器后備系數(shù)β應(yīng)適當(dāng)增大，以保證對(duì)離合器的使用要求。
最終確定摩擦片的尺寸為：外徑250mm；內(nèi)徑155mm；厚度3.5mm。材料選用粉末冶金。
膜片彈簧的尺寸，在經(jīng)過(guò)初選后，仔細(xì)分析其受力，結(jié)合離合器的設(shè)計(jì)要求，最終確定尺寸為：大端半徑120mm，碟簧部分100mm，碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高14mm，膜片鋼板厚度2.45mm，膜簧壓盤(pán)加載點(diǎn)半徑118mm，膜簧支承環(huán)加載點(diǎn)半徑99mm，小端內(nèi)徑25mm，分離加載半徑35mm，分離指舌尖切槽寬3.4mm，分離指舌根切槽寬10mm，分離指舌部最寬處半徑75mm。膜片彈簧要求具有較高的尺寸精度，同樣在膜片彈簧的制造中，也需要好的加工工藝。
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致謝
本文從選題、設(shè)計(jì)到說(shuō)明書(shū)撰寫(xiě)的過(guò)程中，得到了導(dǎo)師王瑛璞老師全面、悉心的指導(dǎo)，在此，謹(jǐn)向?qū)熤乱哉\(chéng)摯的敬意和衷心的感謝!過(guò)這次的設(shè)計(jì)，我更深刻地了解了機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造的各方面知識(shí)，對(duì)汽車(chē)設(shè)計(jì)有了全新且比較全面的深刻認(rèn)識(shí)，達(dá)到了前所未有的高度，并鍛煉了獨(dú)立思考解決問(wèn)題的能力。再次向王老師表示衷心的感謝！
最后，借設(shè)計(jì)完成之際，謹(jǐn)向在我的學(xué)習(xí)過(guò)程中為我授課的所有老師表示衷心的感謝!同時(shí)，也對(duì)向參加論文審閱、答辯的專(zhuān)家和老師表示誠(chéng)摯的感謝。
附錄A
對(duì)于手動(dòng)擋的車(chē)型而言，離合器是汽車(chē)動(dòng)力系統(tǒng)的重要部件，它擔(dān)負(fù)著將動(dòng)力與發(fā)動(dòng)機(jī)之間進(jìn)行切斷與連接的工作。在城市道路或者復(fù)雜路段駕駛時(shí)，離合器成了我們最頻繁使用的部件之一，而離合器運(yùn)用的好壞，直接體現(xiàn)了駕駛水平的高低，也體現(xiàn)了對(duì)于車(chē)輛保護(hù)的好壞。正確使用