CL01-127@哈弗H3膜片弹簧离合器设计
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-127@哈弗H3膜片弹簧离合器设计,机械毕业设计车辆工程
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1 第 1 章 绪论 1.1 引言 近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发展水平的标志。 对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接听总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925 年以后才出现的。 20 世纪 20 年代末，直到 进入 30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器。 近来，人们对离合器的要求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 随着汽车发动机转速、功率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的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。随着计算机的发展，设计工作已从手工转向电脑，包括计算、性能演示、计算机绘图、制成后的故障统计等等。 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2。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，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片弹簧是一种对称零件，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nts 2 盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降 5。那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究在改善汽车离合器各方面的性 能具有十分重要的意义。 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曾经都采用压式机构，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。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。 12 离合器的结构由：从动盘、压盘、膜片弹簧、扭转减震器、离合器盖分离轴承等组成。 图 1.1 离合器结构示意图 1-齿圈 2-从动盘 3-压盘 4-膜片弹簧 5-离合器盖 6-分离轴承 7-飞轮 离合器的功用： nts 3 1）离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力专递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地结合，确保汽车平稳起步； 2）在换挡时发动机与传动系分离，减少变速器中换挡此轮之间的冲击； 3）在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所传动的最大转矩，以防止传东西各零部件因超载而损坏； 4）有效的降低传动系中的震动与噪声。 1.2 离合器研究现状 1.2.1 国外研究现状 国外研究状况： 1891 年 , 法国人制成了摩擦片式离合器 ,但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘 住 , 致使离合器分离不彻底 , 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数多 , 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较大 , 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 , 如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。多年的实践经验使人们逐渐趋向采用单片干式离合器 , 它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点 ; 但在使用初期接合不够平顺。随着科学的进 步 , 通用公司于 1938 年推出的液力自动变速器(Hydra2M at ic) , 用液力偶合器代替了普通的离合器装置 , 它的特点是自适应性强 , 使得车辆起步平稳、迅速 , 加速均匀 , 乘坐舒适 , 但其缺点是效率低。1948 年别克汽车成功地使用了液力变矩器 , 变矩器与液力偶合器相比不仅可以传递发动机的扭矩 , 还可以将其提高 1 倍。自 1978 年以来 , 克莱斯勒公司的托克弗莱特型自动变速器又有新的改动 , 它采用了一个“锁止式变矩器” , 这种设计消除了车辆在高速挡运转时常见的动力传递损耗 , 从而提高了单位燃油的 里程数。 80 年代以来除了传统的装用液力变矩器的自动变速器外 , 又出现了新的、纯机械式自动变速器 , 它由干式离合器和传统的手动机械式变速器加上微机控制实现自动操纵。通常比同条件下的液力自动变速器节油 10% 30%。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 , 人们又采用各种助力装置来减轻驾驶员的劳动强度 , 如日本日产 TKL 20 型重型 汽车采用弹簧助力 1。 近年来为了实现离合器的自动操作，有自动离合器。与其他自动传动系统相比它具有结构简单成本低，传动效率高的优点。在欧洲小排 量汽车上得到广泛的应用。次外由于多片湿式离合器在技术上的不断改善，在国外的某nts 4 些重型牵引车和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。随着汽车行业的不断发展，业内的国际合作越来越多。从国内外发展的动向看，汽车的性能在向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，所以离合器还要在现有的基础上不断改进和提高以适应性的使用条件。 1.2.2 国内研究状况 20世纪 80年代中期，汽车离合器在国内外迅速发展，普及率越来越高，不少车型把他作为标准配置推出。汽车离合器在我国一直处于落后状态除了 70年代长春第一汽车制造厂曾为红旗牌轿车配置了汽车离合器之后将近二十几年来国产轿车从未出现过离合器总成。自从 20世纪 80年代以来，国外大量的现代化轿车进入我国市场，随着我国改革开放的进一步深入，国家对汽车工业的投资规模日益扩大国内外汽车生产企业对高质量、高水平、高效率的汽车离合器的需求越开越迫切。随着国内汽车市场的发育成长，汽车离合器产品逐步细化，产品的针对性越来越强，因此在保证现有汽车离合器生产和改进的同时，从分认识到国际合作开发机遇，取长补短，开发和生产具有自主知识产权、适合我国国情的汽车离合器。目前，全国 有汽车离合器生产企业约 200多家，其中又有一定产能和规模的企业有 30多家。 2005年我国 14离合器生产企业生产离合器总成为 516.49万套。 2006年受国内汽车市场迅猛增长， 12 家企业离合器总成产量突破 862万套。但由于乘用车中自动挡比例的上升，传统汽车离合器所占的份额有下降的趋势。 目前国内主要汽车离合器生产企业按目标市场的不同，可分为 OEM市场、售后市场和出口市场三类。由于各目标市场对企业规模、供货能力的要求不同，因而进入各市场的难易程度也不同。目前，售后市场中企业间的差别最大，从小作坊到大型国企，从民 营私企到外方独资、国有控股等呈多样化，产品质量也参差不齐。据环咨人员统计： 2006年我国汽车零部件市场中，正规企业产品约占市场份额的 30%，仿制产品约占 40%，翻新产品约占 30%。从各类企业性质来看，国企约占 26.2%，外企占 34.8%，民企占 39%。在产品配套方面，乘用车领域体系内配套的情况较为明显，而商用车的采购范围则较广。 我国汽车离合器行业在经历了改革改造、引进消化、改制重组， 在激烈的市场竞争中，汽车离合器市场在行业规模、产品技术、经营管理等方面取得了较好的发展。目前，国内汽车离合器企业约 100 余 家 (不含家庭作坊 )。 2005年汽车离合器市场总销售额约 35亿元；从业人员 12880人，其中工程技术人员 1075人；固定资产总额 15 1亿元；利税总额 2 79亿元；全年共产销汽车离合器盖nts 5 总成 1 000万件，汽车离合器从动盘总成 2000 万件，液力变矩器 10 万套。到2010年 ,我国离合器总销售额将达 84亿元。 国内汽车工业的快速发展吸引了零部件巨头的加入， 国际著名汽车离合器企业 zl： lValeo、 Luk、 Sachs、 Exedy、 Eaton 等都在中国设立了合资或独资企业，完成了在华的战略布局，使得该行业竞争加剧 。他们不仅向原来并无份额的配套市场和售后市场渗透，还不断扩大其投资规模，改变股比，提高控制力。加大了专利在中国申报及保护力度，使得国内传统汽车零部件企业面临巨大的技术挑战和壁垒。供应商的资金实力、技术质量水平和管理水平影响着企业生产规模的维持及扩大。 1.3 本设计的目的和意义 目的：通过在大学里所学的汽车专业知识，利用各种资源，对长城汽车旗下的品牌进一步有所学了解，对哈弗 H3的各种技术参数有所了解。并对离合器的现状、发展、以及功用、结构、原理进行全面的理解和掌握，完成对长城哈弗H3膜片弹簧离合器的设计，使 其满足在各种工况下的使用要求的。同时更好的学习和掌握汽车构造、机械设计、和汽车设计等专业知识和技能。对设计离合器的步骤，方法，注意事项，有所全面的了解，为以后走向工作岗位奠定基础。 意义：离合器作为底盘传动系中的重要部件，它起着从发动机到传动系中齿轮之间桥梁的作用它的重要性不可忽视。汽车离合器的机构形式和设计参数不仅对离合器的耐久性、可靠性、质量、效率、寿命和噪声等方面有重要影响，也对汽车的平稳起步、换挡平顺、防止传动系过载有直接影响。此外，离合器不仅仅在汽车行业有所应用，在其他机械传动中也有应用。因此，设 计出机构简单，工作可靠，造价低廉的离合器能降低整车生产成本，推动汽车经济的更好发展。 1.4 本设计的主要内容： 1.摩擦 式 离合器 的基本结构尺寸和参数的选择 (摩擦片外径 D、离合器后备系数 和单位压力 p)及计算。 2.离合器零件的结构选型及设计计算 1) 从动盘总成 设计； 2) 压盘设计 离合器盖总成 设计； 3) 膜片 弹簧 主要参数的选择 、 设计 和 强度校核 ； 4) 扭转减震器及操纵机构各设计 5) 绘制离合器装配图及各零件的零件图； nts 6 第 2 章 膜片弹簧离合器基本参数的选择 汽车上所用的摩擦离合器，既有传递发动机的转矩，又要靠它的滑磨来使汽车平稳 起步。因此，在设计离合器时，不仅在任何情况下都能可靠地传递转矩，而且还应有足够的使用寿命，这就要合理地选择其基本结构及设计参数 2.1 离合器的 原理 及满足的要求 工作原理：发动机是离合器的主动部件，带有摩擦片的从动盘和从动盘毂由花键与变速器第一轴相连。压紧弹簧将从动盘压紧在飞轮断面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过变速器的第一轴和传动系统一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。 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转矩并有适当的转矩储备又能防止传动系超载。 2） 结合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步是没有抖动和冲击。 3） 分离时要迅速、彻底。 4） 从动部分转动惯性要小，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） 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，延长期使用寿命。 6） 应该避免和衰减传动系的扭转振动并有具有吸收震动缓和冲击和减低噪声的能力。 7） 操纵轻便准确，以减轻件驾驶员的疲劳。 8） 作用在从动盘上的总压力和摩擦 材料的摩擦因子在离合器工作过程中变化尽可能的小，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）结构简单、紧凑、质量小、制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。 2.2 压紧弹簧的结构型式 nts 7 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型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合器分为： 2.2.1 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 簧布置在同心的两个圆周上。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 5000 7000r 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。 2.2.2 中央弹簧离合器 采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用 1 2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。 2.2.3 斜置弹簧离合器 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 ，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片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，而余弦值则增大。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。 2.2.4 膜片弹簧离合器 膜片弹簧离合器是用膜片弹簧代替 了一般螺旋弹簧及分离杆机构而做成的离合器，在离合器中采用膜片弹簧做压簧有很多优点： nts 8 1）膜片弹簧具有非常理想的非线性特性，弹簧压力在摩擦片的允许范围内基本保持不变，因而离合器工作中能能保持传递的转矩大致保持不变。 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）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。 4）高速旋转是弹簧压力降低很少，性能稳定。 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，平行性好 。 因此，综合以上因素考虑，采用膜片弹簧作为离合器的压紧弹簧。 2.3 基本结构尺寸参数的选择 2.3.1 摩擦片的设计 表 2. 1 设计技术数据参数表 1）摩擦片外径 D的确定 按发动机最大转 矩来选定 D时用如下公式 mm24633200100AT100D e m a x A - 系数 取 33 小轿车 A=47，一般货车 A=36，载货汽车 A=19 Temax - 发动机最大转矩 根据参考资料 2表 3.2.1离合器摩擦片尺寸系列和参数 选择基本尺寸如下 表 2.2 摩擦片参数表 外径 D /mm 内径 d /mm 厚度 /mm C=d/D 1-C3 250 155 3.5 0.620 0.762 2.3.2 后备系数 的确定 后备系数是离合器设计中的一个重要参数，他反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。 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；整备质量 1830 kg 前后轮胎规格 235 70/R16 最大功率 -功率值 100 kw 主减速器传动比 4.55 最大功率 -转速 5250 r/min (rpm) 一档传动比 3.11 最大扭矩 -转速 2500 r/min (rpm) 最高时速 160 km/h nts 9 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、使用条件好时可选的小些； 当使用条件恶劣、需要提高起步能力，减少离合器滑磨，应选大些；汽车质量越应选的越大大；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持稳定，可选的小些； 表 2.3 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 1.20 1.75 最大总质量为 6 14t 的商用车 1.60 2.25 挂车 1.80 4.00 由表 2.3 选取 =1.9 2.3.3 单位压力 P0的确定 单位压力 P0 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺 寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，应取小些；后备系数较大时，可适当增大 P0 金属陶瓷材料的单位允许压力为 0.44 -0.82 P0 = 0.7 2.3.4 摩擦因子 f 的选择 摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。 表 2.4 摩擦材料的摩擦因 数的取值范围 摩擦材料 摩擦因数f 石棉基材料 模压 0.20 0.25 编织 0.25 0.35 粉末冶金材料 铜基 0.25 0.35 铁基 0.30 0.50 金属陶瓷材料 0.4 摩擦片采用金属陶瓷材料 根据表 2.4 取 f=0.4 2.4 摩擦片的 优化 1)摩擦片外径 Dc（ mm）的选取应使最大圆周速度 VD不超过 6570 m/s smDe m a s /7065 m / s681025052506010n60V 33D nts 10 2） 为了保证扭转减震器的安装，摩擦片 内径 d 必须大于减震器弹簧位置直径 2R0 约 50mm mm50R2d0 mm15050502155 3） 为了反映离合器传递的转矩并保护超载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 )( 4 0220 ccc TdDZ TT （ 2.1） maxec TT （ 2.2） 3.00062.0)155250(214.3 3804380200.91220 ccTT 根据参考资料汽车设计 第四版表 2-5 单位摩擦面积传递转矩许用值 Tc0符合使用规定 4） 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应小于其使用值 2222222222120222.4 J / m m0/31.0)(43 7 02 5)11.355.4344.01 8 30(1 8 002 5 0014.3)(1 8 00mmJwdDZWwJiirmnWgraeW-为单位摩擦面积滑磨功（ J/mm） am 为汽车总质量 r -为轮胎轮胎滚动半径 gi-为汽车起步时所用变速器单 位的传动比 0i -为主减速传动比 en -为发动机转速 2.5 本章小结 在离合器的基本性能关系着很多基本参数，通过查阅资料，工具用书，图表和汽车的工作环境等选取合适的后备系数；摩擦因数；单位压力等一些基本参数。本设计将通过这些参数的选取对离合器进行进一步的设计。 nts 11 第 3章 从动盘总成设计 从动盘是离合器的主要部件，在设计时应确定 其结构形式（是否带有扭转减震器）和从动片的结构形式（整体式、分开式、混合式）。从动盘的结构对离合器在工作过程中的性能等各方面有很大影响，因此在设计时应择优设计最合适的从动盘总成。 3.1 从动盘的组成型式及要求 组成： 从动盘主要由：从动片、摩擦片、从动盘毂和扭转减震器等组成。 要求： 1）为了减少变速器换挡时轮间的冲击载荷，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，从动盘中应有扭转减震器。 4）要 有足够的抗爆裂强度。 3.2 从动片设计 为了使单盘离合器结合柔和，起步平稳，从动盘一般应具有轴向弹性。具有轴向弹性的从动片结构可分为：整体式、分开式和组合式长城哈弗 H3 膜片弹簧离合器的从动盘采用分开式设计。 其是将从动片的直径做的较小，而在外缘上铆接 8 个扇形状的波形弹簧片，俩摩擦片分别于从动片和波形弹簧片铆接在一起。由于波形弹簧片比从动片薄，容易的到较小的转动惯量，另外波形弹簧片是由同一模具冲制而成其刚度可一保证一致。 设计从动片时需尽量减轻其重量并使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，已获得较小的转动惯量 。从动片一般做的比较薄通常是 1.32.0 的钢板冲制而。 选取从从动盘厚度为 2mm 3.3 从动盘毂设计 根据参考资料 2表 4.1.2 按国标 GB1144-1974 选定花键标准，设计时花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩选取，选从动盘毂直径 D=140mm。 nts 12 表 3 .1 从动盘毂花键尺寸表 从动盘外径 D/mm 花键齿数 n 花键外径 D/mm 花键内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效长度 L/ mm 挤压应力 /MPa 250 10 35 28 4 35 10.4 3.4 花键强度校核 MP2.10355.310 1 2 6 0 0 nhlp挤压（ 3.1） kn6.122835 20044 m a x ZdD TF e（ 3.2） D d-分别是花间的外内径， m； Z-从动盘毂的数目； Temax-发动机最大转矩， N.m; n-花键齿数； h-花键齿工作高度， h=（ D-d） /2 l -花间有效长度， m 3.5 从动盘摩擦材料选择 离合器摩擦面片在离合器结合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热量，因此要求摩擦片应有下列一些综合性能： 1） 在工作时有相对较高的摩擦系数； 2） 在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退现象； 3） 在短时间内能吸收相对高的能量，其有好的耐磨性能； 4） 能承受较高的压盘作用载荷，在离合器结合过程中表现出良好的性能； 5） 能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏； 6） 在传递发动 机转矩时，有足够的剪切强度； 7） 在整个正常工作温度下范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能； 8） 摩擦副对偶面有高度的容污性能，不宜影响他的们的摩擦作用； 9） 具有较小的转动惯量，材料加工性能良好； 10）具有优良的性价比，不会污染环境。 摩擦片的摩擦材料有：石棉基摩擦材料、替代石棉基有机摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。综合综合各种要求，选择金属陶瓷作为从动盘的摩擦材料，其摩擦系数大约在 0.4 左右，允许的单位压力 0.7MPa 左右 nts 13 摩擦片与从动盘之间可以铆接，也可以粘接。铆接的铆钉应用铜或铝等更软的金属制造， 其优点是连接可靠，更换方便，适合在从动片上安装波形弹簧片，但摩擦面积利用率小，使用寿命短；粘接可增加摩擦面积，且有较高的抗离心力，但更换摩擦片困难，午饭在从动盘上安装波形弹簧片，是从动盘不具有轴向弹性。综上考虑，设计时摩擦片与从动片之间的连接方式确定为以铆钉连接。 3.6 扭转减震器的设计 3.6.1 扭转减震器的功能 1) 降低发动机曲轴与传动系结合部分的扭转刚度，调谐传动系扭转固有频率。 2) 增加传动系扭转阻尼，抑制扭转共振影响振幅，并衰减因冲击二产生的瞬态扭振。 3）控制动力传动系总成怠速是离合器与 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振及噪声。 4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的结合平顺性。 3.6.2 扭转减震器主要参数的选择 1）极限转矩jT极限转矩是指减震器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 1 时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。 m ax)0.25.1( ej TT （ 3.3） 2005.1jT300 N m 2）预紧转矩 nT 减震弹簧在安装时有一定的预紧力。 nT 增加，其频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是， nT 不应大于T佛则反响工作时，扭转减震器将提前停止工作。 m a x)15.005.0( en TT （ 3.4） N/ m202001.0 nT nts 14 3） 阻尼摩擦转矩T由于减震器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的影响限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效抵消振，必须合理选择减震器阻尼装 置的阻尼摩擦转矩T。 m a x)7.106.00 eTT （ 3.5） N / m202 0 0.10 T 4）扭转刚度k为了避免引起传动系统共振，要合理选择减震器的扭转角刚度k，使共振现象不发生在发动机正常的工作转速范围内。 r admNkTk j/39003001313 5）减震弹簧位置半径 0R 0R 的尺寸应尽可能大些， 2/)75.06.0(0 dR （ 3.6） mm502/15565.00 R6）极限转角j减震器从预紧转矩 nT 增加到极限转矩时 jT从动片相对从动盘毂的极限转矩j为 02arcsin2 Rlj （ 3.7） 3.4502 8.3a rc s in2j l 为减震弹簧的的工作变形量 7）减震器弹刚度 k : k= ）（）（ N / m m6.206105010003900)/(1000 3-20 mmNnRk （ 3.8） nts 15 8）减震弹簧总压力 F 当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 和 2 被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值jT时，减震弹簧受到的压力 F 0/RTF j（ 3.9） NF 6 0 0 050/3 0 0 NTzj 1 0 0 06/6 0 0 0 3.6.3 减震弹簧的计算 1）弹簧中径 cD 一般由结构布置决定通常， cD =1115mm 选择 cD =12mm 2）弹簧钢丝直径 7.360014.3 121000883 czj DFdmm （ 3.10） 取 d=4 mm 3）减震弹簧最小高度 67.31.11.1m i n dnl 24.4mm n 为弹簧的总圈数 4）减震弹簧变形量 l : 指减震弹簧在最大工作负荷下所生产的最大压缩变形 260/1 0 0 0/ kFl 3.8 mm （ 3.11） 5）减震弹簧自由高度 8.34.24m i n0 lll28.2mm （ 3.12） 6）减震弹簧的预变形 l ：减震弹簧安装时的预紧压缩变形 50626.0200 RkZ Tlj0.25 mm （ 3.13） 安装工作高度 25.02.280 lll27.95mm （ 3.14） 7）从动盘相对从动盘毂的最大转角 mmlll 55.325.08.3 （ 3.15） 2)50255.3a r c s in (2)2s in (a r c2 0Rl （ 3.16） nts 16 8）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 4.521 取 .531 9）先微笑的安装尺寸 2R ： sin21 R 2R 58 mm 10）限位销直径 d mmd 125.9 d 10 mm 3.7 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。本章分析了从动盘的结构和对摩擦片的尺寸，从动盘毂花键尺寸进行设计和校核，以及扭转减震器的设计，数据径校核都满足正常使用的要求。 nts 17 第 4 章 膜片弹簧 、压盘和离合器盖 的设计 膜片弹簧是离合器的关键零件，在设计时应参照参样初步确定膜片弹簧的设计尺寸，然后对其进行优化，最后选定出其合理的结构尺寸。 压盘和离合器盖都是离合器的组要部件且还是主动部件，在设计压盘时应考虑压盘与离合器盖的连接形式，离合器盖应有足够的刚度和强度。 4.1 膜片弹簧基本参数的选择 4.1.1 H/h 比值的选择 比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大，为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 H/h 一般为 1.52.0，板厚 h 为 24 mm 。 初选 H/h= 1.73 H= 4.5 h=2.6 4.1.2 碟簧部分大端半径 R、 内半径 r 及 R/r 的比值确定 R/r 越大弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹簧弹性特性线受直径误差的影响越大，且应力越大。根据结构布置的压紧力的要求， R/r 一般为 1.21.35。为使摩擦片上的压力分布均匀，推式膜片弹簧的 R 值应取为大于或等于摩擦片的平均半径 RC。 R/r = 1.25 R = 120 mm r = 94mm 4.1.3 弹簧起始圆锥底角 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角 与内截高度 H 关系密切， =arctanH/(R-r) H/(R-r),一般在 9o15o 范围内。 10r-R Ha rc ta n ）（4.1.4 膜片弹簧小端半径 r0 及分离轴承作用半径 rf 0r 的值主要由结构决定其最小值应大于变速器第一轴花键轴半径， 且 rf r0 r0 = 27 mm rf = 29mm 4.1.5 分离指数目 n 切槽宽度 1 窗口槽宽 2 及半径 re尺寸选择 分离指目 n 常取 18 1 = 3.23.5 2 = 910 nts 18 er 的取值应满足 2r er er = 85 4.1.6 压盘加载点 R1 和支撑环加载点半径 r1尺寸半径尺寸选择 R1 和 r1 的取值将影响膜片弹簧的刚度， r1 应略大于 r 且尽量尽量， R1 应略小于 R 且尽量接近。 R1 = 117 mm r1 = 96 mm 图 4.1 膜片弹簧尺寸示意 图 表 4.1 膜片弹簧尺寸表 H 4.5 h 2.6 H/h 1.73 碟簧部分大端外径 R/ mm 120 碟簧部分内半径 r / mm 94 压盘加载点半径 R1 / mm 117 支撑环加载半 r1 / mm 96 切槽宽度 1 /mm 3.5 窗口切槽宽度 2 / mm 9 自由状态圆锥底角 10 半径 re / mm 85 膜片弹簧 小端半径 r0 /mm 27 分离轴承作用半径 rf /mm 29 4.2 膜片弹簧的设计 4.2.1 绘制 11 F 特性曲线 工作压力 F1 和膜片弹簧在压盘接触点出的轴向变形 1 关系式 nts 19 211111111211 )(2ln16F hrRrRHrRrRHrRrREh （ 4.1） E 弹性模数，钢材料取 ；MPa101.2 5E 泊松比，钢材料取 ；.30 h 弹簧厚度， mm H 弹簧部分内截锥高， mm 1 最大变形量， mm R 碟簧部分外半径 ， mm r 碟簧部分内半径 ， mm R1 膜片弹簧与压盘接触半径 ， mm r1 支撑环平均半径 ， mm 设 4211211)(1(6FF Eh rR （ 4.2） h11 （ 4.3） 因此公式（ 5.1）就变成 12Rln11111111 rRrRhHrRrRhHrF （ 4.4） 1961 1 7 941 2 026.2 5.4961 1 7 941 2 06.2 5.4941 2 0lnF 1111 312111 87.10784.074.90F （ 4.5） 11 .62 （ 4.6） 11 12514 FF （ 4.7） nts 20 表 4.2 1F 1F 及 1 的值表 1 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 1F 0.089 0.164 0.276 0.342 0.373 0.377 0.363 0.340 0.317 0.303 0.339 0.406 1 0.26 0.52 1.04 1.56 2.08 2.6 3.12 3.64 4.16 4.52 5.20 5.72 1F 1113 2052 3453 4279 4667 4717 4542 3966 3791 3854 4242 4080 图 4.2 11 F 特性曲线 4.3 膜片弹簧工作点位置的选择 离合器结合时膜片弹 簧的大端变形量为H1b1 ).01.80 （ 6.14.80b13 .3 mm 根据公式 （ 4.5）（ 4.6）（ 4.7）算出 离合器结合时膜片弹簧的压紧力 F1 F1 = 4434 N A 点 ：为摩擦片磨损的极限位置，根据 B 点 0c SZ cZ 摩擦片的总工作面数， 单片 cZ = 2 0S 每摩擦片最大磨损量， 0.651.1 nts 21 1.8 .902 mm C 点： 离合器分离时膜片弹簧的工作位置，一 般在特性曲线的凹点附近，C 点的位置取决于压盘升程 f1 5.702SZcf11.5 mm S 彻底分离时每对摩擦片之间的间隙，单片 S = 0.751.0 mm 离合器彻底分离时，膜片弹簧的变形量为 c1 4 .8 .513.31b1c1 fmm 8.15.13.31a1 bmm 4.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 F2的计算 由公式 21212212222 2ln16F hrrrRHrrrRHrrrREhffff）（）（ 4.8） 11112 rRrr f （ 4.9） c11 （ 4.10） 11 112 FrrrRFf （ 4.11） 即 2111111111212 2)()(1(6lnhrR rRHrR rRHrrrR rREhFf （ 4.9） 2252 6.2961179412028.45.496117941208.45.4)2896)(96117)(3.01(694120ln.84.6210.1214.3F2F 1762 N 4.5 分离轴承的行程 2 的计算 膜片弹簧和压盘接触处的轴向变形 1 和小端分离轴承 S 处的轴向变形 2 nts 22 的关系式 9611723965.111112 rR rr ff 5.21 mm f1 压盘的行程 01 SZcf 根据公式 ）（）（ 852814.3185.311 11 ef rrn 0.822 （ 5.12） )9485(14.3 1891)(1 22 rr ne 0.711 （ 4.13） ffeffeffefefefrrrrrrrrrrrrrrrrEhrF ln2211ln1212116222213222 （ 4.14） 2885ln2885289422885289421711.012885ln128852128852141.801.6210.124.13291643622222235222 4.82mm 2.841.25222 10.03 mm 4.6 膜片弹簧的强度校核 膜片弹簧的最大变形 c14.8 mm 111111112222B 2211ln13rRrhrRrRrRHrRrrRuEhFrrr e （ 4.15) nts 23 96-117.84962.8496-117.84961178.421941205.4194120ln94941203.01101.26.2711.016 4394859414.3325BB 1753 MPa 4.7 膜片弹簧的优化 1) 为了保证各工作点， A、 B、 C 有较合适的位置，（ A 点咋凸点 M 左边， B点在拐点 H 附近， C 点在凹点 N 附近，）应正确选择 B1 相对于拐点 H1 的位置。 0.1.80111 rRrRH B 907.096117941205.43.3111 rRrRH B 2） 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 H/h与初始第锥角 )/(H rR 应在一定范围内，即 .22H/h.61 73.16.2/.54H /h 15)/(H9 rR 11)94120/(5.4)/( rRH 3）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定范围，即 35.1/R.21 r 27.194/120/ rR 100270 r 3.926.2/1202/2 hR 50/.53 rR 8.425/120/0 rR4）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半径R1 应位 于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 2/4/ 1 DRdD ）（ 1251205.2101 5）根据弹簧结构布置要求，011 , rrrrRR f 与与与之差应在一定范围内 406071011rrrrRRf32528294963117120011rrrrRRf6）膜片弹簧的
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