轻型汽车膜片弹簧离合器设计 t518 d380
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轻型汽车膜片弹簧离合器设计
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专专 业业 课课 程程 设设 计计轻型汽车膜片弹簧离合器设计轻型汽车膜片弹簧离合器设计目录目录摘摘 要要 11绪绪 论论 11初始参数初始参数33离合器结构方案选取离合器结构方案选取 33离合器基本结构参数的确定离合器基本结构参数的确定 44离合器压盘和离合器盖的设计离合器压盘和离合器盖的设计1010离合器分离装置设计离合器分离装置设计1212离合器膜片弹簧设计离合器膜片弹簧设计1313扭振弹簧设计扭振弹簧设计1717结结 论论 2121参考文献参考文献 2222致致 谢谢 22221摘摘 要要离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现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。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。本文基于轻型汽车的设计要求和设计参数，确定了以拉式膜片弹簧离合器作为设计目标。根据拉式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用系统化设计方法，把离合器分为主动部分、从动部分、操纵机构。通过对各个部分设计方案的原理阐释和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。根据车辆使用条件和车辆参数，按照离合器系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主要为：摩擦片外径 D 的确定，离合器后备系数 的确定，单位压力 P 的确定。并进行了总成设计主要为：分离装置的设计，以及从动盘设计（从动盘毂的设计）和膜片弹簧设计等。关键字关键字：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片绪论绪论1.1 离合器概述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。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2： （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；2（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（最大摩擦力矩和后备系数保持稳定） ；maxeT（9）使用寿命长。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 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。31 1离合器结构设计离合器结构设计1.11.1 摩擦片的选择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，所以被广泛使用与轿车和中、小型货车。因此本设计选择单片离合器单片离合器。1.21.2 压紧弹簧布置形式的选择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：膜片弹簧有理想的非线性特征；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；高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；压盘受压均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；易于实现良好的通风散热，使用寿命长；平衡性好；有利于大批量生产，降低制造成本。同时，由于拉式膜片弹簧离合器具有众多推式膜片弹簧离合器所不具备的优点，且在日前广泛用于各种汽车中。因此，本设计中选用拉式膜片弹簧式离合器拉式膜片弹簧式离合器。摩擦材料选取为模压石棉基材料模压石棉基材料。1.31.3 离合器的散热通风离合器的散热通风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：在压盘上设置散热筋，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。2.2.离合器基本结构参数的确定离合器基本结构参数的确定2.12.1 摩擦片主要参数的选择摩擦片主要参数的选择摩擦片外径 D 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。摩擦片外径可以根据发动机最大转矩（）按如下经验mmDmaxeTmN 公式选用maxeTKDD式中： - 直径系数DK4取值范围见表 2.1表 2.1 直径系数 KD的取值范围车 型直径系数 KD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由选车型518.2Nm，选取 16.5 maxeTDK则将各参数值代入式后计算得 375.6mm2 .5185 .16D根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 2.2表 2.2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB1457-74）外径 D/mm200225250280300325350380405内径 d/mm140150155165175190195205220厚度 h/mm3.53.53.53.53.53.5444=d/DC0.700.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.54331 C0.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.840单位面积 a/cm2160221302402466546678729908可取：摩擦片相关标准尺寸：摩擦片相关标准尺寸：外径外径380mm380mm 内径内径205mm205mm 厚度厚度4mm4mmDdh内径与外径比内径与外径比=0.540=0.540 =0.843=0.843 单位面积单位面积729mm2729mm2C31 Ca2.22.2 离合器后备系数离合器后备系数的确定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：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；防止离合器本身滑磨程度过大；要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车。75. 12 . 1本设计要设计的是总重为 6330kg 中型商用货车离合器，参看有关统计资料“离合器后备系数的取值范围（见下表 2.3） ，并根据最大质量 614t 的商用车，结合设计实际情况，故选择2.0 。25. 250. 1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1.201.755最大总质量为 614t 的商用车1.502.25挂车1.804.002.32.3 单位压力单位压力 P P 的确定的确定摩擦面上的单位压力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。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380mm 内径205mm 单位面积729mm2Dda由公式 emaxReF和aPF式中： - 压紧力；F - 摩擦片的摩擦因数，根据模压石棉基材料=0.200.25。 - 摩擦面数量（单片） ；2 P - 摩擦片的单位压力, 。MPa Re - 摩擦盘上摩擦力等效作用半径。当 Re= = =0.150m 时，得P= =0.1890.237MPa当 Re= =0.146m 时，P= =0.1950.243 MPa得 符合下表：MPa25. 015. 0）（单位压力P在容许范围内，认为所选离合器的尺寸、参数合适。)2R-23(R)3R-32(Ri0i0)20.1025-23(0.19)30.1025-32(0.190.07290.152518.22.02)R(Ri0 0.07290.1462518.22.06表 2.4 摩擦因数与许用单位压力P摩 擦 材 料P/MPa模压0.200.250.150.25石棉基材料编织0.250.350.250.35铜基0.250.35粉末冶金材料铁基0.350.500.350.50金属陶瓷0.40.701.502.42.4 摩擦片基本参数的优化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不超过 6570，即DsmsDeDm7065310maxn60式中： - 摩擦片最大圆周速度，；Dsm - 发动机最高转速，。maxneminr由此式得，符合条件。73.51103802600603Dsm7065sm2摩擦片的内、外径比应在 0.530.70 范围内， C，符合条件。70. 0540. 053. 0 C3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。这里取2.0，满足要求。4为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径约02R50mm，即,其中=（0.60.75）d/20.75205/2=76.88mm。502d0R0Rd=205mm276.88+50=203.75mm，符合条件。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02d240ccDc式中： - 单位摩擦面积传递转矩，；0c2/mmmN - 单位摩擦面积传递转矩的许用值，。 0c2/mmmN 许用值可按表 3.5 选取。表 2.5 单位摩擦面积传递转矩的许用值 （ ）2/mmmN 离合器规格 D/mm210210250250325325/ 0c2100.280.300.350.407单位摩擦面积传递转矩的许用值可选0.40（） ，经计算可得出 0c2102/mmmN ）（2/21040. 0210380. 02205238022 .5180 . 242d2emax40cmmmND6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0最大范围为,即MPa50. 101 . 0MPaMPaMP50. 10.2430.189pa01 . 07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 2d24DW式中： - 单位摩擦面积滑磨功，；2mm/J - 单位摩擦面积滑磨功许用值，。 2mm/J - 汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，。WJ对于乘用车：，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车： 40. 02mm/J 33. 0，对于最大总质量大于 6.0t 的商用车：；可根据下式计算2mm/J 25. 02mm/JW22022e21800ngraiirmW式中： - 汽车总质量，kg；am - 轮胎滚动半径，m；rr - 汽车起步时所用变速器档位的传动比；gi - 主减速器传动比；0i - 发动机转速，。enminr计算时乘用车取，商用车取。其中： ；=3.8； min2000rmin1500r1 . 5gi0i； ，代入式（27）得：mr4 . 0rkga6330mJ94.3326721.528.324.063301800215002W将代入式（26）得，合格。W25. 021. 0 3.3.离合器从动盘设计离合器从动盘设计从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成。由于扭转减振器可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，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车平稳起步，所以本设计中采用带扭转减振器的从动盘带扭转减振器的从动盘。 83.13.1 从动片的选择和设计从动片的选择和设计设计从动片时要尽量减小转动惯量。为了减小转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用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mm0 . 23 . 1 将从动片外缘的盘形部分磨至，使其质量更加靠近旋转中心。mm0 . 165. 0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做成具有轴向弹性的结构，具有轴向弹性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的弹性从动片。整体式和分开式弹性从动片在传动负荷不太大的小型车上广泛采用，在本设计中，因为设计的是中型货车的离合器，传动负荷相对较大，故可以采用组合式弹性从动片组合式弹性从动片，离合器从动片采用厚的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取mm2380mm，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程波形弹簧片的压缩行程可取为 0.81.1，本设计中取取 1.0mm1.0mm。3.23.2 从动盘毂的设计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，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对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按国标 GB1144-74 选取。maxe从动盘的轴向长度不易过小，以免在花键轴上滑动产生偏斜而使分离不彻底，一般取 1.01.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如 35、45、40Cr 等） ，并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选取后应进行挤压应力校核： =20MPa ynhFyjljzdDe）（max2Fh=2/）（dD 式中：z -从动盘毂的数目其余参数见表 3.1。表 3.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径mmD/发动机转矩)/(emN 花 键 尺 寸9齿数n外径mmD /内径mmd /齿厚mmb/有效齿长mml/挤压应力MPaj/16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5根据摩擦片的外径 D=380mm 与发动机的最大转矩， 由表 3.12 .518maxemN 查得，b=5mm，则由公式10nmmD40mmd32mml55MPaj2 .15校核得：MPa20MPa53.1455110232402 .5180 . 242 dDTemax4y）（）（nzlj 所以，所选花键尺寸能满足使用要求。3.33.3 摩擦片的材料选取及与摩擦片的紧固方式摩擦片的材料选取及与摩擦片的紧固方式摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：1) 工作时有相对较高且稳定的摩擦系数；2) 具有小的转动惯量，材料加工性能良好；3) 在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性；4) 能承受较高的压盘作用载荷；5) 承受相对较大的离心力载荷而不受破坏；6) 有足够的剪切强度。107) 摩擦副有高度的容污性能，不易影响其的摩擦特性；8) 具有优良的性价比。在该设计中选取的是模压石棉基摩擦材料模压石棉基摩擦材料。紧固摩擦片的方法采用较软的黄铜铆采用较软的黄铜铆钉直接铆接钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆钉有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接紧固方法还有紧固可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。4.4.离合器压盘和离合器盖的设计离合器压盘和离合器盖的设计4.4.1 1 压盘的几何尺寸的确定压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的尺寸在前面已经确定，故压盘的内径也可因此而确定。压盘外径压盘外径 D=380mmD=380mm 压盘内径压盘内径 d=205mmd=205mm压盘的厚度确定主要依据以下两点：1) 压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右） ，因此热量根本来不及全部传到空气中去。由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次结合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。2) 压盘应有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于） ，但一般不小于。mm15mm10在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为压盘的厚度为，在有如下公式进行校核：mm10离合器接合的温升：cmtyL式中：t - 压盘温升，；C108 c - 压盘的比热容，对于铸铁压盘 c=544.28；CkgJ/ - 传到压盘的热量所占的比例，单片离合器压盘0；5 . 0 L - 为摩擦功等于J。94.33267W代入，计算得压盘质量，适中，合格。Ct9kgm40. 3y114.4.2 2 压盘的传力方式压盘的传力方式压盘的驱动形式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。由于弹性传动片式克服了前三种的共同缺点（在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率） 。并且弹性传动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故而，压盘的驱动方式选择弹性传动片式弹性传动片式。4.34.3 离合器盖的设计离合器盖的设计 离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。因此，在设计中应注意以下几个问题：1） 离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为厚度约为 4mm4mm 的低碳钢板的低碳钢板（如 08 钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。2） 离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口座处开有通风窗口。3） 离合器的对中问题离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对于飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另一种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中圆止口对中。4.44.4 传力片的设计传力片的设计膜片弹簧离合器中的压盘传力片既传递动力又负责压盘的分离运动，为改善传力片的受力状况，它们沿圆周切向布置，一般为 34 组，每组 23 个弹性薄片组成，片厚一般为 0.51.0mm。一般由弹簧钢带 65Mn 制成。4.54.5 支承环的设计支承环的设计 支承环和支撑铆钉的安装尺寸精度要求要高，耐磨性要好，支承环一般采用123.04.0mm 的碳素弹簧钢丝 。本设计中采用 4.0mm5.5.离合器分离装置设计离合器分离装置设计离合器的分离装置包括分离杆、分离轴承和分离套筒。5.15.1 分离杆的设计分离杆的设计本设计采用的是膜片弹簧的压紧机构，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完成。在设计分离杆时应注意以下几个问题：1) 分离杆要有足够的刚度；2) 分离杆的铰接处应避免运动上的干涉；3) 分离杆内端的高度可以调整等。分离杆采用 08 低碳钢板冲压和 35 等中碳钢锻造成形（锻件硬度为 131156HBS） ，5.25.2 分离套筒和分离轴承的设计分离套筒和分离轴承的设计分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向推力轴承和轴向推力轴承、滑动止推轴承和自动调心式分离轴承。其中自动调心式分离轴承能有效减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承端面的磨损，延长了轴承的寿命。另外，能使润滑油在内外圈间的循环得到改善，且结构简单，故本设计采用自动调心自动调心式分离轴承式分离轴承。 分离轴承座常用尼龙和玻璃纤维、铸铁或铸钢材料模压成形，前一种用于轻型车，后一种用于重型车。本设计中车型为中型车，为保险起见，采用后一种。为减少滑动阻力，减缓来自变速器轴承盖套的振动，同时通风散热和导屑，在套筒座内孔中开矩在套筒座内孔中开矩形键槽形键槽。6.6.离合器膜片弹簧设计离合器膜片弹簧设计6.16.1 膜片弹簧的结构特点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。6.26.2 膜片弹簧的参数尺寸确定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 6.113图 6.1 膜片弹簧示意图1. 比值的选取hH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。一般汽车膜片弹簧的值的范围在 1.52.0 之间。常用hH的膜片弹簧厚度为 24mm，本设计， ，则，在mmh5 . 3mmH5 . 686. 1/hH1.52.0 之间，满足要求。2. 及确定RrR/比值对弹簧的载荷及应力特性都有影响，对于汽车离合器的膜片弹簧，设计rR/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，一般取rR/值为 1.21.3。对于，膜片弹簧大端外径应满足结构上的要求和摩擦片的外径相RR适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当，及等不变时，增加HhrR/有利于膜片弹簧应力的下降。R 前面已确定摩擦片的外径为 380mm（RO=190mm） ，内径为 205mm(Ri=102.5mm)。初步确定 R=185mm；。mmr150所以，在 1.21.3，满足要求。.231/ rR3. 膜片弹簧起始圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，一般起始圆锥底角在范围内，本设计中159 ，代入数值计算可得，在之间，o5 .101501855 . 6arctanarctanrRH5 .10159 合格。144. 膜片弹簧小端半径及分离轴承的作用半径frpr 的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一花键外径，分离轴承作用半径fr大于 。prfr因为花键外径，要使,所以取=60mm；=62mm；mmD40fr2Dfrpr5. 分离指数目、切槽宽、窗孔槽宽及半径n12er汽车离合器膜片弹簧的分离指数目，一般在 18 左右，采用偶数；制造时模12n具分离指切槽宽，窗孔槽宽；窗孔半径一般情况下由mm5 . 32 . 31mm1092er。24 . 18 . 0c）（）（ rr参考以上取值方法，可取，18nmm2 . 31mm10220 . 1c）（rr 又=150mm，取=140mmrer6. 压盘加载点半径和支承环作用半径的确定1rLR应略大于且等于接近 ，应略小于且尽量接近。本设计取=184，1rrLRRRLRmm=152。1rmm6.36.3 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置的选择 1.作膜片弹簧特性曲线膜片弹簧特性曲线函数方程式为：21L211L121Lln21611hrRrRHrRrRHrRrRhF）（）（式中，E 为弹性模量，钢材料取 E=2.0105MPa；为泊松比，钢材料取=0.3；h 为弹簧片厚度，已取值为 3.5mm；H 为碟簧部分内截锥高，已取值为 6.5mm；为弹簧片轴向变形量；1R 为碟簧部分外径（大端半径） ，已取值为 185mm；r 为碟簧部分内径，已取值为 150mm；为膜片弹簧与压盘接触半径，已取值为 184mm；LR1为支承环平均半径，已取值为 152mm。将已知数值代入上式得： 12.251547. 05 . 6)11.094(6.5182.501）（F即： 54.5)110.672(0.60182.501F根据函数用 FunctionDrawer 作膜片弹簧的特性曲线如下图所示：15 2.工作点位置的确定和后备系数的校核B 点，新离合器膜片弹簧处在压紧状态时的工作点，对应的膜片弹簧的轴向变形量，在下列范围内选取：B1=（0.70.85）H=（0.70.85）6.5=4.555.53mmB1取=5.0mm，则对应的 FB=6661.88N，与 F1的最大值 7101.09N 相差 6.2%，可以B1使用。后备系数可按下式计算：57. 110002 .51821503 . 088.6661maxTZRFeccB所以初选的后别系数 =2.0 满足要求。A 点，摩擦片磨损到极限的位置，其对应的工作压紧力较 B 点要略高些，适当取 A 点的为12.70（对应的 F1值为 6696.98N，大于 B 点处的） ，可由公式算得：mm15. 127 . 20 . 5cos值适中，不用进一步调整。osC 点，离合器分离时膜片弹簧的工作位置，它一般在特性曲线的凹点附近，此时分离力较小，它对应的可由下式算得：f 116=。f 1cs式中，为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取=0.721.0mm，ss这里取 0.9mm，则： =20.9=1.8mmf 1cs此时，膜片弹簧总的变形量为=5.0+1.8=6.8mm，对应的压紧力为 F1=5434.97N,1由特性曲线可知，该点比较合适。3. 分离轴承载荷计算拉式膜片弹簧分离轴承载荷：N19.173997.5434152. 0184. 08 . 6111L21L211L11Lln216121）（）（）（）（）（FrRhrRrRHrRrRHrRrRhF4. 膜片弹簧强度校核宽度系数： 80. 050140118101e212rrn）（）（膜片弹簧的应力：1521848 . 615023.51521848 . 61521848 . 621150-1856.51150185ln15015018523 . 015102.025 . 380. 019.173915025-15031L1r 2h1L11L121r -RH11lnr21E2h22rpr - r3BdFrRrRrRrRrR得： Bd=1103.95MPa7.7.扭转减震器设计扭转减震器设计7.17.1 扭转减震器概述扭转减震器概述扭转减震器主要由弹性元件（减震弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。根据弹簧元件的不同，扭转减振器可分为弹簧摩擦式、液阻式和橡胶金属式三种。现在绝大多数离合器从动盘减振器采用弹簧摩擦式，故本设计中也采用弹簧摩擦式弹簧摩擦式。17g1i0irr2Gj7.27.2 扭转减震器参数扭转减震器参数减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩是两个主要参数，决定k了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。jnj1极限转矩j极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最1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max0 . 25 . 1e式中，商用车：系数取 1.5；乘用车：系数取 2.0。而极限转矩计算公式为： jG2为满载驱动桥静荷载，由整车参数 G2=39.13kN；为附着系数，计算时取=0.8。可求的得：=646.11 Nmj1扭转角刚度k为了避免引起传动系的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不k发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减振弹簧的线性刚度及其结构布置尺寸。k设减振弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过时，弹簧0Rrad相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为0R201000RjKZ式中： - 使从动片相对从动盘毂转过所需加的转矩；radmN - 每个减震弹簧的线刚度；KmmN / - 减振弹簧个数；jZ - 减振弹簧位置半径。0R m根据扭转刚度的定义，则/k201000RjKZk式中： - 减振器扭转角刚度。kradmN/设计时，可按经验初选为kjk13故初选=12=7753.31。kjradmN/2阻尼摩擦转矩18由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在K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阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为max17. 006. 0e故初选=0.15=77.73Nmmaxe3预紧转矩n减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的n方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前n停止工作，故取max15. 005. 0en故初选=75 Nmn4减振弹簧的安装位置半径0R的尺寸应尽可能大些，一般由0R2/75. 060. 00dR 计算取得，结合，d=205mm，得出小于 77.5mm；取=70.0mm；mmRd50200R0R得，合格。68. 020dR7.37.3 减振弹簧的计算减振弹簧的计算1.减振弹簧个数jZ参照表 8.1 选取。jZ表 7.1 减振器弹簧个数的选取摩擦片外径mmD/225250250325325350350jZ466881010由摩擦片外径可选取减振弹簧个数。mmD38012jZ2.减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧收到的压力为=/R0=8614.8NjFj3.单个减振弹簧的工作负荷 FF= /=717.9 NFjZ194.弹簧中径 Dc一般有结构布置来决定，通常 Dc=1115mm，这里取 Dc=12mm。5.弹簧钢丝直径 d 式中，扭转许用应力可取 550600MPa；通常 d=34mm取=600MPa，计算得mm66. 361060012717.98d故取：d=4mm6.减振弹簧刚度 K根据已选定的减振器扭转刚度及其分布半径尺寸 R0，由公式：k 计算得：N/m86.114122075. 0100031.7753K7.减振弹簧有效圈数 i计算公式： 其中，E 为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取 计算得 i=4
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