膜片离合器说明书

1、一绪论 21.1离合器概述21.2膜片弹簧离合器概述2 TOC o 1-5 h z 二离合器设计 3 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 2.1离合器的容量参数计算 3滑磨功 3温升速率H 3离合器转矩容量 3离合器摩擦片外径 D 径d及面积 A 32.1.5压紧力F 42.2从动盘零件的结构选型和设计42.2.1从动片42.2.2从动盘毂52.2.3 从动盘摩擦材料的选择 52.2.4膜片弹簧的设计和计算5扭转减震器设计 6 TOC o 1-5 h z 2.3压盘设计 7结论 10致 11 HYPERLINK l bookmark20 o Cu

2、rrent Document 参考文献 12第一章绪论离合器是汽车传动系中的重要部件，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。 此设计说明书详细 的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。本文基于设计要求和设计参数，确定了以推式膜片弹簧离合器作为设计目 标。根据推式膜片弹簧离合器工作原理和使用要求，采用系统化

3、设计方法，把离 合器分为主动部分、从动部分、操纵机构。通过对各个部分设计方案的原理阐释 和优缺点的比较，确定了相关部分的基本结构及其零部件的制造材料。1.1离合器概述按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分 离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动 力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递， 保证汽车平稳地起步；保 证传动系换档时工作平稳；限制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

4、合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸 以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。1.2膜片弹簧离合器概述膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量 减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。 其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆 周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性， 故能在从动 盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩， 而不致产生滑离。离合器 分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片是一种 对称零件，平衡性好

5、，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹离合器在高速 时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧 力，从而引起离合器传递转矩能力下降。 那么可以看出，对于轻型车膜片弹簧离 合器的设计研究对于改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺 水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、 轻型客车上得到广泛运用，由 于设计的要求，所以本设计采用膜片弹簧离合器。第二章离合器结构设计2.1离合器的容量参数的计算离合器的容量是反映某一确定的汽车在正常使用离合器情况下，其传递转矩的能力。一般包括：最大滑磨转矩、滑磨

6、功和温升速率。离合器容量设计合适， 可使离合器在满足汽车各种要求的同时，最大限度地提高使用寿命。2.1.1 滑磨功W通常采用单位压盘质量的滑磨功(WD/ma)、单位摩擦片面积滑磨功(W D/A)、单位压盘质量的发动机功率(P/ma)、单位摩擦片面积的发动机功率 (P/A)、温升速率Hr和后备系数？等来评价离合器传递扭矩的能力和使用寿命。wd =900 iwd =900 i 1 i 0 (T e max2 2n 口 Temas 的 aki1 i 0 / 9.81 m a sin10 fm a)(2-1 )式中：n =3.14 , n=4000r/min , Temax=580N- m, r=0.

7、31m, m, =2545kg, i 0 =3.32 ,i 1=3.17i 1=3.17, sin 9= 1 ,8f = 0.015 ,n =0.9。则W d = 531981.38N m=(根据文献1 中表 2-1 , 献1 中表 2-1 , 2-2 , 2-3)2.1.2温升速率H RH R =0.1047 nT emaxin nrma3Oi0i1(Temax 19.81ma sin 10fma)(2-2)式中：各符号数值同上。则H R = 359529.63。2.1.3离合器转矩容量Tc (Nn)Tc =Tc =em ax(2-3)式中：,离合器的后备系数=1.35(根据文献1 中表2-

8、4) , T emax = 580则 Tc= 783。2.1.4离合器摩擦片外径D径d及面积A根据文献1 中图2-4所示，根据发动机最大转矩T emax初选摩擦片外径D由表2-5选定摩擦片的尺寸，然后根据摩擦面数量计算摩擦片总面积A,根据式(2-1 )、(2-2 )计算单位摩擦片面积的滑磨功WD/A、温升速率H r/A和发动机功率单位摩擦片面积P/A,并且应不大于表功率单位摩擦片面积P/A,并且应不大于表2-6中的推荐值。因设计要求Te max580,排量为6L汽车，所以本设计采用外径。=325mn径d=190mn摩擦片厚度为3.5mm单面面积为54604.8mm类型的摩擦片。则 WD/A2.

9、587 N m/ mmiH r/A1.748 N- m/( mm s1/2)可以看出 州/A和H R/A均小于表2-6中的推荐值。2.1.5压紧力F(N)因本设计Dd 1.711.7所以F因本设计Dd 1.711.7所以F(2-4)Z(D2 Dd d2)式中：1.35 , Z(双片)=4 J则 F=3715.86N。、, 2摩擦片的单位压力 P(N/ mm )P=F/a(2-5)2式中,a=54604.8 mm ,P=3715.86/54604.8=0.068,均小于表 2-7 中的许用 值。2.2从动盘零件的结构选型和设计从动盘由从动片、摩擦片和从动盘毂3个基本组成部分。从动盘有两种结构 形

10、式：带扭转减振器的和不带扭转减振器的。不带扭转减振器的从动盘结构简单， 重量较轻，从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上；而带扭转减振器的从动盘，其从动片和从动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性地连接在一起。2.2.1从动片从动片要尽量减轻重量，并是质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了见笑转动惯量以减轻变速器换挡时的冲击， 从动片一般都做 得比较薄，本设计用1.5mm厚的钢板冲制而成。从动片分为整体式弹性从动片、 分开式弹性从动片、组合式弹性从动片。由于本设计为双片离合器，所以选取整 体式从动片。222从动盘毂根据文献1表2-10，本设计用从动盘外径为325mm选花键齿数为10 个,

11、 花键外径为40mm花键径为32mm齿厚为5mm有效齿长为45mm计算挤压应力jynhl,P=emax(D jynhl,P=emax(D d)Z(2-6 )式中:n=10, Temax=580Nm，D=40mm,d=32mm,Z=2,h=4,l=45mm 贝Ujy =8.95Mpa2.2.3从动盘摩擦材料的选择从动盘摩擦材料大体可分为：石棉基摩擦材料、替代石棉的有机摩擦材料、 金属瓷摩擦材料。由于前两种摩擦材料摩擦产生的粉尘对环境有污染，所以本设计采用金属瓷摩擦材料。2.2.4膜片弹簧的设计和计算膜片弹簧是使离合器得到满意的压紧力、分离力、压紧升程的关键部件，它的计算方式较多，但有些与实际结果

12、差别很大，推荐使用下列方法。负荷与变形按下式计算F=2U Etln(D/de) (Cee/2)Ge)At? B(C e)( 2-7 )3We(D de)其中，F是弹簧支点处负荷N; de是当量径(mr) ce是de处的锥形高(mr) t是弹簧钢板厚度(mm； B是强压修正系数；e是de处的变形(mm； E是弹性模量，取E=2.1*105MPa D是弹簧外径(mm； A是喷丸修正系数；We是支点变 换系数。关于式中de、A、B的计算：de受窗口宽度、径、窗口底边的形式影响，可用下面的经验公式计算。本设 计底边为圆弧de d(0.97440.0000483N)(2-8)式中，N是膜片弹簧分离指个数

13、。A与喷丸的材料、硬度、碰撞角有关，同时还和膜片弹簧的尺寸参数有关。 在设计弹簧负荷时，可在0.941.47围选取。B取决于堂皇的塑性变形的围。它与设计规定的强压变形量及膜片弹簧的结 构参数有关，B的取值参见文献1 中图2-27。按文献1 中表2-9所列的步骤计算。外径D= 0.888*325mm=288.7mm径分离指数目d=0.83*D=239.5mmN=16当量径de=238.7(0.9744+0.000483*16)mm= 235.26mm支点转换系数e= 283.2 -241.8 =0.776288.6-235.26膜片厚度min = 4 9* 8700*(288.7235.26)2

14、 * 0.764 mm 3.3655mm510冗 * 2.1* 10 * In(288.7/235.26)取 3.379mm锥形高度e=2.166*3.379=7.32mm修正系数取A=1.0058,B=3.1613(K取 1.61)压平点变形F =Ce=7.32mm压平点变形峰值点变形P=Ce |(C/2* t22* B) mm= 4.456mm峰值点变形谷值点变形谷值点变形压平点处负荷H 22V=Ce + . 3(Ce2*t22* B) mm=10.18mmFf2冗 * 2.1* 105 * 3.379* ln(288.7/ 235.26)3* 0.764(288.7 235.26)27.

15、32* (7.327.32Y)*(7.327.32) 3.3792 1.0058* 3.37923.1613* (7.32 7.32) N=9791.78N同样可求得峰值点处负荷FP 14232.37N ;谷值点处负荷FV 5351.2N2.2.5扭转减振器设计减震器极限转矩j 减震器极限转矩j =2Temax = 1160N m角钢度C角钢度Caa =13 T j =15080N m,设计所需角刚度需小于等于此摩擦刚度Tff =0.12摩擦刚度Tff =0.12Temax=69.6预紧力矩Tyy = T f =69.6极限转角max=4阻尼摩擦转矩T阻尼摩擦转矩Tu=0.1* T emax=

16、58减震弹簧的位置半径 R0 R 0=0.75* d2=71.25mm预紧转矩Tn=0.1* T=58em ax减振器扭转角刚度预紧转矩Tn=0.1* T=58em ax减振器扭转角刚度K =13*T j =15080减震弹簧的线刚度k k=0.00371000*8* R0扭转弹簧数n n=8=T j=T j/ R 0= 16.281极限转角 =10 2.3压盘设计压盘传力方式的选择压盘和飞轮间常用的连接方式有：凸台连接方式，键连接方式，销连接方式。 单片离合器常采用凸台连接方式，也可采用键连接方法，在双片离合器中一般采 用综合式的连接方法，即中间压盘通过键，压盘则通过凸台，由于这种设计比较

17、复杂，所以本设计采用传力销式。压盘几何尺寸的确定在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘外径尺寸也就基本确定下来 了。这样压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依 据以下两点：压盘应具有足够的质量来吸收热量； 压盘应具有较大的刚度 保证在受热的情况下不致产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均 匀压紧。本设计压盘的厚度为 15mm压盘及传力销的材料压盘形状一般都比较复杂，而且还要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦 性能，本设计压盘材料为灰铸铁，为了增加其机械强度，另外增添了少量的锰。传力销采用中碳钢，为了提高表面耐磨性能，进行了渗碳处理，层深 0.81.0mm,洛氏

18、硬度 5562HRC传力销的强度校核传力销强度校核如下：Q = TQ = Temax2nRn(2-9)q = Temax4nRn(2-10)式中，Temax=580N- m,n=5,Rn =0.335m。贝U Q=16.2mm Q =8.1mm传力销根部的弯曲应力(Mpa)为M BTemax(2a b)弯3(2-11 )Wb4nRn * 0.1d式中，MB = Temax(2a b)，d=10, a=9.5mm b=25mm 则 弯 3.174 Mpa 4Rn n传力销的拉伸应力为拉4Pn d2n(2-12)贝9 拉 169.85N。传力销的复合应力为合弯拉则合=173.3N。传力销的挤压应力为(Mpa挤Qs1d1 * 100(2-13)QSzd! * 100(2-14)式中，d1是传力销的直径=10cm s1, s2是作用宽度=12cm则挤 0.601Mpa o主要零件的材料和热处理离合器各零件的材料和热处理是比较复杂的，各生产厂依据其自身的能力和特长，在材料选择和使用上是不同的， 工艺处理上也不相同，详情参照文献1 表2-13所示各主要零件通常采用的材料和热处理工艺。通过以上对膜片弹簧离合器及液压操纵机构的工作原理的阐述及各构件的 计算说明，可以看出离合器操纵机构的