桑塔納膜片彈簧離合器設計
桑塔納膜片彈簧離合器設計,桑塔納,膜片,彈簧,離合器,設計
JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計）
題目： 桑塔納膜片彈簧離合器設計
學 院：工 學 院
姓 名：林 尤 茂
學 號：20090978
專 業(yè)：農業(yè)機械化及其自動化
年 級：農機091
指導教師：許 靜 職 稱：講師
二 零 一 三 年 六 月
摘要
離合器是汽車傳動系中的重要部件。安裝在發(fā)動機與變速器之間，用來傳遞或切斷發(fā)動機的動力輸出。其功用為：使汽車平穩(wěn)起步；中斷給傳動系的動力，配合換擋；防止傳動系過載。
本文是基于新桑塔納2013款1.4L手動舒適版車型來設計的。首先通過查閱相關資料了解到膜片彈簧離合器具有轉矩大容量大、穩(wěn)定，操作簡易輕便，平衡性好、維修方便和可大量生產(chǎn)等優(yōu)點，因此近年來它廣泛地應用在轎車和輕型汽車上。再結合拉式膜片彈簧離合器的工作原理和使用要求，最終采用系統(tǒng)化設計方法，根據(jù)車輛的使用條件與數(shù)，按照離合器一般的設計步驟要求進行離合器相關參數(shù)的選擇、、計算、校核和機構設計。
關鍵詞：離合器，摩擦片，扭轉減震器，壓盤，膜片彈簧
The design of Diaphragm spring cluth for Santana
The clutch is an important component of the vehicle power train. Installed between the engine and the transmission, and is used to pass or cut off the power of the engine output. Its purpose: making the car a smooth start; interruption to the power transmission system, with the shift; prevent driveline overload.
This article is based on the new Santana 2013 models 1.4L manual comfort Version. Access to relevant information learned first diaphragm spring clutch with torque capacity, stable, lightweight and easy to operate, good balance, easy maintenance and can be mass-produced, so some years it is widely used in cars and light-duty vehicles . Working principle and application requirements, combined with the pull-type diaphragm spring clutch systematic design method, Finally, according to the conditions of use of the vehicle and its configuration parameters, the general steps in accordance with the clutch requirements clutch parameter selection, calculation, checking and institutional design.
Keywords: clutch friction plate, reversing the shock absorbers, pressure plate, diaphragm spring
1.1 引言 1
1.2離合器的概述 1
1.2.1離合器的功用： 1
1.2.2 離合器的設計要求 2
1.2.3 離合器的工作原理 3
1.2.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點 4
第2章 離合器結構方案選取 4
2.1 離合器車型的選定 4
2.2 離合器的結構設計 5
2.2.1從動盤數(shù)的選擇 5
2.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置 5
2.2.3 壓盤的驅動方式 6
2.2.4 分離軸承的類型 7
2.2.5 離合器的通風散熱 8
第3章 離合器的基本參數(shù)的選擇 9
3.1 后備系數(shù)β 9
3.2 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 9
3.3 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)z和離合器間隙△t的選取 11
3.4 單位壓力的確定 11
3.5 離合器參數(shù)的約束條件計算 12
第四章 離合器的設計計算 12
4.1從動盤的設計 12
4.2 離合器壓盤設計 18
4.2.1 壓盤傳力方式的選擇 18
4.2.2 壓盤幾何尺寸的確定 18
4.2.3 離合器蓋的設計 19
4.3 扭轉減震器的設計 20
4.3.1 扭轉減震器概述 20
4.3.2扭轉減震器參數(shù)計算 21
4.3.3 減震彈簧的設計計算 21
4.4 膜片彈簧的設計 22
4.4.1 膜片彈簧離合器主要參數(shù)的選擇 22
4.4.2 膜片彈簧的載荷與變形關系 23
4.4.3 膜片彈簧的強度計算 25
致謝 29
參考文獻 30
第一章 緒 論
1.1 引言
汽車是重要的交通運輸工具，是科學技術發(fā)展的重要標志，隨著現(xiàn)代生活的節(jié)奏越來越快，人們對交通工具的要求也越來越來高。汽車作為最普遍的交通工具，在日常生活和工作中起著重要作用。加之近年來隨著經(jīng)濟的發(fā)展加上各國政府都加大從基金、技術方面的投入來大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其處在發(fā)展的一個黃金時期。因此，汽車工業(yè)的規(guī)模及產(chǎn)品質量就成為衡量一個國家技術的重要標志之一。
在以內燃機作為動力的機械傳動汽車中，離合器是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)動機相連接的總成。目前，各種汽車所廣泛應用的摩擦式離合器主要是依靠其主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。
隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的飛速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。因此，提高離合器的可靠性和延長使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞的轉矩能力并簡化操縱過程，已成為離合器的發(fā)展趨勢。
1.2離合器的概述
1.2.1離合器的功用：
（1）在汽車起步時，通過離合器主動部分（與發(fā)送機曲軸相連）和從動部分（于變速箱第一軸相連）之間的滑動摩擦，轉速逐漸接近，使旋轉著發(fā)送機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)地結合，以保證汽車平穩(wěn)起步。
（2）當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋。
（3）當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大轉矩（即離合器的最大摩擦力矩）時，其主、從動部分將產(chǎn)生滑磨。這樣，離合器就起著防止傳動系過載的作用。
1.2.2 離合器的設計要求
為了能保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：
(1) 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，又能防止傳動系過載。
(2) 結合完全且平順，柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，避免汽車起步時沖撞或抖動。
(3) 分離迅速、徹底。若換擋時離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩將繼續(xù)有一部分傳入變速器，從而使換擋變得困難，引起齒輪的沖擊響聲。
(4) 作性能（最大摩擦力矩或后備系數(shù)）穩(wěn)定，即作用在摩擦片上的總壓力不應因摩擦表面的磨損而又明顯變化，摩擦系數(shù)在離合器工作過程中應穩(wěn)定。
(5) 離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時齒輪間的沖擊，并便于換擋和減小同步器的磨損。
(6) 避免傳動系共振，具有吸收振動、沖擊和降低噪聲的能力。
(7) 應有足夠的吸熱能力，并且散熱通風良好來保證工作溫度不至于過高，延長其使用壽命。
(8) 結構簡單、操作輕便。既減輕駕駛員的疲勞又 有利于調整、拆裝、維修等。
(9) 設計時應注意旋轉件的動平衡要求和離心力的影響。
1.2.3 離合器的工作原理
如圖所示，摩擦離合器一般是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。
離合器在結合狀態(tài)時，發(fā)送機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3，再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，因此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)。當放開腳踏板?；匚粡椈煽朔骼瓧U接頭和支撐中的摩擦力，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2上，這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。
圖1.1 離合器總成
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
1.2.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點
膜片彈簧離合器和其他形式的離合器相比，具有以下優(yōu)點：
(1) 彈簧膜片具有較理想的非線性彈性特性，彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器工作中能保持傳遞的轉矩大致不變。
(2) 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。
(3) 膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長。
第2章 離合器結構方案選取
2.1 離合器車型的選定
本設計所針對的車型是新桑塔納2013款1.4L手動舒適版，其主要基本參數(shù)見表3-1。
表2-1
車型
新桑塔納
整車質量
1100Kg
輪胎型號
185/60 R16
發(fā)動機最大功率
66Kw
發(fā)動機最大扭矩
132N.m
發(fā)送機最大功率轉速
5500r/min
2.2 離合器的結構設計
2.2.1從動盤數(shù)的選擇
單片離合器只有一個從動盤，對于普通的乘用車及輕型車它們的發(fā)動機最大轉矩一般不是很大，因此大都采用單片離合器。
單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，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結合平順。雙片離合器與單片離合器相比，由于摩擦面數(shù)增加一倍，因而傳遞轉矩的能力比較大；在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力較小，另外結合較為平順。但中間壓盤通風不良，兩片起步負載不均，因而容易燒壞摩擦片，分離也不夠徹底。近年來，由于摩擦材質的提高，單片離合器在某些重型汽車上的應用也漸多（發(fā)動機的最大轉矩不超過1000N.m時）。
根據(jù)本次設計參數(shù)、對比各種從動盤數(shù)離合器的優(yōu)缺點，整體考慮 ，最終本次設計選擇單片干式膜片離合器。
2.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置
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,彈簧壓力在摩擦片的允許磨損范圍內基本保持不變，因而離合器在工作中能保持傳遞的轉矩大致不變；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，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量小。
（3）高速旋轉時，彈簧壓緊力降低的程度較周置圓柱彈簧離合器明顯減小，所以摩擦力矩降低很少，性能穩(wěn)定。
（4）膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，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）膜片彈簧中心線與和力氣中心線重合，平衡性好。
2.2.3 壓盤的驅動方式
壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉動，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。
壓盤的驅動方式主要有凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式。前三種的共同缺點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片式是近年來廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。當發(fā)動機驅動時，傳動片受拉，當拖動發(fā)動機時，傳動片受壓。彈性傳動片驅動方式的結構簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。因此，本設計選用彈性傳動片式。
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端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置。它有內圈旋轉軸承，軸承罩，波形片簧，它由厚約為0.7㎜的65Mn鋼帶制成，油淬、模內回火度43～51HRC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。分離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有3～4mm間隙，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圈恒轉式結構，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
在離合器的分離和結合過程中，由于摩擦會產(chǎn)生大量的熱。這些因摩擦而產(chǎn)生的熱量會使壓盤溫度過高，導致摩擦片過度磨損，因此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鑄出足夠多的導風槽，這種結構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構；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，鑒于以上對質量和剛度的要求，一般壓盤都設計得比較厚，一般約為15～25mm。
第3章 離合器的基本參數(shù)的選擇
3.1 后備系數(shù)β
后備系數(shù)β是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。
顯然，為了可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，β不一選的太小。為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操作輕便，β又不宜選得太大。各類汽車離合器β的取值范圍見下表3-1?；诒敬卧O計的實際情況與要求，選取β=1.30。
表3-1 離合器后備系數(shù)的取值范圍
車型
后備系數(shù)
乘用車及最大總質量小于6t的商用車
1.20～1.75
最大總質量為6～14t的商用車
1.50～2.25
掛車
1.80～4.00
3.2 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b
摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。
摩擦片外徑D（mm）可根據(jù)發(fā)送機的最大轉矩Teamx（N·m）按如下經(jīng)驗公式選取
（3-1）
式中，KD為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-2。取KD=15 得D=172
表3-2直徑系數(shù)KD的取值范圍
車型
直徑系數(shù)
乘用車
14.6
最大總質量為1.8～14.0t的商用車
16.0～18.5(單片離合器)
13.5～15.0(雙片離合器)
最大總質量大于14.0t的商用車
22.5～24.0
按Teamx初選D以后，再根據(jù)摩擦片的尺寸的系列化和標準化原則，結合下表3-3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（部分），可選取摩擦片相關標準尺寸：
外徑D=180mm 內徑d=125mm
內徑與外徑比值C=0.694
單面面積F=13200mm2
表3-3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)
外徑
內徑
厚度b/mm
內外徑之比
單位面積
160
110
3.2
0.687
10600
180
125
3.5
0.694
13200
200
140
3.5
0.700
16000
225
150
3.5
0.667
22100
250
155
3.5
0.620
30200
300
175
3.5
0.583
46600
325
190
3.5
0.585
54600
3.3 摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)z和離合器間隙△t的選取
摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。各種摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍見表3-4。
表3-4 摩擦因數(shù)f的取值范圍
摩擦材料
摩擦因數(shù)f
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
0.35~0.50
金屬陶瓷材料
0.4
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矩的大小及其結構尺寸。
離合器間隙△t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，在分離軸承和分離桿杠的內段之間留有間隙，該間隙△t一般為3~4mm。取△t=3mm。
3.4 單位壓力的確定
單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大的影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后背功率的大小、摩擦尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。由公式得：
滿足約束條件,符合要求。
3.5 離合器參數(shù)的約束條件計算
（1）摩擦片外徑D的選取應使最大圓周速度不超過65~70m/s,即
(3-2)
式中，為最大圓周速度（m/s)，為最大功率轉速n(r/min）。
（2） 摩擦片內、外徑之比c應在0.53~0.70范圍內，即
第四章 離合器的設計計算
4.1從動盤的設計
4.1.1從動盤結構介紹
在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,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。其結構如圖4.1所示
圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤
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—調整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤
4.1.2 從動盤設計
從動盤總成由摩擦片、從動片、減振器和從動盤轂等組成。它對離合器工作性能影響很大，但是其工作壽命薄弱，因此在結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）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。
（2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等，從動盤應具有軸向彈性。
（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器。
（4）要有足夠的抗爆裂強度。
4.1.3 從動片的選擇和設計
設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產(chǎn)生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比，因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質量更加靠近旋轉中心。
為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構，這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。
具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片、分開式的彈性從動片及組合式彈性從動片。
在本設計中，因為設計的是新桑塔納2013款小型轎車的離合器，故可以采用整體式彈性從動片，，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取180㎜，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產(chǎn)生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。
4.1.4從動盤轂的設計
從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上。設計時花鍵的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按國標GB1144－74如表3-5來選取。
表4-1 從動盤轂花鍵尺寸系列
從動盤
外徑
D/mm
發(fā)動機的
最大轉矩
Temax/N·m
花鍵尺寸
擠壓應力
σj/Mpa
齒數(shù)
N
外徑
D/mm
內徑
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
這里根據(jù)設計查表選取
花鍵尺寸選定后應進行強度校核：
作用在一個從動盤花鍵上的圓周力為
(4-1)
擠壓應力為
(4-2)
式中，n為花鍵齒數(shù)，n=10; L為花鍵有效齒長；L=20mm; z為從動盤數(shù)，z=2;為花鍵外徑，=26mm;為花鍵內徑，=21mm。
4.1.5摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式
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：
（1）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；
（2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨；
（3）要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好；
（4）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；
（5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面；
（6）油水對摩擦性能的影響應最??；
（7）結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象。
由以上的要求,目前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導致摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。所以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。
在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。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。
4.2 離合器壓盤設計
4.2.1 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)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須與飛輪有一定的聯(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。
4.2.2 壓盤幾何尺寸的確定
在摩擦片的尺寸確定后與它摩擦接觸的壓盤內、外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何去確定它的厚度。
壓盤外徑D=190mm 壓盤內徑d=115mm
壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點：
（1）壓盤應有足夠的質量
在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結合的時間又短（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（或其他有機物）材料制成的摩擦片導熱性比較差，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10mm),而且在內緣做成一定錐度以彌補壓盤因受熱變形后內緣的凸起。這次設計取厚度為16mm。
4.2.3 離合器蓋的設計
離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩。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：
（1）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㎜的低碳鋼板沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。
（2）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。
（3）離合器的對中問題
離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓須有良好的對中，緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必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圓止口對中。
4.3 扭轉減震器的設計
4.3.1 扭轉減震器概述
扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下功能：
（1）降低發(fā)機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。
（2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)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沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。
扭轉減震器的結構如下圖4.2所示，
圖4.2 扭轉減震器結構示意圖
4.3.2扭轉減震器參數(shù)計算
（1）扭轉減震極限轉矩 一般可取=（1,5~2.0）
式中，乘用車系數(shù)通常取2.0 即
（2）扭轉減震器角剛度 設計時，可按經(jīng)驗初選
（3）扭轉減震器阻尼摩擦轉矩 一般可取
式中，在這取0.1 即
（4） 預緊轉矩
4.3.3 減震彈簧的設計計算
本次設計彈簧所選材料是碳素彈簧鋼絲，旋繞比=5，則校正系數(shù)
（1）減震彈簧的安裝位置R0 ，一般取 R =(0.60～0.75)d/2，在這取,。
（2）減震彈簧個數(shù)Z
Z參照表4-2的選取。
摩擦片外徑D/mm
225～250
250～325
325～350
>350
減震彈簧個數(shù)Z
4～6
6～8
8～10
>10
摩擦片外徑D=180mm,選取Z=6
（3） 減震彈簧總壓力 ；單個減震彈簧的工作壓力F F=/Z=1174N
（4） 彈簧剛度K 。式中為離合器分離過程中彈簧的變形量，為彈簧最大壓力，一般不大于（1.15~1.20)F。查資料取得=0.4，
（5）彈簧鋼絲直徑d ,彈簧中徑。
（6）彈簧工作圈數(shù) ,取=4總圈數(shù)一般比工作圈多1.5～2圈，即n=6
(7）彈簧的最小高度
（8）彈簧總變形量
（9) 彈簧的自由高度
(10) 彈簧預變形量
(11) 彈簧安裝工作高度
（12）限位銷的直徑 按結構布置選定，一般取9.5~12mm.這里取=6mm
4.4 膜片彈簧的設計
4.4.1 膜片彈簧離合器主要參數(shù)的選擇
（1） 比值H/h和板厚h的選擇。比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。通過分析圖可知，當H/h < 時，F(xiàn)1為增函數(shù)；H/h = 時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；H/h > 時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當H/h = 時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上。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一般為1.5～2.0。板厚h為2～4mm，本設計H/h = 2，h=2mm ，則H=4mm 。
（2） 比值R/r和R、r的選擇。根據(jù)結構布置和壓緊力要求，R/r一般為1.2～1.35。為使摩擦片上的壓力分布均勻，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于。這里取R/r=1.2,摩擦片平均半徑。取,則可取r=78mm R=94mm,所以R/r=1.205。
（3） 圓錐底角的選擇。膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內截錐高度H關系密切，一般在9～15范圍內。=arctan H/(R-r)14，符合要求。
（4） 分離指數(shù)n的選取。分離指數(shù)n常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸彈簧可取12。這里取n=18。
（5） 切槽寬、窗孔槽寬、及半徑。，，的取值應滿足的要求。取=3mm,=9mm,所以可取=68mm。
（6）壓盤加載半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定。和的取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于r,應略小于R且盡量接近R.這里取。
4.4.2 膜片彈簧的載荷與變形關系
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4-3膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)
R
r
R1
r1
H
h
94
78
96
80
4
2
代入式（4- ）得
(4-4)
對上式求一次導數(shù)，可得函數(shù)的凹凸點，求二次倒數(shù)可得拐點。
凸點：
凹點：
拐點:
4.4.3 膜片彈簧的強度計算
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轉動,如 圖3.14。O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，因而該點的切向應力為零，斷面上O點以外的點一般均發(fā)生切向應變，故而產(chǎn)生切向應力?，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：
(4-5)
圖4.2膜片彈簧工作點位置
式中:φ——碟簧部分子午斷面的轉角（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中性點的半徑
e=（R-r）/In(R/r)
為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.30）式寫成Y與X軸的關系式：
(4-6)
由上式可知，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。從式（3.16）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(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（3.31）式有：
(4-7)
令，可以求出切向壓應力達到極大值時的轉角
(4-8)
由于：
所以：，。
B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力作用下還受有彎曲應力，其表達式為：
(4-9)
式中 n——分離指數(shù)目 n=18
br——單個分離指的根部寬
因此，
由于是與切向壓應力垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：
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：先對其進行調質處理，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。
故膜片彈簧的當量應力不超出許用應力范圍，符合設計要求。
3
結論
本次畢業(yè)課程設計首先根據(jù)闡述了離合器的發(fā)展現(xiàn)狀和工作原理及特性。結合設計要求，最終完成本次設計。
經(jīng)過對比結合，慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的單片拉式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用整體式傳動片傳動，分離軸承采用拉式自動調心式分離軸承，操縱機構采用液壓式。
此次設計首先參考所要設計的汽車相關參數(shù)，確定了離合器的主要參數(shù)β、P0、D、d，然后按照基本公式運算得出并通過約束條件，檢驗合格。根據(jù)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關系，初步確定了膜片彈簧的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值。但由于知識水平有限，設計中仍存在不少錯誤，還望廣大專家讀者諒解并批評指正。
致謝
畢業(yè)論文完成之際，我非常感謝老師們的諄諄教誨。在這里我要特別感謝我的指導老師許靜老師，謝謝她在百忙之中對我的指導與幫助。她為人和藹熱情，治學嚴謹,當我遇到困惑或瓶頸時她總是耐心認真地給我講解分析，幫我開拓思路并使問題最終得到解決。
設計伊始，自己也不知道該從何入手，然后就自己在網(wǎng)上跟圖書館查詢了一些離合器的相關信息，還跑去汽車修理廠實地看了下離合器的構造。通過這次畢業(yè)設計，我又系統(tǒng)地整理溫習了下大學四年所學的相關專業(yè)知識，也深深體會到了知識與實踐差異性和重要性。在設計過程中,也遇見了不少問題。由于基礎的不牢固所以花費了不少時間去查閱資料但與此它也同時提高了我的自主探索、學習的能力。在此之間我也樂于向周圍的同學及老師請教，大家一起交流討論。在繪圖過程中又使自己的軟件應用能力(如Auto CAD、Word等)得到一定的鞏固。也意識到若要做個設計人，必須要有足夠的耐心仔細地去計算、校核，重選、再算、再校核然后確定。
因為自己專業(yè)水平有限加之是第一次獨立進行設計加之時間倉促，所以所設計的課題難免存在不足之處，敬請各位老師們不吝批評指正。
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