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膜片弹簧离合器设计
膜片弹簧离合器
膜片式弹簧离合器设计1
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目 录前言2一、离合器概述31.1离合器设计的基本要求31.2膜片弹簧离合器结构31.3膜片弹簧离合器的优点4二、离合器摩擦片参数的确定42.1摩擦片参数的选择42.2摩擦片基本参数的约束条件8三、膜片弹簧的设计103.1膜片弹簧基本参数的选择103.2膜片弹簧的弹性特性曲线113.3膜片弹簧基本参数的约束条件133.4膜片弹簧强度计算与校核14四、扭转减振器的设计154.1扭转减振器主要参数154.2减振弹簧的计算17五、离合器其他主要部件的结构设计195.1从动盘毂的设计205.2从动片的设计205.3离合器盖结构设计205.4压盘的设计21六、离合器的操纵机构226.1离合器操纵机构的要求226.2操纵机构型式的选择22七、设计小结22八、参考文献23前言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。随着我国自动档轿车的增加，我国传统离合器行业的发展前景日益担忧，不少企业都在寻求新的持续发展的途径。DCT技术在中国良好的发展前景，将使我国摩擦片汽车离合器行业获得新的发展机遇。但是，市场竞争也很激烈，长春一东是国内汽车离合器制造行业龙头企业，已形成75万套的生产力，是国内规模最大，系列最宽的离合器生产厂家，行业地位较高。公司在主机配套市场处于龙头地位，面向全国64家主机厂供货，占领了国内中重型商用车市场的半壁江山。双质量飞轮是我国传统汽车离合器发展的一种方向，目前我国已经有Luk、Excedy等外资企业在中国组装生产双质量飞轮，吉林大华、湖北三环的双质量飞轮也进入产业化阶段，但双质量飞轮在我国发展前景依然有待市场进一步验证。 液力变矩器需求随着我国汽车自动档比重的增加而加大，国内除上海萨克斯早已量产液力变矩器产品外，广州优达佳、上海Excedy、南京Valeo等外资企业已经相继开始组装生产液力变矩器。由于我国AT技术的本土化存在很大困难，发展液力变矩器对国内企业仍存在较高的风险。 一、 离合器概述1.1离合器设计的基本要求1) 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。3) 分离时要迅速、彻底。4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。5) 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。6) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。7) 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。在本次离合器设计中，采用膜片弹簧离合器。1.2膜片弹簧离合器结构膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。1) 离合器盖离合器盖一般为120或90旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。2) 膜片弹簧膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。3) 压盘压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。4) 传动片离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。5) 分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。1.3膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：1) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好二、 离合器摩擦片参数的确定2.1 摩擦片参数的选择2.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：D=KDTemax式中，为发动机最大转矩,本设计中=206NmKD为直径系数，对于乘用车取KD=17.5。所以，D=17.5206=251.17mm离合器摩擦片尺寸系列和参数表外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037摩擦片标准系列尺寸，取D=280mm d=165mm b=3.5mm c=0.589 1-c3=0.7962.1.2 离合器后备系数的确定后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，取大些；货车总质量较大，也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，也应选取小些。在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数。汽车离合器后背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1.20-1.75最大总质量为6-14t的商用车1.50-2.25挂车1.80-4.00由于所设计的是轿车的离合器，所以选择=1.352.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩TC TC=Temax=1.35206=278.1Nm2.1.4 单位压力P0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。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 P0=12TCD3(1-C3)=12278.10.2228030.796=0.152MPa式中，为摩擦因数取0.2；为单位压力（）为摩擦面数取2；为摩擦片外径取280；为摩擦片内径取165；摩擦片材料选择石棉基材料，为单位压力0.152，为摩擦因数取0.2。当摩擦片采用不同的材料时，P0取值范围如下表摩擦片材料单位压力P0/MPa石棉基材料0.15-0.35粉末冶金材料0.35-0.50金属陶瓷材料0.70-1.50 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：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。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“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,在该设计中选取的是石棉合成物模压制成的摩擦片。2.2 离合器基本参数的约束条件 最大圆周速度摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度D不超过6570m/s,即D=60nemaxD10-3=60340028010-3=49.85m/s6570m/s式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取3400；为摩擦片外径径取280；故符合约束条件。 摩擦片的内、外径比c应在0.530.70内c=dD=165280=0.796故符合约束条件为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0本设计中所选=1.35，故符合约束条件。 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d2R0+50mm本设计中d=165mm，R0=55mm（见后面扭转减振器设计），故符合约束条件。单位摩擦面积传递的转矩Tc0=4TcZ(D2-d2）=4278.12（2802-1652）=0.00346Nmmm2式中，为离合器传递的最大静摩擦力矩278.1Nm；单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nmmm2)离合器规格D/mm210210250250325325Tc0/10-20.280.300.350.40因为Tc0=0.00346Nmmm2Tc0=0.0035Nmmm2,故符合约束要求。 单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取， 的最大范围为0.101.50Mpa，由于已确定单位压力0.152Mpa，在规定范围内，故满足要求单位摩擦面积滑磨功为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W=2ne21800marr2i02ig2=215002180042150.31126.14225.5942=4260.53 J式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)m 为汽车总质量取4215kg；rr 为轮胎滚动半径0.311m；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比5.594；i为主减速器传动比6.142；n为发动机转速(r/min),商用车n取1500 r/min;=4WZ(D2-d2)=44260.532(2802-1652)=0.053 Jmm2式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取14539J对于商用车：=0.33Jmm2，则，符合约束条件。摩擦片的相关参数如下表摩擦片外径D摩擦片内径d后备系数厚度b单位压力P0280mm165mm1.353.5mm0.152MPa三、 膜片弹簧的设计3.1 膜片弹簧的基本参数的选择3.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的Hh一般为1.52.0，板厚h为24故初选h=3, =1.6则H=1.8h=4.8.3.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和比值当时，摩擦片平均半径Rc=23R3-r3R2-r2=113.73mm对于拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc，即rRc=113.73mm取r=115mm，R/r=1.20，则R=138mm3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择arctanH/(R-r)=arctan4.8/(138-115)11.8，满足915的范围。3.1.4 分离指数目n的选取取为n=18。3.1.5 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定r0由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。rf应大于r0。取r0=35mm，rf=38mm3.1.6 切槽宽度1、2及半径re取13.4mm, 2=10mm, 满足r-2,则rer-2=115-10=105mm故取re105mm.3.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r1需满足下列条件：1R-R170r1-r6故选择R1135mm， r1116mm.3.1.8膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：F1=fx1=Ehx161-2lnR/rR1-r12H-x1R-rR1-r1H-x12R-rR1-r1+h2式中，E:弹性模量，钢材料取E=2.1Mpa； :泊松比，钢材料取=0.3； R:自由状态下碟簧部分大端半径，mm； r:自由状态下碟簧部分小端半径，mm； R1:压盘加载点半径，mm； r1:支承环加载点半径，mm； H:自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；h:膜片弹簧钢板厚度，mm膜片弹簧特性曲线图如下图所示3.3 膜片弹簧基本参数的约束条件3.3.1为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使1B1H=0.81.0即0.81BH(R-rR1-r1)1.0由上图可知1H=1M+1N2=2.19+6.122=4.155mm，1B=(0.81.0)1H0.81BHR-rR1-r1=4.1550.81.04.8138-115135-116=0.9431.0符合设计要求。3.3.2 为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15O本设计中H/h=4.8/3=1.6和11.8O都符合离合器的使用性能的要求。3.3.3 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即1.2R/r1.35702R/h1003.5R/rO5.0根据所确定的参数可得R/r=138/115=1.2、2R/h=2138/3=92、R/rO =138/35=3.94都符合上述要求。3.3.4 为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：拉式：（D+d）/4r1D/2根据所确定的参数可得（D+d）/4=111.25，D/2=140，r1=116。符合上述要求。3.3.5 根据弹簧结构布置的要求，应满足：1R-R17； 0r1-r6； 0rf- r04根据所确定的参数可知都符合弹簧结构布置的要求。3.3.6 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：3.5R1-rfR1- r19.0根据所确定的参数可得R1-rfR1- r1=135-38135-116=5.11符合设计要求。3.4膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。B点的应力tB为tB=E1-2re-r22-e-r+h2令dtBd=0,可求出tB达到极大值时的转角Pp=+h2(e-r)自由状态时碟簧部分的圆锥底角=11.8O =0.21rad中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=126.15mm。此时P=0.21+3/(126.1-115)/2=0.34rad离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为fp,计算时tB，应取p；如果fp，则取f。在分离轴承推力F2（N）的作用下，B点还受弯曲应力rB，其值为rB=6（r-rf)F2nbrh2式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度（br=21mm）。考虑到弯曲应力rB是与切向压应力tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为jB=rB-tB在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，通常应使jB不大于1500-1700MPa。本次设计中符合应力要求膜片弹簧的相关参数如表截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角4,8mm3mm1811.8四、 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。4.1.1极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，Tj=(1.52.0) 对于商用车，系数取1.5。则Tj=1.51.5206309（Nm）4.1.2 扭转刚度k由经验公式初选k Tj即kTj133094017（Nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦转矩T可按公式初选TT（0.060.17）取T=0.1 =0.1206=20.6(Nm)4.1.4 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）且TnT20.6 Nm而Tn（0.050.15）10.330.9 Nm则初选Tn18Nm4.1.5 减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2则取R0=55mm4.1.6 减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D250mm时，Zj=68故取Zj=84.1.7 减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为F=TjR0=30955103=5.62 kN4.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。4.2.1 减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故R1=R0=55mm4.2.2单个减振器的工作压力PP=FZ=56208=702.5 N4.2.3 减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc其一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd=38PDc=38702.512580=3.33mm式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpa3）减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即k=k1000R12n=401710000.05528=166N/mm4）减振弹簧有效圈数i=Gd48Dc3k=8.31043.3348123166=45）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=+(1.52)=6减振弹簧最小高度=21.978mm弹簧总变形量l=Pk=702.5166=4.23mm减振弹簧总变形量=21.978+4.23=26.21mm减振弹簧预变形量l=TnkZR1=1816685510-3=0.25mm减振弹簧安装工作高度=26.21-0.25=25.96mm6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为=4.157）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。所以可取为3mm, 为41.45mm.8）限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm扭转减振器相关参数表极限转矩Tj阻尼摩擦转矩T预紧转矩Tn减震弹簧位置半径R0减震弹簧个数Zj309Nm20.6Nm18Nm55mm8五、 离合器其它主要部件的结构设计5.1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，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T花键尺寸表表5摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm25019610352843510.25.2从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为2mm5.3离合器盖结构设计： 1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm5.4压盘的设计5.4.1压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm 。初取20mm。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm 。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。5.4.2压盘的结构设计与选择t = (1)m = = (2)t=Wh(D2-d24)c=0.54260.532010-30.282-0.165247800481.4=0.94式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=14539J为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. =0.5；m为压盘质量(kg)V为压盘估算面积；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；为铸铁密度，取7800 kg/m；为摩擦片外径取280；为摩擦片内径取165；h为压盘厚度，取=20 mm； t为压盘温升（）满足压盘温升不超过810要求。六、离合器的操纵机构6.1离合器操纵机构的要求1.踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。2.踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。3.应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4.应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5.应有足够的刚度。6传动效率要高。7.发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8工作可靠、寿命长，维修保养方便。6.2操纵机构型式的选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构。七、 设计小结本次设计主要是对汽车设计这门课掌握程度以及锻炼同学们亲自设计制作的能力。在整个课程设计的过程中虽遇到了很多困难，但通过同学们间相互探讨、查阅书籍以及指导老师的帮助得到了解决。课程设计时间虽然短暂，但却让我们学到了很多知识，对于书本上了理论有了一个很好的延伸和应用。为今后在工作岗位上打下了一个良好的基础。对于指导老师认真细致的指导以及同学的帮助，我表示最真挚的感谢。八、参考文献1.徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 M.北京：清华大学出版社,20052.王望予.汽车设计M. 北京：机械工业出版社，20113.陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通出版社，20024.刘惟信.汽车设计 M.北京：清华大学出版社,200122毕业（设计）论文 膜片弹簧离合器的设计与分析第一章 离合器概述1.1离合器的简介： 联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。它们涉及到了机械行业的各个领域。广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构，见图1-1离合器工作原理图图1-1离合器工作原理图1飞轮；2从动盘；3离合器踏板；4压紧弹簧；5变速器第一轴；6从动盘毂1.2汽车离合器的主要的功用：1.保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 2.便于换档：汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。 3.防止传动系过载：汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。膜片弹簧离合器的优点：（1）、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小（2）、即使摩擦片磨损，压紧负荷也不减小（3）、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。然而早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，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。第二章 膜片弹簧离合器结构分析与计算2.1膜片弹簧离合器的结构：图2-1 膜片弹簧离合器(剖视图1) 图2-2 膜片弹簧离合器(剖视图2)图2-3膜片弹簧离合器的工作原理图（a） 自由状态； （b）压紧状态； （c）分离状态(a) 一般压式操纵 (b)拉式操纵图2-42.2 设计变量：后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：2.3 目标函数：离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为：2.4 约束条件1.最大圆周速度：根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（210）知： 式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（r/min）所以：，故符合条件。2.摩擦片内、外径之比cc=，满足0.53的条件范围。3.后备系数对于1.8L排量的小轿车，初选后备系数1.34.扭转减振器的优化 对于摩擦片内径d=150mm, 而减振器弹簧位置半径R0(0.60.75)d/2，故取：R00.65d/20.65(mm)，取：R0为48mm所以：d-2R015024854mm50mm故符合d2R0+50mm的优化条件5.单位摩擦面积传递的转矩=根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（27）知，Tc=1.3195=253.5(Nm)故: (N/)根据根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（25）知，当摩擦片外径D210-225mm时，=0.30 N/0.0057 N/，故符合要求6.单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.15.35Mpa，由于已确定单位压力0.25Mpa，在规定范围内，故满足要求第三章 膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧的基本参数的选择1.比值和h的选择：为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.52.0，板厚h为24mm故初:h=2.6mm, =1.54则H=1.54h=4.3mm.2.比值和R、r的选择：由于摩擦片平均半径:Rc=，对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=93.75mm.故取R=105mm,再结合实际情况取R/r=1.257,则r=83.5mm。3.的选择:arctanH/(R-r)=arctan4.3/(105-83.5)11.46，满足915的范围。4.分离指数目n的选取取:n=18。5.膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。由机械设计d=Kd公式，可求得d=24.355mm,则取25mm,再取分离轴承30mm.6.切槽宽度1、2及半径取:13.2mm, 2=10mm, 满足r-=2,则=r-2=83.5-10=73.5mm故取:72mm.7.压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，R1和r1需满足下列条件：故选择R1103mm， r184mm.3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：式中：E弹性模量，钢材料取E=2.0Mpa； b泊松比，钢材料取b=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，mm； R1压盘加载点半径，mm； r1支承环加载点半径，mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；h膜片弹簧钢板厚度，mm。利用Matlab软件进行P1x1特性曲线的绘制，程序和图形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.0*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=105;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=83.5;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=4.3;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=103;%压盘加载点半径（mm）r1=84;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力P1/N)title(P1-x1特性曲线)图形如下：图3-2 P1x1特性曲线确定膜片弹簧的工作点位置:可以利用Matlab 软件寻找P1x1特性曲线中M,N的位置坐标，具体程序如下:x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.0*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=105;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=83.5;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=4.3;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=103;%压盘加载点半径（mm）r1=84;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力P1/N)title(P1-x1特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)x =2.6694y =5.2515e+003x,y=ginput(1)x =4.9767y =4.5195e+003则可知：, 上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且则：新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点M之间，且靠近或在H点处，一般 则取：则此时校核后备系数：满足要求离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为：（即为压盘的行程故：压盘刚开始分离时，压盘的行程：3.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，由公式：得：第四章 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数：1.极限转矩Tj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（231）知，极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取：Tj=(1.52.0) 对于乘用车，系数取2.0。则：Tj=2.02.0195390（Nm）2.扭转刚度k根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（235）可知，由经验公式初选k Tj即：kTj133905070（Nm/rad）3.阻尼摩擦转矩T根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（236）可知,可按公式初选TT（0.060.17）取：T=0.1 =0.1195=19.5 (Nm)4.预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（237）知，Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）且：TnT19.5 Nm而：（0.050.15）9.7529.25 Nm则初选Tn18 Nm5.减振弹簧的位置半径R0根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（238）知，R0的尺寸应尽可能大些，一般取：R0=(0.600.75)d/2则取：R0=0.65d/2=0.65150/2=48.75(mm),可取为48mm.6.减振弹簧个数Zj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（26）知，当摩擦片外径D250mm时：Zj=46故取：Zj=67.减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为FTj/R0195/(48)4.063(kN)4.2 减振弹簧的计算：图4-2 盘总成的减振机构1.减振弹簧：减振弹簧的作用在于减小振动的振幅，阻尼的作用在于让振动迅速停止。两者组合形成一阶阻尼系统，具有良好的减振效果在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。2.减振弹簧的分布半径R1根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故：R1=0.65d/2=0.65150/2=48(mm)，即为减振器基本参数中的R03.单个减振器的工作压力PP= F/Z=4063/6(N)4.减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取：Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd=式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa所以：d=3.35mm3）减振弹簧刚度k根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即：k=则：K=4）减振弹簧有效圈数根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，4.85）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为：n=+(1.52)=6减振弹簧最小高度：=22.11mm弹簧总变形量：mm减振弹簧总变形量：=22.11+1.84=23.95mm减振弹簧预变形量：=减振弹簧安装工作高度：=23.95-0.17=22.78mm6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为：=1.957）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销的安装尺寸。值一般为：2.54mm。所以可取为3mm, 为88mm.8）限位销直径按结构布置选定：一般9.512mm。可取为10mm第五章 从动盘总成的设计5.1盘总成零件功能介绍： 表5-1 零件与材料图5-2 盘总成的典型结构5.2 从动盘毂: 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.224=28.8mm。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表27查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=225mm,则查表可得: 花键尺寸：齿数n=10， 外径=32mm, 内径26mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=30mm, 积压应力=11.3Mpa5.3 从动片 从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。 材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为3540HRC5.4 波形片和减振弹簧 波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm,硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。第六章 压盘设计6.1 离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取4mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。图6-1离合器盖总成的典型结构（DST结构）6.2 压盘1.压盘传动方式的选择由于传统的
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