长安杰勋汽车膜片弹簧离合器设计论文

摘要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。此设计说明书详细的说明了膜片弹簧离合器的参数选择以及计算过程。本文根据长安杰勋汽车的性能参数，确定了以推式膜片弹簧离合器作为设计目标。根据推式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，确定了各部分的基本结构及其零部件的制造材料。按照系统化的设计方法确定了离合器的摩擦片外径 D、后备系数 、单位压力 P、摩擦因数 f、摩擦面数 z 以及离合器间隙 t，设计了膜片弹簧、从动盘总成、离合器盖总成和分离操纵机构，对压盘进行了温升校核，对摩擦片进行了滑摩功校核。关键字：离合器；膜片弹簧；从动盘；摩擦片；操纵机构ABSTRACT Clutch is an important part of vehicle drivetrain, main function is to cut off engine power to the transmission system, ensure the car a smooth start to ensure works smooth shifting of the transmission system, and limits the maximum torque on the transmission system, prevent drive system overloads. This design gave a detailed description of the process parameters selection and calculation of diaphragm spring clutch.This article according to the Changan JieXun performance parameters of the car, identified as a design goal to push the diaphragm spring clutch. According to push the diaphragm spring clutch work principle and application requirements, determines the basic structure of the parts and components manufacturing materials. Ascertained in accordance with systematic design method of the clutch friction plate diameter d, reserve coefficient , pressure p, f, the number of friction surface friction coefficient z and clutch gap t, design the diaphragm spring, clutch driven plate Assembly, clutch cover Assembly and separation control, checking the temperature rise of the pressure plate, checking the friction of sliding friction.Key words: Clutch；Diaphragm spring；Driven plate；Friction plate ；Control目录摘要 IAbstract II第章 绪论 11.1 引言 11.2 选题的目的及意义 31.3 离合器的研究现状 31.4 设计的主要内容 4第 2 章 离合器的基本参数确定 52.1 离合器设计所需数据 52.2 摩擦片主要参数选择 52.3 摩擦片基本参数优化 62.4 离合器后备系数 的确定 82.5 单位压力 P 的确定 82.6 摩擦因数 f 摩擦面数 z 和离合器间隙 t 的确定 92.7 本章小结 10第 3 章 离合器零部件的设计 113.1 膜片弹簧的结构特点 113.2 膜片弹簧的变形特性 113.3 膜片弹簧的参数确定 123.3.1 H/h 比值的确定 123.3.2 R 及 R/r 确定 123.3.3 膜片弹簧起始圆锥底角 133.3.4 膜片弹簧小端半径 和分离轴承的作用半径 13fr0r3.3.5 分离指数 n 和切槽宽度 133.3.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定 131R1r3.3.7 膜片弹簧的优化设计 133.3.8 膜片弹簧的工作状态分析 143.3.9 膜片弹簧的应力计算 163.3.10 膜片弹簧的支承形式 183.4 扭转减震器设计 183.5 扭转减震器基本参数确定 193.6 减震弹簧设计 193.6.1 减震弹簧的安装位置 193.6.2 减震弹簧的工作负荷 193.6.3 减震弹簧的个数选取 203.6.4 减震弹簧的尺寸计算 203.7 从动盘总成设计 223.7.1 从动盘的设计要求 223.7.2 从动片设计 233.7.3 从动盘毂设计 233.7.4 摩擦片与从动片的紧固方式选择 243.8 离合器盖总成设计 243.8.1 离合器盖设计 243.8.2 压盘的几何尺寸的确定 253.8.3 离合器一次接合的温升校核 263.8.4 压盘的驱动方式 263.8.5 离合器的散热通风 263.9 分离轴承总成设计 273.9.1 分离轴承的作用 273.9.2 分离轴承的选择 273.10 本章小结 27第 4 章 离合器操纵机构设计 284.1 离合器操纵机构的要求 284.2 操纵机构的选择 284.3 操纵机构的设计计算 284.3.1 踏板行程计算 294.3.2 踏板力计算 294.4 本章小结 30结论 31参考文献 32致谢 33附录 A 34附录 B 36 第章 绪论1.1 引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，各种汽车主要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。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 1：1、膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特征，工作中能保持传递的转矩大致不变；2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆作用，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，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重合，平衡性好。离合器的第一个功用是使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。发动机启动后，以最低稳定转速运转，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，就必然造成汽车猛烈攒动，或是发动机熄火。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，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。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 4 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 7 和分离轴承 6，将分离杠杆的内端推向左方，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右，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左，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 。1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖 6-分离轴承 7-分离套筒图 1.1 离合器总成1.2 选题的目的及意义在汽车领域膜片弹簧离合器已得到了广泛的使用，但由于我国膜片弹簧离合器技术起步比较晚，故技术还不成熟，存在很多不足之处。与国际的产品相比，国内产品的不足主要表现在技术含量低，产品的研发缺乏前瞻性，标化程度低。通过此次设计了解离合器的构造，掌握离合器的工作原理。熟悉从动盘、压盘、膜片弹簧的设计方法以及优化方法。学会如何查找文献资料，培养自学能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准的汽车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。经过为期四个月的毕业设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需的步骤，以及身为工程技术人员所需具备的素质和应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重要意义。1.3 离合器的研究现状随着社会节奏的加快以及人们生活水平的提高，对汽车来说，人们要求它有自重轻、行使速度高、加速性能好、可以在各种路面上甚至无路地区行驶及机动灵活等特点。为了满足汽车各种行使的需求，在汽车上要需要有一套复杂的传动系统。现代汽车上最常用的是机械式传动系统，它是由发动机以及离合器、变速器、万向节传动轴、主减速器、差速器和驱动车轮的传动装置（如半轴）等部件组成。其中离合器是作为一个独立的部件而存在的。它在传动系统中起着传递扭矩、分离传动、减振和过载保护多重功用，其品质直接影响汽车的性能，对于使用工况复杂、超载严重的中国汽车更是如此 3。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 4。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也相当完善：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形接触，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。近年来随着我国汽车工业的飞速发展，汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。如何在高转速大功率下保证离合器的稳定工作成为国内外研究的主要课题。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结构发展，传统的操作形式正向自动操作形式发展，传统的离合器作为单一总成也正在向离合器与其它总成复合集成化发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。1.4 设计的主要内容本次设计主要包括如下内容：1、完成膜片弹簧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）、性能计算和设计；2、从动盘总成设计；3、压盘和离合器盖总成设计；4、离合器装配图；5、离合器操纵机构的设计计算。第 2 章 离合器的基本参数确定2.1 离合器设计所需数据离合器的主要参数选择需要根据发动机的功率、转矩和传动系的传动比来确定。表 2.1 为此次设计车型的基本数据。表 2.1 长安杰勋汽车基本数据汽车的驱动形式 42汽车满载质量 2010kg发动机最大功率 112KW发动机最大转速 6000r/min发动机最大扭矩 192N.m/4500 rpm离合器形式 机械、干式、单片、膜片弹簧操纵形式 液压人力操纵传动比 ig0=3.74 ig1=3.40 ig2=2.048 ig3=1.346 ig4=0.972 ig5=0.769 轮胎型号 195/65R152.2 摩擦片主要参数选择 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maxeT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 按如下经验公式选用：NTemax（2.1）DK式中: 直径系数，取值范围见表 2.2。 DK由所选车型得 = 192Nm， =14.6，maxeTD表 2.2 直径系数 的取值范围DK车 型 直径系数 DK乘用车 14.616.018.5(单片离合器)最大总质量为 1.814.0t 的商用车13.515.0(双片离合器)最大总质量大于 14.0t 的商用车 22.524.0则将各参数值代入式后计算得 D=202.3mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据表 2.3；表 2.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195厚度 h/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4=d/DC0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.5401 30.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827单位面积 F/ 3cm106 132 160 221 302 402 466 546 678应取摩擦片相关标准尺寸：外径 D=280mm 内径 d=165mm 厚度 h=3.5mm 2.3 摩擦片基本参数优化摩擦片主要参数优化步骤如下 5:1、摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度 不超过 6570m/s，即0v（2.2）smsnve /7065/94.128450610633max 式中， 为摩擦片最大圆周速度（ m/s） ； 为发动机最大转矩时转速(r/min)。0 maxen2、摩擦片的内、外径比 应在 0.530.70 范围内，即C7.059.3.03、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。 =1.34、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约 50mm，即02R mR502d4/7.60d18105、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（2.3）0220 31.1658093.44 ccc TdDZT式中: 单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表 2.4 选取0cT经检查,合格。表 2.4 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 210250325201cT028 030 035 0406、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 的0p最大范围为 0.111.50MPa,即 MPapMPa50.1.010. 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24dDZW（2.4）式中: 单位摩擦面积滑磨功(J/mm 2)； 其许用值(J/mm 2)，对于乘用车：J/mm2，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车： J/mm2，对于最大总40. 3.0质量大于 6.0t 商用车： J/mm2：W汽车起步时离合器接合一次所产生的总5.0滑磨功（ J） ，可根据公式 2.5 计算（2.5）20218graeimn式中: 汽车总质量 (Kg)； 轮胎滚动半径（m） ； 汽车起步时所用变速amr gi器挡位的传动比； 主减速器传动比； 发动机转速 r/min，计算时乘用车取0i enr/min，商用车取 r/min。其中： 201574.30i 40.31gi mr6345.代入式得 ， ，合格。Kgma1JW2742.4 离合器后备系数 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 2 吨小型轿车离合器，参看有关资料“离合器后备系数的取值范围”（见下表 2.5） ，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 可由表 2.5 查得 1.3。表 2.5 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 1.804.002.5 单位压力 P 的确定 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 5。前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径 D=280mm 内径 d=165mm 厚度 h=3.5mm 内径与外径比值 0.583C 796.0-13由公式 12)(D33CfZPmaxeT（2.6）得 P=0.11MPa表 2.6 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料 单位压力 /MPa0p模压 0.150.25石棉基材料编织 0.250.35模压粉末冶金材料编织0.350.50金属陶瓷材料 0.701.502.6 摩擦因数 f 摩擦面数 z 和离合器间隙 t 的确定摩擦片的摩擦因数 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f度等因素。可由表 2.6 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=3mm。表 2.7 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料 摩擦因数 f模压 0.200.25石棉基材料编织 0.250.35铜基 0.250.35粉末冶金材料铁基 0.300.50金属陶瓷材料 0.42.7 本章小结 本章根据长安杰勋汽车的基本参数，确定了摩擦片的基本尺寸并进行了优化，选择了离合器的主要参数，包括：后备系数 、单位压力 P、摩擦因数 f、摩擦面数 z和离合器间隙 t。为下章的离合器计算提供依据。第 3 章 离合器零部件的设计3.1 膜片弹簧的结构特点 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。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。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。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧 6。3.2 膜片弹簧的变形特性 膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分，碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一种非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高 H 及弹簧片厚 h 的比值 H/h 有关。不同的 H/h 值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况 7：1、 H2如图 3.1 中 H/h=0.5 的曲线,其曲线形状表现为:载荷 P 的增加,变形 总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。2、 =hH如图 3.1 中 H/h=1.5 的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增2加,载荷 P 几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.3、 2h如图 3.1 中 =2.75 者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,hH载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大.4、 hH2如图 3.2,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图 3.1 三种不同 H/h 值时的无因次特曲线图 3.2 各种不同 H/h 值时的无因次弹性变形特性3.3 膜片弹簧的参数确定 3.3.1 H/h 比值的确定 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，根据对膜片弹簧的变形特性的分析，参照图 3.1 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 1.52 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm，本设计 ，h=3mm ，2hH则 H=6mm 。3.3.2 R 及 R/r 确定 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 1.21.35 的范围内取值。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。本设计中取 ，摩擦片的平均半径25.1r，因为 取 、 则 。mdDRc25.14cm9R1929.1r3.3.3 膜片弹簧起始圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角 一般在 范围内，本设计中5得 在 之间，合格。rRHrarctn6.14193.3.4 膜片弹簧小端半径 和分离轴承的作用半径 f 0r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。 应大于 。0r fr0本设计所取 ， 。mf26r2403.3.5 分离指数 n 和切槽宽度 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。， ，取 ， ， 应满足m5.321m10923.1m102er的要求 , 。erre83.3.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定 1R1r应略大于且尽量接近 r， 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 ，1r1 m13。m943.3.7 膜片弹簧的优化设计 膜片弹簧的优化步骤如下 8,9：1、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hHrRH范围内，即 2.6.1156.49rRH2、弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 3.29.0.1r107hR.5.4/5.30r3、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1R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1r推式： 2134/)(DRdD4、根据弹簧结构布置要求， 与 ， 与 之差应在一定范围内选取，即1fr07612r400f5、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： 5.8.3.21rRf由 4 和 5 得 ， 。mrf26r403.3.8 膜片弹簧的工作状态分析碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图 3.3，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10: 211121211 2/6 hrRHrRrRInEhF（3.1）式中：E弹性模量，对于钢， aMPE510.2泊松比，对于钢，=0.3H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R压盘加载点半径r1支承环加载点半径图 3.3 膜片弹簧表 3.1 膜片弹簧弹性特性所用到的系数R r R1 r1 H h119 92 113 94 6 3代数据入上式得 121311 84.07.408.6fF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： mm 时，93.21NF6.7凹点： mm 时，86251拐点： mm 时，96.414.9751F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 1118.0FrRFf（3.2）1126.3rRf（3.3） 列出表 3.2:表 3.2 膜片弹簧工作点的数据12.93 6.98 4.96210.55 25.13 17.861F12706.6 7255.2 9925.4423557.85 2031.46 2779.12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 。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211NMH拐点 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般 ,以保证摩擦片在最大磨损H1B10.8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 应大于或AF1等于新摩擦片时的压紧力 。BF13.3.9 膜片弹簧的应力计算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。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： （3.4）xey2/1E2t 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) （3.5）图 3.4 膜片弹簧工作点位置为了分析断面中断向应力的分布规律，将上式写成 Y 与 X 轴的关系式：（3.6）Ee1E12Yt2t2t由式（3.6）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 时 ，因为 的值很小，我们可以将 看成0tX)2()2()2(，由上式可写成 。此式表明，对于一定的零应力分布在中性)2(tgtgY点 O 而与 X 轴承 角的直线上。从式（ 3.16）可以看出当 时无论取任何)( eX值，都有 。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在零应力直线内e2侧为压应力区，外侧位拉应力区，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 代入公式有： （3.7）2212 hdreretB令 可以求出切向压应力达极大值的转角（3.8）0dt reP由于： mrRe105)94/ln()l(所以： ， 34.0P2/67NrBB 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：rfrBhbn（3.9）式中:n分离指数目 n=18br单个分离指的根部宽 mr 37.8124820因此： 2/9NrB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： 2/163270139mNtBrBj 2/jj膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 1214h） ，使其高应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，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。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。3.3.10 膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目的不同分为三种，分别为双支承环形式，单支承环形式，无支承环形式。本设计选择双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支撑环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，耐久性良好。3.4 扭转减震器设计扭转减震器有线性和非线性两种特性。单级线性减震器的扭转特性，如图 3.5，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛用于汽油机汽车中。由于长安杰勋汽车采用的是汽油发动机，故其扭转减震器的类型应选择单级线性扭转减震器。减 振 器 的 扭 转 刚 度 和 阻 尼 摩 擦 元 件 间 的 摩 擦 转 矩 是 两 个 主 要 参 数 。k T其 设 计 参 数 还 包 括 极 限 转 矩 、 预 紧 转 矩 和 极 限 转 角 等 。jTTnj3.5 扭转减震器基本参数确定减震器极转矩 mNTej 285.1max摩擦转矩 u64.370预紧转矩 en.max扭转角刚度 rdNTkj /1图 3.5 扭转特性 图 3.6 减震器尺寸简图3.6 减震弹簧设计 3.6.1 减震弹簧的安装位置 的尺寸尽可能的大一些根据图 3.6，一般取0R 2)75.06.(0dR结合 ，得 取 54mm。mRd5020R3.6.2 减震弹簧的工作负荷 1、全部减振弹簧总的工作负荷 ZPNRTjZ5302、单个减振弹簧的工作负荷 8.3.6.3 减震弹簧的个数选取 式中 Z 为减振弹簧的个数，按表 3.3 选择：故取 Z=6。表 3.3 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径 D/mm 225250 250325 325350 350Z 46 68 810 103.6.4 减震弹簧的尺寸计算 1、选择材料，计算许用应力 11根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用 65Mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝直径, , 。md4MPab1620MPab8105.2、选择旋绕比，计算曲