4.0吨商用车膜片弹簧离合器设计说明书

1、推荐精选目录1 离合器概述.11.1 离合器的简介.21.2 汽车离合器的主要功用.22 膜片弹簧离合器结构分析与计算.32.1 膜片弹簧离合器的结构.32.2 设计变量.42.3 目标函数.52.4 约束条件.63 膜片弹簧的设计.83.1 膜片弹簧的基本参数的选择.93.2 膜片弹簧的弹性特性曲线.153.3 强度校核.154 扭转减振器的设计.154.1 扭转减振器主要参数.154.2 减振弹簧的计算.155 从动盘总成的设计.165.1 盘总成零件功能介绍.175.2 从动盘毂.185.3 从动片.185.4 波形片和减振弹簧.186 压盘设计.196.1 离合器盖.196.2 压盘.

2、206.3 传动片.18 6.4 分离轴承.197 总结.20参考文献.21推荐精选1 1 离合器概述离合器概述1.11.1 离合器的简介离合器的简介： 联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。它们涉及到了机械行业的各个领域。广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。 离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。 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的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分

3、之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。 离合器作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构，见图 1-1 离合器工作原理图图 1-1 离合器工作原理图1飞轮；2从动盘；3离合器踏板；4压紧弹簧；5变速器第一轴；6从动盘毂推荐精选1.21.2 汽车离合器的主要的功用：汽车离合器的主要的功用：1.保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急

4、剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 2.便于换档：汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷

5、卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。 3.防止传动系过载：汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。膜片弹簧离合器的优点：（1） 、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小（2） 、即使摩

6、擦片磨损，压紧负荷也不减小（3） 、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。然而早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，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。推荐精选2 2 膜片弹簧离合器结构分析与计算膜片弹簧离合器结构分析与计算2.12.1 膜片弹簧离合器的结构：膜片弹簧离合器的结构：图 2-1 膜片弹簧离合器(剖视图 1

7、)推荐精选 图 2-2 膜片弹簧离合器(剖视图 2)图 2-3 膜片弹簧离合器的工作原理图（a）自由状态； （b）压紧状态； （c）分离状态推荐精选(a) 一般压式操纵 (b)拉式操纵图 2-42.22.2 设计变量：设计变量： 后备系数 取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。单位压力 P 也取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为： TTFDdxxxX3212.32.3 目标函数：目标函数： 离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为： )(4min)(

8、22dDxf2.42.4 约束条件约束条件 1.最大圆周速度： 根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（210）知： smDnveD/706510603max 式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（r/min）所以：Dvmaxen ，smsmDnveD/70/8 .6210300400060106033max 故符合条件。 2.摩擦片内、外径之比 c c=，满足 0.53的条件范围。583. 0175300Dd70. 0 c 3.后备系数 推荐精选 对于最大质量为 6t-14t 的货车，1.5-2.25，初选后备系数 1.7 4.扭转减振器的优化 对于摩擦片内径

9、 d=175mm, 而减振器弹簧位置半径 R0(0.60.75)d/2，故取：(mm)，取：49.121175300175300312233 R0 为 122mm 5.单位摩擦面积传递的转矩cT CfFzRcT 根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（27）知， cTm) 553.468(N.=325.581.7maxeT 故:c0T)175300(2468.553422 (N/)005937. 0m2mm 根据根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）表（25）知， 当摩擦片外径 D210-225mm 时，=0.30 N/0.005937 N/，Tc0m2mmm2mm 故符

10、合要求 6.单位压力0P 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0P0.15.35Mpa， F=9321.874175300225. 0486.553FCCfzRT 由于已确定单位压力0.19Mpa，在规定范围内，故满足要求0P推荐精选3 3 膜片弹簧的设计膜片弹簧的设计3.13.1 膜片弹簧的基本参数的选择膜片弹簧的基本参数的选择 1.比值和 h 的选择：hH 为了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一般为 1.52.0，板hH厚 h 为 24mm 故初: h=2.6mm, =1.54 则 H=1.54h=4.3mm.hH 2.比值和 R、

11、r 的选择：rR 由于摩擦片平均半径: Rc=，)(75.11841753004mmdD 对于推式膜片弹簧的 R 值，应满足关系 RRc=118.75mm. 故取 R=120mm,再结合实际情况取 R/r=1.257,则 r=95.5mm。 3. 的选择: arctanH/(R-r)=arctan4.3/(120-95.5)9.95，满足 915的范围。 4.分离指数目 n 的选取 取: n=18。 5.膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定0rfr 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。0r 由机械设计d=Kd公式，可求得 d=28.89mm,则取29mm,再取分离

12、轴承32mm.3maxTe0rfr 6.切槽宽度 1、2 及半径er 取:推荐精选 13.2mm, 2=10mm, 满足 r-=2,则=r-2=95.5-10=85.5mmererer 故取: 85mm.er 7.压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定 根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）知，R1 和 r1 需满足下列条件： 711RR 610rr 故选择 R1103mm， r184mm.3.23.2 膜片弹簧的弹性特性曲线膜片弹簧的弹性特性曲线 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 P1(N)集中在支

13、承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： 222)1121)(111() 11()/ln()1 (61) 1(1hrRrRxHrRrRxHrRrRbEhxxfP 式中：E弹性模量，钢材料取 E=2.0Mpa；510 b泊松比，钢材料取 b=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，mm； R1压盘加载点半径，mm； r1支承环加载点半径，mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm； h膜片弹簧钢板厚度，mm。 利用 Matlab 软件进行 P1x1 特性曲线的绘制，程序和图形如下： 程序如下： x1=0:0.2:7;%

14、x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.0*105;%弹性模量（Mpa） b=0.3;%泊松比 R=105;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=83.5;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=4.3;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）推荐精选 h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（mm） R1=103;%压盘加载点半径（mm） r1=84;%支承环加载点半径（mm） P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2) 以下用于绘图 clf pl

15、ot(x1,P1,-b); axis(0,7,0,8000);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel(变形 x1/mm) ylabel(工作压力 P1/N) title(P1-x1 特性曲线) 图形如下： 图 3-2 P1x1 特性曲线 确定膜片弹簧的工作点位置: 可以利用 Matlab 软件寻找 P1x1 特性曲线中 M,N 的位置坐标，具体程序如下: x1=0:0.2:7;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.0*105;%弹性模量（Mpa）推荐精选b=0.3;%泊松比R=105;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=83.5;%自由状态下

16、碟簧部分小端半径(mm)H=4.3;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=103;%压盘加载点半径（mm）r1=84;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形 x1/mm)ylabel(工作压力 P1/N)title(P1-x1

17、 特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)x =2.6694y =5.2515e+003x,y=ginput(1)x =4.9767y =4.5195e+003则可知：, M12.6694mmMP15.2515003eN114.9767,4.5195003NNmm PeN推荐精选上述曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且则：2/ )(111NMHH12.66944.97673.82302mm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 M 之间，且靠近或在 H 点处，一般 则取：HB11)0 . 18 . 0(110.90.9 3.823.44BHmm

18、则此时校核后备系数：max5252 0.25 93.75 21.26195000ccePR ZT满足要求离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为：（即为压盘的行程fMN111f1)f故：114.97672.66942.3073NMfmm 压盘刚开始分离时，压盘的行程：113.82302.66941.1536HMfmm3.33.3 强度校核强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，14.9767Nmm由公式：11111111122222211ln13rRrhrRrRrRHrRrrREhPrrrNNNfB得：1626BMPa推荐精选4 4 扭转减振器的设计扭转减振器的设计4.14.1 扭转减振器主要参数：

19、扭转减振器主要参数：1.极限转矩 Tj根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（231）知，极限转矩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：Tj=(1.52.0) maxeT对于商用车，系数取 1.5 则：Tj=2.01.5325.58488.37（Nm）maxeT2.扭转刚度 k根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（235）可知，由经验公式初选 k Tj 即：13kTj13488.376348.81（Nm/rad）133.阻尼摩擦转矩 T根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（236）可知,可按公式初选 TT（0.060.17） 取

20、：maxeTT=0.1 =0.1325.58=32.558 (Nm)maxeT4.预紧转矩 Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（237）知，Tn 满足以下关系：Tn（0.050.15） 且：maxeTTnT32.558 Nm 而：（0.050.15）16.279-48.837 NmmaxeT推荐精选则初选 Tn30Nm5.减振弹簧的位置半径 R0根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（238）知，R0 的尺寸应尽可能大些，一般取：R0=(0.600.75)d/2则取：R0=0.65d/2=0.65175/2=56.873(mm),

21、可取为 67mm.6.减振弹簧个数 Zj根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）表（26）知，当摩擦片外径 D250mm 时：Zj=46故取：Zj=67.减振弹簧总压力 F当减振弹簧传递的转矩达到最大值 Tj 时，减振弹簧受到的压力 F为FTj/R0488.37/(57)3108.568(kN)4.24.2 减振弹簧的计算：减振弹簧的计算：图 4-2 盘总成的减振机构1.减振弹簧：减振弹簧的作用在于减小振动的振幅，阻尼的作用在于让振动迅速停止。两者组合形成一阶阻尼系统，具有良好的减振效果在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。推荐精选2.减振弹

22、簧的分布半径 R1根据根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，R1 的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d 为离合器摩擦片内径故：R1=0.65d/2=0.65175/2=56(mm)，即为减振器基本参数中的 R03.单个减振器的工作压力 PP= F/Z=8586/6=1428(N)4.减振弹簧尺寸1）弹簧中径 Dc根据根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常 Dc=1115mm故取：Dc=12mm2）弹簧钢丝直径 dd=38PDc式中，扭转许用应力可取 550600Mpa,故取为 550Mpa

23、所以：d=4.29mm363105501012142883）减振弹簧刚度 k根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式 4.7.13 知，应根据已选定的减振器扭转刚度值 k及其布置尺寸 R1 确定，即：k=)/(1000Rk21mmNn则：K=)/(337. 06)1056(1000634423mmN4）减振弹簧有效圈数i推荐精选根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，4.633343643410337. 0)1012(8)1029. 4(10103 . 88kDGdic5）减振弹簧总圈数 n其一般在 6 圈左右，与有效圈数 之间的关系为：in= +(1

24、.52)=6i减振弹簧最小高度：=28.31mmdndnl1 . 1)(min弹簧总变形量：mm237. 43371428KPl减振弹簧总变形量：0l=28.31+4.237=32.58mm0lllmin减振弹簧预变形量：=1kZRTln283. 010566337323减振弹簧安装工作高度 ：l=32.58-0.283=32.297mm0lll6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为：)( llll=4.05)2/arcsin(21Rl7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1sin21R式中，为限位销的安装尺寸。2R值一般为：2.54mm。1所以可取为 4mm,

25、 为 57mm.12R推荐精选8）限位销直径d按结构布置选定：一般9.512mm。可取为 11mmddd5 5 从动盘总成的设计从动盘总成的设计5.15.1 盘总成零件功能介绍：盘总成零件功能介绍： 表 5-1 零件与材料推荐精选图 5-2 盘总成的典型结构5.25.2 从动盘毂从动盘毂: : 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=1.224=34.8mm。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

26、据摩擦片的外径 D 的尺寸以及根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）表 27 查出从动盘毂花键的尺寸。由于 D=300mm,则查表可得: 花键尺寸：齿数 n=10， 外径=32mm, 内径26mm 齿厚 t=4mm,Dd有效齿长 l=30mm, 积压应力=11.3Mpac5.35.3 从动片从动片 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 3540HRC5.45.4 波形片和减振弹簧波形片和减振弹簧 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。减振弹簧用推荐精选60Si2MnA 钢丝。推荐精选6 6 压盘设计压盘设计6.16.1 离合器盖离