捷达汽车离合器改进设计-含答辩ppt（家用轿车膜片弹簧离合器）
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家用轿车(捷达)膜片弹簧离合器的改进设计摘 要离合器是汽车传动系的重要部件，它的构造特性与传动系紧密相关，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。本文针对捷达汽车的各项参数，设计拉式膜片弹簧离合器。 离合器设计的内容主要包括摩擦片和膜片弹簧、压盘总成、从动盘、设计等部分。首先选择捷达汽车相关参数，对拉式离合器摩擦片外径D的确定，离合器后备系数的确定，单位压力P的确定、对摩擦片基本参数进行约束、并对离合器膜片弹簧设计、扭转减振器设计、离合器其他主要零件设计，最后对拉式膜片弹簧离合器进行添加轴承改进设计，起到减少对膜片弹簧磨损作用。使用Auto CAD作出从动盘、摩擦片、膜片弹簧、装配图。 关键词：离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片Family car (jetta) improving design of diaphragm spring clutchABSTRACTClutch transmission system is an important part of the car, it is closely related to the construction characteristics of the drive train, the main function is to achieve is to cut off the engine and powertrain to deliver to ensure a smooth start car, guarantee smooth transmission shift work and limiting transmission the maximum torque of the system are exposed, to prevent transmission overload. Diaphragm spring clutch is a clutch in recent years on cars and light-duty vehicles widely used, its large torque capacity and more stable, easy operation, good balance, can be mass-produced for its research has become more and more important. In this paper, the parameters of the Jetta car, pull-type diaphragm spring clutch design.Clutch design content mainly includes the friction plate and the diaphragm spring pressure plate assembly, driven disc, design and other parts. First select the Jetta car-related parameters, determining pull clutch plate outer diameter D, the backup clutch coefficient determination unit pressure P is determined, the basic parameters of the friction sheet constraints, and the diaphragm spring clutch design, reverse Save resonator design, the other major parts of the clutch design. Finally, pull-type diaphragm spring clutch bearings add to improve the design, serve to reduce wear and tear on the diaphragm spring action. Make use of Auto CAD driven disc, friction plate, diaphragm spring assembly drawings.Keywords: Clutch; diaphragm spring; follower disk; pressure plate; friction plate; design目录1 绪 论11.1选题的意义与目的11.2离合器发展历史21.3 离合器概述31.4 离合器的功用32离合器的结构方案分析52.1从动盘数的选择52.2压紧弹簧和布置形式的选择52.2.1 膜片弹簧离合器优点52.3膜片弹簧的支撑形式62.4 压盘传动方式的选择63 离合器的摩擦片设计73.1 离合器设计所需数据73.2 摩擦片主要参数的选择73.2.1 摩擦片主要尺寸参数确定73.2.2 后备系数的选择83.2.3单位压力的确定93.2.4摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定93.2.5 摩擦片基本参数要求104 离合器的膜片弹簧设计124.1膜片弹簧的结构特点124.2 膜片弹簧的变形特性和加载方式124.3 膜片弹簧的弹性变形特性134.4 膜片弹簧基本参数的确定144.5膜片弹簧工作点位置的选择154.6 膜片弹簧基本参数要求164.7膜片弹簧特性曲线的绘制174.8工作点位置确定与后备系数校核194.9分离轴承载荷计算204.10强度校核215 扭转减振器的设计225.1扭转减振器的功能225.2扭转减振器的结构类型225.3扭转减振器主要参数的选择236 离合器其它主要零件设计286.1从动盘总成286.2 从动盘毂设计286.3压盘设计296.4从动片设计316.5离合器盖设计327离合器改进设计337.1改进思路337.2改进设计33结论35参考文献36致 谢37附录38家用轿车(捷达)膜片弹簧离合器的改进设计1 绪 论1.1选题的意义与目的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，是汽车传动系统中直接与发动机链接的重要部件，其主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证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，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，在工作中受到较大的动载荷时，能够限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏n，有效地降低传动系中的振动和噪声。膜片弹簧离合器相对于螺旋弹簧离合器有着一系列的优点：膜片弹簧的非线性特性使在摩擦片整个磨损过程中保证压盘受到压紧力基本保持不变，保证离合器工作性能更稳定；膜片弹簧的分离指起到分离杠杆的作用，这样，省去了多组分离杠杆装置，零件数目减少，质量也减轻；在满足相同压紧力的情况下，膜片弹簧的轴向尺寸较螺旋弹簧小，在有限的空间内便于布置，使离合器的结构更为紧凑；同时膜片弹簧是圆形旋转对称零件，平衡性好，在高速时，其压紧力降低很少。并且制造工艺水平的不断提高，膜片弹簧离合器越来越广泛运用在现在汽车中。随着汽车发动机转速、功率的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。从提高离合器的工作性能角度出发，传动的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。为了适应汽车快速的发展，膜片弹簧离合器需要在原有基础上不断的改进和提高。1.2离合器发展历史近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发展水平的标志。对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接听总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器1。 近来，人们对离合器的要求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 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，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。随着计算机的发展，设计工作已从手工转向电脑，包括计算、性能演示、计算机绘图、制成后的故障统计等等。11.3 离合器概述按动力传递零部件来说，离合器应是传动系中的总成。离合器的工作，是受驾驶员操纵，要么分离，要么接合，以完成本身的任务。离合器设置在发动机与变速器之间动力传递机构，其功用是在必要时中断动力的传输，保证汽车能够平稳地起步；保证传动系换档工作平稳；保证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，摩擦离合器传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片尺寸以及摩擦面的表面情况等。其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相对先进，经济性合理，同时具有良好的性能，使用可靠性高、寿命长、结构简单、紧凑和操作轻便。在保证可靠、稳定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；2）离合器工作分离彻底；3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮冲击；4）散热性好；5）高速回转时具有可靠强度；6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、减小冲击和减小噪声能力；7）操纵轻便；8）工作性能好；9）使用寿命长。1.4 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。2离合器的结构方案分析2.1从动盘数的选择(1)单片离合器对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，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接合平顺。(2)双片离合器双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因传递转矩的能力较大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；但中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底，所以设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。(3)多片离合器多片离合器多为湿式，具有接合更加平顺、柔和，摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用于最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中捷达离合器是采用单片离合器，本设计不做改变2.2压紧弹簧和布置形式的选择有周置弹簧离合器、中央弹簧离合器、斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器，膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。捷达离合器为膜片弹簧离合器，膜片弹簧离合器优于其他形式的离合器，本设计沿用膜片弹簧离合器。2.2.1 膜片弹簧离合器优点1) 具备理想的非线性弹性特性。2) 起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3) 高速旋转时弹簧压紧力下降较慢，性能较稳定。4) 压力分布均匀，而且摩擦片接触良好、磨损均匀。5) 通风散热良好。6) 平衡性好，适用于高速运转的发动机。2.3膜片弹簧的支撑形式拉式离合器的支撑方式有无支撑环形式、单支撑环形式。捷达离合器采用单支撑环形式，本设计不改动。2.4 压盘传动方式的选择压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种，前三种的共同缺点是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。捷达拉式膜片弹簧离合器采用弹性传动片式，本设计不改动。3 离合器的摩擦片设计3.1 离合器设计所需数据表3.1捷达汽车原始数据（未改动）最高车速160km/h最大功率53KW最大功率转速5200r/min最大扭矩132Nm车胎型号175/70R13主减速比4.875一档传动比4.896整备质量1070kg因为离合器的设计需要的参数是来原于发动机，发动机的转矩、最高转速是出厂时已经标定的。再有就是主减速比和一档传动传动比的参数是由变速器确定的。因为变速器也是选用的，所以这些参数不是离合器设计者所能左右的。整备质量是根据车辆开发时的设计要求定的，如单为也了对离合器进行改进设计而改变整备整车质量，这样会影响汽车总体设计的综合性能。因此，本次改进设计的参数来源都是网上官方公布的，这样保证设计的严密性。3.2 摩擦片主要参数的选择3.2.1 摩擦片主要尺寸参数确定摩擦片的外径根据发动机最大转矩，按如下经验公式有: （3.1）为直径系数，取值见表3.2 取 得D=160.6mm。表3.2 直径系数的取值范围车型直径系数乘用车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22.524.0由于摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表3.3: 表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm110125140150155165175190厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546所以由表3.3可取摩擦片D=200mm、d=140mm、h=3.5mm。3.2.2 后备系数的选择（1）后备系数是离合器设计的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩时的可靠程度。选择时，应从以下几个方面考虑：1.摩擦片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；2.防止离合器滑磨程度过大；3.要求能够防止传动系运转时过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75。结合设计实际情况由表3.4查得1.3。表3.4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1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.003.2.3单位压力的确定 捷达离合器摩擦片采用石棉基础材料，取值范围见表3.5 （3.2） 由式3.2 得：单位压力Mpa，符合要求表3.5摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/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0.701.503.2.4摩擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定摩擦片的摩擦因数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3.6查得取0.25。 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。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t一般为34mm。取t=3.5mm。表3.6摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基的材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金的材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷的材料0.43.2.5 摩擦片基本参数要求 （1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大的圆周速度不超过6570m/s，即 m/sm/s （3.3） 式中，v0为摩擦片最大的圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高的转速(r/min)。 （2）摩擦片的内、外径比应在0.530.70范围内，即 （3.4）（3）为了保证离合器能够可靠地传递发动机的最大转矩，并防止传动系工作过载，不同车型的值控制在一定范围内，最大范围为1.24.0。本设计选用1.3，符合设计要求。（4）为了扭转减振器的安装不受约束，摩擦片内径d要大于减振器弹簧位置直径，即mm （3.5）（5）为了反映离合器传递转矩和防止过载的能力，单位摩擦面积的转矩应小于其许用值，即 （3.6）式中，为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)，可按表3.7选取经检查,合格。表3.7单位毫米摩擦面积传递转矩许用值离合器规格028030035040 （6）为了减少离合器滑磨的热负荷，防止摩擦片烧伤，对于不同车型，单位压力的范围为0.111.50MPa,即MPaMPa （3.7）（7）为了减少汽车起步时离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功都应小于其许用值,即 （3.8）式中,为单位摩擦面积的滑磨功(J/mm2)；为滑磨功的许用值(J/mm2)，对乘用车：J/mm2，对最大总质量小于6.0t的商用车：J/mm2，对最大总质量大于6.0t商用车：J/mm2：W为汽车起步时离合器每接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算 （3.9）式中，为汽车满载质量(Kg)；为汽车轮胎滚动半径（m）；为起步时变速器挡位的传动比；为主减速器比；为发动机的转速r/min，计算时乘用车可取r/min，商用车可取r/min。其中： m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。4 离合器的膜片弹簧设计4.1膜片弹簧的结构特点膜片弹簧离合器分推式和拉式，捷达离合器采用拉式结构，本设计未改动。膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R4.5。4.2 膜片弹簧的变形特性和加载方式离合器在分离和接合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况：（1）接合时：离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧之用，在压盘离合器盖总成未与飞轮装合以前，膜片弹簧近似处于自由状态，膜片弹簧对压盘无压紧作用。当压盘离合器盖总成与飞轮装合时，离合器盖前端面向飞轮前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片弹簧施加载荷，膜片弹簧几乎变平。同时在压盘处也作用有载荷。我们把称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形，膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之为小端变形。（2）分离时：当分离轴承以力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不起作用，而支承环5开始起作用。当力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形和。此时膜片弹簧大端处的变形=+。4.3 膜片弹簧的弹性变形特性碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的，它是一种非线性的弹簧，其特性和碟簧部分的原始内截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况： 如下图4.1中H/h=0.5的曲线,其曲线形状表现为:载荷P的增加,变形总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。如图4.1中H/h=1.5的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加,载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.如图4.1中=2.75者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大.如下图4.2,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。图4.1三种不同H/h值时的无因次特曲线图4.2各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性4.4 膜片弹簧基本参数的确定1. 比较H/h的选择为保证离合器压紧力尽快不变和操纵方便，汽车离合器用的膜片弹簧H/h通常在1.52范围内选取。常用的膜片弹簧板厚度为24mm，本设计 ，h=2.5mm ，则H=4mm 。2.R/r选择通过查阅资料，R/r比值越小，应力就越高，弹簧就越硬，弹性曲线受直径的误差影响越大。离合器膜片弹簧根据结构的布置和压紧力的要求，R/r常保证在1.21.3 。本设计取，摩擦片平均半径mm， 取mm，取整数109mm，则mm。3.圆锥底角 膜片弹簧自由状态时，圆锥底角一般控制在范围内，本改进设计中 得在之间，合格。4.切槽宽度mm，mm，取mm，mm，应满足的要求，=77mm5. 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定取值略大于或尽量接近r，取值小于R或尽量接近R。所以本次设计取mm，mm。6.膜片弹簧小端内半径以及分离轴承作用半径p由离合器结构决定，其最小值要大于变速器第一轴花键的外径。初选=25mm, f=28mm.4.5膜片弹簧工作点位置的选择如图3.1所示为膜片弹簧特性曲线形状，曲线上有几个特定的工作点A、B、C。合理地确定上述各点的位置很重要。B点为新离合器（即摩擦片没有磨损的情况）膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置。一般来说，在该点膜片弹簧的轴向变形量1B，可在下列范围内选取 1B=（0.70.85）H选B点时应当注意摩擦片磨损后及分离时（见图3-1）膜片弹簧作用力的变化。摩擦片开始磨损时的一段时间压紧力要上升，过了峰值压紧力才开始下降，一般要求峰值较设计值的增加量应不大于12%。A点为摩擦片磨损到极限的位置，要依据B点的位置再由摩擦片总磨损量求得。应注意在A点处的膜片弹簧工作压紧力要较B点处略高（考虑弹力衰减）。可按下式求出 =Zcs0式中：Zc为摩擦片总的工作面数，单片式取Zc=2；s0为每摩擦工作面最大允许磨损量（铆钉头外露），一般视情况s0在0.651.1mm之间。C点为离合器分离时膜片弹簧的工作位置，它一般在特性曲的凹点附近，此时分离力较小。C点的位置取决于压盘升程1f。1f可由下式求得 1f=Zcs式中：S为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取s=0.751.0mm，双片式可取小一点，约为0.5mm。 图4.3 膜片弹簧工作点位置4.6 膜片弹簧基本参数要求（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即 (4.1) (4.2)（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 (4.3) (4.4)（3）为使摩擦片上压紧力的分布比较均匀，推式膜片弹簧离合器的压盘加载半径（或拉式膜片弹簧离合器的压盘加载点半径）应在摩擦片的平均半径与外半径之间，即推式： (4.5)拉式： (4.6)（4）根据膜片弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即 (4.7) (4.8) (4.9)（5）膜片弹簧离合器的分离指起到分离、杠杆的作用，因此杠杆比值要控制在一定范围内，即推式： (4.10)拉式： (4.11)4.7膜片弹簧特性曲线的绘制碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图4.4，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为: （4.12）式中： E弹性模量，对于钢材， 泊松比，对于钢材，=0.3 H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h弹簧钢板厚度 R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径图4.4膜片弹簧的尺寸简图表4.1 膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh109871088842.5 初选了上述参数以后，可根据式（3.12)利用MATLAB 7.0软件作图，表格计算见表4.2和绘制曲线功能画出F1-1特性曲线见图4.1。 表4.2 1-F1 计算值10.260.520.781.041.31.561.822.082.342.62.863.12F1910.21679.52318.72838.532503563.93791.13942.54028.94061.14050.14006.713.383.643.94.164.424.684.945.25.465.725.986.24F13941.63865.93790.33725.8368336733706.63794.63947.84177.24493.65257.6 图4.1 h=2.5mm的特性曲线4.8工作点位置确定与后备系数校核B点，当离合器处在结合状态时，膜片弹簧的轴向弹簧的轴向变形量1B,可在下列范围内选取1B=（0.70.85)H=（0.70.85）4=0.283.4（mm) （4.13）1B=3.38，则FB=3941.64N 后备系数可按下式计算 （4.14） 将初选的后备系数由原来的1.3调整为1.7。 A点，由图4.2和表4.1可知，适合作为A点的1值为2.08（对应F1值为3942.51N）由式=ZcS0可算出 （4.15）该值小了一点，可以调整B点向右移，在保证后备系数的同时，增大S0值，以利于增长离合器使用寿命。调整过程略。C点，由前面的分析可知，单片式可取S=0.751.0mm，这里取为0.8mm，则1f=ZcS=20.65=1.3（mm） （4.16）此时，膜片弹簧总变形量为1=3.38+1.3=4.68（mm)，则对应的压紧力F1=3673.02N，从特性曲线可知，该点比较合适。4.9分离轴承载荷计算推式：拉式：4.10强度校核膜片弹簧的应力：2为宽度系数：当选用的材料为弹簧钢60Si2MnA或50CrVA时，许用应力可取为15001700MPa。所以本设计的膜片弹簧符号设计要求。5 扭转减振器的设计5.1扭转减振器的功能扭转减振器的组成主要由弹性元件和阻尼元件等零件组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的扭转刚度、降低传动系扭转系统的固有频率，以及改变系统的固有振型。使其尽可能避开发动机转矩主谐量激励所引起的共振，阻尼元件主要作用是能够有效地吸收振动能量。所以，扭转减振器具备下面的功能：1)减少发动机曲轴与传动系接合的扭转刚度，调整传动系的固有频率。2)增加传动系的扭振阻尼，抑制扭转共振的响应振幅，并衰减其冲击产生的瞬态扭振。3)控制传动系总成怠速时，离合器与变速器轴系的扭振，减少变速器怠速噪声、减少主减速器与变速器扭振产生的噪声。4)减缓非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷、改善离合器在接合时的平顺性。5.2扭转减振器的结构类型扭转减振器具备线性和非线性特性两种特性。单级的线性减振器扭转特性如图4-1所示，它的弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，大多数应用在汽油机汽车当中。而柴油机，由于怠速时发动机的旋转均匀度不较大，经常引起变速器常啮合齿轮齿敲击，从而产生变速器怠速的噪声。在扭转减振器中，设置另一组刚度较小弹簧，使较小弹簧在发动机怠速工况下运转，消除怠速噪声。在这种情况下可得到两级非线性特性，第一级刚度较小，称为怠速级；第二级刚度较大。现在，柴油机汽车中广泛应用具备怠速级两级或三级的非线性扭转减振器。 图5.1 单级线性的减振器扭转特性 图5.2三级的非线性减振器扭转特性5.3扭转减振器主要参数的选择减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。图5.3减振器尺寸简图（1）极限转矩Tj极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图4-1)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取： (5.1)式中，商用车：系数取1.5；乖用车：系数取2.0。本设计选取（2）扭转角刚度是k为避免引起系统共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象避免发生在发动机正常工作的转速范围内。决定减振弹簧的线刚度和结构布置尺寸(图5.3)。设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为 (5.2)式中：T使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(Nm)；K每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj减振弹簧个数；Ro减振弹簧位置半径(m)。根据扭转刚度的定义，则 (5.3)式中：为减振器扭转刚度(Nmrad)。设计时可按经验来初选是 （5.4）因此：13257.25=2359.5。本设计选取=2300N.m/rad。（3）阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转角刚度是受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在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T一般可按下式初选为： （5.5）本设计 N.m（4）预紧转矩Tn对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时应有预紧。与无预紧力矩时相比，当两种情况下的角刚度和极限转角分别相同时，有预紧力的极限转矩较大，使减振器能在较大的转矩范围内工作；当极限转矩和极限转角分别相同时，则其角刚度较低。这显然是有利的。但预紧力矩值不应大于摩擦力矩，一般取： （5.6）（5）减振弹簧的位置半径RoRo的尺寸应尽可能大些，如图4.3所示，一般取 （5.7）式中：D为摩擦片的内径。本设计中：选取Ro=50mm 。（6）减振弹簧个数Zj参照表5.1中选取。表5.1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径Dmm350减振弹簧数目466881010本设计中选取=4。（7）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，减振弹簧受到的压力为 （5.8）F=181.5103/50=3630N（8）每个减振弹簧的最大工作压力FF/Zj (5.9)计算得：F=907.5N（9）减振弹簧的确定1）弹簧的平均直径DcDc一般由结构布置来决定，通常=1115 mm。本设计选取=12 mm。2）弹簧钢丝直径d1 (5.10)式中：扭转许用应用取为550600MPa，本设计中计算选取=600MPa。代入已知数据计算得：3.58，圆整为3.5mm 。设计一般一般在24mm之间，因此设计的参数合理。3）减振弹簧刚度 (5.11)代入数据计算得：=230N.m4）减振弹簧有效圈数 (5.12)代入已知数据计算得：3.9，圆整为4。G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3104MPa。5）减振弹簧总圈数nn=i+(1.52) (5.13)一般n为6圈左右，则设计为n=4+2=6圈。6）减振弹簧最小长度lm减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度为： (5.14)式中，弹簧圈之间的间隙，必要时还可取得小一些。计算得：=1.13.56=23.1mm 。7）减振弹簧总变形量l (5.15)计算得：=907.5/230=3.95mm 。8）减振弹簧自由高度l0 (5.16)计算得：=27.0mm9）减振弹簧预变形量 (5.17)计算得：=0.26mm10）减振弹簧安装后的工作高度 (5.18)计算得：=26.74mm 。11）减振弹簧的工作变形量 (5.19)计算得：=3.95-0.26=3.69mm 。（10）极限转角减振器预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为： (5.20）通常为34.5,该设计直接取3.5。（11）限位销与从动盘缺口测边的间隙一般为2.54 mm，本设计选取=3.6。 （5.21）式中：为限位销的安装半径。（12）限位销直径按结构布置选定，一般=9.512mm，本设计选取=11mm 。6 离合器其它主要零件设计6.1从动盘总成从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：1） 在从动片外缘开612个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个在扇形上。“T”形槽还可以减少由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。2） 将扇形波形片的左右凸起段分别与左右侧摩擦片铆接，由于波形片比从动片薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转。3） 利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构的弹性形成大，弹性特性较理想，可使汽车起步较为平顺。本设计采用第一种方法。6.2 从动盘毂设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中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由表6.1选取：一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取，mm，mm，mm，mm，MPa。验证：挤压应力的计算公式为： （6.1）式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定： （6.2）从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不底， ，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；取Z=1h为花键齿工作高度；得N，MPaMPa，合格。表6.1 花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m花健尺寸挤压应力/MPa齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿长/mm1604910231832098180691026213201162001081029234251112251471032264301132501961035284351022802751035324401253003041040325401053253731040325451143504711040325501306.3压盘设计（1）对压盘结构设计的要求1）压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。2）压盘应具有较大的刚度。3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。4）压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。（2）压盘几何尺寸的确定1）压盘内、外径的确定前面我们已经通过计算确定了摩擦片的内、外径。从一般而言，压盘内径稍微小于摩擦片的内径，压盘外径稍大于摩擦片外径。故本设计压盘外径D =210mm，压盘内径为=130mm。2）压盘厚度的确定压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘的质量在离合器的接合过程中，由于滑摩功的存在，第接合一次都要产生大量的热，而第次接合的时间短（大约3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和困难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，帮要求压盘具有足够大的质量以吸收热量。压盘的刚度压盘应具有足够大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后产生翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为1525mm 本设计平均厚度选用15mm。2）计算压盘质量由公式(-铸铁的密度,7.8g/cm3)，得：根据以上计算所得，压盘质量为2.5kg。3）离合器接合一次时的温升校核离合器一次结合会瞬间产生热量，用温升来表示。温升不应超过810。温升越低，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。温升公式为： （6.3）式中：温升（）； W滑磨功（Nm）；分配到压盘上的滑磨功所占的百分比（单片离合器压盘=0.50；双片离合器压盘=0.25；双片离合器中间压盘 =0.50） C压盘的比热，C=481.4J/（kg）（铸铁压盘）：压盘重量（kg）。本设计选取=8，即：=1.0=8 （6.4）符合设计要求。6.4从动片设计从动片应达到以下几个方面的要求：（1） 尽量小的转动惯量。要尽量减轻从动片的重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都比较薄，通常是用1.32.0mm厚的钢板冲制而成。为了进一步减小从动盘钢片的转动惯量，有时将从动盘钢片外缘的盘形部分磨至0.651.0mm,使其质量分布更加靠近旋转中心。（2） 具有轴向弹性结构。单片离合器的从动片做成具有轴向弹性结构，离合器盘接合过程中在，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加，可使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步。 现代常用的具有轴向弹性的从动片有三种结构类型：1）整体式弹性从动钢片的结构2）分开式弹性从动钢片结构3）组合式弹性从动盘钢片。整体式弹性从动钢片一般用高碳钢板或弹簧钢板冲压而成，经热处理后达到所要求的刚度。本设计中捷达离合器为微型轿车离合器，则采用整体式弹性从动钢片即可，从动片厚度取1.8mm,外径与摩擦片外径有关为200mm。6.5离合器盖设计离合器盖设计离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在离合器盖结构设计时应达到以下几个要求：1）应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.54.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。2）应与飞轮保持良好的对中，一面影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也采用止口对中。3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状。或在盖上下班加设通风扇片等，用以鼓风。乘用车和载质量较小的商用车的离合器一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸件或铝合金
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