膜片弹簧说明书

1、沈阳理工大学课程设计说明书 目录 1 结构方案设计 1 1.1从动盘数选择 1 1.2压紧弹簧选择 1 1.3膜片弹簧支撑形式选择 1 2离合器设计及计算 2 2.1摩擦片主要参数的选择 2 2.2摩擦片基本参数的优化 4 3膜片弹簧设计与计算5 3.1膜片弹簧主要参数的选择 5 3.2膜片弹簧的优化设计6 4扭转减振器设计 7 4.1减振弹簧的设计 7 5从动盘总成的设计 10 5.1从动盘毂 10 5.2从动片 10 5.3波形片和减振弹簧 11 6压盘设计 11 6.1离合器盖 11 6.2压盘 11 6.3传动片 11 6.4分离轴承 11 7小结 12 8参考文献 13 16 1 结

2、构方案设计 1.1 从动盘数选择 选择单片离合器。 本车型为宝马，汽车总质量为1335kg,发动机最大转矩为200N - m对于乘 用车，发动机的最大转矩一般不大， 在布置尺寸允许条件下， 通常离合器只设有 一片从动盘。盘片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，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， 采用轴向有弹性的从动盘可保 证结合平顺。 1.2 压紧弹簧选择 选择拉式膜片弹簧离合器 选择膜片弹簧的原因： 1 ）膜片弹簧的轴向尺寸小而径向尺寸很大，有利于提高离合器传递转矩能 力的情况下减小离合器轴向尺寸。 2）不需要专门的分离杠杆，使离合器结构简化，零件数目少，质量

3、轻。 3）可适当增加压盘厚度提高热容量；还可以在压盘上增设散热筋及离合器 盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。 4）主要部件形状简单，大批量生产可降低生产成本。 选择拉式膜片弹簧的原因： 1 ）由于拉式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下课使 用直径相对较大的膜片弹簧，从而实现在不增加分离时的操纵力的前提 下，提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件， 减小压盘的尺寸。 2）零件数目少，其结构简单、紧凑、质量轻。 3）拉式膜片弹簧的杠杆比大于推式膜片弹簧的杠杆比，且中间支承少，减 小了摩擦损失，传动效率高，使分离的踏板力更小。 4）无论在接合或分离状态下，拉式结构

4、的膜片弹簧的大端始终与离合器盖 支承保持接触，在支承环磨损后，不会产生冲击和噪声。 5）在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，使分离效率更高。 6）使用寿命长。 1.3 膜片弹簧支撑形式选择 选择单支承环式中的DT/DTP型，如图1.1，将膜片弹簧的大端支承在冲压 离合器盖的支承环上，主要用于轿车和货车上 图1.1 2离合器设计及计算 2.1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Tc应大于发动机最大扭矩Temax 摩擦片的静压力： TCTemax( 2.1 ) 式中： 离合器后备系数(1 ) (1) 后备系数B是离合器的

5、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B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B =1.21.75。结合设计实际情况， 故选择B =1.4。 则有B可有表2.1查得 B = 1.4。 表2.1离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数B 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 1.20 1.75 最大总质里为614t的商用车 1.50 2.25 挂车 1.80 4.00 得TC 280N?m(2.2 ) 摩擦片的外径可有式 D Kd . Temax

6、(2.3 ) Kd为直径系数，取值见表 2.2 取Kd=14.6 得D=244.3mm 表2.2直径系数的取值范围 车型 直径系数Kd 乘用车 14.6 取大总质里为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 22.5 24.0 摩擦片的尺寸已系列化和标准化，标准如下表（部分）： 表2.3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

7、 3.5 3.5 3.5 C dD 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 3 1 C 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积cm 106 132 160 221 302 402 466 546 取外径 D=250mm内径 d=155mm厚度 3.5mm 1 C 3 =0.762 , C d D =0.62， 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2.4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

8、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 隙厶t 一般为34mm取厶t=4mm 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 离合器的静摩擦力矩为: Tc fFZR 与式(2.1 )联立得: Po 12 Te max 3 fzD 1 C 0.4 （2.4）

9、 （2.5） 代入数据得：单位压力p00.5 MPa 表2.5摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力p/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 2.2摩擦片基本参数的优化 (1) 摩擦片外径D (mrj)的选取应使最大圆周速度v0不超过6570m/s,即 vDnemaxD 10 33600 250 10 3 47.1 m/s 65 70 m/s (2.6 ) 60 60 式中，V0为摩擦片最大圆周速度(m/s); nemax为发动机最高转速(r/min)。 (2) 摩擦片的内、外径比

10、C应在0.530.70范围内，即 0.53 C 0.62 0.7 (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B值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。 (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2R0约50mm即 d 2R050 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 Tc0 4Tc Z D2 d2 0.25Tc0 （2.7 ） 式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mnm)，可按表2.6选取 经检查,合格 表2.6单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格

11、210 210250 250325 325 Tc0 / 10 2 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P。的最大范围为0.111.50MPa,即卩 O.IOMPa p00.50 MPa 1.50MPa （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 (2.8 ) 4W Z D2 d2 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： 0.40J/mm，对于最大总质量小于 6.0t的商用车：0

12、.33J/mm,对于最 大总质量大于6.0t商用车：0.25J/mm： 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 (2.9 ) 2 2 2 _ne mar 1800 ioif 式中，ma为汽车总质量（Kg） ; rr为轮胎滚动半径（m） ； ig为汽车起步时所用变 速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速r/min，计算时乘用 车取 2000r/min，商用车取 1500r/min。其中：i。3.38 ig1 4.350 rr 0.3m ma 1335 Kg 代入式（2.9 ）得 W 1.2 104J，代入式（3.8 ）得0.3 0.4 ， 合格。

13、3.膜片弹簧设计与计算 3.1膜片弹簧主要参数的选择 1. 比较H/h的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形1之 间的函数关系可知，当H h 2时，F2为增函数；Hh2时，F1有一极值， 而该极值点又恰为拐点；H h 、2时，F1有一极大值和极小值；当H h 2时, F1极小值在横坐标上，见图3.1 o 1- H /h / h 图3.1膜片弹簧的弹性特性曲线 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/h 2 , h=3mm,贝U H=6mm 2. R/r选择 通过分析表明

14、，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1.21.3的 范围内取值。本设计中取R r 1.25，摩擦片的平均半径R, - d 101.25 mm 4 r 艮 取 r 102 mm贝 R 127.5mm取整 R 128mm则 R r 1.255。 3. 圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角a般在 9 15 范围内，本设计 中 arctanHR r H R r 得 13.48 在9 15 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。

15、4. 切槽宽度 1 3.2 3.5mm 2 910mm取 1 3mm 2 10mm re应满足 r re 2 的要求。 5. 压盘加载点半径R和支承环加载点半径r1的确定 r1应略大于且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。本设计取R1 127 mm r1103 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16001700N/mrii 3.2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H R r 应在一定范围内，即 1.6 H.h 222 9 H. R r 13.4815 （2）弹簧各部分

16、有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 1.20 R r 1.2551.35 70 2R h 85.3 100 （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R1 （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1）应位于摩擦片的平均半径与外半径 之间，即 拉式：（D d）/4101.25 r1103D/2125 （4） 根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r。之差应在一定范围内选取， 即 1 R R1 1 6 0 r1 r 1 6 0 rf r04 （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，即卩 拉式：3.5一匕 9.0 R1 A 由（4）和（5

17、）得 rf 35 mn，r 32 mm 4扭转减振器设计 减震器极转矩Tj 1.5Temax 420 N m 摩擦转矩Tu 0.17Temax 47.6 N m 预紧转矩Tn 0.15Temax 42 N m 极限转角j 312 扭转角刚度 k 13Tj 5460 N m/rad 4.1减振弹簧的设计 1 减振弹簧的安装位置 R0(0.60 0.75) d 2， 结合 d 2r0 50 mm 得 R0 取 50mm 则0.645。 2 全部减振弹簧总的工作负荷Pz Tj PZ 一 8400 N Ro 3 单个减振弹簧的工作负荷P P FZ Z 1400 N 式中Z为减振弹簧的个数，按表4.1选

18、择： 取Z=6 表4.1 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径D/mm 225250 250325 325350 350 Z 46 68 810 10 图3.5扭转减振器 4 减振弹簧尺寸 (1) 选择材料，计算许用应力 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 d 4mm, b 1620MPa, 0.5 b 810MFa (2) 选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比 d/mm 0.2 0.4 0.45 1 1.12.2 2.5 6 716 18 42 C 714 512 510 4 9 4 8 4 6 表2.8旋绕比的荐用范围 确定旋绕比C 4，曲度系数K

19、 (4C1) (4C4) 0.615 C 1.40 (3)强度计算 dj 3.9mm与原来的d接近，合格 中径 D2 Cd 16mm 外径 D D2 d 20mm (4) 极限转角 j 2arcsin L 312。取 j 3.823。，贝U l 3.269mm j2R。j (5) 刚度计算 弹簧刚度k (F1 F2). l 214.13 mm 其中，F2为最小工作力，F2 0.5F1 弹簧的切变模量G 80000MPa则弹簧的工作圈数 n 取n 4，总圈数为n16 (6) 弹簧的最小高度 (7) 减振弹簧的总变形量 (8) 减振弹簧的自由高度 l 0 (9) 减振弹簧预紧变形量 色4卑4.06

20、 8F1C3 8C3k 1 min dn i Pk 1 minI 16 mm 6.538 mm 22.538 mm 0.741 mm kZf (10) 减振弹簧的安装高度 l I。 h 21.797 mm (11) 定位铆钉的安装位置 取 R2 52 mm J则 j 3.859364477 ， l 3.30 mn，k 151.52mm n 4.12， 合格。 5.从动盘总成的设计 5.1从动盘毂 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度 不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4 倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为 1.2d=1.2

21、x26=31.2mm从动盘毂 的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般 2632HRC根据摩 擦片的外径D的尺寸以及表5.1查出从动盘毂花键的尺寸。 由于D=250mn则查表可得 花键尺寸：齿数n=10,外径D =35mm内径d = 28mm齿厚t=4mm, 有效齿长l=35mm挤压应力 c=10.2Mpa。 8T emax 2 2 (D d )Znl 8 152 2 2 (3532 ) 1 6 40 0.125MPa j 30MPa 4T emax (D d)Z nlb 4 152 (35 32) 1 6 34 3.5 0.3246 MPa j 15MPa 表5.1 花健的的选取

22、 摩擦片 的外径 D /mm Temax /N.m 花健尺寸 齿数 n 外径 1 D /mm 内径 1 d /mm 齿厚 t/mm 有效齿 长 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9. 8 180 69 10 26 21 3 20 11. 6 200 108 10 29 23 4 25 11. 1 225 147 10 32 26 4 30 11. 3 250 196 10 35 28 4 35 10. 2 280 275 10 35 32 4 40 12. 5 300 304 10 40 32 5 40 10. 5 325 373 10 40 32 5 45 11. 4 3

23、50 471 10 40 32 5 50 13. 0 花键尺寸选定后应进行挤压应力j和剪切应力j校核: 5.2 从动片 从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。 材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm表面硬度为3540HRC 5.3 波形片和减振弹簧 波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm硬度为4046HRC并经过表面发蓝 处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。 6 压盘设计 6.1 离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取9mm乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢 板。 6.2 压盘 6.2.1 压盘传动方式的选择 由于传统的凸台式连接方式、 键式连接方式、 销式连接方式

24、存在传力处之间 有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。 另选用膜片弹簧作为压力弹簧时， 则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹 簧或弹性压杆之间。 6.2.2 压盘几何尺寸的确定 传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=22mm厚b=16mm, 孔直径为d=10mm传动片弹性模量E=2 105M Pa 6.3 传动片 由于各传动片沿圆周均匀分布， 它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合 器的平衡性。 传动片可选为3组，每片厚度为1mm般由弹簧钢带65Mn制成 6.4 分离轴承 由于 nemax =3600r/min, 离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推 力球轴承。 小结 本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用 AUTOCAD 软件设计一个宝马汽车膜片弹簧离合器总成， 由于时间和能力的限制， 本设计对 分离机构只作了简单的设计。 本次设计我利用 AUTOCAD 软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图 形，由于能力有限， 难免有些不合理的地方， 此次设计充分利用了已学过的汽车 设计和机械设计知识， 使我对所学知识有了一个系统的认识、 复习、巩固和深入。 通过这次设计，