畢業設計-輕型汽車拉式膜片彈簧離合器設計-資料下載頁

【導讀】統所承受的最大轉矩，防止傳動系統過載，有效的降低傳動系統中的振動和噪聲。統中直接與發動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依。動部分、壓緊機構和操縱機構等四部分。離合器的結構形式，參數選擇以及計算過程。根據拉式膜片彈簧離合器工作原理。本結構及其零部件的制造材料。根據車輛使用條件和車輛參數，按照離合器系統。的確定，單位壓力?的確定，并進行了總成設計主

　　

【正文】 壓盤處也作用有載荷 1P 。我們把 1P 稱作壓緊力。支承環 4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形 1? ，膜片彈簧分離軸承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形 2? 。 2) 分離時：當分離軸 承以 2P 力作用在膜片彈簧的小端時，支承環 4逐漸不起作用，而支承環 5開始起作用。當 2P 力達到一定值時，膜片彈簧被壓翻。分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進一步產生附加變形 f1? 和 f2? 。此時膜片彈簧 大端處的變形 bf 111 ??? ?? 。 畢業設計（論文） 19 膜片彈簧的參數尺寸確定 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，最后優選最合適的尺寸。其結構示意圖 圖 膜片彈簧示意圖 hH 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。一般汽車膜片彈簧的 hH 值的范圍在 ～ 之間。常用的膜片彈簧厚度為 2～ 4mm，本設計 ?hH ， mmh 3? ，則 mmH 4? 。 R 及 rR/ 確定 比值 rR/ 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～ 時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率較好。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，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般 rR/ 取值為 ～ 。對于 R ，膜片彈簧大端外徑 R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當 H ， h 及 rR/ 等不變時，增加 R 有利于膜片彈簧應力的下降。可參考下表 畢業設計（論文） 20 表 一些車型膜片彈簧的 R 和 rR/ 的值 車型 外徑（ mm） 內徑（ mm） 半徑 R2 （ mm） rR/ 豐田 225 160 206 103/81= 北京 BJ751 228 150 210 105/85= 上海 SH771 280 165 252 126/= 初步確定 mmR 110? ； mmr 90? 。 所以 ＝rR 。 膜片彈簧起始圓錐底角 ? 汽車膜片彈簧在自由狀態時，一般起始圓錐 底角 ? 在 ?? 159～ 范圍內，本設計中 rRHrRH ???? a r c t a n? ，代入數值計算可得 ?10?? ，在 ?? 159～ 之間，合格。 膜片彈簧小端半徑 fr 及分離軸承的作用半徑 pr fr 的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一花鍵外徑，分離軸承作用半徑 pr 大于 fr 。 因為花鍵外徑 mmD 3239。 ? ，要使 ?fr2 39。D ,所以取 20?fr mm , 22?pr mm 。 分離指數目 n 、切槽寬 1? 、窗孔槽寬 2? 及半徑 ?r 汽車離合器膜片彈簧的分離指數目 12?n ，一般在 18左右，采用偶數；制造時模具分離指切槽寬 ~ ?? ，窗孔槽寬 mm1092 ～?? ；窗孔半徑 ?r 一般情況下由 ? ? ? ? ~ ?? ?? rr ，所以取 ? ? mmrr 2 ??? ?? ，參考下表 。 表 一些車型膜片彈簧的分離指數目 n 、切槽寬 1? 、窗孔槽寬 2? 及半徑 ?r 車型 n ? ?mm1? ? ?mm2? ? ?mmrr ?? 豐田 18 9 11 北京 BJ751 18 11 13 上海 SH771 18 11 雪佛蘭 18 10 10 參考上表 ， 可取 18?n ， ?? ， mm102 ?? ， 76??r mm 。 畢業設計（論文） 21 壓盤加載點半徑 1R 和支承環加載點半徑 1r 的確定 1r 應略大于且等于接近 r ， 1R 應略小于 R 且盡量接近 R 。本設計取1091?R mm ， 911?r mm 。膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常 用的碟簧材料為 MnASi260 ，當量應力可取為2/1700~1600 mmN 。 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，支承環和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。 膜片彈簧的優化設計 膜片彈簧的優化設計就是要確定一組彈簧的基本參數，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧也滿足設計 要求，以達到最佳的綜合效果 [17]。 1． 目標函數 目前，國內關于膜片彈簧優化設計的目標函數主要有以下幾種： 1) 彈簧工作時的最大應力為最小。 2) 在從動盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。 3) 在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承上的分離操縱力的平均值為最小。 4) 在摩擦片磨損極限范圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。 5) 選 3）和 4）兩個目標函數為雙目標。 為了既保證離合器使用過程中傳遞轉矩的穩定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，選取 5）作為目標函數，通過兩個目標函數分配不同的權重來協調它們之間的矛盾，并 用轉換函數將兩個目標合成一個目標，構成統一的總目標函數，則 ? ? ? ? ? ?XfXfXf 2211 ?? ?? （ 7－ 1） 式中， 1? 和 2? 分別為兩個目標函數 ? ?Xf1 和 ? ?Xf2 的加權因子，視設計要求選定。 2. 設計變量 從膜片彈簧彈性特性計算式 ? ? ? ? ? ?? ? ?????? ????????? ??????????? ?????????? ???? 21111112112111 2ln16 hrR rRHrR rRHrR rRhfF ??????（ 7－ 2） 畢業設計（論文） 22 可以看出，應選取 H 、 h 、 R 、 r 、 1R 、 1r 這六個尺寸參數以及在接合工作點相應于彈簧工作壓緊力 BF1 的大端變形量 B1? （圖 ）為優化設計變量，即 ? ? ? ??? ?? BrH h R r RxxxxxxxX 1117654321 ?（ 7－ 3） 圖 膜片彈簧工作點位置圖 3. 約束條件 1）應保證所設計的彈簧工作壓緊力 BF1 與要求的壓緊力 YF 相等，即 BF1 ＝ YF 2）為了保證各工作點 A、 B、 C有較合適的位置（ A 點在凸點 M左邊， B 點在拐點 H附近， C 點在凹點 N附近，如圖 7－ 4 所示），應正確選擇 B1? 相對于拐點 H1?的位置，一般 ~ ?HB ?? ，即 111 ????????? ??? rR rRHB? （ 7－ 4） 3）為了保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠地傳遞轉矩，并考慮到摩擦因數的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力 AF1 應大于或等于新摩擦片時的壓緊力BF1 ，即 ?AF1 BF1 4）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的 hH/ 與初始底錐角? ?rRH ?? /? 應在一定范圍內，即 ?? hH ? ? ?? ???? 15/9 rRH? 畢業設計（論文） 23 5）彈簧各部分 有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即 ?? rR 100/270 ?? hR ?? rR （ 7－ 5） 6）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑 1r 應位于摩擦片的平 均半徑與外徑之間，即 ? ? 2/4/ 1 DrdD ??? 7）根據彈簧結構布置要求， 1R 與 R ， 1r 與 r ， fr 與 0r 之差應在一定范圍內，即 71 1 ??? RR 60 1 ??? rr 40 0 ??? rrf 8）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即 111 ???? rR rR f 9）彈簧在工作過程中， B點的最大壓應力 maxtB? 應不超過其許用值，即 ? ?tBtB ?? ?max 10)彈簧在工作過程中， 39。A 點（或 A點）的最大拉應力 max39。tA?（或 maxtA? ）應不超過其相應的許用值，即 ? ?39。39。 max tAtA ?? ? 或 ? ?tAtA ?? ?max 11）彈簧在制造過程中，由于其主要尺寸參數 H、 h、 R和 r都存在加工誤差，對彈簧的壓緊力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度范圍內彈簧的工作性能，必須使由制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一范圍，即 ???????? B rRhH F FFFF （ 7－ 6） 式中： HF? H的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值； hF? h的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值； RF? R的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值； rF? r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 12）在離合器裝配誤差范圍內引起的彈簧壓緊力的相對偏差，也不得超過某畢業設計（論文） 24 一范圍，即 11 ??BBFF （ 7－ 6） 式中： BF1? 離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。 畢業設計（論文） 25 第 8章 扭轉減震器設計 扭轉減震器概述 扭轉減震器主要由彈性元件（減震彈簧或橡膠）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端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階（通常為三階）固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發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 [1。因此，扭轉減震器具有如下功能： 1) 降低發動機 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，并衰減因沖擊而產生的瞬態扭振。 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。 扭轉減振器具有線性和非線性兩種特性。單級線性減振器的扭轉特性，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發動機為柴油機時，由于怠速時發動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊，從而產生令 人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉減振器中，另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲。此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級；第二級的剛度較大。在柴油機汽車中，目前廣泛采用具有怠速級的二級或三級非線性扭轉減振器。 在扭轉減震器中，也有采用橡膠代替螺旋彈簧作為彈性元件，以液體阻尼器代替干摩擦阻尼的新結構 [18]。 扭轉減震器參數 減振器的扭轉剛度 ?k 和阻尼摩擦元件間的阻尼摩 擦轉矩 ?? 是兩個主要參數，決定了減振器的減振效果。其設計參數還包括極限轉矩 j? 、預緊轉矩 n? 和極限轉角 j? 等。 1． 極限轉矩 j? 極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙 1? 時所能畢業設計（論文） 26 傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取 ? ? m ~ ej ??? （ 8－ 1） 式中，商用車：系數取 ；乘用車：系數取 。 本設計要設計的是乘用車，故系數選取 ，故而計算得 m a x ??????? ej 試驗表明，當減振器傳遞的極限轉矩 j? 與汽車后驅動輪的最大附著力矩max?? 相等時，傳動系的動載荷為最小；若 max????j ，系統將會產生沖擊載荷；若 max????j ，則會增大減振器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。因此， j? 也可按下式選取 102m axgrj ii rG ?? ???? （ 8－ 2） 式中： 2G 滿載汽車后驅動橋靜載荷； ? 附著系數，計算時取 ?? ；