索纳塔2.0标准型离合器设计(推式膜片弹簧离合器设计)

武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书学号 10110207202课 程 设 计（论文）索纳塔 2.0 标准型离合器设计教 学 系：汽车工程系 指导教师：蒋 芬 专业班级：车辆 1072 班 学生姓名：汪 洋 2010 年 11 月 23 日武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书2目 录摘 要 41 绪论 41.1 离合器概论 51.2 离合器的功用 51.3 离合器的工作原理 61.4 膜片弹簧离合器的概论 72 离合器结构方案选取 82.1 离合器车型的选定 82.2 离合器设计的基本要求 92.3 离合器结构设计 92.3.1 摩擦片的选择 92.3.2 压紧弹簧布置形式的选择 92.3.3 压盘的驱动方式 102.3.4 分离杠杆、分离轴承 102.3.5 离合器的散热通风 113 离合器基本结构参数的确定 113.1 摩擦片主要参数的选择 113.1.1 摩擦片的校核 123.2 离合器后备系数 的确定 133.3 单位压力 P 的确定 134 离合器从动盘设计 134.1 从动盘结构介绍 134.2 从动盘设计 144.2.1 从动片的选择和设计 154.2.2 从动盘毂的设计 154.2.3 摩擦片的材料选取及与从动片的固紧方式 16武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书35 离合器压盘设计 175.1 压盘的传力方式选择 175.2 压盘的几何尺寸的确定 175.3 压盘传动片的材料选择 185.4 离合器盖的设计 186 离合器分离装置设计 186.1 分离杆的设计 186.2 离合器分离套筒和分离轴承的设计 197 离合器膜片弹簧设计 197.1 膜片弹簧的结构特点 197.2 膜片弹簧的弹性变形特性 197.3 膜片弹簧的参数尺寸确定 217.3.1 H/h 比值的选取 217.3.2 R 及 R/r 确定 217.3.3 膜片弹簧起始圆锥底角 227.3.4 膜片弹簧小端半径 r 及分离轴承的作用半径 r 22f p7.3.5 分离指数目 n、切槽宽 、窗孔槽宽 、及半径 r 2312e7.3.6 压盘加载点半径 R1 和支撑环加载点半径 r1 的确定 247.3.7 膜片弹簧的强度计算 248 扭转减震器设计 269 离合器壳设计 26结 论 27参考文献 28致 谢 29武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书4摘 要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。本文基于索纳塔 2.0 标准型的设计要求和设计参数，确定了以推式膜片弹簧离合器作为设计目标。根据推式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用系统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构。通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径 D 的确定，离合器后备系数 的确定，单位压力 P 的确定。并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计）和膜片弹簧设计等。关键字：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片 武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书51 绪论1.1 离合器概述按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点 2： （1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；（2）离合器分离彻底；（3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；（4）散热性能好；（5）高速回转时只有可靠强度；（6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；（7）操纵轻便；（8）工作性能（最大摩擦力矩 和后备系数 保持稳定） ；maxeT（9）使用寿命长。1.2 离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为 300500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书6阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.3 离合器的工作原理如图 1.1 所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮 2 和压盘借摩擦作用传给从动盘 3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承 8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖 5 上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘 3 两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘 3压紧在飞轮上 2，这样发动机的扭矩又传入变速器。武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书7图 1.1 离合器总成3-从动盘 6-压盘 1-离合器盖螺栓 2-离合器盖 9-膜片弹簧 13-分离轴承 1.4 膜片弹簧离合器概述膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书8合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为 802000N.m、最大摩擦片外径达 420 的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达 2832t 的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。2 离合器结构方案选取2.1 离合器车型的选定本设计针对的车型是索纳塔 2.0 标准型微型轿车。其基本参数如下：车 型：索纳塔 2.0 标准型武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书9整车质量：1487（kg）最高车速：188 （km/h）主要尺寸: 474718201440 长/宽/高（mm） 最大功率：101/6000 （kw）最大扭矩：180/4500 （N.m）2.2 离合器设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求：1) 在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。3) 分离要迅速、彻底。4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5) 具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6) 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8) 作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9) 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。10) 结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。2.3 离合器结构设计2.3.1 摩擦片的选择单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。2.3.2 压紧弹簧布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点 9：（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书10小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，我选用膜片弹簧式离合器。2.3.3 压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种 9： （1）凸台窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。（2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。（3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。2.3.4 分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书112.3.5 离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时2018温度一般在 C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致C过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。3 离合器基本结构参数的确定3.1 摩擦片主要参数的选择摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩 已知，适当选maxeT取后备系数 和单位压力 P0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径 D（mm）也可以根据发动机最大转矩 （N.m）按如下经验公式选用maxeT（3.1）maxeDK式中， 为直径系数，取值范围见表 3-1。DK由选车型得 = 180Nm， =14.6，maxeTD则将各参数值代入式后计算得 D=195.87mm表 3-1 直径系数 的取值范围DK车 型 直径系数 DK乘用车 14.616.018.5(单片离合器)最大总质量为 1.814.0t 的商用车13.515.0(双片离合器)最大总质量大于 14.0t 的商用车 22.524.0武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书12根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 3-2 ；结合后面的表 4-1表 3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB145774）外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195厚度 h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4=d/DC0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.5401 30.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827单位面积 F/3cm106 132 160 221 302 402 466 546 678应取：摩擦片相关标准尺寸：外径 D=280mm 内径 d=165mm 厚度 h=3.5mm 内径与外径比值 C=0.583 1 =0.7963C3.1.1 摩擦片的校核1.摩擦片外径 D（mm)的选取应使最大圆周速度不能超过 6570m/s,即-3 6570m/s106maxenv-3=65.97m/s 满足要求2845D2.为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许有值，即按下表选取coccTdZ)2(0Tc0表 2-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm 210210250 250325 325/ 10-2c00.28 0.30 0.35 0.40满足要求3.0)16528(.4T2c0武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书133.2 离合器后备系数 的确定后备系数 是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择 时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =1.21.75。本设计的是 1.4 吨小型轿车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围” （见下表 3-3） ，并根据最大总质量不超过 6 吨的载货汽车 =1.201.75，结合设计实际情况，故选择 =1.5。则有 可有表 3.1 查得 1.5。表 3-3 离合器后备系数的取值范围车 型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.201.75最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25挂车 1.804.003.3 单位压力 P 的确定摩擦面上的单位压力 P 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关.离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力 P 较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力 P 应随摩擦片外径的增加而降低。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径 D=280 内径 d=165 厚度 h=3.5 内径与外径比值 C=0.583 1 =0.7963C由公式 D fZP（1-c ）=12 得maxeTP=0.324mpa4 离合器从动盘设计4.1 从动盘结构介绍在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书14振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂， ，摩擦片等组成，由下图 4.1 可以看出，摩擦片 1，13 分别用铆钉 14，15 铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片 5 用限位销 7 和减振 12 铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片 5 和减振盘 12 上圆周切线方向开有 6 个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂 8 法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧 11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片 6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。图 4.1 带扭转减振器的从动盘 1，13摩擦片；2，14，15铆钉；3波形弹簧片；4平衡块；5从动片；6，9减振摩擦；7限位销；8从动盘毂；10调整垫片；11减振弹簧；12减振盘4.2 从动盘设计从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求：武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书15（1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器（4）要有足够的抗爆裂强度4.2.1 从动片的选择和设计设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档） 。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.32.0厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至 0.651.0,使其质量更加靠近旋转中心。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。 具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。 ，在本设计中，因为设计的是索纳塔 2.0 标准型轿车的离合器，故采可以用整体式弹性从动片，离合器从动片采用 2厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取 280，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。4.2.2 从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩 Temax 按国标 GB114474 选取。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取 1.0-1.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如 35、45、40Cr等） ，并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书16振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选取后应进行动连接强度校核：cmechlnraxT8.074rdDm（4.1）式中，N 为从动盘毂的数目；其余参数见表（4-1） 。表 4-1 离 合 器 从 动 盘 毂 花 键 尺 寸 系 列根据摩擦片的外径 D=280mm 与发动机的最大转矩 Temax=180 Nm，由表 4-1查 得 N=10， D=35mm， d=32mm，b=4mm，l=40mm， =12.5Mpa，则由公式校核c得：=3.58MPaj=12.5MPa。c所以，所选花键尺寸能满足使用要求。4.2.3 摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：（1）应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。（2）要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。（3）要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好（4）热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦（5）磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面（6）油水对摩擦性能的影响应最小花键尺寸摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm齿数N外径D/mm内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力c/Mpa160 49 10 23 18 3 20 9.8180 69 10 26 21 3 20 11.6200 108 10 29 23 4 25 11.1225 147 10 32 26 4 30 11.3250 196 10 35 28 4 35 10.2280 275 10 35 28 4 40 12.5300 304 10 40 32 5 40 10.5325 373 10 40 32 5 45 11.4350 471 10 40 32 5 50 13.0武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书17（7）结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3 左右。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达 0.5 左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。5 离合器压盘设计5.1 压盘的传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。5.2 压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径 D=290 压盘内径 d=155压盘的厚度确定主要依据以下两点：（1）压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右） ，因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。（2）压盘应具有较大的刚度武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书18压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于 15） ，但一般不小于 10在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为 205.3 压盘传动片的材料选择压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 HB170227，其摩擦表面的光洁度不低与 1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为 3 号灰铸铁 JS1，工作表面光洁度取为 1.6。5.4 离合器盖的设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题：（1）离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为 4的低碳钢板（如 08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。（2）离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。（3）离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中.6 离合器分离装置设计6.1 分离杆的设计本设计才用的是膜片弹簧的压紧机构，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书19完成。其结构尺寸参数在后续设计中确定。在设计分离杆时应注意以下几个问题：（1）分离杆要有足够的刚度（2）分离杆的铰接处应避免运动上的干涉（3）分离杆内端的高度可以调整6.2 离合器分离套筒和分离轴承的设计分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。本人设计的是推式膜片弹簧离合器，采用的是推式自动调心式分离轴承装置。7 离合器膜片弹簧设计7.1 膜片弹簧的结构特点由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用推式结构。 膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角 R4.5。7.3 膜片弹簧的弹性变形特性前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一中非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高 H 及弹簧片厚 h 的比值 H/h 有关。不同的 H/h 值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况： 2如下图 7.1 中 H/h=0.5 的曲线,其曲线形状表现为:载荷 P 的增加,变形 总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书20程限制器。 =hH2如图 7.1 中 H/h=1.5 的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直 ,变形的2增加,载荷 P 几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧. 2h如图 7.1 中 =2.75 者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加H时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大. h2如下图 7.2,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图 7.1 三种不同 H/h 值时的无因次特曲线武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书21图 7.2 各种不同 H/h 值时的无因次弹性变形特性7.4 膜片弹簧的参数尺寸确定在设计膜片弹簧时，一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算，最后优选最合适的尺寸。其结构示意图见图 7.3图 7.3 膜片弹簧示意简图武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书227.4.1 H/h 比值的选取 设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳性能。一般汽车汽车膜片弹簧的 H/h 值的范围在 1.52.5之间。我设计的膜片弹簧，H=5.0mm；h=3mm所以， = =1.67hH30.57.4.2 R 及 R/r 确定比值 R/r 对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.82.0 时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般 R/r 取值为 1.21.3.对于 R,膜片弹簧大端外径 R 应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h 及 R/r 等不变时，增加 R 有利于膜片弹簧应力的下降。参考下表可 7-1表 7-1 一些车型膜片弹簧的 R 和 R/r 的值车型 外径（） 内径（） 半径 2R（） R/r丰田 225 160 206 103/81=1.27北京 BJ751 228 150 210 105/8.5=1.25上海 SH771 280 165 252 126/103.5=1.21初步确定 R=126mm；r=103.5mm所以，R/r= =1.255.103267.4.3 膜片弹簧起始圆锥底角 汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角 在 1014之间， 代入数)(rRH值计算可得： =12.47.4.4 膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 与初始锥角h应在一定范围内，即rRH武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书232.67.1.hH549rR（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 3.120.1r0847hR（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，1R1r即推式： 24/)(1DRd拉式： 5.12/9475.3r（4）根据弹簧结构布置要求， 与 ， 与 之差应在一定范围内选取，即1f0621R0r40f（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用， ，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式： 5.43.21rRf拉式： 0.95.1f由（4）和（5）得 mm， mm。24fr20r7.4.5 分离指数目 n、切槽宽 、窗孔槽宽 、及半径 r1e汽车离合器膜片弹簧的分离指数目 n12，一般在 18 左右，采用偶数，便于制造时模具分度切槽宽 3， 10，窗孔半径 r 一般情况下由12e（rr ）(0.81.4) ,所以取 rr =10 =10ee2武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书24参考下表 7-2表 7-2 一些车型膜片弹簧的分离爪数 n、切槽宽 、 及半径12er车型 n （）1 （）2r （）丰田 18 3.2 9 11北京 BJ751 18 3.2 11 13上海 SH771 18 3.2 11 12.5雪佛兰 18 3.2 10 10参考上表 7-2 可取得 n=18, 3， 10, r =93.512e7.4.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定R1应略大于且尽量接近 r， 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取1r1mm， mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺24R5.10r寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60SizMnA，当量应力可取为16001700N/mm 2。7.4.7 膜片弹簧的强度计算假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点 O 转动（图 3.4） 。断面在 O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点 O。令 X 轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为： xey2/1E2t （3.14）武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书25图 3.3 膜片弹簧工作点位置式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r）/In(R/r) （3.15）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成 Y 与 X 轴的关系式：Ee1E12Yt2t2t（3.16）图 3.4 切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t 在 X-Y 坐标系里呈线性分布。武汉理工大学华夏学院车辆工程专业课程设计说明书26当 时 ，因为 的值很小，我们可以将 看成0tX)2(Y)2()2(，由上式可写成 。此式表明，对于一定的零应力分布在中)2(tgtg性点 O 而与 X 轴承 角的直线上。从式（3.16 ）可以看出当 时无论取)( eX任何值，都有 。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在零应力e2Y直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 B 处切向压应力最大，A 处切向拉应力最大，分析表明，B 点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B 处应力就可以了，将B 点的坐标 X=（e-r ）和 Y=h/2 代入（3.17）式有： 2)(21E2 hreretB（3.17）令 可以求出切向压应力达极大值的转角0dBt re2hP由于： mm38.14)5.0/126ln()l(rRe所以： ， N/mm23.0P-283.tBB 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力 F2 作用下还受有弯曲应力：2rfrBhbnF6（3.18）式中 n分离指数目 n=18br单个分离指的根部宽mm38.124820r因此： N/mm25.0rB由于 rB 是与切向压应力 tB 垂直的拉应力，所