膜片弹簧离合器.doc

沈阳理工大学论文第一章 离合器概述1.1离合器简述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，它是汽车传动系与发动机相连接的总成，用于在发动机与变速器之间动力传递。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。目前，各种汽车厂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、压紧部分和操纵部分等四部分。 1.2离合器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离合器工作原理 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。如图1-1：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。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1.4 膜片弹簧离合器简述膜片弹簧离合器是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要有碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他离合器形式的离合器相比，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，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变。2、膜片弹簧离合器兼起压紧弹簧的分离杠杆的作用，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；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。4、膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，是压力分布均匀，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。1.5 拉式膜片弹簧离合器优点拉式膜片弹簧离合器中的膜片弹簧安装方向与传统的推式结构相反，并将支撑点移到了膜片弹簧的大端附近。结合时，膜片弹簧的大端支撑在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约 ；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。第二章 离合器结构方案选取2.1 参数和结构设计要求车型：Kia pride 1.3 DLX最大转矩：102 （N.m）最大转速：5200 （r/min）轮胎规格：165/70R12驱动形式：Front主减速比：3.78一档传动比：3.45汽车总重量：945（kg）在离合器的结构设计时必须综合考虑一下几点：1：保证离合器结合平顺和分离彻底2：离合器从动部分和主动部分各自的连接形式和支撑形式3：离合器轴的轴向定位和轴承润滑4：运动件的限位5：离合器的调整2.2 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 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：（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。2.4 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： （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。第三章 离合器基本结构参数的确定3.1 摩擦片内外径及厚度设计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 （3.1）式中，为直径系数，取值范围见表3-1。由选车型得= 102Nm，=14.6，则将各参数值代入式后计算得 D=147.45mm表3-1 直径系数的取值范围车 型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145774）外径D/mm160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/106132160221302402466546678可取：摩擦片相关标准尺寸： 外径D=200mm 内径d=140mm 厚度h=3.5mm 内径与外径比值C=0.700 1=0.657单位面积 160F/3.2 单位压力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=200 内径d=140 厚度h=3.5 内径与外径比值C=0.700 1=0.657由公式D fZP（1-c ）=12得P=0.193mpa3.3 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0.9吨微型轿车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表4-1），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=1.3。则有可有表3.1查得 1.3。表3-1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1.804.00第四章 离合器膜片弹簧设计4.1 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4.3图4.3 膜片弹簧示意简图4.2 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=4mm；h=2.5mm所以，=1.64.3 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4-1表 4-1 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225160206103/81=1.27北京BJ751228150210105/8.5=1.25上海SH771280165252126/103.5=1.21初步确定R=105mm；r=85mm所以，R/r=1.2354.4 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，代入数值计算可得：=1384.5 膜片弹簧小端半径r0及分离轴承的作用半径rf rf的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径rf大于 r0 。因为花键外径D=29，要使2 rfD，所以取rf =34，r0=324.6 分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽、及半径r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（rr）(0.81.4) ,所以取rr=1=10可取n=18, 3.3，10, r=604.7膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即（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，即推式： 拉式： （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（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： 拉式： 由（4）和（5）得mm，mm 。第5章 扭转减振器设计扭转减振器主要参数：（1）.极限转矩TjTj=(1.52.0) 对于乘用车，系数取2.0。则：Tj=2.02.0102204（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：kTj132042052（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=0.12 =0.1104=12.24 (Nm)（4）.预紧转矩TnTn满足以下关系：Tn（0.050.15）且：TnT12.24 Nm而：（0.050.15）5.215.75Nm则初选Tn9.18 Nm（5）.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=0.65140/2=45.5(mm),可取为44mm.（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=4（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FTj/R0104/(48)2166(kN)第6章 减振弹簧设计1减振弹簧的安装位置，结合mm，得取44mm，则。 2全部减振弹簧总的工作负荷N3单个减振弹簧的工作负荷N式中Z为减振弹簧的个数，按表8.1选择：取Z=4表6.1减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径D/mm225250250325325350350Z4668810104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=3.06mm3）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3.85）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)=4减振弹簧最小高度：=13.46mm弹簧总变形量：mm减振弹簧总变形量：=13.4+1.94=15.34mm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7章 从动盘毂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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩由表9.1选取：一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。验证：挤压应力的计算公式为： 式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定：从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离底， ，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；取Z=1h为花键齿工作高度；得N，MPaMPa，合格。表7.1花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m花健尺寸挤压应力/MPa齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿长/mm1604910231832098180