比亞迪轎車拉式離合器設計[膜片彈簧離合器] F0車型[含高清CAD圖紙和說明書

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第 1 章 緒 論 1.1選題的目的 離合器的設計要求是在任何條件下行駛，既能可靠的傳遞的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備,有能防止傳動系過載，接合時要完全，平順，柔和，保證汽車起動時沒有抖動和沖擊，分離時要迅速，徹底，從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時的變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減少同步器的磨損。應有足夠的吸熱能力和良好的通風能力，以保證工作時的溫度不致過高，延長其使用壽命。應能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)與振動，并且具有吸收振動，緩和沖擊和降低噪聲的能力。操縱輕便，準確，以減輕駕駛員的疲勞。作用在從動盤的總壓力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。具有足夠的強度與動態(tài)平衡，以保證其工作可靠，使用壽命長。結(jié)構簡單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調(diào)整方便等。本次設計，我力爭把離合器設計系統(tǒng)化，為離合器設計者提供一定的參考價值。拋棄傳統(tǒng)的退市膜片彈簧離合器，設計新式的拉式膜片彈簧離合器是本次設計的主要特點。 1.2離合器國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯比其它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。 對于內(nèi)燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功?，F(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅(qū)是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。20世紀20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器[1]。 據(jù)中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計，2009年我國汽車工業(yè)全年產(chǎn)量為1379.10萬輛，同比增長48.3%，其中，乘用車產(chǎn)量為1038.38萬輛，同比增長54.11%；商用車產(chǎn)量為340.72萬輛，同比增長33.02%。我國汽車產(chǎn)量基數(shù)已經(jīng)達到千萬輛規(guī)模，在如此規(guī)?；鶖?shù)的情況下，可見2009年我國汽車銷售市場的火爆場面。由于汽車離合器的需求規(guī)模與整車產(chǎn)量關系密切，過去的一年也是我國汽車離合器總成行業(yè)發(fā)展最好的一年，一改我國汽車離合器行業(yè)增長緩慢的局面。汽車產(chǎn)業(yè)振興政策帶動了我國汽車零部件產(chǎn)業(yè)，從2008年9月美國爆發(fā)的金融危機迅速轉(zhuǎn)化為一場全球性的經(jīng)濟危機。汽車零部件產(chǎn)業(yè)的高速發(fā)展帶動了我國離合器行業(yè)的發(fā)展，根據(jù)我們對主要汽車離合器企業(yè)的統(tǒng)計，我國汽車離合器行業(yè)主要企業(yè)去年銷售收入總體增長幅度達到16.2%，一些企業(yè)如長安離合器、桂林福達、寧波宏協(xié)、榮成黃海、南京法雷奧等還投資擴大生產(chǎn)能力以滿足國內(nèi)主機廠商不斷增長的要求。由于自動檔車型和手動擋車型采用不同的傳動部件，所以它們之間比重發(fā)生的變化也會影響到離合器與液力變矩器兩者產(chǎn)品市場結(jié)構的變化影響到我國傳統(tǒng)汽車離合器行業(yè)發(fā)展的前景。據(jù)統(tǒng)計的結(jié)果顯示，我國乘用車上采用自動變速器的俄車型覆蓋范圍進一步擴大，這反映了近年來自動檔轎車越來越被人們所接受和認可的趨勢，整車廠商也力推自動擋轎車。但根據(jù)中國汽車協(xié)會的統(tǒng)計，我國自動汽車產(chǎn)量比重在最近三年中比重卻在不斷下架，手動檔汽車產(chǎn)量的比重卻在持續(xù)上升。首先固然是與目前國家實施的汽車產(chǎn)業(yè)政策調(diào)整有關，但其次更深層次的原因是我們認為當前中國人均生活水平仍還處于比較低的情況下，汽車仍然是作為一種奢侈消費品和投資的工具，因此在5-10年內(nèi)，我國汽車自動檔仍難占據(jù)主流地位。 1.3離合器的概述 1.3.1 膜片彈簧離合器的概述 膜片彈簧離合器是用膜片彈簧代替了一般螺旋彈簧及分離杠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，其結(jié)構如圖1-1所示。在離合器中采用膜片彈簧做壓簧有很多優(yōu)點。首先，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離桿的作用，使零件數(shù)目減少，重量減輕；其次，離合器結(jié)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，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便。其工作特性見圖1-4。此外，膜片彈簧的安裝位置對離合器的旋轉(zhuǎn)軸線是完全對稱的，因此，它的壓緊力不會受離心力的影響，很適于高速旋轉(zhuǎn)。 離合器壓盤升程和分離軸承行程之間的關系，對膜片彈簧離合器工作性能好壞影響很大。從理論上說，壓盤升程和分離軸承行程之間的關系為線性關系，見圖1-2。但實際上，由于離合器蓋等零件在外力作用下的變形和支承接觸處間隙的存在，在離合器分離過程中，壓盤的升程會有些滯后，如圖1-3所示。并且隨著使用時間的增加、作用次數(shù)的增多以及膜片彈簧安裝方法的不同，會使壓盤開始的升程更往后延。這實際上是減少了壓盤的升程，并有可能導致分離不徹底。 1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸 圖1.1 離合器總成 由于膜片彈簧離合器有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，因而這種離合器在汽車上用得越來越廣。但膜片彈簧離合器設計、制造技術要求比周置螺旋彈簧離合器高，如設計、制造不當，其使用性能可能還不如普通螺旋離合器。 要使膜片彈簧有好的特性，可以從以下兩個方面著手進行： （1） 優(yōu)選膜片彈簧有關幾何尺寸參數(shù)； （2） 改善膜片彈簧與壓盤支撐表面接觸狀態(tài)。 圖1.2 理論曲線 圖1.3 實際曲線 圖1.4 膜片彈簧工作特性 1.3.2離合器的功用 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉(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，一個運轉(zhuǎn)著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機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，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內(nèi)的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉(zhuǎn)動發(fā)動機，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)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。 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到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差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，起保護作用。 1.3.3離合器的工作原理 如圖1-1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2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。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8，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5上的支柱為支點，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)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，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2，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。 1.3.4拉式膜片彈簧離合器與推式的比較 拉式膜片彈簧離合器中的膜片彈簧安裝方向，與傳統(tǒng)的推式結(jié)構相反，并將支承點移動到膜片彈簧最大端附近。接合時，膜片彈簧的大端支承在離合器蓋上，以中部壓緊在壓盤上，將分離軸承向外拉離飛輪實現(xiàn)離合器的分離。 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結(jié)構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更少；拉式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時，可采用尺寸較小的結(jié)構；在接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更輕便，拉式的踏板力比推式的一般可減少約；無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)，拉式結(jié)構的膜片彈簧大端與離合器蓋支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產(chǎn)生沖擊和哭聲；使用壽命更長。 但是，拉式膜片彈簧的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起的，需采用專門的分離軸承如圖1-5所示。結(jié)構較為復雜，安裝拆卸較困難。由于拉式膜片彈簧離合器綜合性能優(yōu)越，目前在各種汽車中的應用日趨廣泛。 表1.1 推式和拉式膜片彈簧優(yōu)缺點比較 項目 類型 離合器蓋變形 分離軸承 膜片彈簧外徑 彈簧 應力 夾緊 載荷 支承 環(huán)數(shù) 設計 負荷 安裝 推式 大 簡單 大 容易 相對小 相對大 相對小 2 拉式 小 復雜 小 較難 相對大 相對小 相對大 1 1-軸承內(nèi)圈 2-軸承外圈 3-軸承罩 4-波形彈簧 5-分離套筒 6-碟形彈簧 7-擋環(huán) 8-鎖環(huán) 圖1.5 拉式自動調(diào)心式分離軸承裝置 1.4 設計主要內(nèi)容 各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構等四部分。離合器的主要功用就是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，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。本章中主要介紹設計的拉式膜片彈簧離合器的結(jié)構、功用及其工作原理，并且與以往推式膜片彈簧相比較，突出了拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點。 第 2 章 離合器基本結(jié)構尺寸、參數(shù)的選擇 表2.1 設計參數(shù) 參數(shù) 項目 參數(shù) 項目 預選車型 比亞迪f0 主要尺寸 3588×1563×1533(m) 整車質(zhì)量 1270(Kg) 最大功率 48/5700(KW) 最高車速 140(Km/h) 最大扭矩 88/3500(N·m) 主減速器傳動比 5.46 一檔傳動比 3.40 2.1 離合器的結(jié)構方案設計 2.1.1 從動盤數(shù)的選擇 1. 單片離合器 對乘用車和最大總質(zhì)量小于6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一遍從動盤。單片離合器結(jié)構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱性良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證接合平順。 2. 雙片離合器 雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦因數(shù)增加一倍，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大；接合更為平順、柔和；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較??；中間壓盤通風散熱性能差，容易引起摩擦片過熱，加快其磨損甚至燒壞；分離行程較大，不易分離徹底，。 3. 多片離合器 多片離合器多為濕式，具有接合更加平順、柔和，摩擦表面溫度較低，磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點。 本次設計為單片離合器。 2.1.2 壓緊彈簧和布置形式的選擇 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： （1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征,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）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，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雜，對材料質(zhì)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，制造工藝和設計方法的逐步完善，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。 2.1.3 膜片彈簧的支撐形式 拉式膜片彈簧的支承結(jié)構形式分為無支承環(huán)形式，將膜片彈簧的大端直接支承在離合器蓋中沖出的環(huán)形凸臺上；單支承環(huán)形式如圖2-1所示，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。 圖2.1 單支承環(huán)支承形式 2.2 離合器基本性能關系式 離合器的基本功能之一是傳遞轉(zhuǎn)矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一，但通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否適合最終取決于試驗驗證。 將離合器轉(zhuǎn)矩容量和發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩關系式： (2.1) 2.3 基本結(jié)構尺寸、參數(shù)的選擇 2.3.1 摩擦片外徑D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(jié)構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定關系。 當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N·m)來選定D時，有公式 (2.2) A=47，小轎車。 表2.2 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 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 根據(jù)表2-1標準尺寸選取 D=180mm，d=125mm，h=3.5mm ，=0.667 ，a=132mm2 。 2.3.2 離合器后備參數(shù)β的確定 表2.3 離合器的后備參數(shù)的取值范圍 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 對小轎車離合器推薦的后備參數(shù)β取值為1.2。 2.3.3 單位壓力P的確定 1） 壓緊力F F=3000β(D+d)/μZ(D2+Dd+d2)=2093.16~2378.59N （2.3） 石棉基材料μ=0.3，單片離合器Z=2。 摩擦片單位壓力P P=F/a=0.159~0.181MPa 2） 單位壓力P 當摩擦片的外徑較大時，要適當降低摩擦面上的單位壓力P，離合器使用頻繁，工作條件比較惡劣時，單位壓力P取較小的值為好，因此只有降低單位壓力P增大摩擦面積，加大容許的磨耗的體積，增加使用磨耗量，才能延長使用時間。 對于采用有機材料為基礎的摩擦面F列數(shù)據(jù)可做參考。 小轎車D≤230mm時，P約為0.25MPa = β=πμZPD3（1-C3） （2.4） 其中 β=1.2，μ=0.3。 P=12β/πμZPD3（1-C3）=0.173MPa （2.5） 表2.4 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 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 表2.5 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力/MPa 石棉基材料 模壓 0.15~0.25 編織 0.25~0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35~0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70~1.50 單位壓力P在容許范圍之內(nèi)，認為所選離合器的尺寸、參數(shù)適合。 2.4 本章小結(jié) 如上一章所述，汽車上所用的摩擦離合器是拉式膜片彈簧離合器，又要靠它的滑磨來使汽車平穩(wěn)起步，工作條件甚為惡劣。因此在設計離合器時，不僅要求它在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，而且還應使它有足夠的使用壽命，本章提供了為以后設計離合器時重要的結(jié)構尺寸和設計參數(shù)。 第 3 章 離合器零件的結(jié)構選型及設計計算 在進行離合器的具體設計時，首先應保證傳遞發(fā)動機最大扭矩為前提，然后滿足下列條件: （1）如前所述，扇形波狀彈簧對置分布鉚接在從動鋼片上，并在從動盤上設置扭轉(zhuǎn)減震器保證離合器接合柔和，摩擦片制成一定錐度（從動盤錐形量約為0.5mm）使其大端面向飛輪，這樣從動盤轂在從動軸（即變速器第一軸）花鍵上易于滑動，有利于離合器徹底分離。 （2）離合器主動部分與從動部分的連接和支撐形式，離合器的主動部分包括飛輪，離合器蓋與他們一起轉(zhuǎn)動并能軸向移動的壓盤，壓盤通過鋼片與離合器蓋相連，離合器從動部分有從動盤，從動軸，從動軸裝在飛輪與壓盤之間，可在從動軸花鍵上滑動，設計時把離合器從動軸的前軸承安裝在發(fā)動機曲軸的中心孔內(nèi)。 （3）離合器從動軸的軸向定位及軸承潤滑，離合器從動軸在安裝后應保持軸向定位，在拆卸時便于離合器中抽出來。因此，設計時使從動軸前軸承外圓與飛輪為過渡配合，而前軸承內(nèi)圈與從動軸為間隙配合，離合器的從動軸軸向定位是靠從動軸后軸承來保證的。離合器分離軸承靠注入黃油潤滑的，而從動軸前軸承靠油杯定期注入潤滑。 為防止?jié)櫥土鞯侥Σ烈r面，造成離合器打滑，除在軸承處安有自緊油封外，還在飛輪上開泄油孔。 （4）離合器運動零件的限位，離合器處于接合時為使壓盤與摩擦片很好接合，應使分離彈簧與分離軸承之間保持一定間隙，這是分離軸承回位彈簧加以保證。分離時，應對踏板的最大行程加以限制。 3.1從動盤總成 從動盤有兩種結(jié)構型式：帶扭轉(zhuǎn)減振器的和不帶扭轉(zhuǎn)減振器的，帶扭轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構如圖3-1所示。 扇形波狀彈簧兩兩對置鉚接與從動鋼片上，兩側(cè)在鉚接摩擦片，鉚釘都采用鋁制埋頭鉚釘，摩擦襯面在鉚接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于0.2mm，從動盤本體采用45號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。 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-減振摩擦片 7-限位銷 8-從動盤轂 10-調(diào)整墊片 11-減振彈簧 12-減振盤 圖3.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤 從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構件，但是其工作壽命薄弱，因此在結(jié)構和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： （1）為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小。 （2）為了保證汽車平穩(wěn)起步，摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性。 （3）為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉(zhuǎn)減振器。 （4）要有足夠的抗爆裂強度。 從動盤的軸向彈性可改善離合器性能，使離合器接合柔和，摩擦面接觸均勻，磨損較小。為使從動盤有軸向彈性，單獨制造扇形波狀彈簧與從動鋼片鉚接。波狀彈簧可用比鋼片輕薄的材料制造，軸向彈性較好，轉(zhuǎn)動慣量小，適宜高速旋轉(zhuǎn)，且彈簧對置分布，彈性好。因此設計中選用此類彈簧。 3.1.1 從動片 （1）設計從動片時， 要盡量減輕其質(zhì)量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，已獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。通常是用1.3～2.0mm厚的鋼板沖壓而成，為了進一步減小從動片的轉(zhuǎn)動慣量，有時將從動片外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm，使其質(zhì)量分布更加靠近旋轉(zhuǎn)中心。 （2）為了使離合器接合平順，保證汽車起步平穩(wěn)，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構。對于單片離合器的乘用車而言，通常只設有一個從動盤。 3.1.2 從動盤轂 從動盤數(shù)及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器，這是因為結(jié)構簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性能好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接順平和等優(yōu)點符合離合器的設計要求。 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)過從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第Ⅰ軸花鍵軸就插在該花鍵孔內(nèi)，從動盤轂和變速器第Ⅰ軸的花鍵接合方式。見下表。 表3.1 從動盤轂花鍵尺寸系列 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉(zhuǎn)矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應力 σj/Mpa 齒數(shù) N 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 花鍵選取后應進行擠壓應力σj（MPa）及剪切應力τj（MPa）的強度校核： （3.1） P--花鍵的齒面?zhèn)让鎵毫? （3.2） （3.3） 式中，--分別為花鍵內(nèi)外徑； h--花鍵的工作高度； Z--從動盤轂的數(shù)目 從動盤轂一般由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應超過20MPa 合格。 3.1.3 從動盤摩擦材料 單片離合器因為結(jié)構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。摩擦片數(shù)為2。 摩擦片要求：摩擦系數(shù)穩(wěn)定、工作溫度、單位壓力的變化對其影響要小，有足夠的機械強度和耐磨性；熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度?。挥欣诮Y(jié)合平順，長期停放離合器摩擦片不會粘著現(xiàn)象的。綜上所述，選擇石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉織物、粘結(jié)劑（樹脂或硅膠）和特種添加劑熱壓制成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右（0.25～0.5之間），其允許的單位壓力在0.2MPa左右。密度小，價格便宜，多年來在汽車離合器上使用效果良好。同時，摩擦片從動鋼片用鉚釘連接，連接可靠，更換摩擦片方便，而且適宜在從動鋼片上裝波形彈簧片以獲得軸向彈性。 1） 摩擦片基本尺寸的確定 D=180mm ，d=125mm ，h=3.5mm。 2） 摩擦片的校核 （1）摩擦片外徑D的選擇應使最大圓周率速度不超過65-70m/s。 （3.4） （2）摩擦片的內(nèi)徑比C應為0.53-0.70范圍內(nèi)。 （3）保證離合器可靠性地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，β應在1.2-4.0之間。 （4）為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 （3.5） 式（3.3）中，——汽車總質(zhì)量(Kg)； ——輪胎滾動半徑（m）； ——汽車起步時所用變速器擋位的傳動比； ——主減速器傳動比； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速r/min。 計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。 其中： m Kg。 （3.6） 經(jīng)過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求 （5）為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm （6）為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應小于其許用值，即 （3.7） 表3.2 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 0．28 0．30 0．35 0．40 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m/mm2)，可查表選取經(jīng)檢查,合格。 （7）離合器的接合升溫 °C （3.8） 式（3.10）中,t——壓盤溫升,不超過°C； c——壓盤的比熱容，J/(Kg·°C)； γ——傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；。 ——壓盤的質(zhì)量；Kg 。 將數(shù)據(jù)帶入（3.8）中得°C，合格。 3.2 壓盤設計 3.2.1 壓盤的驅(qū)動方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種： （1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結(jié)構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。 （2）徑向傳動驅(qū)動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結(jié)構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉(zhuǎn)物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。 （3）徑向傳動片驅(qū)動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結(jié)構特征都與徑向傳動驅(qū)動方式相同。 經(jīng)比較，我選擇徑向傳動驅(qū)動方式。 傳力片在不同的離合器結(jié)構中，起的作用不完全相同。在膜片彈簧離合器中的壓盤傳力片，除了要承擔傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩之外，還要依靠傳力片的彈性作用使壓盤分離。壓盤通過傳力片和離合器蓋相連而被驅(qū)動。根據(jù)對傳力片的功能要求，決定了他的一端用鉚釘固定在壓盤上，另一端用螺釘與離合器蓋相連，它們沿圓周切向分布，一遍布置有3～4組，而每組由3～4個彈性薄片組成。片厚一般為1～1.2mm，保證其既有足夠的軸向彈性使壓盤容易分離，又有足夠的強度不至于因彎曲拉壓而斷裂。 3.2.2 壓盤的選材 壓盤的材料選用HT20-40鑄造制成。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。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于0.8。壓盤殼用M8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。 壓盤是離合器的主要部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動片轉(zhuǎn)動，在單片離合器中的壓盤常采用凸臺式連接方式。 壓盤一般做的比較厚（一般不小于10mm）而且在內(nèi)緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內(nèi)緣的凸起。 壓盤設計時，在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，它不應超過8—10℃。 （3.9） 式中，——溫升； L——滑磨功； c——壓盤比熱容c=544.28J/Kg ； —分配到壓盤上的滑磨功所占百分比； 單片離合器=0.50。 m—壓盤質(zhì)量 取3Kg。 帶入（3.9）中得， ℃ 合格。 壓盤形狀一般比較復雜而且還要求耐磨、傳熱性好，通常要灰鑄鐵鑄成硬度為HB170—227。 凸臺強度校核 （3.10） 式中，F(xiàn)—作用在每個凸臺的力 A—離合器蓋魚凸臺的接觸面積 （3.11） 單片離合器Z=1，=2。 （3.12） 凸臺擠壓應力10—15MPa。 3.3 離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤，此外它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。 1.剛度問題 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形。為了減輕重量和增加剛度，轎車的離合器蓋常用厚度約為3～5mm的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成比較復雜的形狀。 2. 通風散熱問題 試驗表明，摩擦片的磨損是隨壓盤溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面超過°C時摩擦片磨損劇烈增加，正常使用條件的離合器盤，工作表面的瞬時溫度一般在°C以下。在特別頻繁的使用下，壓盤表面的瞬時溫度有可能達到1000℃。過高的溫度能使壓盤受壓變形產(chǎn)生裂紋和碎裂。為使摩擦表面溫度不高，除要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以保證足夠的熱容量外，還要求散熱通風好。改善離合器散熱通風結(jié)構的措施有：在壓盤上設散熱筋，或鼓風筋；在離合器中間壓盤內(nèi)鑄通風槽；將離合器蓋和壓桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風；在離合器外殼內(nèi)裝導流罩。膜片彈簧式離合器本身構造能良好實現(xiàn)通風散熱效果，故不需作另外設置。 3. 對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲軸中心線必須要有良好的定心對中，否則會破壞系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。 3.4 扭轉(zhuǎn)減振器 3.4.1扭轉(zhuǎn)減振器的概述 扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件和阻尼元件等組成，彈性元件的主要作用是降低傳動系的首段扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地散振動能量。因此，扭轉(zhuǎn)減振器具有一下功能： （1） 見底發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。 （2） 增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應振幅，并衰減因沖擊產(chǎn)生的瞬間扭振。 （3） 控制動力傳動系總成怠速時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振及噪聲。 （4） 緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。 3.4.2扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 減振器極轉(zhuǎn)矩: N·m 摩擦轉(zhuǎn)矩: N·m 預緊轉(zhuǎn)矩: N·m 極限轉(zhuǎn)角: ° 圖3.2 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤 3.4.3 減振彈簧的安裝位置 （3.13） 結(jié)合mm，得取40mm，則。 3.4.4 全部減振彈簧總的工作負荷 N （3.14） 3.4.5 單個減振彈簧的工作負荷 N （3.15） 式中：Z——減振彈簧的個數(shù) 根據(jù)表3-3選擇：取Z=6。 表3.3　減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑D/mm 225～250 250～325 325～350 〉350 Z 4～6 6～8 8～10 〉10 3.4.6 減振彈簧尺寸 （1）選擇材料，計算許用應力 根據(jù)《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。 （2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表3-4選擇旋繞比 　表3.4 旋繞比的薦用范圍 d/mm C 確定旋繞比，曲度系數(shù) （3）強度計算 mm （3.16） 與原來的d接近，合格。 中徑： mm；外徑： mm。 （4）極限轉(zhuǎn)角°取 °，則mm （5）剛度計算 彈簧剛度 mm （3.17） 其中，為最小工作力，。 彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數(shù) （3.18） 取，總?cè)?shù)為。 （6）彈簧的最小高度 mm （7）減振彈簧的總變形量 mm （8）減振彈簧的自由高度 mm （9）減振彈簧預緊變形量 mm （10）減振彈簧的安裝高度 mm （11）定位鉚釘?shù)陌惭b位置 取mm，則°，mm，mm，，合格。 3.5 從動軸的計算 3.5.1 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) 。 3.5.2 確定軸的直徑 （3.19） 式中： A——由材料與受載情況決定的系數(shù)。 表3.5 軸常用幾種材料的及A值 軸的材料 Q235-A，20 Q275，35 （1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 15～25 20～35 25～45 35～56 A 149～126 135～112 126～103 112～97 取，n 為軸的轉(zhuǎn)速，r/min，則 mm，取mm。 3.6 本章小結(jié) 離合器是汽車傳動系中的重要部件，他的構造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關，因此首先必須了解汽車傳動系的概貌以及離合器的主要結(jié)構。汽車離合器雖然有摩擦式、液力式、電磁式三種類型，但摩擦式較為廣泛，所以本章系統(tǒng)介紹了膜片彈簧離合器的主要組成部件和結(jié)構特點，并講述了離合器各零件的結(jié)構和材料，以及各部分的連接關系，并根據(jù)任務書中的數(shù)據(jù)進行設計計算，主要有：離合器主要零部件的計算，包括從動盤的設計計算；摩擦片主要參數(shù)的選擇、設計計算以及優(yōu)化；扭轉(zhuǎn)減振器與減震彈簧的計算。本章中最初的原始數(shù)據(jù)與比亞迪F0的數(shù)據(jù)類似，故設計中參考實際車型相比較，驗證數(shù)據(jù)的有效性。 第 4 章 膜片彈簧的設計 4.1 膜片彈簧的概述 從圖4-1中可以看出，膜片彈簧在結(jié)構形狀上分為兩部分，一部分在膜片彈簧大端處，為一個完整的截錐體，膜片彈簧的另一部分就是 它的徑向開槽部分，像一圈伸出的手指，其作用是作為分離桿。離合器的分離正是利用這些徑向開槽部分作為“杠桿”，使其碟簧部分脫開與壓盤的接觸，故又稱它為分離指。分離指與碟簧部分交界處的徑向槽較寬，呈長方形圓孔。 圖4.1 膜片彈簧 膜片彈簧使用優(yōu)質(zhì)高精質(zhì)鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行調(diào)質(zhì)處理，得具有高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持小時），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是φ0.8的白口鐵小丸， 可提高彈簧的疲勞壽命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式鍍鉻。采用乳白鍍鉻，若膜片彈簧許用應力可取為1500～1700N/mm2。 4.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 4.2.1 膜片彈簧主要參數(shù)的計算 1. 比較H/h的選擇 此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析載荷與變形1之間的函數(shù)關系可知，當時，F(xiàn)2為增函數(shù)；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上 圖4.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計 ，h=2.5mm ，則H=5mm 。 2. R/r選擇 通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3 的范圍內(nèi)取值。 本設計中取，摩擦片的平均半徑 mm （4.1） 取mm則mm 則。 3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在°范圍內(nèi)，本設計中 （4.2） 得°在°之間，合格。分離指數(shù)常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數(shù)為18。 4.切槽寬度 mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。 5. 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60Si2MnA，當量應力可取為1600～1700N/mm2。 6. 公差與精度 離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。 圖4.3 膜片彈簧尺寸符號示意圖 4.2.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計 （1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角 應在一定范圍內(nèi)，即 （2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 （3）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半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 拉式： （4）根據(jù)彈簧結(jié)構布置要求，與，與之差應在一定范圍內(nèi)選取，即 （5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，，因此杠桿比應在一定范圍內(nèi)選取，即 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。 4.2.3 膜片彈簧的載荷與變形關系 碟形彈簧的形狀如圖3-2所示的錐型墊片，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結(jié)構的碟形彈簧，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（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設計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，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關系式為: （4.3） 式中： E——彈性模量，對于鋼，； μ——泊松比，對于鋼，μ=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——壓盤加載點半徑； r1——支承環(huán)加載點半徑。 表4.1　膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù) R r R1 r1 H h 95 76 93 78 5 2.5 代入上式（4.3）得 （4.4） 對式（4.4）求一次導數(shù)，可解出λ1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。 凸點：mm時，N 凹點：mm時，N 拐點：mm時，N 當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為λ2。 （4.5） （4.6） 根據(jù)以上公式可求出下列表中數(shù)據(jù)： 　表4.2 膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù) 2.31 5.59 3.39 1.73 4.19 2.97 3678.88 2060.86 2868.86 1618.71 906.78 1262.30 膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧壓平位置，而。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內(nèi)壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C ，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦片時的壓緊力 4.2.4 膜片彈簧的應力計算 假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉(zhuǎn)動。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為： （4.7） 圖4.4 膜片彈簧工作點位置 式中： φ——碟簧部分子午斷面的轉(zhuǎn)角（從自由狀態(tài)算起）； α——碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角； e ——碟簧部分子午斷面內(nèi)中性點的半徑； e=（R-r）/In(R/r) （4.8） 為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將上式寫成Y與X軸的關系式： （4.9） 圖4.5 切向應力在子午斷面的分布 由式（4.9）可知，當膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應力αt在X-Y坐標系里呈線性分布。 當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上?？梢钥闯霎敃r無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內(nèi)側(cè)為壓應力區(qū)，外側(cè)位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內(nèi)緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（4.9）中有 （4.10） 令可以求出切向壓應力達極大值的轉(zhuǎn)角 由于 mm 所以 ，N/mm2 B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應力： （4.11） 式中： n——分離指數(shù)目; n=18 Br——單個分離指的根部寬; mm （4.12） 因此 N/mm2 由于σrB是與切向壓應力σtB垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論，B點的當量應力為： N/mm (4.13) N/mm2 膜片彈簧的設計應力一般都稍高于材料的局限，為提高膜片彈簧的承載能力，一般要經(jīng)過以下工藝：先對其進行調(diào)質(zhì)處理，得到具有較高抗疲勞能力的回火索氏體，對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持12～14h），使其高應力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，提高彈簧疲勞壽命，對分離指進行局部高頻淬火或鍍鋁，以提高其耐磨性。 4.3本章小結(jié) 膜片彈簧的設計比較復雜，按照參考樣件或先期的經(jīng)驗初步選定膜片彈簧的結(jié)構尺寸，然后對其工作彈性、應力強度等作出分析，最終經(jīng)過優(yōu)選定出其合理的結(jié)構尺寸。在本章中詳細對膜片彈簧進行計算分析。 第 5 章 離合器操縱系統(tǒng)的設計 5.1 操縱機構 汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。 離合器操縱機構應滿足的要求是[3]： （1）踏板力要小，轎車一般在80～150N范圍內(nèi)，貨車不大于150～200N； （2）踏板行程對轎車一般在mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過180mm； （3）踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原； （4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞； （5）應具有足夠的剛度； （6）傳動效率要高； （7）發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結(jié)構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。