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机械毕业设计车辆工程

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CL01-128@哈飞路宝汽车膜片弹簧离合器设计,机械毕业设计车辆工程

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黑龙江工程学院本科生毕业设计 36 附 录 B Dual Clutch Transmission (Dual Clutch Transmission, hereinafter referred to as DCT) is the current development of the most rapidly, which, in the new gearbox traditional manual gearbox as the foundation to join two Clutch and electronic components, obtains the excellent performance and good fuel economy. Has become the variable valve timing, variable valve lift, turbocharged and cylinder direct injection after another a technology window. Simple speaking DCT are two traditional manual gearbox assembly (for the odd and even respectively block), having two clutch, two of the input shaft, but only a single output shaft. The separation of the clutch, and block a switch and engage in the computer controlled through hydraulic mechanism, so also can provide control manual shift patterns. Power transfer efficiency high (low), means that the fuel consumption of the block a switch quickly and cost less than traditional automatic transmission is double the clutch gearbox three advantages, so to get more and more widely. Dual clutch transmission by French Adolphe Kegresse before world war ii, plan for invention with legendary Citroen, but at that time the market breaks condition is not suitable for business applications. Two clutch gearbox waiting for the half a century after the civil cars equipped with. In the 1980 s, the developed by the global porsche, for the first time, two clutch transmission using electronic control system will double the clutch gearbox structure compact enough to be called Doppelkupplungsgetriebe (German, PDK), referred to. The first two clutch PDK transmission beat equipped with 956 and 962 le mans, and audi Quattro racing Sport car, and obtain the S1 rally not common record. But playing with the market there exists considerable distance, after all, two clutch and spent twenty years lower costs and enhance the durability to realize commercial success. The public in 2002 for golf R32 (the fourth generation of golf, PQ34 platform, 2003 of DSG) with (Direct-vw) two clutch transmission Shift, this is the first time two clutch Gearbox equipped with mass production car. Compared with the traditional automatic transmission, the public this machine DSG tell the hydraulic torque converter and planetary gear set, to be replaced by the wet double clutch and simple inclined gear. nts黑龙江工 程学院本科生毕业设计 35 附 录 A 双离合器变速箱 (Dual Clutch Transmission，以下简称 DCT)是当前发展最迅速的新型变速箱，它以传统手动变速箱为基础加入双离合器和电控组件，获得优异的性能表现和良好的燃油经济性。已经成为继可变气门正时、可变气门升程、涡轮增压和缸内直喷之后的又一个技术亮点。简单说来 DCT 是两个传统手动变速箱的集合体 (分别为奇数和偶数挡 )，拥有两个离合器，两根输入轴，但仅有一根输出轴。离合器的分离与接合，以及挡位切换都在电脑的掌控下通过液压机构进行控制，因此也能提供手动换挡模式。动力传递 效 率高 (意味着油耗低 )、挡位切换迅速和成本低于传统自动变速箱是双离合器变速箱的三大优势，因此得到越来越广泛的应用。双离合器变速箱由法国人 Adolphe Kgresse 在二战前发明，计划用于配备充满传奇色彩的雪铁龙 Traction，但当时的市场状况并不适合商业应用。双离合器变速箱在等待了半个世纪后才开始配备民用车。上世纪 80 年代初，保时捷自行研发了全球首台双离合器变速箱，利用电控系统将双离合器变速箱的结构变得足够紧凑，称为 Doppelkupplungsgetriebe(德语，简称 PDK)。首款 PDK双离合器变 速箱抢先配备 956 和 962 勒芒赛车，以及奥迪 Sport Quattro S1 拉力赛车，并获得不俗战绩。但赛场与市场毕竟存在不小的距离，双离合器又花费了二十年降低成本和提升耐用度才成功实现商用。 大众于 2002年为高尔夫 R32(第四代高尔夫， PQ34 平台， 2003 款 )配备 DSG(Direct-Shift Gearbox)双离合器变速箱，这是双离合器变速箱首次配备量产车。与传统自动变速箱相比，大众的这台DSG 省去了液力变矩器和行星齿轮组，取而代之的是湿式双离合器和简单的斜齿轮 。 nts黑龙江工程学院本科学生毕业设计 The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Construction Machinery Diaphragm Apring Clutch Candidate： LiRan Specialty： Vehicle Engineering Class： B07-4 Supervisor： Prof. Zang Jie Heilongjiang Institute of Technology 2011-06 Harbin nts黑龙江工程学院本科学生毕业设计 摘 要 汽车离合器是汽车传动系统的重要组成部分， 本设计主要进行汽车膜片弹簧离合器的结构设计。首先，分析汽车膜片弹簧离合器发展现状以及膜片弹簧离合器的系统组成和工作原理。然后，对膜片弹簧离合器部分的结构和工作原理进行详细论述，并针对 哈飞路宝汽车阅路宝汽车相关技术参数根据离合器的发展现状，尚未解决的问题， 而初 选拉式膜片弹簧离合器的基本结构尺寸参数。之后，根据拉式膜片弹簧 离合器的性能要求，确定各主要部件的 材料选择， 结构 参数 ，并对具体尺寸参数进行设计计算、校核、修正。 再次，根据各式操纵机构的优 缺点，选择液压操纵系统为本次离合器设计的操纵系统。 最后，利用 Auto-CAD 绘制拉式膜片弹簧离合器的主要零部件的零件图及系统装配图。 关键词 ：拉式；膜片弹簧；离合器；设计 ；液压操纵 nts黑龙江工程学院本科学生毕业设计 ABSTRACT Clutch auto transmission system is an important part of the design, were the main car diaphragm spring clutch structure design.The main design of a vehicle diaphragm spring clutch design of the structure. First, the diaphragm spring clutch of motor vehicles and development of the diaphragm spring clutch system components and principle. And then, of diaphragm spring clutch parts of the structure and the working principle, and in the light of the detailed discussion LuBao hafei car LuBao vehicles related technical parameters read according to the current situation of the development of the clutch, not yet solved problems, and primary rumsfeld diaphragm spring clutch of basic structure size parameters.Then, the diaphragm spring clutch part of the structure and working principle of a detailed exposition, and a model for access to the relevant national standards and diaphragm spring primaries push-type clutch size of the basic structure of parameters. , Under the push-type diaphragm spring dual-clutch performance requirements, and identify the major components of the structure, size and specific design parameters, check and correct. Finally, the use of Auto-CAD drawing push-type diaphragm spring clutch parts of the main components of the plan and the system assembly. Key words: Push-type; diaphragm spring; clutch; Hydraulic control nts黑龙江工程学院本科学生毕业设计 nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 离合器 的 发展历史 在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结 构 形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器在接合时也不够柔和，容易卡住。 此 后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生），导致分离不彻底，造成换挡困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离合器 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。但因片数较多，从动部分的转动惯量较大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损甚至烧伤和破裂。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于采用单片干式摩擦离合器。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。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。 如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面 正 相当完 善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不 段改善，在国外的某些重型牵引汽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。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93 ）。因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说这种离合器的使用寿命可达干式离合器的五、六倍。 为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的 “双踏板 ”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上 曾得到广泛的应用。nts 2 但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。 随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率和转速不断提高， 轻型 汽车趋向大型化，国内也有类似的情况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用寿 命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势。 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 300 500r/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。 nts 3 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。 图 1.1 离合器总成 1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴 1.4 膜片弹簧离合器 的特点 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nts 4 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。 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nts 5 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 %30%25 ；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。 1.5 设计的主要内容 本次设计主要内容包括：膜片弹簧的尺寸计算 、 摩擦片的尺寸计算 、压盘、离合器盖的 结构 设计、扭转减震器、分离装置、操纵系统的结构设计。 CAD 图纸的绘制。 nts 6 第 2 章 离合器的结构 方案选取 2.1 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） 能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩cT应大于发动机最大扭矩maxeT； （ 2） 接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动； （ 3） 分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声； （ 4） 从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低； （ 5） 具有吸收振动、噪声和冲击的能力； （ 6） 散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因 摩擦系数下降而打滑； （ 7） 操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要； （ 8） 摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。 2.2 离合器结构设计 2.2.1 摩擦片的选择 对乘车用车和最大质量小于 6t的商用车而言，发动机的最大扭矩一般不大，在布置尺寸可以的情况下，离合器通常只设有一片从动盘 。 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。摩擦片数为 2。 2.2.2 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： （ 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nts 7 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 端 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，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛应用，因而本次设计我选用膜片弹簧离合器。 2.2.3压盘的驱动方式的选择 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。 nts 8 2.3 离合器主要零件的材料选择 2.3.1 从动盘的材料选择 从动盘本体采用 45号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本体上设径向切口。 2.3.2 摩擦片的材料选择 摩擦片在性能上要满足如下要求： （ 1） 摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响； （ 2） 具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好； （ 3） 有利于接合平顺； （ 4） 长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象。 摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添加剂热压而成，其摩擦系数为 35.02.0 。石棉基摩擦材料密度小，工 作温度小于 180 ，价格便宜，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。 2.3.3 膜片弹簧的材料选择 膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1412 小时），使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，喷丸是 0.8的白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为 1500 1700N/mm2。 2.3.4 压盘的材料选择 压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。 2.3.5 离合器盖的材料选择 离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（ 从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安 装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施，采用 10钢材材料、HRc40-50。 nts 9 2.4 离合器的通风散热 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200180 C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在 180 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 C1000 。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。 2.5 本章小结 本章介绍了 膜片弹簧离合器主要零件的结构，材料选取，为下一章节的计算打下基础 。 nts 10 第 3 章 离合器基本结构参数的确定 3.1 离合器设计所需数据 表 3.1 离合器原始数据 汽车的驱动形式 42 汽车最大加载质量 1270 kg 汽车的质量 895 kg 发动机位置 前置 发动机最大功率 48KW 发动机最大转速 5700r/min 发动机最大扭矩 170N.m 离合器形式 机械、干式、单片、膜片弹簧（拉式） 操纵形式 液压 操纵 摩擦片最大外径 f=200mm 踏板行程 15080 mm i0=4.388 ig1=3.416 ig2=1.894 ig3=1.280 ig4=0.914 汽车最大时速 140 km/h 3.2 摩擦片主要参数的选择 采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦 力矩cT应大于发动机最大扭矩maxeT 摩擦片的静压力： maxeC TT （ 3.1） （ 式中 ： 离合器后备系数（ 1 ） 发动机的最大扭矩可由式 : pee nPT maxmax 9549 （ 3.2）求得 式中 ： 48max eP Kw, 5700pn r/min。 在 1.1 1.3 之间 ，取 =1.2，则 49.96max eT N.m （ 1）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 =1.2 1.75。结合设计实际情况， 初 选择 =1.5。 nts 11 根据 表 3.2 查得 1.3。 表 3.2 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 1.50 2.25 挂车 1.80 4.00 摩擦片的外径可有式 :maxeD TKD （ 3.3） DK 为直径系数，取值见表 3.3 取 5.18DK 得 D=181mm。 表 3.3 直径系数的取 值范围 车型 直径系数DK 乘用车 14.6 最大总质量为 1.8 14.0t 的商用车 16.0 18.5(单片离合器 ) 13.5 15.0(双片离合器 ) 最大总质量大于 14.0t 的商用车 22.5 24.0 摩擦片的尺寸已系列化和标准化 ,标准如下表 (部分 ): 表 3.4 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 内径 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 31 C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 DdC 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 根据计算结果和尺寸装配关系选取 200mm， 140mm 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。可由表 3.5 查得 ： 摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本题目设计单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合 器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙 t一般为 34mm。取 t=4mm。 nts 12 表 3.5 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 离合器的静摩擦力矩为： cc fFZRT （ 3.4） 与式（ 3.1）联立得： 33 max112CfzDTe （ 3.5） 代入数据得：单位压力 672.00 pMPa。 表 3.6 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力0p/MPa 石棉基材料 模压 0.150.25 编织 0.250.35 粉末冶金材料 模压 0.350.50 编织 金属陶瓷材料 0.701.50 3.3 摩擦片基本参数的优化 （ 1）摩擦片外径 D（ mm） 的选取应使最大圆周速度0v不超过 65 70m/s，即 66.59105700200601060 33m a x Dnv eD m/s 65 m/s （ 3.6） 式中 0v为摩擦片最大圆周速度（ m/s） ；maxen为发动机最高转速 (r/min)。 （ 2）摩擦片的内、外径比 C 应在 0.53 0.70范围内，即 7.0657.053.0 C （ 3）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nts 13 值应在一定范围内，最大范围为 1.2 4.0。 （ 4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d必须大于减振器振器弹簧位置直径02R约 50mm，即 502 0 Rd mm （ 5）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用值，即 0220 32.64 ccc TdDZ TT （ 3.7） 式中 0cT为单位摩擦面积传递的转矩 (N.m/mm2)，可按表 3.6 选取 经检查 ,合格。 表 3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210 250210 325250 325 20 10/ cT 0 28 0 30 0 35 0 40 （ 6）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0p的最大范围为 0.11 1.50MPa,即 10.0 MPa 627.00 p MPa 50.1 MPa （ 7）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 ,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值 ,即 224 dDZ W （ 3.8） 式中 , 为单位摩擦面积滑磨 (J/mm2)； 为其许用值 (J/mm2)，对于乘用车：40.0 J/mm2，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车：33.0 J/mm2，对于最大总质量大于 6.0t商用车： 25.0 J/mm2： W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（ J），可根据下式计算 2202221800 graeiirmnW （ 3.9） nts 14 式中，am为汽车总质量 (Kg)； r 为轮胎滚动半径（ m）；g i为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；0i为主减速器传动比；en为发动机转速 r/min，计算时乘用车取 2000 r/min，商用车取 150 r/min。其中： 388.40 i416.31gi164.0rr m 895amKg 代入式（ 3.9）得 527.14431W J，代入式（ 3.8）得 33.03 2 7.0 ，合格。 （ 8）离合器接合的温升 mcWt 式中 ,t为压盘温升 ,不超过 108 C ； c为压盘的比热容， 4.481c J/(KgC)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘； 5.0 ， m 为压盘的质量 15.3m Kg 代入， 76.4t C ，合格。 3.4 本章小结 本章重点介绍了离合器主要参数的选取和摩擦片尺寸的计算，为以后 各个零件的选取起参照作用 。 nts 15 第 4 章 膜片弹簧 设计 4.1 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，在本设计中采用拉式结构。 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。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 。 4.1.1 H/h 的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析载荷与变形 1之间的函数关系可知，当 2hH 时， F2 为增函数； 2hH 时， F1 有一极值，而该极值点又恰为拐点；2hH 时， F1 有一极大值和极小值；当 2hH 时， F1 极小值在横坐标上，见图4.0。 图 4.1 膜片弹簧的弹性特性曲线 1- 2/ hH 2- 2/ hH 3- 22/2 hH 4- 22/ hH 5- 22/ hH 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 通常在1.5 2 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 2 4mm，本设计 2hH ， h=2mm ，则 H=4mm 。 nts 16 4.1.2 R/r 选择 通过分析表明， R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求， R/r 常在 1.2 1.3 的范围内取值。本设计中取 25.1rR ，摩擦片的平均半径 854 dDR cmm，cRr取 80r mm则 100R mm 则 25.1rR 。 4.1.3 圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时 ，圆锥底角一般在 159 范围内，本设计中 rRHrRH ar c t an 得 32.12 在 159 之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取 24 的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取 12 的，本设计所取分离指数为 18。 4.1.4 切槽宽度 5.32.31 mm， 1092 mm，取 31 mm， 102 mm， er 应满足 2 err的要求。 4.1.5 压盘加载点半径 1R 和支承环加载点半径 1r 的确定 1r 应略大于且尽量接近 r， 1R 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 991 R mm，801r mm。 膜片弹簧应用优质高精度钢板制成 ，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60SizMnA，当量应力可取为 1600 1700N/mm2。 4.1.6公差与精度 离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。 4.2 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 hH 与初始锥角 rRH 应在一定范围内，即 2.226.1 hH 1532.149 rRH （ 2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 nts 17 35.125.120.1 rR 100100270 hR （ 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 1R（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 1r ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式： 24/)( 1 DRdD 拉式： 502/80854/)( 1 DrdD （ 4） 根据弹簧结构布置要求， 1R 与 R ，fr与0r之差应在一定范围内选取，即 611 1 RR 600 1 rr 40 0 rr f （ 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： 5.43.2111 rR rr f 拉式： 0.95.3111 rR rR f 由（ 4）和（ 5）得 31frmm， 300 rmm。 4.3 膜片弹簧的载荷与变形关系 碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图 4.1，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分 分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用 F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为 1，则压紧力 F1与变形 1之间的关系式为 : 2111111211211 hrR rR2HrR rRHrR r/RIn16 EhF（ 4.1） nts 18 式中： E 弹性模量，对于钢，aMPE 5101.2 泊松比，对于钢， =0.3 H 膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h 弹簧钢板厚度 R 弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r 弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 R1 压盘加载点半径 r1 支承环加载点半径 图 4.1膜片弹簧的尺寸简图 表 4.1 膜片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 r1 H h 100 80 99 80 4 2 代入（ 4.1） 得 1213111 62.1993115.63055 fF （ 4.2） 对（ 4.2）式求一次导数，可解出 1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。 凸点： 23.21 mm 时， 47.19031 F N 凹点： 33.51 mm 时， 98.10421 F N 拐点： 82.31 mm 时， 71.14811 F N 当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加 的载荷为 F2，对应此载荷作用点的变形为 2。由 nts 19 111 112 32.0 FFrrrRFf （ 4.3） 11112 1.3 rRrr f （ 4.4） 列出表 4.2: 表 4.2 膜片弹簧工作点的数据 1 2.23 5.33 3.82 2 5.06 13.70 9.82 1F 1903.47 1042.98 1481.71 2F 723.32 396.33 563.05 膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点 H对应着膜片弹簧压平位置，而 2111 NMH 。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 H之间，且靠近或在 H点 处，一般 H1B1 0.18.0 ,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从 F1B到 F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B 变到 C ，为最大限度地减小踏板力， C 点应尽量靠近 N 点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 AF1 应大于或等于新摩擦片时的压紧力 BF1 ，见图 4.2。 4.4 膜片弹簧的应力计算 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4.3）。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： xe y2/x1 E 2t （ 4.5） nts 20 图 4.2 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) （ 4.6） 为了分析断面中断向应力的分布规律，将（ 4.5）式写成 Y与 X轴的 关系式 ： Ee1XE12Y t2t2t（ 4.7） 图 4.3 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。 当 0t 时 X)2(Y ，因为 )2( 的值很小，我们可以将 )2( 看成nts 21 )2(tg ，由上式可写成 X)2(tgY 。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点 O 而与 X 轴承 )2( 角的直线上。从式（ 4.7）可以看出当 eX 时无论取任何值，都有 e)2(Y 。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧 为 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（ 4.8）式有： 2221 22 hdrereretB（ 4.8） 令 0dBd t 可以求出切向压应力达极大值的转角 re2 hP 由于： 69.89)25.1ln ( 20)ln ( rR rRemm 所以： 117.0P ， -1011.1tBN/mm2 B 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： 2r 2frB hbnFrr6 （ 4.9） 式中 n 分离指数目 n=18 br 单个分离指的根部宽 56.1216 322162 0 rb r mm 因此： 1.282rB N/mm2 由于 rB 是与切向压应力 tB 垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论， B 点的当量应力为： 72910111.282 tBrBBj N/mm2 1700 BjBj N/mm2 4.5 本章小结 本章主要是膜片弹簧的尺寸设计，全部通过了优化条件的限制 nts 22 第 5 章 离合器从动盘设计 5.1 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 5.1 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 5.1 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 nts 23 5.2 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：（ 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 5.2.1 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 从 动盘的转动惯量成正比，因此为了 减小 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0.65 1.0 ,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 哈飞路宝 微型轿车的离合器 ，故采可以用整体式 弹性从动片， 离合器从动片采用 2 厚 的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取 200 ，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。 5.2.2 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