离合器及操纵机构说明书

1、第一章 前言 1.1 概述对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动中是作为一个独立的总 成而存在的，它是汽车传动系直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车 广泛使用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。离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要功用:(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；(2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；(3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。 1.1.1 离合器设计的原则1 .在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的

2、最大转矩，并有适当的转 矩储备；2 .接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击；3 .分离时要迅速、彻底；4 .离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击， 便于换挡和减少同步器的磨损；5 .应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命；6 .应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的 能力；7 .作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能；8 .操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳；9 .应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长；10 .结构简单、紧凑、质量

3、小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 1.1.2 离合器的组成1 .主动部分主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。这部分与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠3- 4个传动片传递转矩的修改日用蟀大小3从即毒毂.dwg2017/9/12 10:15AutoCAD 图形53 KB臼从动片.dwg2*17/9/12 10;15AutoCAD 图形65 KB切开座接舌dnc2017/9/12 10:13Microsoft Office.,.36 KB切离崩相竭掰确期书2017/9/12 W:13Microsoft Office,.1,B88 KEO离合器置计

4、翦版指要目录d比2017/9/12 10:14Microsoft Office.37 KB2 .从动部分从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦 传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂 三个基本部分组成。为了避免转动方向的共振， 缓和传动系受到的冲击载荷, 大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。3 .扭转减振器离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩 擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体怫接在一起的减振器盘转动。从动盘 本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性 环节的作用，所以传动系受的转

5、动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转 振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的 阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。详细D=W=G图=纸：三二1爸爸五四0六3231885406|达人男19岁第7月13日松花瑁资料巨蟹巫属虎L11&u 切 .育典椰子捌与亲运的空间全套资料低拾10快起为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向 具有一定弹性。为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。再将 分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应 的凸起部分相怫接，这样从动盘被压缩时，压紧力随翘曲的扇形部分被压平 而逐渐

6、增大，从而达到接合柔和的效果。4.压紧机构压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以 离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧 5.操纵机构操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构，它是 由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠 杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构 和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、助力机构等组成。6.离合器的工作原理发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花 键与从动轴（即变速器的主动轴）相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端 面上

7、。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上, 再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越 大，则离合器所能传递的转矩也越大。a.结合状态b.分离状态图1-1离合器工作原理图由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的 需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的。摩擦 副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩 下离合器操纵机构中的踏板，套在从动盘毂的环槽中的拨叉便推动从动盘克 服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中 断了动力的传递。当需要重新恢复动力传递时，为使汽

8、车速度和发动机转速变化比较平稳,应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向 接合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩 擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较 小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接 合紧密程度的逐步增大，二者转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止 打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。7 / 44第二章 离合器的方案选择 2.1 器的分类汽车离合器大多是盘式摩擦离合器，按其从动盘数目可分为：单片、双 片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同可分为：圆周布置、中央布置和 斜

9、布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同可分为：圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋 弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同可分为：拉式和 推式两种形式。 2.2 动盘数的选择 2.2.1 片离合器单片离合器（图2-1）结构简单，尺寸紧奏，散热良好，维修调整方便, 从动部分转动惯量小，能保证分离彻底，接合平顺。适用于轿车和轻型、微 型车。 2.2.2 片离合器双片离合器（图2-2）摩擦面数是单片离合器的两倍，传递转矩能力较大，但是中间压盘通风散热性不好，两片起步负载不均，因而容易烧坏摩擦 片，分离不够彻底。此结构一般用于传递转矩较大的场合。图2-1单片离合器图2-2双片离合器 2.2.3 片离合器多

10、片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上通过以上分析比较，微型客车选用单片干式离合器。 2.3 紧弹簧及其布置形式的选择 2.3.1 周布置弹簧离合器圆周布置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简 单、制造容易。为了保证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧数目不应太少，要随 摩擦片直径的增大而增大，而且应当是分离杠杆的倍数。其缺点是压紧弹簧 直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机转速很高时，圆周布置弹簧由于 受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递转矩能力也随之 降低；弹簧靠到它

11、的定位面上，造成接触部位严重磨损，甚至会出现断裂现 象。 2.3.2 中央布置弹簧离合器中央弹簧离合器采用一到两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧 弹簧，并且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。由于可选用较大的 杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此 外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧退火，通过调整垫片或螺纹容 易实现对压紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。 2.3.3 斜布置弹簧离合器斜布置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在 压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的 力几乎保持不变。与上述两种离合器相

12、比，具有工作性能稳定、踏板力较小 的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。 2.3.4 膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器（图2-3）中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指组成。1 .优点它与其它形式的离合器相比具有以下一系列优点：1）弹簧具有较理想的非线性特性（如图2-4）,弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本不变（从安装工作点B变化到A点），因而离合器工作时能保持传递转矩大致不变；对于圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降（从B点变化到C点）。离合器分离时，弹簧压力有所降（从 B点变化到C点），从而降 低了踏板力；对于圆柱螺旋弹簧，压力则大大增加（从 B点变化到C点）2）膜片弹簧兼

13、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。3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧 力明显下降。4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨 损均匀，使用寿命长。5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6）平衡性好。7）有利于大批量生产，降低制造成本。2 .缺点1）制造工艺复杂，对材质和尺寸精度要求高。2）非线性特性不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。图2-3膜片弹簧离合器图2-4膜片弹簧工作点位置近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片 弹簧的制造已日趋成熟，因此，膜片弹簧离合器不仅在

14、轿车上被大量采用， 而且在轻、中、重型货车以及客车上也被广泛采用。 2.3.5膜片弹簧的支承形式a：bl幻图2-5推式膜片弹簧双支承环形式本次设计采用的是推式膜片弹簧，（图2-5）是推式膜片弹簧的三种支承形式，图2-5a）用台肩式怫钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位怫合在一起，结构简单；图2-5 b）在怫钉上装硬化衬套和刚性档环，提高了耐磨性，延长了使用寿命，但结构较复杂；（图2-5 c）取消了怫钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构 紧凑、简化，耐久性良好，应用日益广泛。设计中采用了图2-5 a）支承形式。 2.3.6 压盘的驱动方式压盘的

15、驱动方式主要有凸块一窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片 式等多种。前三种的缺点是在连接件之间都有间隙，在传动过程中将产生冲 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。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置三组或四组薄 弹簧钢片两端分别与离合器盖和压盘以怫钉或螺栓联结。（图2-2）,传动片的弹性允许其做轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性传动片驱动方式结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用 平衡性好，工作可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动 片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。综上所述，本次设计的微型客

16、车的离合器为推式膜片弹簧离合器。力求 结构简单，工作可靠，降低成本。第三章离合器主要参数的选择与计算 3.1离合器主要参数的选择摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面之间的摩擦力矩来传递发Tc = fFZRc9 / 44动机转矩的。离合器的静摩擦力矩Tc为:(3-1)式中，Tc为静摩擦力矩；f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25 0.30;F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，是从动盘数的两倍。假设摩擦片上工作压力均匀，则有F = PoA = Po二(D2 -d2)4(3-2)式中，Po为摩擦面单位压力, 摩擦片内径.A为一个摩擦面的面积；D为摩

17、擦片外径;d为摩擦片的平均摩擦半径D3 -dRc根据压力均匀的假设，可表示为Rc -3(D2 -d2)(3-3)当d/D0. 6时，Rc可相当准确地由下式计算R D d Rc-4(3-4)将式（3-2）与式（3-3）代 入式（3-1）得(3-5)1 .后备系数B10 / 44(3-6)式中，Temax为发动机最大转矩;B为离合器的后备系数，定义为离合器所能传式中，c为摩擦片内外径之比，c%, 一般在0.530.70之间。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计 时Tc应大于发动机最大转矩，即T = - T1 ce max递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比,离合器的基本

18、参数主要有性能参数B和Po，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙虫,最后还有摩擦系数f后备系数B是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递 发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几点：1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。2）要防止离合器滑磨过大。3）要能防止传动系过载。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，B不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，B又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，B可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减少离合器滑磨，B

19、应选取大些；货车总质量越大，B也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的B值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，B可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较 稳定，选取的B值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的B值应大于单片离合器。各类汽车离合器的B值见表3-1表3-1离合器后备系数B的取值范围车型后备系数3乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20 1.75取大总质里为 614t商用车1.50 2.25挂车1.80 4.002.单位压力p0单位压力p0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离 合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺

20、寸、材料及其质量和后备 系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，P0应取小些；后备系数较大时，P0可适当增大。当摩擦片采用不同的材料时，取值范围见表3-2表3-2摩擦片单位压力P0的取值范围摩擦片材料单位压力P0 ( Mpa)石棉基材料模压0.150.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.70 /-1.503.摩擦片外径D、内径d和厚度b当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，结合式（3-5）和式（3-6）,适当选取后备系数B和单位压力p0,即可估算出摩

21、擦片外径。12 1 TemaxD =33-：fzpo(1 -c )摩擦片外径D （mm池可根据发动机最大转矩 选用D = KD Temax(3-7)Temax (N m)按如下经验公式(3-8)式中：Kd为直径系数，取值范围见表 3-3表3-3直径系数Kd的取值范围车型直径系数KD乘用车14.6最大总质量为 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在同样外径D时，选用较小的内径 d虽可增大摩擦面积，提高传递转矩 的能力，但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度 差别太大而造成摩擦

22、面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764 86汽车用离合器面片，所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过6570m/ s,以免摩擦片发生飞离。摩擦片的厚度 b主要有 3.2mm 3.5mm和4.0mm三种。4.摩擦因数f、摩擦面Z和离合器间隙 摩擦片的摩擦因数 f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数 f的取值范围见表 3-4表3-4摩

23、擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦片材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20 /-0.25编织0.25 /-0.35铜基0.25 /-0.35M 7M 口 *4月饵铁基0.35 /-0.50金属陶瓷材料0.70 /-1.50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。离合器的间隙 是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉 到极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离 轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙&一般为1.53mm 3.2 合器主要参数的计算 3.2.1 合器主要参数的选择与计算根据以上离合器主要参数的选择的依据的条件，本

24、设计离合器采用模压石棉基材料初选取各参数为：f =0.20, p0 =0.18 xi06MPa,Z=2, b =3.5mm,由已知条件：Temax =52 N - m,i0 =5.598,ig =ig1 =3.647,ma =1400kg,rr =0.0270m,nemax =5500r/min1 .摩擦片外径D、内径d由式(38)知：Dmin = Kd Temax =14.6,52=105.28mm由于摩擦片的外径 D(mm)的选取应使最大圆周速度Vd不超过6570m/s,即(3-9)3vD 二一 nemaxD 10 - 65 70m/s e max60D max3_ d 1060nemax

25、一 3 一一70 10 603.14 5500=243.20mm则D勺取值范围为：105.28mm D 0. 6时U ;也侬=76.25mm3.静摩擦力矩TcF = PoA = po二(D2 d2)4由式(3-2)知作用于摩擦片上的工作压力Fc 6 3.14 ( 0.182 - 0.1252)= 0.18 10 = 2370.31N由式(3-1)离合器的静摩擦力矩TcTc = fFZRc =0.20 2370.31 2 0.07625 =72.29N m72.2952由式(3-6)可知离合器后备系数 B的值为=1.390 3.2.2 合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数

26、，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校 核的方法。1 .设计变量后备系数可由式(3-1)和式(3-6)确定，可以看出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。可由式(3 2)确定，P0也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为X=X1X2X3 T = F D d T2 .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条件下, 使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为22f (x) =min (D2 -d2)43 .约束条件1）摩擦片的内外径比cc =d/D=125/180=0.694 在 0. 5

27、3 c 0. 70 范围内2） 摩擦片的外径 D（mm）的最大圆周速度Vd冗工 3.143vD = nemaxDM10 =父5500M180M10 =51.81m/s6060不超过 6570m/s3）后备系数P为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的B值应在定范围内，最大范围B为1.24.0,即 1.2 P 2Ro+40mm 可得 R042.5mm5）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p0为0.101.50MPa,即：0. 10MPa p0210250250 320325Tco x10-0.280.3

28、00.350.407）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，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。(3-10)(3-11)4W二Z(D2 -d2)式中，为单位摩擦面积滑磨功（J/mm2）；为其许用值（J/mm2）,对于轿车：=0.40J/mm2;对于轻型货车=0.33J/mm2;对于重型货车：=0.25J/mm2。由下式：222二 ne mar2218001 ig g可算出，式中，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J）,ma为汽车总质量（kg） ;ma =1400kgrr为轮胎滚动半径（m） ；rr =270mmig为起步时所用变速器挡位的

29、传动比；ig = ig1=3.647i 0为主减速器传动比；i0=5.598%为发动机转速（r/min）,计算时轿车取2000r/min ,货车取1500r/min 则由式（3-11 ）得：222ne marre a 221800i0 ig_2 _2_23.142 20002 1400 0.27022218005.59823.6472= 5364.94J由式（3-10 ）得：4W4 5364 9422切=22-=22-= 0.2037 J mm =0.25J/ mm二Z(D -d ) 3.14 2(180 -125 )第四章膜片弹簧的设计与计算 4.1膜片弹簧的尺寸选择 4.1.1膜片弹簧的尺

30、寸选择依据15 / 44图4-1膜片弹簧的尺寸简图膜片弹簧的主要参数：膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度H；膜片弹簧钢板厚度h ;自由状态下碟簧部分大端半径R;自由状态下碟簧部分小端半径r ;自由状态时碟簧部分的圆锥底角a ;分离指数目n等，见图41。1 .比值H h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。由图4-2可知，当H/h 72时，F1 = ?（入1）有一极大值和一极小值；当H/h =272时，F产？（入1）的极小值落在横坐标上。为保证离合器的压紧力变化不大和操纵 方便，离合器膜片弹簧的Hh一般为1.52.5,板厚为24mm图4-2膜片弹簧的弹性特性曲线2 .比值RX r

31、和R、r的选择研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线 受直径误差的影响较大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.201.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。3 . a的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角a与内截锥高度 H关系密切，a =arctan/( R-r) = H/( R-r)。一般在 9 15 范围内。4 .膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图 2-4所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且h=(m+n)/2 0新离合器在接合

32、状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点 M和拐点H之间，且靠近或H点处，一般一伯=(0.8 1.0) %H，以保证摩擦片在最大磨损限度入范围内压紧力从 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。5 .分离指数目n的选取分离指数目n常取为18,大尺寸膜片弓M簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12。6 .膜片弹簧小端半径 ro及分离轴承作用半径 rf的确定ro由离合器的结构决定，其最小值应大于花键的外径，rf应大于r0。7 .切槽宽度 可、%及半径 1的确定61=3.2 3.5mm, 62=910mm re 的取值应满足 r-r e 62

33、4.1.2膜片弹簧基本尺寸的选择根据上述依据，选择膜片弹簧的基本尺寸如下表所示:表4-1膜片弹簧的基本参数膜片弹簧碟簧大端半径R87mm膜片弹簧碟簧部支承外径R86mm膜片弹簧碟簧部分内截锥高H3.6mm膜片弹簧碟簧部66膜片弹簧碟簧部分支67膜片弹簧板厚h2分内径rmm承内径rimmmm膜片弹簧小端半径ro20mm分离指数n18切槽宽613.2mm分离轴承作用半径入23mm窗孔槽距膜片弹簧中心半径re56mm窗孔槽宽6210mm1 4.2膜片弹簧的优化设计通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。2 .目标函数关于膜片弹簧优化设计的目标

34、函数主要有以下几种：1）弹簧工作时的最大应力为最小。2）从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。3）在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为 最小。4）在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。5）选3）和4）两个目标函数为双目标。选取5）作为目标函数，通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间 的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。f （x） = ifi（x） 、2f2（x）（4-1）式中，叫和。2分别为两个目标函数fl（x）和f2（X）的加权因子，视设计要求选定。2 .设计变量通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷F

35、i集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为入1（图43b）,则有关系式Fi =f .1 =同；1nR/r2 H- i1161 i Rif21R-r口 iR-r uH - -hRi - ri2 Ri - ri2I(4-2)式中，E为材料的弹性模量，对于钢 E =2.1 M06 ;卜为材料的泊松比；对于钢=0.3 , H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（mn）； h弹簧钢 20 / 44板厚度（mm； R、r为碟簧部分大、小端半径（ mm； R、ri为压盘加载点和 支承环加载点半径（mm）。从膜片弹簧载荷变形特性公式（4-2）可以看出，应选取H、h、R r、R、ri这六个尺寸参数以及在接合

36、工作点相应于弹簧工作压紧力Fib的大端变形量入ib （图2-4）为优化设计变量，即：X = Xi x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T= H h R r R i r i 入 ibt （4-3）a）自由状态b）压紧状态C）分离状态图4-3 膜片弹簧在不同工作状态时的变形i9 / 44当离合器分离时，膜片弹簧的分离点将发生变化（图 4-3 c）.设分离轴 承对分离指端所加载载荷为F2（N）,相应的作用点变形为 入2 （mrm；另外在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态 转过相同的转角，则有下列关系：(4-4)ri -rf-iR riRi - r1F2

37、=：Fi（4-5）ri -rf上式中为rf分离轴承与分离指的接触半径（ mm将式（4-4 ）、（4-5 ）代入式（4-2 ）得：F2 = f 2 =咐% ln(R/r) J 6 -1 Xri rf 2 I(4-6)如果不计分离指在F2作用下的变形，则分离轴承推分离指的移动行程K2f （图 4-3 c）为：(4-7)式中 机为压盘的分离行程（图4-3 b、c)。由式（4-2 ）和 表4-1做出膜片弹簧的工作弹性曲线如图4-4所示,计算数据如下表 4-3所示。表4-2膜片弹簧的基本参数uHhRrRiriln(R/r)R-rRi-r iR/r0.33.62876686670.27625321191.

38、31838表4-3膜片弹簧工作特性曲线计算入0.10.20.30.40.50.60.7F1302.56583.74844.211084.651305.731508.131692.54入0.80.91.01.11.21.31.4F11859.622010.072144.542263.722368.292458.932536.31入1.51.61.71.81.922.1F12601.112654.002695.682726.802748.052760.112763.65入2.22.32.42.52.62.72.8F12759.362747.902729.962706.222677.342644.0

39、22606.92入2.933.13.23.33.43.5F12566.722524.102479.752434.322388.512342.992298.44入3.63.73.83.944.14.2F12255.542214.952177.372143.462113.912089.392070.58入4.34.44.54.64.74.84.9F12058.152052.792055.172065.982085.872115.542155.67入55.15.25.35.45.55.6F12206.922269.972345.522434.222536.762653.812786.063000系歹

40、111膜片弹簧工作特性曲线2500N 2000F荷 150050 / 44图4-4膜片弹簧工作特性曲线3 .约束条件1）应保证所设计的弹簧工作压紧力Fib与要求压紧力F相等，即FlB= F2）为了保证各工作点 A、B、C有较合适的位置（A点在凸点 M左边，B 点在拐点H附近，C点在凹点N附近，如图2-11所示），应正确选择 B相对 于拐点Ah的位置，一般 %b/%h =0.81.0 ,即（4-8）摩擦片磨损后弹簧工作压紧0.8 B -R1L1.0H【R-rj3）保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩,力F1A应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B ,即F1A - F1B4）为了满足离合器使用性能的要

41、求，膜片弹簧的H/ h与初始底锥角a应在一定范围内，即1.6 H/h2.290 a 15设计膜片弹簧的H/ h = 3.6/2 = 1.8I H3.6 c -700a arctan =arctan =9.728R-r87 -665）弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20 R/ r 1.3570 2R/ h 1003.5&R/ro 5.0（4-9）R/r =1.31838 2 R/h=87 R/ro =4.5 均在此范围内。6）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Ri（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径ri）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式：（D+d

42、）/4RiD/2拉式：（D+d）/4riD/2本设计采用的为推式：Ri=67mm ,D=180mm ,d=125mm76.25mm R 90mm R i 满足此条件7）根据弹簧结构布置的要求，Ri与R、ri与r、rf与r。之差应在一定范围，即1mms R-Ri 7mm0mmi r i-r 6mm0mmi rf-r 0 4mmR-R i=87-86=immr i-r =67-66=imm rf-r 0=23-20=3mm8）膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即推式：2.30(ri-r f)/(R- r i) 4.5 拉式：3.5 ( Ri- r f)/(R-r i) 9.0 所设计的推式膜片弹

43、簧（r i-r f） / （ Ri-r i）=（67-23）/（86-67）=44/19=2.32mm满足优化条件。9）弹簧在工作过程中B点的最大压应力 叫Bmax应不超过其许用值，即二 tBmax 0 ktB 10）弹簧在工作过程中A,点（或A点）的最大拉应力 仃tAmax （或仃tAmax）应不超过其相应许用值，即%Amax& %A或仃tAmax W 2a11）由主要尺寸参数 H、h、R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏 差不超过某一范围，即FH+AFh+AFR+AFr W0 05（4-10）Fib式中AFh、AFh、A Fr、A Fr分别为H、h、R、r的制造误差引起的弹簧压 紧力的偏

44、差值。12）由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围，即|；FBBMB = 1.3mm在不计膜片的弹性弯曲变形时，分离轴承推分离指的移动行程九2f ,由式（4-7）得：A -rf67-231.3 = 3.01mm86-67自由状态下分离轴承的自由行程Sf一般为1.53 mm所以可得分离轴承的总行程可计算为2 = 2f - S0f 3.01 2.5 -5.51mm 4.3.2膜片弹簧的强度校核假设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。转动（图4-5 ）,子午断面在中性点。处沿圆周方向的切向应变为零，。点 以外的点均存在切向应变和切向应力在坐标系xoy中，

45、断面上任意点（x,y ）的切向应力 叫（Mpa）为（4-12）平为从自由状态起，碟簧E E 伏邛3 2） y中5 = 7 12U _R2 ie + x式中U为自由状态时碟簧部分的圆锥底角（ rad ）;子午断面的转角（rad）;图4-5子午断面饶中性点的转动由式（4-12）可知，当 平一定时，一定的切向应力叫在xoy坐标系中呈线性分布，当j=0时有y=（二 - 2）x（4-13）因（a -%）很小，则式（4-13）表明，对于一定的 中,零应力分布在过 O点而与x轴成（a -%）的直线上。经分析可得，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核碟簧的强度。将 B点坐标x = -（e-r）和丫 =

46、少2代入式（4-12）,可得B点的应力(4-14)“号”：葭令d74p = 0,可求出巴B达到极大值时的转角 邛ph2=0.054 =0.054 0.1 = 0.154rad2(e-r)2 (76 -66)(4-15)式（4-15）表明B点的最大应力发生在比弹簧压平位置再多一个角度arctanh/2（e r）定h/2（e r）的位置处。当离合器分离时，膜片弹簧的子午断面的实际转角= p；在分离轴承推力 F2作用下，B点还受到弯曲应力6(r -”正2O rR =% p,计算时取中仃旧，具值为(4-16)式中n为分离指个数，br为一个分离指根部的宽度（mm)nbrh2考虑到弯曲应力 仃rB是与切向

47、压应力，B相互作垂直的拉应力，根据最大切应(4-17)力理论，B点的当量应力为二 jB 二二 rB -二 tB由式（4-14 ）得tBE(1 2)r2.1 1052 一 ()76-66=2- i(1 -0.32) 6620.1542 - (76 - 66) 0.054 20.154= 3946.50 6.11858-0.2376：=-480.68Mpa式中中=匕=0.154rad由式(4-16)可得B点受到的弯曲应力rB6(r -”2nbrh26 (66 -23) 892.1218 23 22230166.961656= 138.99Mpa式中 F2 =F2c =892.12N c c则由式（4-17）得仃jB =仃旧一5b =138.99 （480.68） =619.67Mpa实验表明，裂纹首先在碟簧压应力最大的B点发生，但此裂纹不发生到损坏，且不会明显影响碟簧的承载能力。继后，在 A点由于拉应力产生裂 纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使碟簧损坏。设计中弹簧材料选择 60Si2MnA,通常应使 仃jB小于15001700 Mpa。第五章扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件 （减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组 成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振 型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振