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沃尔沃S40离合器设计【汽车类】【8张CAD图纸】【优秀】

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关键词：: 沃尔沃S40 离合器设计汽车 cad图纸

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沃尔沃S40离合器设计

41页 19000字数+说明书+6张CAD图纸【详情如下】

从动片.dwg

从动盘毂.dwg

减震器盘.dwg

压盘.dwg

摩擦片.dwg

沃尔沃S40离合器设计说明书.doc

离合器盖.dwg

膜片弹簧.dwg

装配图.dwg

设计图纸8张.dwg

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离合器盖.gif

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摩擦片.gif

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沃尔沃S40离合器设计.gif

压盘.gif

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摘要

随着汽车运输的发展，汽车性能趋于高速化，载货汽车趋于大型化，要求发动机的功率和转速不断地提高，使离合器的使用条件也日渐恶化。因此，增加离合器传递转矩的能力，提高其使用可靠性及寿命，简化操作(在某些车型上以至向自动操纵发展)，已成为当代汽车离合器的发展趋势。

离合器是汽车传动系中的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关，本文针沃尔沃汽车的各项参数，设计推式膜片弹簧离合器。

离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘总成、膜片弹簧三个部分。首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料、及结构进行设计，然后用Auto CAD工程图。

本文还重点研究了膜片弹簧在分离过程中的受力，对受力过程进行数学分析，并对其进行校核，以提高膜片弹簧离合器的使用寿命，使膜片弹簧离合器在工作过程中处于最佳状态。

关键词：离合器；膜片弹簧；设计；压盘；从动盘

ABSTRACT

The clutch is an important part of the automobile power train, its characteristic and development have close relation with the power train. Based on Beijing qienuoji’s parameter, this paper aim to design pushing type diaphragm-spring clutch.

There are three main parts of the clutch design: driven disc design, diaphragm-spring design and the driving disc design. Firstly, this paper calculates the parameters, and chooses sizes and materials for the clutch’s parts. Then draw the three-dimension-blueprint of the assembly and components. Finally transforms the three-dimension-blueprint into Auto CAD engineering plat.

Along with the development of automobile transportation, car performance, auto high-speed tends to request the engine tends to large-scale, power and speed continuously improve the conditions of use, make clutch is worsening. Therefore, to increase the ability of transmission torque clutch, improve its use, simplify the operation reliability and life (in some models and automatic controlling to develop), has become the development trend of modern automobile clutch.

This paper also studies force exerted on diaphragm in the process of separation, and analyzing the process mathematically, then examines and calculates relative parameter. In conclusion, the design will prolong the lifetime of diaphragm-spring clutch, and makes the clutch in best state when it’s working.

Key words:Clutch; Diaphragm-spring; Design; Pressure-plate; Platen

摘要Ⅰ

AbstractII

第1章绪论5

1.1 离合器的设计要求5

1.2 离合器的发展历史5

1.3 离合器概况6

第2章离合器基本尺寸参数的选择9

2.1 摩擦离合器机构形式的选择9

2.2从动盘数及干、湿式的选择9

2.3压紧弹簧的结构型式及布置9

2.4压盘的驱动方式10

2.5从动盘数的选择11

2.6离合器基本性能关系式11

2.7离合器后备系数的选择12

2.8摩擦材料中单位压力和摩擦因数的选择12

2.9本章小结13

第3章离合器从动盘总成设计14

3.1 摩擦片的设计14

3.2 从动盘毂的设计16

3.3 从动片和波形弹簧片的设计17

3.4 扭转减振器的设计18

3.5 本章小结21

第4章离合器压盘总成设计22

4.1 压盘的设计22

4.2 离合器盖的设计23

4.3 传动片的设计23

4.4 本章小结24

第5章膜片弹簧设计25

5.1 膜片弹簧初选25

5.2 膜片弹簧的分析26

5.3 膜片弹簧的校核28

5.4 膜片弹簧的材料以及制造工艺28

5.5 本章小结29

第6章离合器的滑磨及热工况30

6.1 工况分析30

6.2 约束条件35

6.3 本章小结36

结论37

参考文献38

致谢40

第1章绪论

1.1离合器的设计要求

随着现代汽车发动机转速的不断提高，对离合器也提出了新的要求，除了要求它在高速下仍能保持传递发动机的最大扭矩外，还要求其必须具有足够的旋转机械强度，以保证安全可靠的工作。

离合器在工作过程中与变速器飞轮相连，其结构构成比较复杂，零件极易在高速旋转过程中在离心力的作用下，产生破坏，因此开发耐用的离合器使其能承受高速运转下的能力，避免其在使用过程中出现事故是十分必要的。

1.2离合器的发展历史

随着科技的飞速发展，特别是液压技术、电子技术在汽车领域的广泛应用，汽车传动系发生巨大的变化。作为传动系重要组成部件之一的离合器总成，担负着传力、减震和防止系统过载等重要作用。伴随着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善，离合器产品不论是性能结构方面还是生产制造方面都发生了很大变化。

1981年，法国人制成了摩擦片式离合器，此后浸在油中工作的湿式多片离合器逐渐取代了锥形离合器，但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住，致使离合底，造成换档困难，所以它又逐渐被干式多片离合器取代。多片干式离合器的主要优点是由于接触面多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步；但因片数多，从动部分的转动惯量大，还是感到换档不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，容易引起过热，加快了离合器的磨损，甚至烧伤和碎裂，如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。剧降低转速，因而其中所有零件将产生很大的惯性力矩（其数值可能大大超过发动机正常工作时所发出的最大转矩），对传动系统造成超过其承载能力的载荷，而使其机件损坏。有了离合器，一方面在紧急制动时，可先踏下离合器踏板，使发动机与传动系统分离，解除了它们之间的相互作用的；另一方面即使来不及先踏下离合器，当惯性力矩超过了离合器允许的最大摩擦力矩时，离合器主、从动部分就相对滑转以消除这一危险。从而防止传动系统过载，起到一定的保护作用。

1.3.2 现代汽车离合器应满足的要求:

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、调整方便等。

结论

本文针对沃尔沃汽车设计了一款推式膜片弹簧离合器，沃尔沃汽车发动机的最大输出转矩是离合器设计的主要依据。

设计的膜片弹簧离合器，能够满足沃尔沃汽车在正常行驶中，保证汽车平稳起步、顺利换挡、防止传动系过载等基本要求。选择的离合器后备系数β应适当增大，以保证对离合器的使用要求。

最终确定摩擦片的尺寸为：外径250mm；内径155mm；厚度3.5mm。材料选用粉末冶金。

膜片弹簧的尺寸，在经过初选后，仔细分析其受力，结合离合器的设计要求，最终确定尺寸为：大端半径120mm，碟簧部分100mm，碟簧在自由状态下的内锥高14mm，膜片钢板厚度2.45mm，膜簧压盘加载点半径118mm，膜簧支承环加载点半径99mm，小端内径25mm，分离加载半径35mm，分离指舌尖切槽宽3.4mm，分离指舌根切槽宽10mm，分离指舌部最宽处半径75mm。膜片弹簧要求具有较高的尺寸精度，同样在膜片弹簧的制造中，也需要好的加工工艺。

参考文献

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内容简介：: 黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要随着汽车运输的发展，汽车性能趋于高速化，载货汽车趋于大型化，要求发动机的功率和转速不断地提高，使离合器的使用条件也日渐恶化。因此，增加离合器传递转矩的能力，提高其使用可靠性及寿命，简化操作(在某些车型上以至向自动操纵发展)，已成为当代汽车离合器的发展趋势。离合器是汽车传动系中的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关，本文针沃尔沃汽车的各项参数，设计推式膜片弹簧离合器。离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘总成、膜片弹簧三个部分。首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料、及结构进行设计，然后用Auto CAD工程图。本文还重点研究了膜片弹簧在分离过程中的受力，对受力过程进行数学分析，并对其进行校核，以提高膜片弹簧离合器的使用寿命，使膜片弹簧离合器在工作过程中处于最佳状态。关键词：离合器；膜片弹簧；设计；压盘；从动盘ABSTRACTThe clutch is an important part of the automobile power train, its characteristic and development have close relation with the power train. Based on Beijing qienuojis parameter, this paper aim to design pushing type diaphragm-spring clutch.There are three main parts of the clutch design: driven disc design, diaphragm-spring design and the driving disc design. Firstly, this paper calculates the parameters, and chooses sizes and materials for the clutchs parts. Then draw the three-dimension-blueprint of the assembly and components. Finally transforms the three-dimension-blueprint into Auto CAD engineering plat.Along with the development of automobile transportation, car performance, auto high-speed tends to request the engine tends to large-scale, power and speed continuously improve the conditions of use, make clutch is worsening. Therefore, to increase the ability of transmission torque clutch, improve its use, simplify the operation reliability and life (in some models and automatic controlling to develop), has become the development trend of modern automobile clutch.This paper also studies force exerted on diaphragm in the process of separation, and analyzing the process mathematically, then examines and calculates relative parameter. In conclusion, the design will prolong the lifetime of diaphragm-spring clutch, and makes the clutch in best state when its working. Key words:Clutch; Diaphragm-spring; Design; Pressure-plate; Platen 黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要AbstractII第1章绪论51.1 离合器的设计要求51.2 离合器的发展历史51.3 离合器概况6第2章离合器基本尺寸参数的选择92.1 摩擦离合器机构形式的选择92.2从动盘数及干、湿式的选择92.3压紧弹簧的结构型式及布置92.4压盘的驱动方式10 2.5从动盘数的选择112.6离合器基本性能关系式112.7离合器后备系数的选择122.8摩擦材料中单位压力和摩擦因数的选择122.9本章小结13第3章离合器从动盘总成设计143.1 摩擦片的设计143.2 从动盘毂的设计163.3 从动片和波形弹簧片的设计173.4 扭转减振器的设计183.5 本章小结21第4章离合器压盘总成设计224.1 压盘的设计224.2 离合器盖的设计234.3 传动片的设计234.4 本章小结24第5章膜片弹簧设计255.1 膜片弹簧初选255.2 膜片弹簧的分析265.3 膜片弹簧的校核285.4 膜片弹簧的材料以及制造工艺285.5 本章小结29第6章离合器的滑磨及热工况306.1 工况分析306.2 约束条件35 6.3 本章小结36结论37参考文献38致谢40 第1章绪论1.1离合器的设计要求随着现代汽车发动机转速的不断提高，对离合器也提出了新的要求，除了要求它在高速下仍能保持传递发动机的最大扭矩外，还要求其必须具有足够的旋转机械强度，以保证安全可靠的工作。离合器在工作过程中与变速器飞轮相连，其结构构成比较复杂，零件极易在高速旋转过程中在离心力的作用下，产生破坏，因此开发耐用的离合器使其能承受高速运转下的能力，避免其在使用过程中出现事故是十分必要的。1.2离合器的发展历史随着科技的飞速发展，特别是液压技术、电子技术在汽车领域的广泛应用，汽车传动系发生巨大的变化。作为传动系重要组成部件之一的离合器总成，担负着传力、减震和防止系统过载等重要作用。伴随着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善，离合器产品不论是性能结构方面还是生产制造方面都发生了很大变化。1981年，法国人制成了摩擦片式离合器，此后浸在油中工作的湿式多片离合器逐渐取代了锥形离合器，但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住，致使离合底，造成换档困难，所以它又逐渐被干式多片离合器取代。多片干式离合器的主要优点是由于接触面多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步；但因片数多，从动部分的转动惯量大，还是感到换档不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，容易引起过热，加快了离合器的磨损，甚至烧伤和碎裂，如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。在离合器的操纵机构中，由于重型和中型汽车的离合器压紧弹簧的压紧力很大，人们又采取各种助力装置来减轻驾驶员的劳动强度，如日本产TKL20型重型汽车采用弹簧助力；红岩CQ261和北京BJ370等重型车采用气压助力等。随着汽车运输业的发展，离合器还要在原有的基础上不断提高改进，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来车辆在性能上向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载货汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，随着汽车发动机转速功率的不断提高和汽车电子技术的不断发展，人们对离合器的要求越来越高，离合器的使用条件也越来越苛刻。从提高离合器性能的角度出发，传统推式膜片弹簧离合器的结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高速，增加离合器传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器目前发展趋势。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步的向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操作形式正向自动操作的形式发展。自动离合器、双离合变速器等等使得操作简便、动力更强的新技术层出不穷。所以，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机高速，增加离合器传递扭矩的能力和简化操作系统，已成为离合器的发展趋势5：离合器是汽车传动系的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关。在以内燃机为动力的机械传动汽车中，虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但手动挡车款式仍然占多数，且考虑商用车中更多数采用手动变速器，则手动挡汽车目前仍然使世界汽车的主流。可以说，从目前到将来，离合器这一部件将会随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。因此，研究离合器结构有实际的意义，设计更优质的离合器也就成为了推动汽车技术进步的课题之一。1.3离合器概况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转，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: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；9)使用寿命长。1.3.1离合器的功用1.使发动机与传动系统逐渐接合，保证汽车平稳起步。汽车由静止到行驶的过程，其速度应由零逐渐增大。如果传动系统与发动机之间没有离合器，而是刚性地连接，汽车起步时，驾驶将传动系统的变速器挂入一定的工作档位，静止的汽车在突然接上动力的瞬间将会猛烈前冲，产生很大的惯性力的作用下，转速急剧下降到最小稳定转速300500r/min以下，而导致发动机熄火。这样，汽车将不能起步。在发动机与传动系统之间装有离合器。则汽车在起步前，驾驶员先踏下离合器踏板，使发动机与传动系统分开，待挂上适当的档位后，再慢慢抬起离合器踏板，同时，逐渐加大加速踏板开度增加发动机的输出转矩，离合器所能传递的转矩也就逐渐地增大，于是发动机的转矩便可由小到大地逐渐传给传动系统。当驱动力足以克制行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地逐渐加速，实现汽车平稳起步。2.暂时切断发动机与传动系统的联系，便于发动机的起动和变速器平顺换档发动机在冷起动时，让离合器切断发动机与传动系统的联系，就可除去部分阻力，有利于提高起动转速，提高起动成功率。在汽车行驶过程中，为了适应不断变化的行驶条件，传动系统经常要换用不同档位工作，实现齿轮式变速器的换档，即将原用档位的某一齿轮副退出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前也必须踩下离合器踏板，中断动力传递，便于使原用档位的齿轮副脱开，换入新档位。3.限制所传递的转矩，防止传动系统过载当汽车进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系统刚性相连而急剧降低转速，因而其中所有零件将产生很大的惯性力矩（其数值可能大大超过发动机正常工作时所发出的最大转矩），对传动系统造成超过其承载能力的载荷，而使其机件损坏。有了离合器，一方面在紧急制动时，可先踏下离合器踏板，使发动机与传动系统分离，解除了它们之间的相互作用的；另一方面即使来不及先踏下离合器，当惯性力矩超过了离合器允许的最大摩擦力矩时，离合器主、从动部分就相对滑转以消除这一危险。从而防止传动系统过载，起到一定的保护作用。1.3.2 现代汽车离合器应满足的要求: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、调整方便等。第2章离合器的结构形式及参数的选择2. 1 摩擦离合器机构型式的选择汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型。其中，摩擦式的应用最广泛。现代汽车摩擦离合器的典型结构型式是单片或双片干式，它由从动盘、压盘、压盘驱动装置、压紧弹簧（有沿圆周均布的圆柱螺旋弹簧、中央布置的锥形或圆柱螺旋弹簧和膜片弹簧等）、离合器盖、分离杠杆、分离轴承等构成。本次设计选定的机构型式为单片摩擦式。2. 2从动盘数及干、湿式的选择（一）单片干式摩擦离合器单片干式摩擦离合器其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合柔顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000N.M的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可以采用双片离合器。（二）双片干式摩擦离合器双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎裂；分离行程大调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。（三）多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出56倍。通过各结构优缺点的比较及本次设计所针对的车型，故本次设计选用的是单片干式摩擦离合器。2. 3压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置形式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为：（一）周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两上圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高（最高转速高达50007000r/min或更高），在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座位柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。（二）中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400450N.m时，常常采用中央弹簧离合器。（三）斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再堆动压杆并按杠杆比磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而cos值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作为性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35%。（四）膜片弹簧离合器作为压紧弹簧的膜片弹簧，是由弹簧钢制成的，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，而其余未切的槽大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧则有支撑圈。它借助固定在离合器盖上的一些铆钉来安装定位。当离合器盖未固定到飞轮上是，膜片弹簧不受力而处于自由状态。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，后支撑圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角度变大，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接合状态。当离合器分离时，分离轴承前移使膜片弹簧压前支撑圈并以此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使离合器分离。2. 4压盘的驱动方式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传动盘转动，所以它与飞轮连接在一起。但是这种连接应该允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴向移动。压盘与飞轮的连接方式或其他的驱动方式有：凸块窗口式、传力销式、键式（键槽指销式，键齿式）以及弹性传动片式等。凸块窗口试是在单片离合器中长期采用的传统结构。该结构是在压盘外缘铸出34个凸片，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗口中，而离合器盖则与飞轮相连。考虑到摩擦片磨损后压盘向前移。因此凸块应凸出窗口以外。其结构简单，但是凸块与窗口的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪音。所以在现在的离合器中已经很少使用。传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是用沿圆周均匀分布的几个传力销将飞轮与中间的压盘连接在一起。键式也是一种压盘的驱动方式，包括键槽指销式和键齿式两种。它是用键槽指销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动。在双片离合器的结构中也有采用综合式的压盘驱动方式的，即中间压盘通过键连接，压盘则通过凸块窗孔驱动。上述几种压盘的驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约是0.2mm左右）。这样，在传动时将产生冲击和噪音。且随着接触部分磨损的增加，间隙将加大，引起更大的冲击和噪音，甚至可能导致凸块根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。近年来，广泛采用了弹性传动片的传力方式。弹性传动片（钢带传动片）是由薄弹簧钢带冲压制成一端铆在离合器盖上，另一端用铆钉固定在压盘上，并且多用34组（每组23片）沿圆周作切向布置以改善传动片的受力状况。这时，当发动机驱动时传动片受拉；当拖动发动机时传动片受压。这种用传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述几种离合器的缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的稳定。通过比较以上各种方案的优缺点，本次设计压盘的驱动方式选用钢带传动片。2. 5从动盘数的选择对轿车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只有一个片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热性好，维修调整方便，从动部分转动惯量下，在使用时能保证彻底、接合柔顺。综上所述，本次设计是采用单片膜片弹簧离合器。2.6离合器基本性能关系式离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。根据摩擦力矩公式 (2.1)式中：Tc离合器静摩擦力矩；后备系数；f摩擦因数；Z：摩擦面数；po单位压力；D摩擦片外径；c内外径之比。有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适4。2.7 离合器后备系数的选择后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选的太小；为是离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，不宜选的太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选的小一些；当使用条件恶劣、需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器滑磨，可选的大一些；汽车总质量大，也应选得越大。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。其数值按表2.1选取，而设计本车的离合器其要求比较的大，初步选择为1.60。表2.1 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1.804.002.8 摩擦材料中单位压力和摩擦因数的选择石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、价格低廉等优点，但受工作温度、单位压力、滑磨速度影响大，主要用于中、轻载荷的工作条件下，而粉末冶金材料的传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数高，故在选择摩擦片材料是粉末冶金材料中的铁基5。初选po根据表2.2中可得：为0.5MPa，f为0.5。表2.2 摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值摩擦片材料单位压力po/MPa摩擦因数f石棉基材料模压0.150.250.200.25编织0.250.350.250.30粉末冶金材料铜基0.350.500.250.30铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.500.42.9 本章小结在离合器的基本性能关系式中我们得知要用到后备系数；摩擦因数；单位压力等一些参数。通过查阅资料，工具用书，图表等我能、我们可以对一些参数取值。为我们接下来的设计计算提供一定帮助。第3章离合器从动盘总成设计3.1 摩擦片的设计摩擦片设计要求：摩擦因数较高且较稳固，工作温度，单位压力，滑磨速度的变化对其影响要小；具有足够的机械强度与耐磨性；密度要小，以减少从动盘的转动惯量；热稳定性好，在高温下分离出粘合剂力，无味，不易烧焦；磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面；接合时应平顺，而不产生“咬合”或“抖动”现象；长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定、摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有影响，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维来代替石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载荷质量较大的商用车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。摩擦片材料：粉末冶金材料（其具有传热性好，热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高而且稳定、能承受的单位压力较高及寿命较长等优点）。摩擦片与从动片的连接方式：铆接（因具连接可靠、更换摩擦片方便、适宜在从动盘上安装波形片而采用）。摩擦片基本尺寸的确定。摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩有一定的关系。根据公式3.1： (3.1)式中：Temax发动机最大转矩；后备系数；f摩擦因数；Z：摩擦面数；po单位压力；D摩擦片外径；c内外径之比得到D=240mm。计算离合器的外径D同时参考经验公式3.2： (3.2)式中：A参考系数；D摩擦片外径；Temax发动机最大转矩；A取47，计算得到D=234mm。初选D以后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定6。查找标准(GB145774)的规定：表3.1 离合器尺寸选择参数表摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Temax/Nm单片离合器重负荷中等负荷极限值225130150170250170200230最终确定：外径D=250mm；内径d=155mm，内外径之比c=0.620，单片面积F=30200mm2 。对摩擦片的厚度h，我国以规定了3种规格：3.2mm，3.5mm，4mm，这里选择厚度为3.5mm。(2)摩擦片的校核。在初步确定完摩擦片的基本尺寸后，要对摩擦片校核：1)摩擦片外D(mm)的选择应使最大圆周速度vD不超过6570m/s： (3.3) 式中：nemax发动机的最高转速（r/min）；当nemax取6 000时，代入可得：vD=70 6570m/s。2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70 范围内：c=0.6200.530.70。3)保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，应在1.21.75之间，代入式21：= Tc/ Temax=1.601.201.75。4)为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即： (3.4)式中：单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；其许用值0.4 J/mm2；W汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功(J)，可以根据下式计算： (3.5)式中：ne发动机转速，取2 000r/min；ma汽车总质量(kg)，取1 200kg；rr汽车轮胎滚动半径(m)；ig汽车起步时所用变速器档位的传动比；数值取3.8；i0主减速器传动比，取4.2。各个数值代入35式得到：W=14 983J。把W=14983J和摩擦片的各个数值代入式3.4，得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求7。3.2 从动盘毂的设计从动盘数及干、湿式的选择单片干式摩擦离合器，这是因为结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性能好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接顺平和等优点符合离合器的设计要求发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，花键之间为动配合，在离合器分离和结合的过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。我国生产的离合器，其从动盘毂花键多用SAE标准，其有关尺寸见表表3.2 从动盘毂花键的尺寸摩擦片的外径D/mm发动机的最大转矩花键尺寸挤压应力齿数n外径内径齿厚有效齿长160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0查表3.2，可选花键尺寸如下齿数n=10、外径mm、内径=28mm、齿厚=4mm、有效齿长l=35mm花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。花键的挤压应力sj： (3.6)式中：Temax发动机最大转矩；D花键毂的外径；d花键毂的内径；n花键毂的齿数；l花键毂的有效长度。从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应大于30MPa。从动盘毂采用锻钢（40Cr），采用调质处理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。3.3 从动片和波形弹簧片的设计设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了减小转动惯量，从动片做的比较薄，一般在1.3mm2.2mm。根据设计的需要采用从动片的厚度为2mm，材料为中碳钢板（50号），表面硬度为3540HRC，结构采用分开式弹性从动片结构。波形片材料采用65Mn，厚度为0.7mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。3.4 扭转减振器的设计 1.扭转减震器的组成与功能扭转减震器主要由弹性元件、阻尼元件等组成。弹性元件的作用是降低传动系的手段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶段固有频率，改变系统的故有振型，使其尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减震器具有如下功能；（1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。（2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态频率。（3）控制动力传动系统总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭转及噪声。（4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。 2.扭转减震器的的扭转特性扭转减振器具有线性和非线性两种特性。单级线性减振器的扭转特性：其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中，另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声。此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级；第二级的刚度较大。在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。3，由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中8。a b图3.1 扭转减振器工作示意图a静止状态；b工作状态1、2减振弹簧；3从动盘本体；4阻尼片；离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来9。扭转减振器的设计计算着重于减振弹簧。(1)减振弹簧的材料。选用60Si2MnA弹簧钢丝。(2)减振弹簧个数Zj的选取。根据表3.3，由于D=250mm，所以Zj取6。表3.3 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325 325350350Zj466881010(3)减振弹簧的位置半径R0。减振弹簧的位置半径R0一般取(0.600.75)d/2,同时为了保证离合器可靠的传动发动机的转矩，减振弹簧位置直径2R0约小于摩擦片内径约50mm，所以取R0=55mm。(4)极限转矩Tj。极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它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)Temax (3.7)式中：Temax发动机最大转矩；Tj极限转矩。本车取相应系数为2.0，所以Tj=400Nm。(5) 扭转角刚度kj 。为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度kj，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。kj取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸：kj=KZjR02103 (3.8)式中：K每个减振弹簧的线性刚度(N/mm)；Zj减振弹簧的个数；R0减振弹簧位置半径(m)。减振器的角刚度既要满足传递足够大的转矩的要求，又要满足为了避开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的。因此，减振器的角刚度kj的最后确定，常常是结构所允许的设计结果，设计时选kj为：kj 13Tj。由于设计的是越野车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳定，所以选择kj较小，取kj=10Tj=4 000Nm。这样每个弹簧的线性刚度为K= kj/(KZjR02)=2.1106 N/mm。(6)阻尼摩擦转矩Tm。由于减振器扭转刚度kj受结构及发动机最大转矩的限制，不肯能够很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器的阻尼摩擦转矩Tm，一般可选：Tm=(0.060.17)Temax (3.9)式中：Tm阻尼摩擦转矩；Temax发动机最大转矩。按经验选Tm=0.12Temax=24N。(7)预紧转矩Tn。减振弹簧在安装时都有一定的预紧力。研究表明，Tn的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但Tn不应大于Tm，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：Tn=(0.050.17) Temax (3.10)式中：Tn预紧转矩；Temax发动机最大转矩。取Tn=0.10Temax=20N。(8)极限转角jj。减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角jj为 (3.11)式中：jj 极限转角；R减振弹簧位置半径；Dl减振弹簧的工作变量。jj通常取3o12o，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较高，所以jj取9o。3.5本章小结从动盘对离合器来说是一个十分重要的部件它由摩擦片；从动盘毂；从动片；波形弹簧片；扭转减震器等部件组成。所以其设计的好坏对离合器的总体性能起着决定性的作用，因此在设计过程中我们要对其各项结论精细的计算和校核，使其达到预期标准。第4章离合器压盘总成设计4.1 压盘的设计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，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系有应允许压盘在离合器分离过程中自由的做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式、键式和销式。但这些连接方式在离合器分离和结合的过程中，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，在设计中采用传力片式。在离合器的基本参数选定后，压盘的基本尺寸应和摩擦片的外径和内径相同，确定压盘的厚度应符合下面四点要求。(1)压盘应具有较大质量，以增大热容量，减少温升。应用下式校核压盘的一次接合的温升： (4.1)式中：t压盘温升(oC)；c压盘的比热容，铸铁：c=481.4J/(kgoC)；m压盘质量(kg)，经计算约为4.2kg；W汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功(J)，经上面计算得W=14 983J；g传到压盘的热量所占的比例，对于单片离合器压盘：g=0.5。根据式41得：t=3.7 oC8 oC。(2)盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度，否则回造成分离不彻底；(3)压盘应具较大的刚度。能使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离8。(4)为了便于通风散热，防止摩擦片表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗口，或在盖上加通风扇片，本设计采用前者。与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度不低于1520gcm基于以上四点，选取压盘的厚度为12mm。由于压盘的形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，所以采用灰铸铁，采用HT300，硬度为170227HBS，另外添加少量的金属元素（镍铁合金）以增加其机械强度10。4.2 离合器盖的设计(1)离合器盖结构设计要求。应具有足够的刚度，否则将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。为此可采用如下的措施：适当的增大盖的板厚，使钢板厚度达到4mm；在盖内的圆周处翻边。离合器盖应和飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作，其膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。(2)离合器盖的材料。由于设计的离合器是乘用车用的，所以离合器盖的加工工艺为冲压制造，所以采用的是4mm的10号钢板冲压而成11。4.3 传力片的设计传力片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可以利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。传力片为3组，每组2片，每片厚度为0.8mm，由65Mn的弹簧钢带制成。在布置传力片时要注意，通常情况下传力片应该受拉力11。传力片的校核：用公式4.2计算传力片的有效长度： (4.2)式中：l传力片的有效长度；l传力片上两孔之间的距离；孔的直径。用公式4.3计算传力片的弯曲总刚度： (4.3)式中：E传力片材料的弹性模量；截面惯性矩；n为传力片数量；i传力片的组数；l传力片的有效长度。用公式4.4计算压盘和离合器盖组装时的最大应力： (4.4)式中：max最大应力值；W传力片的截面系数；n传力片数量；i传力片的组数； l传力片的有效长度；P传力片作用力的大小。带入数值计算得到913MPa离合器传扭时分为正向驱动和反向驱动，用公式4.5计算正向驱动时的最大应力: =204.5MPa913MPa (4.5)式中：max最大应力值；W传力片的截面系数；n传力片数量；i传力片的组数； P传力片作用力的大小；b传力片的宽度；l传力片的有效长度；h传力片厚度；R传力片的圆周半径；fmax传力片轴向变形力最大值；Temax发动机最大转矩。用公式4.6计算反向驱动时的最大应力: =823.5 MPa913MPa (4.6)式中：max最大应力值；W传力片的截面系数；n传力片数量；i传力片的组数； P 传力片作用力的大小；b传力片的宽度；l传力片的有效长度；h传力片厚度；R传力片的圆周半径；fmax传力片轴向变形力最大值；Temax发动机最大转矩。可见，传力片的设计符合要求。4.4本章小结通过资料的学习我们可知压盘的驱动方式有很多种如，传力销式；键式等。但是，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。为了消除上述缺点，近年来广泛采用了弹性传动片的传力方式。所以本设计也采用此方式作为此压盘的驱动方式。第5章膜片弹簧设计5.1 膜片弹簧的初选设计膜片弹簧，一定要初步选定其全部尺寸，然后进行一系列的验算，最后优选出合适的尺寸12。表5.1 膜片弹簧的主要参数的选用参考值基本参数常用范围一般范围外内径比 R/r1.21.31.21.35膜片钢板厚度 h(mm)23.424高厚比 H/r1.72.01.62.2外径厚度比 H/h759570100比值 R/r0453.55.0杠杆比（推式） (r1-rf)/(R1-r1)2.34.5-分离指的数目 n18-分离指舌尖切槽宽 1(mm)3.23.5-分离指舌根切槽宽2(mm)910-分离指舌部最宽处半径 re(mm) r-2-初始锥底角 a(o)1013915半径差值(mm)D1=R-R12417D2=r1-r0.5 306D3=rf-r00304图5.1 膜片弹簧的基本尺寸膜片的外径R的大小约为摩擦片的平均半径，即(D+d)/4，所以R的初选为106mm，根据表51和图51以及R的大小，选择膜片弹簧的以下数值1315：大端半径：R=120mm；碟簧部分内径：r=100mm；碟簧在自由状态下的内锥高：H=14mm；膜片钢板厚度：h=2.45mm；膜簧压盘加载点半径：R1=118mm；膜簧支承环加载点半径：r1=99mm；小端内径r0=25mm；分离加载半径：rf=35mm；分离指舌尖切槽宽：1=3.4mm；分离指舌根切槽宽：2=10mm；分离指舌部最宽处半径：re=75mm。5.2 膜片弹簧的分析图5.2 膜片弹簧的特征曲线膜片弹簧由于它的变形和载荷关系并不成线性关系，在压紧状态时，通过支承环和压盘在膜片弹簧上的载荷F1(N)集中在支承处，加载点相对轴向变形l1(mm)的弹簧的弹性特征如下式： (5.1)式中：材料的弹性模量(MPa)，对于刚材料：E=2.1105MPa；m材料的泊松比，对于钢：m=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是图51中的含义1618。当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化，从支承环和压盘的加载点转移到支承环和分离轴承的加载点，设分离轴承的加载的力为F2(N)，则有如下的关系： (5.2)把上式代入式5.1则F1与膜片弹簧末端变形l1关系为 (5.3)根据图5.2中的膜片弹簧的弹性特征曲线，M和N点为曲线的一阶导数点为0点，而中间的H点位曲线的拐点，即为曲线的二阶导数点为0点，所以： (5.4) (5.5)当=0时，得： (5.6)式5.6代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm而B点为膜片弹簧压紧状态的而l1B：0.8l1Hl1Bl1H则选l1B=3mm当=0时，得 (5.7)式57代入R、r、R1、r1得l1=2.25mm和4.28mm，即l1M=2.25mm，l1N=4.28mm。而A点为摩擦片在最大磨损的情况下的膜片弹簧的弹性变形，其：Dl=l1Bl1A=ZcDS0式中：Zc离合器的摩擦片摩擦片表面数目，单片Zc=2；DS0每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为DS0=0.51mm。根据摩擦片的特点，Dl=1.6mm，也就是l1A=1.4mm。而C点为离合器彻底分离的的点，其l1C略大于l1N，所以l1N=4.4mm。将l1B，l1A，l1C分别代入：得F1B=442.5N，F1A=453N，F1B=98.1N，得到压紧时的力为453N，分离轴承的分离终端时的用力为98.1N。5.3 膜片弹簧的校核在图5.1中，在点所受的应力是最大的，应对其进行许用应力的校核： (5.8) (5.9) (5.10)式中：stII点的弯曲应力(MPa)；srII点的切向压应力(MPa)；sjII点的当量应力(MPa)；e中性点的半径(mm)，e=(Rr)/ln(R/r)；j离合器撤离分离时膜片弹簧相对于自由状态时的转角；F2分离时的分离轴承的力；sjI材料的当量应力的许用值，采用60Si2MnA时，sjI=15001700MPa19，20。经过计算代入，sjI=stIsrI=1785MPa352.8MPa=1432.2MPa sjI校核得知，膜片弹簧的设计在允许的范围内，设计是合理的。5.4 膜片弹簧的材料以及制造工艺材料使用优质弹簧钢（60Si2Mn）,并进行热处理，特别要注意表面不能有伤痕。为了避免应力集中，在内圆周部位的下面要进行倒角。倒角的半径值为R=12mm；为了减少弹簧的离散性，同时为了控制支承点处的间隙，要求板厚有较高的精度；为了防止膜片弹簧在循环载荷的作用下，产生弹簧的弹力下降（疲劳变形），一般采用下面的方法处理：强压处理喷丸处理国内膜片弹簧一般采用60Si2Mn或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量位移，使其超过38次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与使用状态的反方向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到默片弹簧表面，使表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳强度。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不应有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分硬度一般为4550HRC，分别指端硬度5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大与3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为0.025mm，初始底锥角公差为10。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。5.5本章小结通过初选，我们可以初步确定膜片弹簧的各个尺寸，用公式分析计算可得知初选的尺寸是否合理，最后通过校核，我们得到了符合本设计要求的膜片弹簧。第6 章离合器的滑磨及热工况6.1 工况分析图6.1给出的是汽车起步时的工作过程。在汽车起步前，首先要踩下离合器踏板使离合器主从动部分分离，在挂如变速器低档。这时，离合器主动部分的角速度与发动机的角速度一致，为点；从动部分经过传东西与车轮相连，其角速度为零。起步时死机逐渐放松离合器踏板并逐渐踏下油门踏板。这时，可将离合器的接合过程分为两个阶段：图6.1 汽车起步时离合器的工作过程简图第一阶段：时间从0到，由于小于，故从动部分的角速度仍为零，汽车不动，但离合器开始滑磨。第二阶段：时间从到，此时由于大于，汽车开始起步，从动部分的角速度迅速上升，而发动机的角速度由开始上升到B点后变为迅速下降，到时刻，主、从动部分的角速度达到一致时候，离合器的滑磨停止，其整个接合过程结束。为滑磨时间。换算到离合器从动部分上的汽车阻力矩为：（6.1）式中汽车总质量，1820；挂车总质量；车轮滚动半径，=0.31725m；汽车的行驶阻力系数，取=0.1；传动系的传动比，=3.7784.235=16；传动系的传动效率，=0.9；重力加速度。由式（6.1）可得=392.1Nm图6.2为研究汽车起步时离合器接合过程的力学模型。其中为发动机旋转部分（主要是飞轮）和离合器主动部分的转动惯量；为汽车及挂车的总平移质量换算到离合器从动轴上的转动惯量（这里忽略了自离合器从动盘到驱动轮之间全部旋转件的转动惯量）。图6.2 摩擦离合器接合过程的力学模型为了确定滑磨功，先建立力学模型所示系统质量运动的微分方程：（6.2）其中可由下式确定；而离合器从动部分的角速度为（6.3）所以得：（6.4）飞轮的转动惯量：初估算飞轮的质量为4.5。因此飞轮的转动惯量为0.041。滑磨功为（6.5）式中离合器的滑磨角，而，因此有，（6.6）相对于和求解这些方程的困难在于，和都是随时间变化的，非线性的。为了相对的评价离合器的结构，先不考虑司机驾驶技能的影响，并假设离合器为瞬间接合及起步时离合器的摩擦力矩为常量。为了简化问题并求解式（6.2）的微分方程，也假设在离合器滑磨过程中和亦为常量。则可由求解式（6.2）得出系统主从动部分的角速度和随时间的变化而变化的表达式。主动部分：（6.7）从动部分：（6.8）当和的值达到完全一致时滑磨过程完毕。因此，使式（6.7）中的等于式（6.8）中的，则可求出滑磨时间为：（4.17）由上式可得出滑磨时间=1.3秒。在上述假设条件下，系统主、从动部分的角速度将与时间t成线性关系（图6. 3）。式（6.6）的积分相当于图4-6中所示的三角形OSD的面积，该面积的大小向大于滑磨角的值。因此，滑磨功可表达为：（6.10）式中离合器的滑磨时间；汽车开始起步时离合器主动部分的初始角速度。，其中为对应的发动机转速r/min，设=2000r/min。将的表达式及式（6.9）代入上式，则得（6.11）经过整理数据，L=31565.58J由图6.3可以看到，在发动机的高转速及变速器的高档位下起步，滑磨功会急剧增大，因为L;L1/的缘故。由式（4.12）也可知，因此L。由此可见汽车拖挂车时将使其离合器工作状况显著恶化。此外，汽车拖带挂车时，离合器的分离和接合次数也将增多，这将家具摩擦片的磨损。由上也可看出：离合器的后备系数越大，也就意味着较大，则滑磨功要减小。图 6.3 当，和为常量时和的变化情况按照式（6.11）计算的滑磨功式其最小可能值，它与接合是否平顺无关，可用于对各型号车的离合器工作状况的比较计算。离合器的滑磨功L与其从动盘摩擦面积之比，（6.12）称为离合器比滑磨功。它是离合器摩擦表面耐磨性的一项评价指标。当汽车用档起步且=0.1时，单片离合器比滑磨功的许用值为。经过计算，本设计中离合器比滑磨功为，符合单片离合器的单片离合器比滑磨功的许用值。在确定离合器的热工况时，通常是计算压盘的温度，因为飞轮的质量要比压盘的质量大得多，其温升相对不大。计算时假设它们不向周围散热。则热平衡方程式为：（6.13）式中压盘的质量，初步估算为3；传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，=0.5；压盘的比热容，铸铁的比热容为481.4J/（）；温升，；滑磨功，J。则压盘的温升为9.84对单车，一次接合离合器的压盘温升不应超过10；计算所得的温升是汽车一次起步的结果。该算法可用于比较不同类型的热工况。在世界运行中，离合器的主从动盘的温升过程要复杂的多。在城市拥挤的交通条件下，对于模压石棉基离合器摩擦片来说，长时间作用的容许温度为200，而短时间作用的容许温度不应超过350。6.2 约束条件1、摩擦片外径D（mm）的选取应是最大圆周速度，（

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