膜片弹簧离合器的设计与分析

1、膜片弹簧离合器的设计与分析膜片弹簧离合器的设计与分析第一章 离合器概述1.1 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。 它们涉与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之间的摩擦来传递 动力且能分离的装置。它

2、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A A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1.2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，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和

3、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卸除， 啮合面间的压 力

4、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

5、（ 2）、即使摩擦片磨损，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，弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，可以选择膜片也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。第二章膜片弹簧离合器结构分析与计算2.1膜片弹簧离合器的结构：图2-1膜片弹簧离合器（剖视图1）图2-2膜片弹簧离合器（剖视图2）图

6、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(a)一般压式操纵(b)拉式操纵图2-42.2 设计变量：后备系数B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：X x1x2x3T FDdT2.3 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：f(x) mi n (D2 d2)2.4 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( 2 10 )知:3VD

7、nemaxD 106570m/S60式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s ） ; nemax为发动机最高转速(r/min )所以:VDnemax D6010 35800 225 10 368m/s70m/s60故符合条件。2摩擦片内、外径之比cC二，满足0.53 c °.70的条件范围3. 后备系数B对于1.8L排量的小轿车，初选后备系数=1.34. 扭转减振器的优化对于摩擦片内径d=150mm, 而减振器弹簧位置半径R0 =(0.60.75)d/2，故取：R0 = 0.65d/2 = 0.65(mm)，取：R0 为 48mm所以：d-2R0 = 150 2 X48 = 54mm&

8、gt;50mm故符合d>2R0+50mm的优化条件5. 单位摩擦面积传递的转矩 Tc0Tc0 =根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2 7）知，Tc= Temax=1.3 X195=253.5（N m）故:T c0 =20.0057 （N .m/ mm）根据根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）表（ 2 5 ）知，当摩擦片外径D>210-225mm 时，TcO=o.3o n m/mm'>0.00572N m/ mm ,故符合要求6 .单位压力 P0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P。的最大范围为0.15.35Mpa ,由

9、于已确定单位压力 P0 = 0.25Mpa ，在规定范围内，故满足要求第三章 膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧的基本参数的选择H1. 比值h和h的选择：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H 的h 一般为1.52.0，板厚h为24mm故初:Hh=2.6mm, h =1.54 贝U H=1.54h=4.3mm.R2. r比值和R、r的选择：由于摩擦片平均半径:D d 225 15093.75(mm)Rc= 44,对于推式膜片弹簧的 R值，应满足关系R Rc=93.75mm.故取R=105mm,再结合实际情况取 R/r=1.257,贝U r=83.5mm。3. a的选择:a=a

10、rctanH/(R-r)二arctan4.3/(105-83.5)11.46 °，满足 9°75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ro与分离轴承作用半径rf的确定ro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。由机械设计d=Kd寻Temax公式，可求得d=24.355mm,则取r° = 25mm,再取分离轴承rf = 30mm.6. 切槽宽度3 1、32与半径re取:31 = 3.2mm, 32=10mm,e满足 r-e>= 82,则ev二r- 32=83.5-10=73.5mm故取:re = 72mm.7.

11、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：1 R R1 70 r1 r 6故选择 R1 = 103mm ， r1 = 84mm.3.2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)集中在支承点处，X!仝 h22 R1 r1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:P1 f(x1)-JhXL ln(R/)2 (H x1 旦丄)(H6(1 b2) (R1r1)2R1 r15式中：E弹性模量，钢材料取E=2

12、.0 X10 Mpa ;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P1 -x1特性曲线的绘制，程序和图形如下: 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*10A5;% 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

13、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-bA2)*log(R/r)/(R1-r1F2).*(H-x1*(R-r) /(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+hA2);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')t

14、itle('P1-x1特性曲线')图形如下：円71洋性曲統3養幣M加im6- - -u -U S ?Do buc5一00 o3no nu2cc D壬亍1714严H图3-2 P1 x1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 P1 x1 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*10A5;% 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

15、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-bA2)*log(R/r)/(R1-r1)A2).*(H-x1*(R-r) /(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+hA2);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

16、/N'）title('P1-x1特性曲线')zoom outx,y=g in put(1)x =2.6694y =5.2515e+003x,y=g in put(1)x =4.9767y =4.5195e+003则可知：1M 2.6694 mm Rm 5.2515e 003NJ1N 4.9767mm,RN 4.5195e 003N上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H ( 1M1N)/2 则:2.6694 4.97671H =23.8230 mm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1B (0.81.0)

17、1H则取：1B 0.9 1H 0.9 3.82 3.44mm则此时校核后备系数：PRcZcTemax5252 0.25 93.75 21950001.26满足要求离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为:1N 1M 1f （ 1f即为压盘的行程f）故：1N1M4.9767 2.6694 2.3073mm压盘刚幵始分离时，压盘的行程：f 1H 1M 3.8230 2.66941.1536mm3.3强度校核膜片弹簧大端的最大变形量in 4.9767mm3 r rfB rP22h2由公式:H 11N1Nh1NR r 2 R1r1R1r12rR,r1得：B 1626MPa第四章 扭转减振器的设计4.1

18、 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 = （1.5 2.0） Temax对于乘用车，系数取 2.0 。则：Tj=2.0 XTemax = 2.0 X195 = 390 (N m )2. 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( 可知，由经验公式初选 k 13 Tj 即：k = 13Tj = 13 X390 = 5070 (N m/rad )3. 阻尼摩擦转矩Ty根据汽车设计 (王望予编著，机械工业出版社出版)式( 可知,可按

19、公式初选 TyT 卩=(0.06 0.17 ) Temax取：Ty=0.1 Temax =0.1 X195=19.5 (N m)4. 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( 知，Tn 满足以下关系：Tn =( 0.05 0.15 ) Temax235)236)237)且：Tn T 口=19.5 N m而：(0.05 0.15 ) Temax = 9.75 29.25 N m则初选Tn = 18 N m5. 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( 知，R0 的尺寸应尽可能大些，一般取：R0=(0.6

20、0 0.75)d/2则取：R0=0.65d/2=0.65xi50/2=48.75(mm),可取为 48mm.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( 知，当摩擦片外径 D 250mm 时：Zj=4 6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 = Tj/R02 38 )26)=195/(48 X10 3)=4.063(kN)4.2减振弹簧的计算:从动盘毂阻尼元杵）减振衬套IS尼元件）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

21、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。2. 减振弹簧的分布半径 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=（0.60 0.75）d/2式中，d为离合器摩擦片内径故：R1=0.65d/2=0.65X150/2=48（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=4063/6677（N）4. 减振弹簧尺寸1 ）弹簧中径De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De=1115

22、mm故取：De=12mm2）弹簧钢丝直径dd=式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa所以：d=3.35mm3）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）式知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k与其布置尺寸R1确定，即:k=贝y：5070“K=齐 0.367（ N/mm）1000 （48 10 ）64）减振弹簧有效圈数i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,4.8Gd48.3 1 04 1 06 (3.35 1 0 3)48Dc3k8 (12 10 3)3 0.367 1035) 减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数

23、i之间的关系为:n= i +(1.5 2)=6减振弹簧最小咼度:lmin n(d)1.1d n= 22.11mm弹簧总变形量:l P/K1.84 mm367减振弹簧总变形量l°.10 = l min l =22.11+1.84=23.95mm减振弹簧预变形量:0.17367 6 48 1018减振弹簧安装工作咼度l :l l0 l'=23.95-0.17=22.78mm6) 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l"( l'' ll')有关，其值为:2arcsin( l /2RJ=1.95 °7) 限位销与从动盘

24、毂缺口侧边的间隙11 R2sin式中，R2为限位销的安装尺寸。1值一般为：2.54mm 。所以可取1为3mm, R2为88mm.8 ）限位销直径 dd' 按结构布置选定：一般d' = 9.5 12mm。可取 d'为 10mm第五章从动盘总成的设计5.1盘总成零件功能介绍:零件名称零杵功能一般选取材戍从动盘把扭矩从波箕片佞递到盘毂*减振弹簧的安装位置之一St12( 08F( 08AI减振盘:减振弹簧的安装位豈之一S112, 08F, 08AI盘毂将飞轮侧的扭矩传递给变速笹，减振弹簧的安装位宣之 一；决定扭转坤度；保持产牛滯餡前零件35MOVA, 3£ 45摩擦片

25、；与压盘和也轮接触，使英产生障擦力B-1675, B-8805波形箕片緩冲.保证接合的平顺性SK5r 65Mn碟形賛片吸收噪声和振动：为滞后扭矩提供压紧力SK5, 65Mn滅振衬套与盘毂及減振盘之间的摩擦力是产生滞后扭矩的主因PA66减振垫圈吸收振动和噪声；传递形成滞后的压篇力SK5, 65Mn限位销连接从动盘和减振盘SWRAM20, 20减振彈簧:吸收旋转方向的冲击；防止噪声和振动55CrSi摩擦片钉连接摩擦片及波黄片SWRM10'12, 10表5-1零件与材料盘 1S 盘 Drive plate夹持盘:Retainer plate限位销Stop pin摩擦片Facing摩擦片钮卩钉

26、Rivet图5-2盘总成的典型结构波形片 Cusluon disc 减振弹簧Spring 盘毂芯Hub 阻尼片5.2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 X24=28.8mm 。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。根据摩擦片的外径 D的尺寸以与根据汽车设 计（王望予编著，机械工业出版社出版）表 2-7查出从动盘毂花键的 尺寸。由于D=225mm,则查表可得:花键尺寸：齿数 n=10 ，

27、外径D'=32mm, 内径d' = 26mm 齿厚 t=4mm,有效齿长 l=30mm, 积压应力 c =11.3Mpa5.3 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 40HRC5.4 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 过表面发蓝处理。减振弹簧用 60Si2MnA 钢丝。35，并经第六章 压盘设计6.1 离合器盖应具有足够的刚度， 板厚取 4mm, 乘用车离合器盖一般用 08、10 钢等低碳钢板。C over 压盘盖Rivet钏钉Strap传动片D

28、iapluagm膜片弹簧Fulcrum ring 支承簧Pressure plate 压盘Anti, buckling rivet 防失效挪钉图6-1离合器盖总成的典型结构（DST结构）6.2压盘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。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=25mm ，厚b=17mm ，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=10mm ，传动片弹性模量 E=2

29、105M Pa图6-3 DC结构DC结构：铆接无弹性，易磨损，造成支承环松动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，每组3片，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。6.4分离轴承由于nemax =5800r/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。第七章 总结与展望7.1 总结 :在这次的毕业设计里：由于本人是第一次接触汽车膜片弹簧离合器， 所以花了很多时间去收集相关资料与数据和完成基础知识研究与总体结 构分析。幸好有冯伟明老师和金士良老师的细致认真的指导和帮助， 对此， 我表示最真挚的感谢！

30、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 、 Solid Works ，等软件设计一个载重 2 吨的轻型汽车膜片 弹簧离合器总成， 由于时间和能力的限制， 本设计对膜片弹簧离合器只作 了简单的设计和分析。由于我的水平有限， 设计中难免存在缺点和错误， 殷切欢迎广大读者 进行批评和指正。7.2 展望 : I 匚汽车是重要的交通运输工具， 是科学技术发展水平的标志， 随着现代 生活的节奏越来越快， 人们对交通工具的要求也越来越高。 汽车作为最普 通的交通工具， 在日常的生活和工作中起了重要的作用。 因此，汽车工业 的规模与产品的质量就成为衡量一个国家技术的重要标志之一。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。 随着汽车发动机转速、 功率不断提高 和汽车电子技术的高速发展， 人们对离合器的要求越来越高。 从提高离合 器工作性能的角度出发， 传统的推