DCT雙離合器畢業(yè)設計.doc

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1、上海工程技術(shù)大學畢業(yè)設計（論文） 自動變速箱離合器結(jié)構(gòu)設計 目 錄 摘要………………………………………………………………………………… 1 ABSTRACT…………………………………………………………………… 2 1 緒論……………………………………………………………………… 3 1.1選題原因及意義…………………………………………………………… 3 1.2汽車變速箱及其離合器發(fā)展現(xiàn)狀…………………………………………… 4 1.2.1自動變速箱現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢…………………………………………… 4 1.2.2自動變速箱離合器現(xiàn)狀

2、及發(fā)展趨勢…………………………………… 6 1.3當今主流自動變速器離合器介紹……………………………………… 6 1.3.1液力自動變速器(AT)離合器…………………………………… 6 1.3.2電控機械自動變速器(AMT)離合器…………………………… 7 1.3.3無級變速器(CVT)離合器……………………………………… 8 1.3.4雙離合器自動變速器離合器……………………………………… 9 1.4自動變速器離合器結(jié)構(gòu)設計方案………………………………… 9 2 離合器結(jié)構(gòu)設計………………………………………………………… 10 2.1 離合器選型…………………

3、…………………………………………… 10 2.2 干式雙離合器工作原理………………………………………………… 12 2.3 雙離合器基本參數(shù)選擇………………………………………………… 14 2.3.1 基礎公式確立……………………………………………………… 14 2.3.2 β后備系數(shù)的選擇………………………………………………… 15 2.3.3 摩擦系數(shù) μ的選定……………………………………………… 16 2.3.4 膜片彈簧參數(shù)選擇……………………………………………… 16 2.4 本章小結(jié)…………………………………………………………… 17 3 離合器從動

4、盤總成設計……………………………………………… 18 3.1 摩擦片設計……………………………………………………………… 18 3.1.1 摩擦片主要參數(shù)的計算………………………………………………… 18 3.1.2摩擦片尺寸的選用計算……………………………………………… 19 3.1.3摩擦片校核…………………………………………………………… 20 3.2 從動盤轂設計…………………………………………………………… 22 3.3 扭轉(zhuǎn)減振器設計…………………………………………………………… 23 3.4 減振彈簧的設計……………………………………………………………

5、 24 3.5本章小結(jié)………………………………………………………………… 27 4 離合器壓盤設計……………………………………………………… 27 4.1 離合器壓盤設計………………………………………………………… 27 4.1.1 壓盤傳力方式的選擇…………………………………………………… 27 4.1.2 壓盤幾何尺寸確定……………………………………………………… 28 4.1.3 壓盤溫升校核…………………………………………………………… 29 4.3 本章小結(jié)…………………………………………………………………… 30 5 膜片彈簧設計………………………

6、………………………………………… 30 5.1 膜片彈簧……………………………………………………………………… 30 5.2 常開式離合器膜片彈簧的工作特性………………………………………… 31 5.3 膜片彈簧參數(shù)的選擇和計算………………………………………………… 34 5.4 本章小結(jié)…………………………………………………………………… 35 結(jié)論 ……………………………………………………………………………… 36 參考文獻…………………………………………………………………………… 37 2 摘 要

7、 離合器是汽車傳動系中關(guān)鍵總成之一，它被配置在發(fā)動機和變速器之間，起到平穩(wěn)傳遞轉(zhuǎn)矩，防止過載等作用。自動離合器的設計直接關(guān)系到發(fā)動機能否有效傳遞扭矩--即直接關(guān)系到車輛的動力性的好壞。 本文針對現(xiàn)代的小型乘用車，對現(xiàn)有各類離合器進行了性能分析并選擇了雙離合器進行結(jié)構(gòu)設計。然后參閱圖表標準，選擇雙離合器設計所需基本參數(shù)，再對其各部件進行尺寸和應力計算，最后對計算結(jié)果進行校核。本文具體設計了摩擦片、從動盤、扭轉(zhuǎn)減振器、膜片彈簧、壓盤等多個離合器部件，最后經(jīng)過Catia進行總體裝配，由三維模型出圖。 本次設計成果為常用7速干式雙離合器，擬定了詳細的設計、分析、裝配等流程，達到了雙離合器機械效

8、率高的特點。 關(guān)鍵詞：雙離合器，摩擦片，從動盤，膜片彈簧 Structure Design of Automobile Clutch ABSTRACT The clutch of automatic transmission is an important part of the automobile transmission system, it connect directly with the engine and it can transfer torque smoothly, preventing ove

9、rload and undertake other functions. The design of the automatic clutch is directly related to the engines ability to transmit torque effectively, which is what directly related to the power of the vehicle. This thesis aims at modern passenger car, analysis varieties of clutches’ performance an

10、d chose DCT as the design target. Then according to the vehicle parameters that have been determined to choose basic parameters and constraints. At the same time, select the dual clutch components. After calculation, make the parameters checking. The thesis particularly designed the friction plate,

11、Clutch disc, torsional damper, diaphragm spring, pressure plate and other clutch parts. At last, assemble the clutch by Catia and drawing from the three-dimensional model. The design result is the commonly used 7 speed dry dual clutch,designed a detail process and The characteristics of high effic

12、iency of dual clutch are achieved. Key words: dual clutch, friction plate, driven plate, diaphragm spring 自動變速箱離合器結(jié)構(gòu)設計 吳琦 062111116 1 緒論 21世紀以來中國科技發(fā)展逐步跟上了世界的軌跡，汽車行業(yè)也未曾于此落后。隨著中國經(jīng)濟的超速發(fā)展，人們越來越傾向于高科技與舒適性，傳統(tǒng)的手動檔——機械變速器已不能再滿足國人的需求。確實，在現(xiàn)今的中低端汽車市場中，手動變速器的車輛仍然是隨處可見的，可是與自動變速

13、器相比較，它已處在退役邊緣。自動控制檔位在日常家用中將有很大的可能性能夠完全代替它的前輩，手動變速箱[2]。 現(xiàn)在的汽車市場顯示，中低檔車存在手動變速器較多，而中高檔車輛幾乎已經(jīng)完全普及自動變速器。目前，國內(nèi)自動變速器的價格相對于手動變速器依舊較高，而對于中低端的市場開拓來說，這是不利的。而針對自動變速器的研究和開發(fā)就是要降低自動變速器的市場價格，簡化結(jié)構(gòu)的同時并同時盡量提高其性能，設計出能沖入中低端市場的自動變速器。由此可見，自動變速器未來的的發(fā)展空間仍然非?？陀^，值得我們投入資源去進行研究和開發(fā)，創(chuàng)造更加舒適的駕駛條件。 1.1 選題原因及意義 如今，離合器的各項核心技術(shù)都主要掌握在

14、國外先進汽車企業(yè)中，它們對我國的態(tài)度大多都是只賣產(chǎn)品不賣技術(shù)，在中國的合作也只是堅持只生產(chǎn)不研發(fā)的策略，以便達到核心技術(shù)壟斷。 在這種國外先進汽車及其零部件企業(yè)對中國車企技術(shù)封鎖的大背景下，國產(chǎn)汽車想要得到一定的發(fā)展，并拉進與國外老牌先進汽車的技術(shù)差距就只能通過國人自己努力不懈的研發(fā)，并掌握屬于自己的核心技術(shù)。若只靠進口國外的成熟產(chǎn)品卻無法掌握其核心技術(shù)，那么中國車企將永遠只起到組裝的作用，無法擁有屬于國人的先進汽車和技術(shù)。作為學習了四年汽車工程知識的當代大學生，希望可以通過自己的努力和對汽車設計尚不成熟的認知，為國產(chǎn)汽車技術(shù)帶來哪怕是一點點的綿薄之力。 1.2 汽車變速箱及其離合器發(fā)展現(xiàn)

15、狀 1.2.1 自動變速箱現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 車輛銷售量在國內(nèi)外日益提升，很多家庭甚至擁有兩臺及以上的家用車，離合器作為汽車行業(yè)的上游產(chǎn)業(yè)，自然隨著汽車銷售量的增大而增加。離合器是有手動檔和自動檔兩種種類之分的，根據(jù)國內(nèi)汽車市場銷售報告，除去出租車公司的大批量訂單之外（出租車全部配備手動變速箱），散戶在購買車輛時選擇自動檔的概率達到92.1%，許多豪華級車輛品牌，譬如奧迪、奔馳、凱迪拉克、雷克薩斯、克萊斯勒等在4S店已經(jīng)全線停止供應手動檔配置車輛，如此現(xiàn)狀清晰的體現(xiàn)了自動控制檔位的技術(shù)在現(xiàn)代汽車零配件市場的地位。 自動變速箱在90年代時還是大眾普及率比較少的一種變速器，現(xiàn)如今已經(jīng)是使用率最高

16、的一種變速器了。自動變速箱從1939年被研發(fā)出來至今已經(jīng)擁有70多年的歷史，在這段時間里，它的技術(shù)一直在各國工業(yè)科學家的手中創(chuàng)新和改進?？萍嫉目焖龠M步導致了人們對車輛各種性能的要求日益新高。與傳統(tǒng)的手動變速箱相比較，自動變速箱的性能并不輸于前者，雖然結(jié)構(gòu)相對比較復雜，但是不用手動換擋這個特點使得自動變速箱愈發(fā)受到絕大多數(shù)消費者的垂青，尤其在這幾年中，自動變速箱已經(jīng)能更優(yōu)秀地同時具備舒適性、經(jīng)濟性以及高機械傳動性等性能，這些性能特點使其在世界各地汽車市場中能夠占據(jù)愈發(fā)高的配備率。目前國內(nèi)外的主流自動變速箱主要有四種形，它們是：液力自動變速箱（AT）、電控機械式自動變速箱（AMT）、無極式自動變速

17、箱（CVT）、雙離合自動變速箱（DCT）。從目前國內(nèi)外汽車變速箱的裝備現(xiàn)狀上來看，此四種變速箱在工作方式和結(jié)構(gòu)上各具它們的優(yōu)勢，國內(nèi)外各個品牌的汽車廠家都在不斷加快對現(xiàn)有變速器的改革和新品種的創(chuàng)新，而其目標只有一個，那就是以高科技這一點為特色，從而能夠奪取更大的市場份額[1]。 上文提及的幾種變速箱特點、結(jié)構(gòu)、工作模式包括零部件材料都各不相同，所以各個不同種類的變速箱根據(jù)其優(yōu)勢和劣勢都有它們相對應的發(fā)展趨勢。優(yōu)勢劣勢及其對應發(fā)展趨勢如表1.1、1.2。 表1.1 各變速器的優(yōu)勢劣勢 各變速器 優(yōu)勢 劣勢 液力自動變速器 1.舒適性好 1.

18、傳遞效率低、燃油經(jīng)濟系差 2.功率傳遞能力強 2.結(jié)構(gòu)較復雜、制造成本高 3.零件使用壽命長 3.變矩范圍有限、有換擋沖擊 電控機械式自動變速器 1.傳動效率高、燃油經(jīng)濟性最好 1.換擋不平穩(wěn)、舒適性差 2.控制參量多、自動化難度大 2.結(jié)構(gòu)簡單、制造維護成本低 3.適用于多種車型 無極式自動變速器 1.無實際檔位，舒適性好 1.扭矩傳遞范圍有限 2.結(jié)構(gòu)簡單、體積小 2.傳動帶易磨損，使用壽命短 3.傳動效率高，功率損失少 3.制造繁復、核心零件需進口 雙離合自動變速器 1.換擋時間短 1.電控系統(tǒng)復雜、實現(xiàn)難度大 2.

19、加速性能好、燃油經(jīng)濟性高 2.生產(chǎn)成本高 3.無功率傳遞限制 3.核心控制模塊被少數(shù)國外廠商掌控、普及性差 表1.2為各變速箱型針對其現(xiàn)有缺陷的技術(shù)發(fā)展趨勢。 表1.2 各變速箱型發(fā)展趨勢 AT技術(shù)發(fā)展趨勢 ATM技術(shù)發(fā)展趨勢 CVT技術(shù)發(fā)展趨勢 DCT技術(shù)發(fā)展趨勢 傳動系向多速發(fā)展 提高系統(tǒng)可靠性 協(xié)調(diào)化控制 精確換擋 提高扭矩傳動效率 滑輪優(yōu)化設計 提高在混合動力車上的應用率 提高換擋性能 完善控制技術(shù) 滿足運動車型的需求 簡化電控系統(tǒng) 液力變矩器結(jié)構(gòu)優(yōu)化 總成輕量化 降低工作噪音 換擋控制平穩(wěn)性優(yōu)化 由上方數(shù)個表格可看出車

20、輛變速器器的大致發(fā)展趨勢主要注重在： (1） 動力傳遞 (2） 電控精確性 (3） 電控系統(tǒng)簡化 (4） 降低成本 (5） 舒適性 (6） 經(jīng)濟性 1.2.2 自動變速箱離合器現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1885年末，戴姆勒制造出第一輛四輪汽車，當時的技術(shù)導致車輛并沒有裝備變速器，但是已經(jīng)采取了齒輪嚙合的傳動手段，依靠齒輪把動力傳遞到傳送帶上，再由傳送帶再帶動車軸轉(zhuǎn)動。直到1889年，戴姆勒首次在四輪汽車上使用四速變速箱及摩擦離合器。直到上世紀90年代，第一款能夠批量生產(chǎn)的自動離合器問世，此技術(shù)最早來自于德國，當ECU被加裝在離合器上使奔馳產(chǎn)品取得了成功之后，其它老字號品牌如奧迪、寶馬、保

21、時捷等都相繼研發(fā)裝備了屬于自己技術(shù)體系的自動離合器。 目前，幾乎所有離合器都采用膜片彈簧模式，最早的錐形離合器由于技術(shù)較為落后，并因其不再能滿足現(xiàn)代車輛傳遞發(fā)動機高扭矩的能力而銷聲匿跡。自動離合器因為不需要駕駛員手動逐步換擋而備受市場追捧。在排量及扭矩輸出較小的輕型轎車中，多使用單片或者多片干式離合器，在排量及輸出扭矩相對較大的中大型車中，多使用濕式離合器。隨著國人逐漸富足，擁有能力購買車輛的人越來越多，汽車銷量增大直接導致離合器的銷量增加，為了滿足市場的需要科研人員們也逐步設計出了很多具有各自特點的離合器，從最基礎的螺旋彈簧離合器，到液力變矩器，再到最新的電磁離合器等。 從汽車推廣上來看

22、，這些年來車輛的關(guān)注點越加朝著經(jīng)濟性和舒適性靠攏。變速箱的傳遞效率決定經(jīng)濟性，電控單元的精確控制決定舒適性?？萍及l(fā)展也不光局限在自動控制方面，各種車輛的功率扭矩也逐漸的加大，車速越來越快，變速箱的載荷也越來越高，因此性能更好的離合器在市場上廣泛需求。綜上，離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞、自動控制、使用壽命及更加平順的換擋將會成為變速箱主要科研攻關(guān)方向。 1.3 當今主流自動變速器的離合器介紹 1.3.1 液力自動變速器(AT)離合器 AT是第一種被研發(fā)出來并大規(guī)模投入市場融入人們生活的自動變速器。液力變矩器在其中起到了離合器的作用。液力變矩器主要是由泵輪、渦輪和導輪等零件組成，通過傳動液壓推動變速撥片

23、來調(diào)整齒輪比，從而達到所謂“變速”的效果。到如今已是2015年，自動變速器問世已經(jīng)達到70多年，其技術(shù)的研究與發(fā)展已經(jīng)十分成熟，在一般的家用系列轎車配備中占了很大的比例，不過由于新的技術(shù)不斷完善，它將慢慢被更高級的變速技術(shù)取代。 圖1.1 液力自動變速器結(jié)構(gòu)圖 1.3.2 電控機械自動變速器(AMT)離合器 AMT的離合器依靠著三個電磁閥來控制，通過油壓推動活塞來完成它的各種工作。控制單元會接收從離合器傳來的電子信號，來自主判斷離合器的工況，由此離合器便能隨情況變化運作，使變速箱正常運行。 圖1.2 電磁閥截面圖 1.3.3 無級變速器(CVT)離合器 無級變速器的

24、離合器是裝配在液力變矩器內(nèi)的。一共有兩種：單向離合器、鎖止離合器。單向離合器的作用是在車速低的時候固定住導輪，起到增矩作用。鎖止離合器：液力變矩器工作時依靠自動變速器的循環(huán)流動傳遞動力，在泵輪與渦輪之間存在著至少4%~5%的轉(zhuǎn)速差。由此可以看出，液力變矩器并不能完全傳遞發(fā)動機的動力，而是會產(chǎn)生一定機械效率的損失。所以科研人員在這個基礎上又設計了鎖止離合器，鎖止效果使發(fā)動機動力幾乎全部都能傳遞出來。達到更高經(jīng)濟性的效果。 圖1.3 單向離合器結(jié)構(gòu)圖 1.3.4 雙離合器自動變速器（DCT）離合器 大家都知道雙離合變速箱在不間斷的傳遞動力方面有著非常大的經(jīng)濟性優(yōu)勢，但是要做到這一

25、點并不是這么容易的。其結(jié)構(gòu)的復雜程度幾乎超過其它所有變速箱的離合器結(jié)構(gòu)。首先，在雙離合變速器內(nèi)布置著兩組離合器，并且這兩組離合器都是依靠電子控制而且全都是由液壓系統(tǒng)推動工作的，此種變速箱依靠著兩組離合器不斷配合工作來實現(xiàn)換擋的無縫接合。由此可見，這種雙離合的結(jié)構(gòu)設計已經(jīng)完全推顛覆了之前所有其它形式的變速箱結(jié)構(gòu)，開創(chuàng)出了一片新的離合器領(lǐng)域。 圖1.4 雙離合器工作原理圖 1.4 自動變速器離合器結(jié)構(gòu)設計計劃方案 （1）離合器種類選定 選擇本次課題所要設計的離合器種類，并給出詳細的依據(jù)。 （2）離合器基本參數(shù)選擇 首先根據(jù)離合器整體參數(shù)設計需

26、求選取合適的計算表達式，其次對后備系數(shù)，摩擦系數(shù)，膜片彈簧鋼板厚度、截錐高度等基本參數(shù)進行選定。 （3）離合器從動盤總成設計 此部分設計主要涉及三個部件，分別為摩擦片、從動盤轂和扭轉(zhuǎn)減振器。首先，查閱資料掌握摩擦片的特質(zhì)，然后開始進行摩擦片尺寸選型，之后計算出它的摩擦力有效半徑和單位壓力，最后進行數(shù)據(jù)校核。從動盤轂的設計流程包括花鍵的尺寸選擇和擠壓應力以及剪切應力的強度校核。扭轉(zhuǎn)減振器的設計包括四個主要參數(shù)（極限轉(zhuǎn)矩、扭轉(zhuǎn)剛度、預緊轉(zhuǎn)矩、摩擦轉(zhuǎn)矩）的計算和減震彈簧的設計計算。 （4）離合器壓盤設計 本部分設計主要是選擇它的材料和尺寸，其尺寸包括內(nèi)外徑、凸臺高度和

27、壓盤厚度。在所需尺寸計算完成后進行對壓盤的溫升校核。 （5）膜片彈簧設計 首先根據(jù)膜片彈簧的工作要求選擇設計材料，其次確定其幾何尺寸參數(shù)，其主要尺參數(shù)據(jù)包括：內(nèi)截錐高度H和鋼板厚度h、碟簧內(nèi)外半徑R和r、切槽寬度d等。 （6）雙離合器裝配圖及零件圖繪制 根據(jù)計算得到以上各部件的尺寸，對歌部件進行三維建模，然后由CAD出圖。 2 離合器結(jié)構(gòu)設計 2.1 離合器選型 基于DCT不僅起到了快速直接切換檔位的作用，還能有效繼承其它離合器的高傳動效率、簡易起步操控、降低動力傳遞過程中產(chǎn)生的噪音以及超負荷保護等重要作用。本文選擇設計雙離合器自動變速器離合器。 當今市場上可見的DCT分兩

28、種：干式和濕式雙離合形式。從工作模式上來講，此兩種離合器其實都是由一種工作方式運作。他們工作時的不同之處就在于其摩擦片的散熱方式。濕式離合器的兩組摩擦片被密封在一個油腔里，表面完全被油液包裹，依靠油液來散熱冷卻。干式離合器的摩擦片則因缺乏油液或者其它液體的輔助散熱，所以所有摩擦中產(chǎn)生的熱量只能經(jīng)由空氣流動這種傳統(tǒng)方法來進行耗散，但是，氣體的比熱容要遠小于液體和固體，所以干式離合器散熱十分緩慢。 雙離合器問世也有近十年的時間了，在其發(fā)展過程中，人們也會把這兩種離合器相比較，得出兩者的優(yōu)勢及劣勢，具體如表2.1： 表2.1 干式離合器和濕式離合器優(yōu)劣對比 類型 優(yōu)勢 劣勢 干式離合

29、器 1、機械效率高 2、軸向長度小 1、直徑大 2、長時間滑摩時控制困難 3、控制難度大 4、滑摩過程中摩擦特性變化較大 濕式離合器 1、 直徑小 2、 摩擦特性穩(wěn)定 3、 較容易控制 1、軸向長度大 2、液壓系統(tǒng)導致效率降低 3、離心壓力對活塞的影響 由于濕式離合器相對價位較高，而市場需求最大的版塊是在中等階層，車型承受扭矩較小，干式離合器完全能滿足需求且降低成本，因此本文挑選了干式雙離合器為模板進行設計。 下圖2.1為干式雙離合器爆炸結(jié)構(gòu)圖，零部件部分便根據(jù)下圖所示設計： 圖2.1 干式雙離合器爆炸結(jié)構(gòu)圖 2.2 干式雙離合器工作原理 干式雙

30、離合器與傳統(tǒng)推式膜片彈簧離合器大致相似，它的優(yōu)點是它具有簡單的結(jié)構(gòu)，容易進行離合器間隙調(diào)整，而且由于質(zhì)量較小，所以傳動件的轉(zhuǎn)動慣量也較小，同時它也能夠徹底的分離，對于過載保護也擁有更好的措施，除此之外，它的生產(chǎn)成本也更低[3]。 此種離合器的構(gòu)造大致為以下幾部分： ① 主動部分：雙質(zhì)量飛輪、驅(qū)動盤、離合器殼體； ② 從動部分：K1離合器從動盤、K2離合器從動盤； ③ 壓緊裝置：K1離合器膜片彈簧、K2離合器膜片彈簧壓盤、支承固定鉚釘、傳動片； ④ 分離機構(gòu)：分離軸承、離合器殼體支撐環(huán)； 干式雙離合器的工作原理如圖（2.1）所示： 第一輸入軸與其從動盤花鍵連接，控制Ⅰ、Ⅲ、Ⅵ、Ⅷ奇

31、數(shù)檔位，空心軸套在第一輸入軸上，與從動盤花鍵連接，控制Ⅱ、Ⅴ、Ⅶ偶數(shù)檔位。雙質(zhì)量飛輪一側(cè)連接發(fā)動機，另一側(cè)裝配在干式雙離合器殼體上，將發(fā)動機轉(zhuǎn)矩傳遞至離合器殼體，同時帶動著離合器蓋作為一個主動元件，隨著發(fā)動機一起旋轉(zhuǎn)。 與離合器殼體固定連接的驅(qū)動盤作為主動部分，通過傳力片與殼體相連接，并隨殼體一起轉(zhuǎn)動。在雙質(zhì)量另一側(cè)的殼體端，安裝著K1和K2的膜片彈簧及離合器操縱機構(gòu)。當駕駛員將變速器操縱桿置于奇數(shù)檔位時，K1膜片彈簧在操縱機構(gòu)的作用力下，其小端延軸向方向向雙質(zhì)量飛輪端運動并在杠桿作用下，迫使膜片彈簧大端帶動離合器蓋延軸向方向做反向運動，并帶動壓緊裝置將K1從動盤向驅(qū)動盤移動，由于膜片彈簧產(chǎn)

32、生的軸向壓力，使其與壓盤逐漸接合，并完成離合器的動力接合過程。至此，K1從動盤與發(fā)動機轉(zhuǎn)速一致，并通過花鍵將發(fā)動機轉(zhuǎn)矩傳遞至輸入軸1，繼而傳遞至變速箱，完成進一步的減速、增矩變換過程。 同理，當駕駛員將變速桿置于偶數(shù)檔位時，K2膜片彈簧受操縱機構(gòu)作用力，其小端延軸向方向向飛輪端移動，其大端與固定連接與壓盤上的離合器內(nèi)部支撐蓋接觸，并形成杠桿，膜片彈簧與K2離合器壓緊機構(gòu)接觸點將杠桿力作用于壓緊機構(gòu)，并致使其延軸向移動至驅(qū)動盤，并在膜片彈簧的作用力下，逐漸與驅(qū)動盤接合。至此，K2離合器從動盤與發(fā)動機轉(zhuǎn)速一致，并通過花鍵將轉(zhuǎn)矩傳遞至空心軸2，進而完成變速器的變速操作[11]。 因為雙離合器具有

33、預選檔位的作用，因此它能夠?qū)崿F(xiàn)快速換擋操作。如果速度從1檔增加到2檔，本來接合的K1離合器會在操縱機構(gòu)的作用下自動斷開，而本來斷開的K2離合器此時會逐漸接合，動力就會從1軸傳遞到2軸，2檔則由預選狀態(tài)進入工作狀態(tài)。在變速箱工作期間，有一組齒輪是處于嚙合狀態(tài)的，這個時候下一檔位的齒輪組會處在預選的狀態(tài)，它隨時準備根據(jù)車速提升而進行嚙合，此時該檔位的摩擦片與中間驅(qū)動盤仍處于分離狀態(tài)；一旦速度增加達到下一個檔位，上一檔位的齒輪組分離，此時已處于預選狀態(tài)的齒輪組嚙合。這一系列的變換過程都是由車載處理器控制而同時進行的操作，因此它的換擋速度要比傳統(tǒng)的變速器更加迅速，在換擋過程中，雙離合器會保證至少有一組

34、齒輪處在嚙合狀態(tài)，從理論上來說，即使在換擋間隙，變速器也依然會有動力傳遞，杜絕了其它變速器會出現(xiàn)的換擋時動力短暫中斷的情況。其結(jié)構(gòu)如圖2.2： 圖2.2 干式雙離合器工作原理圖 2.3 雙離合器基本參數(shù)選擇 2.3.1 雙離合器整體參數(shù)設計 本次設計模板為奧迪A3三廂2014舒適版，其所配備離合器為DSG7速干式雙離合器。車輛參數(shù)如表2.2 ： 表2.2 車輛原始數(shù)據(jù) 汽車的驅(qū)動方式 前置前驅(qū) 車重1345kg 滿載質(zhì)量1815kg 發(fā)動機最大功率110KW 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速5000r/min 發(fā)動機最大扭矩 250N.m 操縱形式 液壓操縱 摩擦

35、片最大外徑 f=250mm 踏板行程 mm 汽車最大時速 215 km/h ： …………………………………………………………………（2.1） 離合器靜摩擦力矩表達式可表示為： …………………………………………………………………（2.2） 式中： ——靜摩擦系數(shù)，計算時一般取0.25~~0.3 F——壓盤加于摩擦片的工作壓力 ……………………………………………………………（2.3） 式中： D——摩擦片外徑 d——摩擦片內(nèi)徑 當d/D≧0.6時，Rc可相當準確的由下式計算 …………

36、………………………………………………………（2.4） 壓盤工作壓力F為摩擦片單位壓力P0與一個摩擦面的面積A的積： …………………………………………………（2.5） 上式中A為結(jié)構(gòu)系數(shù)，它反映了不同結(jié)構(gòu)和使用條件對摩擦片外徑的影響，可參考下列范圍： a 小轎車A=47； b 一般載貨汽車A=36（單片）或A=50（雙片）； c 自卸車或使用條件惡劣的載貨汽車A=19； 將上式與（2.3）代入（2.2）可得： ……………………………………………(2.6) 式中C——摩擦片內(nèi)外徑之比， 2.3.2 β后備系數(shù)的選擇

37、 β代表的是離合器所能夠傳遞最大扭矩和變速箱匹配的發(fā)動機所發(fā)出的極限扭矩的比值。這個值越大，那么該離合器能夠傳遞扭矩的性能也越可靠，其值的大小也決定了離合器尺寸的大小，因此該值的選取既不能太小，也不能太大。當設計者在選擇后備系數(shù)的時候，不能只考慮最初始的工作狀態(tài)，同時還要考慮到工作一段時間后，離合器摩擦片發(fā)生磨損之后的工作狀態(tài)。 所以β應根據(jù)實際情況酌情選擇。不同類型車輛β取值選擇如下表2.3 表2.3 各類汽車的的取值范圍 汽車類型 后備系數(shù) 轎車和微型、輕型汽車 1.2～1.75 中型和重型汽車 1.5～2.25 重型汽車和牽引汽車 1.8～4.0 本次設

38、計模版車型為緊湊型轎車，因此此處取β=1.3； 2.3.3 摩擦系數(shù) μ的選定 摩擦系數(shù)μ是物體的固有屬性，它的值只與摩擦片的材料有關(guān)。現(xiàn)代汽車工業(yè)中主要選取兩種材料作為離合器的摩擦片材料，即金屬型和非金屬型兩種，而這兩種大類又可細分為多種組合。表2.4中列出了幾種常用材料的摩擦系數(shù)和許用應力的取值范圍。 表2.4 常用摩擦材料性能 摩擦副材料 摩擦系數(shù) μ 許用壓力 P0(Mpa) 干式 濕式 干式 濕式 鋼、鑄鐵對鋼 0.15～0.18 0.03～0.08 0.25～0.40 0.6～1.0 鋼、鑄鐵對石棉 0.25～0.3 0.08～0.15 0

39、.10～0.25 0.2～0.5 鋼、鑄鐵對粉末冶金 0.25～0.4 0.06～0.12 0.40～0.60 1.2～2.0 鋼、鑄鐵對紙基襯面 - 0.10～0.13 - 0.5～2.5 因為干式雙離合器的主要缺點便是散熱性能差，因此在選擇材料時因?qū)⑦@一缺點作為重點考慮，所以本文在設計時選擇了抗熱能力比較強的粉末冶金和鑄鐵來當作摩擦片的材料，K1離合器摩擦系數(shù)取值為，K2離合器摩擦系數(shù)取值為。 2.3.4 膜片彈簧參數(shù)選擇 膜片彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)直接影響膜片彈簧特性曲線的形狀，各影響參數(shù)敘述如下： 下圖2.3、2.4為膜片彈簧結(jié)構(gòu)圖與彈簧特性曲線圖：

40、 圖2.3 膜片彈簧結(jié)構(gòu)簡圖 膜片彈簧離合器的負荷特性曲線和分離特性曲線如圖2.3 圖2.4 膜片彈簧離合器的特性曲線 2.4 本章小結(jié) 本段首先舉例分析了市場上不同類型的雙離合器，并舉出理論依據(jù)選擇了7速干式雙離合器作為設計方案。后詳細介紹了離合器的結(jié)構(gòu)和運作方式，為整篇論文之設計方向打下了基調(diào)。 后半段開始選擇本次設計所需的基礎公式和數(shù)據(jù)。公式大致包括：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、離合器靜摩擦力矩、摩擦片有效摩擦半徑等；而這些數(shù)據(jù)大致有：離合器最大靜摩擦力矩、發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、車輛后備系數(shù)、摩擦片摩擦系數(shù)等。 3 離合器從動盤總成設計 3.1 摩擦片設計 摩

41、擦片是離合器傳遞動力的重要部件，合格的摩擦片應該具有以下特質(zhì)： （1）摩擦系數(shù)穩(wěn)定，單位壓力的變化對其影響小[16]； （2）優(yōu)良的耐高溫性； （3）具有良好的機械強度； （4）有利于接合平順； 3.1.1 摩擦片主要參數(shù)的計算 摩擦片的靜壓力： = 325 N …………………………………………………（3.1）式中：離合器后備系數(shù)（） 摩擦片的外徑可有式:求得。為直徑系數(shù)，可根據(jù)3.1選取合適的值。取，得D=230.84mm。 表3.1 直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 最大總質(zhì)量為1.8～14.0t的商用車 16.0～1

42、8.5 13.5～15.0 最大總質(zhì)量大于14t的商用車 22.5～24.0 摩擦片的尺寸的選擇標準如表3.2 表3.2 離合器摩擦片尺寸和參數(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

43、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 本次設計選用玻璃纖維摩擦材料的摩擦片，玻璃纖維摩擦材料對粉末冶金與鑄鐵的滑動摩擦系數(shù) f =0.35-0.40，因此取f=0.40。 3.1.2 摩擦片尺寸的選用計算 ①摩擦片外徑的選取,根據(jù)計算及車型考慮選?。? D1 =250mm D2 =250mm ②摩擦片內(nèi)徑的選?。? 摩擦片內(nèi)外徑比由表3.2，取c1=0.62，c2=0.62，則得出：

44、 d1 =155mm d2 =155mm ③摩擦片摩擦力有效作用半徑 Rc 計算： =103.1mm， =103.1mm ④摩擦片厚度 b 的選擇： 根據(jù)表3.2所對應數(shù)據(jù)取摩擦片厚度 。 離合器的靜摩擦力矩為： …………………………………………………………………（3.2） 與式（3.1）聯(lián)立得： …………………………………………………………（3.3） 代入數(shù)據(jù)得：單位壓力p1=0.4455MPa，p2=0.4455MPa。 3.1.3 摩擦片基本參數(shù)的校核 （1）摩擦片外

45、徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s，即m/s在可控范圍內(nèi)。 式中，vD--摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速(r/min)。 （2）為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須得比減震器彈簧的位置直徑還要再大出50mm，即： mm ………………………………………………………… (3.4) （3）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)矩應小于其應許值，即： ……………………………………… (3.5) ……………………………………… （3.6） 式中，為單位摩擦面積傳

46、遞的轉(zhuǎn)矩(N.m/mm2)，可按表3.3選取。經(jīng)檢查,合格。 表3.3 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的應許值 離合器規(guī)格 0．28 0．30 0．35 0．40 （4）摩擦片單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa,即： MPaMPa p1=0.4455MPa，p2=0.4455MPa 單位壓力在最大范圍內(nèi)，所以合格。 （5）與單位面積摩擦轉(zhuǎn)矩相同，滑磨值也是衡量摩擦力過載保護的一個重要參數(shù)，該值通常因小于其應許值，即： …………………………………………………（3.7） 式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)； 為其許用值(J/mm

47、2)，對于乘用車，J/mm2，對于最大總質(zhì)量小于6.0t的商用車，J/mm2，對于最大總質(zhì)量大于6.0t商用車，J/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)下式計算[12]： …………………………………………………………（3.8） 式中，為汽車總質(zhì)量(Kg)，取ma=1815kg；為輪胎滾動半徑（m），取rr=0.316m；為傳動比，取ig1=4.45；為主減速器傳動比，取i0=4.2；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速r/min。計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。代入式（3.7）得J，代入式（3.6）得，檢驗合格。 下圖3.1為摩擦片三維建模圖

48、 圖3.1 摩擦片三維建模圖 3.2 從動盤轂設計 從動盤轂在離合器中基本上要承載從發(fā)動機傳遞而來的所有扭矩。從動盤轂需在和花鍵接合后才能可靠的傳遞發(fā)動機的動力?；ㄦI的尺寸選擇可根據(jù)下表。 表3.4 GB1144-74 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 花鍵齒數(shù)n 花鍵外徑D/mm 花鍵內(nèi)徑d/mm 鍵齒寬b/mm 有效齒長l/mm 擠壓應力 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110

49、 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 從動盤轂通常由40Cr，45號鋼，35號鋼鍛造，并經(jīng)過調(diào)制處理，HRC28~32. 由表3.4選取得：n=10、D=35、d=28、b=4、l=35。 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力以及剪切應力的強度校核： 式中： D,d分別為花鍵外

50、徑及內(nèi)徑； n為花鍵齒數(shù)； l，b分別為花鍵的有效齒長及齒寬； 校核：；符合強度要求。 下圖3.2為從動盤轂三維建模圖： 圖3.2 從動盤轂三維建模圖 3.3 扭轉(zhuǎn)減振器設計 扭轉(zhuǎn)減振器是變速箱中最為重要的總成件之一，它起到了連接輸出軸與摩擦片的重要作用。它主要是由彈性元件（本文為螺旋彈簧）和阻尼元件（本文為減振摩擦片）等結(jié)構(gòu)組成。彈性元件的主要作用是用來衰減接合過程中產(chǎn)生的振動，從而避免從動盤與發(fā)動機在接合過程中產(chǎn)生的共振和因此帶來的發(fā)動機和離合器的振動損耗。阻尼元件的主要作用則是盡可能的消耗振動能量，使得從動盤穩(wěn)定轉(zhuǎn)動，并使其能平順接合。在

51、設計扭轉(zhuǎn)減振器的過程中應當特別考慮到以下四個應力參數(shù)： (1）極限轉(zhuǎn)矩 該值受到發(fā)動機傳遞的極限轉(zhuǎn)矩值直接影響，而且兩值成正比關(guān)系。其表達式如下： …………………………………………………………(3.9) 式中：商用車的系數(shù)取為1.5；乘用車的系數(shù)取為2.0。 本次設計中所選車輛模版為緊湊型車，所以此次系數(shù)取為2.0，則=500 Nm. (2）扭轉(zhuǎn)剛度 根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，其表達式可選為： ………………………………………………………… (3.10) 本次設計初選則 (3)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩可以有效地消減在離合器傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時所帶來的振動，其

52、范圍表達式可按下式： ……………………………………………………(3.11) 選取=0.1，由此=50Nm。 (4)預緊轉(zhuǎn)矩 為了降低甚至消除扭轉(zhuǎn)減振器的共振，在安裝減振彈簧的時候，往往需要設置預緊轉(zhuǎn)矩，但是預緊轉(zhuǎn)矩需要控制在一定范圍內(nèi)，否則不僅會產(chǎn)生逆向共振，也會影響到減振器的正常工作。其公式范圍如下： ……………………………………………………(3.12) 取系數(shù)為0.1，則=50Nm 3.4 減振彈簧的設計 （1）減振彈簧的安裝位置 ， 結(jié)合mm，得mm，。 由此取R0=55mm

53、 （2）全部減振彈簧總的工作負荷 N （3）單個減振彈簧的工作負荷 N 式中Z為減振彈簧的個數(shù)，按表3.5選擇，取Z=6。 表3.5 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 （1）選擇材料，計算許用應力 彈簧材料采用65Mn彈簧鋼絲，設彈簧絲直徑mm，則許應力為：MPa。 （2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)。 可根據(jù)下表選擇旋繞比： 表3.6 旋繞比的薦用范圍 d/mm C 確定旋

54、繞比，曲度系數(shù)。 （3）強度計算 mm，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。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)： 取，總?cè)?shù)為。 （6）減振彈簧的最小高度 考慮到減振彈簧工作時被壓縮彈簧各圈之間必須有一定的間隙，可取為 mm （7）減振彈簧的總變形量 即減振彈簧在最大工作載荷下產(chǎn)生的最大壓縮變形量： mm （8）減振彈簧的自由高度 即為減振彈簧在空負荷時的高度： mm （9）減振彈簧預緊變形量 即減振彈簧被壓縮時的預變形量：

55、 mm （10）減振彈簧的安裝高度 安裝高度推薦值A=25~27mm 取A=26mm。 mm 下圖3.3 為扭轉(zhuǎn)減振器三維建模圖： 圖3.3 扭轉(zhuǎn)減振器三維建模圖 3.5 本章小結(jié) 從動盤是離合器中最重要的幾個零部件之一，無論是傳遞發(fā)動機扭矩，還是起步及時換擋或者是及時切斷動力，都必須依靠從動盤。從動盤選擇材料的要求較高，根據(jù)它的工作特性，材料的選擇條件大致為：擁有足夠高溫抗性、耐磨、具備足夠的材料剛度等。從動盤總成中的主要部件大致為摩擦片、從動盤轂及扭轉(zhuǎn)減振器。本章詳細描繪了此三個部件的設計過程，得到了最后的設計所需參數(shù)，并對各參數(shù)進行了校核?？傮w來說計算出了

56、設計從動盤總成內(nèi)各部件所需數(shù)據(jù)。 4 離合器壓盤總成設計 4.1 離合器壓盤設計 壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定兩個方面。 4.1.1 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，所以他必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系又應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有以下幾種，見圖4.1及圖4.2： （a）凸臺-窗孔式；（b）傳力銷式；（c）鍵槽-指銷式；（d）鍵齒式；（e）彈性傳動片式 圖4.1 壓盤的傳力方式 由上圖4.2可以看出，在壓盤的上

57、方是鑄有相應的凸臺的，凸臺伸進蓋上的窗口，由離合器蓋帶動壓盤。 壓盤厚度的確定主要依據(jù)以下兩點: （1）壓盤應該具有足夠的質(zhì)量 （2）壓盤應具有足夠大的剛度 壓盤設計時，在初步確定壓盤厚度以后，應該校核離合器接合一次的溫升，它不應超過8～10℃，若溫度過高，可適當增加壓盤的厚度。 4.1.2 壓盤幾何尺寸確定 已知摩擦片的外徑D=250mm，內(nèi)徑d=155mm。 確定壓盤的外徑D=251mm，內(nèi)徑d=153mm。 壓盤的厚度一般取在15~25mm，本次設計取20mm。 壓盤凸臺高度由膜片彈簧的最大變形量確定，要保證在膜片彈簧變形的過程中，壓盤與之不會發(fā)生干涉。已知膜片彈簧的最

58、大變形量H=4.2mm，為了確保不會發(fā)生干涉，壓盤凸臺高度取6mm。 4.1.3 壓盤溫升校核 壓盤的厚度初步確定之后，應校核離合器一次接合的升溫。升溫不應超過C。壓盤材料選擇鑄鐵HT250. ………………………………………………………………………（4.1） 上式中,為壓盤溫升； c為壓盤的比熱容； J/(KgC)； 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；， W滑磨功已知W=11368J 為壓盤的質(zhì)量Kg。將上述數(shù)據(jù)代入， =得C，經(jīng)驗證合格。 下圖4.2為壓盤三維建模圖： 圖4.2 離合器壓盤三維建模圖 4.3 本章小結(jié)

59、 本章主要詳細敘述了離合器壓盤總成的設計過程，選擇了相對合適大眾車輛 應用的傳力方式（綜合式）。一個合格的壓盤應該具備足夠的剛度和厚度，具體參數(shù)則根據(jù)車型所確定。所要注意的是，雖然壓盤是裝配在摩擦片上的，但是壓盤所選取的尺寸并不是像理論上一樣與摩擦片尺寸一樣，而是外徑應該稍大一點，內(nèi)徑應該稍小一點。最重要的是，必須控制好溫升，在溫升超過限制范圍時，可適當?shù)脑龊駢罕P來限制溫升。 5 膜片彈簧設計 5.1 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。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜

60、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[8]。 5.2 常開式離合器膜片彈簧的工作特性 常開式離合器膜片彈簧工作狀態(tài)可分為三種: (a)自由狀態(tài) (b) 空行程狀態(tài) (c) 壓緊狀態(tài) 圖5.1 常開式離合器膜片彈簧工作狀態(tài)

61、 ② 空行程狀態(tài)：執(zhí)行機構(gòu)驅(qū)動壓緊軸承對接合指端部施加推力，使膜片彈簧以碟簧大端支撐環(huán)面為支點受到壓縮，膜片彈簧中部推動壓盤前進，由于壓盤與離合器摩擦片之間存在間隙，因此此時壓盤并不提供壓緊力[8]。 ③ 壓緊狀態(tài)：壓緊軸承繼續(xù)對接合指施壓，膜片彈簧繼續(xù)受到壓縮，從而推動壓盤壓緊摩擦片，轉(zhuǎn)矩得以傳輸。膜片彈簧由施加在接合指上的推力通過膜片彈簧的杠桿作用在壓盤上產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩傳遞所需的壓緊力。 膜片彈簧彈性特性關(guān)系式： ………………………（5.1） ① 自由狀態(tài)：在離合器不運作時，膜片彈簧不受除了安裝壓力以外的壓力，此時其狀態(tài)即為自由狀態(tài)。 式中：E——材料的彈性模量（MP

62、a），對于鋼：E=2.1105MPa； μ——材料的泊松比，對于鋼：μ=0.3； 圖 5.2 常開式離合器膜片彈簧結(jié)構(gòu)簡圖 圖中：Fm、F2——為離合器壓盤壓緊力和作用在膜片彈簧接合指處的接合力； λ、λ——為自由行程下的接合指位移和壓緊狀態(tài)下的接合指變形； Rm、L——分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑； R、r——分別為自由狀態(tài)下碟簧部分大、小半徑； H——膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度； h——膜片彈簧鋼板厚度； δ1——膜片彈簧小端槽寬； δ2 ——膜片彈簧窗孔槽寬； 在空行程階段，若使碟

63、簧產(chǎn)生同樣變形量，作用于碟簧外半徑處的壓緊力F與作用于接合指部分半徑為rf處的載荷F2 的關(guān)系應為： ……………………………………………………………… （5.2） 此時膜片彈簧中部與壓盤接觸點Rm處的變形量λm與λ的關(guān)系為： ……………………………………………………………… （5.3） 因此得到F2 與lm 的關(guān)系如下： ……………………………………………………………………………………（5.4） 假設當壓盤壓緊時膜片彈簧接合指端的壓力為F2 ，則壓盤壓緊力Fm 與接合指壓力增量DF（DF = F2 -F2 ）滿足如下關(guān)系： …………………

64、………………………………………… （5.4） 假設離合器進入壓緊階段后接合指的變形為l（如圖5.2），則跟據(jù)懸臂梁理論可以得到l與DF 存在如下關(guān)系： …………………………………………………… （5.5） 式中： n——分離指（接合指）數(shù)量； 根據(jù)式5.4和5.5即可得到膜片彈簧小端變形量l 與壓盤壓緊力Fm 之間的關(guān)系式： ……………………………………… （5.6） 由上述分析可得常開式離合器膜片彈簧載荷變形特性曲線如圖5.3所示。 圖5.3 常開式離合器膜片彈簧載荷變形特性 5.3 膜

65、片彈簧基本參數(shù)的選擇和計算 ①比值H/h和h的確定 圖5.4 膜片彈簧彈性特性曲線 汽車離合器用膜片彈簧的板厚h一般為2～4mm。根據(jù)以上要求初步選定參數(shù)如下： 膜片彈簧1厚度h1=2.8mm；膜片彈簧2厚度h2=2.8mm； 膜片彈簧1自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)節(jié)錐高度H1=4.2mm；膜片彈簧2自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)節(jié)錐高度H2=4.2mm； ②根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.15～1.35。綜合考慮以上因素以及干式雙離合器空間布置要求[5]，初步確定膜片彈簧基本參數(shù)如下： 表5.1 膜片彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù) R(mm) r(mm) L (mm) Rm

66、(mm) r0 (mm) h(mm) H(mm) 彈簧 1 115 95 95 112.5 95 2.8 4.2 彈簧 2 115 95 95 112.5 95 2.8 4.2 根據(jù)以上參數(shù)計算得到膜片彈簧的R/r=115/95=1.21 ③接合指數(shù)n、切槽寬度d的確定 接合指數(shù)目n常取18，由于常開式離合器中主要強調(diào)膜片彈簧的杠桿作用，要求膜片彈簧接合指的剛度要足夠，因此為了盡可能提高接合指的剛度應盡量減少接合指的數(shù)量以增加其剛度[8]。設計中n取18，d=4mm。 ④膜片彈簧起始圓錐底腳 汽車膜片彈簧起始圓錐底腳α一般在9~15之間，由α=H/(R-r)可計算得：α=1231’,符合要求。 下圖5.5為膜片彈簧三維建模圖： 圖5.5 膜片彈簧三維建模圖 5.4 本章小結(jié) 章節(jié)從膜片彈簧使用的材料開始進行一步步選擇，由此了解了國內(nèi)一般被選作膜片彈簧加工的材料為60Si2MnA。膜片彈簧安裝在壓盤附近，由此需要一定強度的承載及復原能力。為了滿足要求，