汽车设计课程设计-长安福特嘉年华1.6L离合器设计【全套图纸】 .pdf

武汉理工大学华夏学院 111 摘 要 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动 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；在工作中受到大的动载 荷时，能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；有效地降低传 动系中的振动和噪声。 本文通过对长安福特嘉年华 1.6l 整车参数的分析，对轿车离合器进行设计，使得轿 车离合器设计更合理。 全套图纸，加 153893706 武汉理工大学华夏学院 222 关键词：离合器 膜片弹簧 设计 校核 目目 录录 摘要摘要 . i 一、离合器设计的目的及离合器概述一、离合器设计的目的及离合器概述 . 1 1.1 离合器设计的基本要求 . 1 1.2 技术参数及论文要求 . 1 1.3 膜片弹簧离合器结构 . 2 1.4 膜片弹簧离合器的优点 . 3 1.5 膜片弹簧离合器的工作原理 . 3 二、离合器摩擦片参数的确定二、离合器摩擦片参数的确定 . 4 2.1 摩擦片参数的选择 . 4 2.1.1 初选摩擦片外径 d、内径 d、厚度 b 4 2.1.2 后备系数 . 5 2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 tc 6 2.1.4 单位压力 p0 6 三、离合器其它主要部件的结构设计三、离合器其它主要部件的结构设计 . 7 3.1 从动盘设计 . 7 3.1.1 从动盘设计要求 7 3.1.2 从动片的选择和设计 8 3.1.3 从动盘毂的设计 9 3.2 压盘的设计 10 3.2.1 压盘传力方式选择 . 10 3.2.2 压盘的材料选择 . 11 3.2.3 压盘的几何尺寸的确定 . 11 3.2.4 离合器盖结构设计的要求 . 12 武汉理工大学华夏学院 333 四、膜片弹簧的设计与计算四、膜片弹簧的设计与计算 13 4.1 膜片弹簧的基本参数的选择 . 13 4.1.1 截锥高度 h 与板厚 h 比值 和板厚 h 的选择 13 4.1.2 自由状态下碟簧部分大端 r、小端 r 的选择和 比值 . 14 4.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角 的选择 . 14 4.1.4 分离指数目 n、切槽宽度1、2 及半径 14 4.1.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定 . 15 4.1.6 压盘加载点半径 和支承环加载点半径的确定 15 4.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择 15 4.1.8 膜片弹簧材料 . 16 4.2 膜片弹簧的强度校核 16 4.2.1 绘制膜片弹簧的特性曲线 . 17 4.2.2 确定膜片弹簧的工作点位置 18 4.2.3 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 f2 19 4.2.4 求分离轴承的行程2 . 19 4.2.5 膜片弹簧强度校核 20 五、扭转减振器简单设计五、扭转减振器简单设计 20 5.1 扭转减振器主要参数 20 5.1.1 扭转刚度 k . 21 5.1.2 阻尼摩擦转矩 . 21 5.1.3 预紧转矩 . 22 5.1.4 减振弹簧的位置半径 . 22 5.1.5 减振弹簧个数 . 22 5.1.6 减振弹簧总压力 . 22 5.2 减振弹簧的计算 . 23 5.2.1 单个减振器的工作压力 p 23 5.2.2 减振弹簧尺寸 . 23 六、六、 设计小结设计小结 . 25 七、七、 参考文献参考文献 . 25 武汉理工大学华夏学院 111 一、一、 离合器设计的目的及离合器概述离合器设计的目的及离合器概述 了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的 设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解， 从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目、自学的 能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性 且结构简单、 便于维护的轿车离合器， 为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基 础。通过这次课程设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技 术人员所需具备的素质和所应当完成的工作， 为即将进入社会提供了一个良好的学习机会， 对于由学生 向工程技术人员转变有着重大的实际意义。 离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为 各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器， 实际上是一种依靠其主、 从动部分间的摩擦来传递动力且能分离 的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将 发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系 所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。 1.1 离合器设计的基本要求离合器设计的基本要求 1、 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。 2、 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。 3、 分离时要迅速、彻底。 4、 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。 5、 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。 6、 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。 7、 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。 1.2 技术参数及课程设计要求技术参数及课程设计要求 车型：长安福特嘉年华 1.6l 项目 参数 最高车速 max 195/ a vkm h= 发动机最大功率及转速 max 91 e pkw= 9000 / min p nr= 发动机最大转矩及转速 max 130 e tn m= 6000 / min t nr= 武汉理工大学华夏学院 222 主减速器传动比 0 4.06i = 变速器最大传动比 3.58 g i = 轮胎型号 前轮胎：185/60r14 后轮胎：185/60r14 滚动半径 r=316mm 整备质量 1060mkg= 满载质量 1410 a mkg= 本次课程设计的基本内容有： 1、 根据所给的车型及整车技术参数,选择合适离合器的结构类型,设计计算确定其相关参数与尺寸； 2、 绘制离合器总成工程图纸与零件图； 3、 完成设计说明书一份； 1.3 膜片弹簧离合器结构膜片弹簧离合器结构 膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。 1、离合器盖 离合器盖一般为 120或 90旋转对称的板壳冲压结构， 通过螺栓与飞轮联结在一起。 离合器盖是 离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2、 膜片弹簧 膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件， 在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽， 在槽的根部 制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的 部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。 3、 压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件， 离合器通过压盘与发动机紧密相连。 压盘靠近外圆周处有断续的 环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4、 传动片 离合器接合时， 飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动， 并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使 从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传 动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合 时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分 离并使操纵力减小。 5、 分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受 在高速旋转时离心力作用下的径向力。 目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承， 采用全密封结构和 高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧 武汉理工大学华夏学院 333 形面时采用平端面或凹弧形端面。 1.4 膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： 1) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性； 2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，性能较稳定； 4) 膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； 5) 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好 1.5 膜片弹簧离合器的工作原理膜片弹簧离合器的工作原理 由图可知，离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处于接合位 置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随 飞轮转动时(构成离合器主动部分)， 就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传 递发动机动力 要分离离合器时，将离合器踏板踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指， 使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处 于分离位置，切断了发动机动力的传递。 图1.1 膜片弹簧离合器结构图 二、二、 离合器摩擦片参数的确定离合器摩擦片参数的确定 武汉理工大学华夏学院 444 2.1 摩擦片参数的选择摩擦片参数的选择 2.1.1 初选摩擦片外径初选摩擦片外径 d、内径、内径 d、厚度、厚度 b 摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩 maxe t已知，适当选取后备系数和单位 压力 p0，可估算出摩擦片外径。 摩擦片外径 d（mm）也可以根据发动机最大转矩 maxe t（n.m）按如下经验公式选用 maxed tkd = （2.1） 式中， d k为直径系数，取值范围见表 3-1。 由选车型得maxet= 130nm， d k=14.6， 则将各参数值代入式后计算得 d=166.47mm 表 2-1 直径系数 d k的取值范围 车 型 直径系数 d k 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 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 2-2 表 2-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 jb145774） 外径 d/mm 160 180 190 200 225 250 280 300 325 350 内径 d/mm 110 125 130 140 150 155 165 175 190 195 厚度 h/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 c =d/d 0.687 0.694 0.684 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 1 3 c 0.676 0.667 0.680 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 鉴于在式（2.3）校验时，首选值 d=180mm 项的值为 0 0.256pmpa= ，在许用单位应力 mpap3.05.2=的范围之内，综合取值，对照摩擦片相关标准尺寸，选值如下： 外径外径 d=180mm 内径内径 d=125mm 厚度厚度 h=3.5mm 武汉理工大学华夏学院 555 内径与外径比值内径与外径比值 c=0.694 1 3 c =0.667 2.1.2 后备系数后备系数 后备系数 是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择 时，应从 以下几个方面考虑： a. 摩擦片在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； b. 防止离合器本身滑磨程度过大； c. 要求能够防止传动系过载。通常普通轿车 =1.101.25。 本设计的是1.3吨微型轿车离合器， 参看有关统计资料 “离合器后备系数的取值范围”（见下表2-3） 。 结合设计实际情况，故选择 =1.2 表 2-3 离合器后备系数的取值范围 车 型 后备系数 普通轿车 1.101.25 高级轿车 1.201.40 轻型货车 1.151.30 2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩离合器传递的最大静摩擦力矩 c t max 1.2 130156 ce ttn m= （2.2） 2.1.4 单位压力单位压力 0 p 摩擦面上的单位压力 p 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及 质量等有关。 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力 p 较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩 擦片摩擦面上的单位压力 p。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线 速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免 这些不利因素，单位压力 p 应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后 备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 摩擦因数 f 的确定：因为为轿车，根据其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素，采用粉末冶金材 料的铜基摩擦片，查汽车设计课本表 2-4 摩擦材料的摩擦因素 f 的取值范围，可得粉末冶金材料的 铜基摩擦片的摩擦因素取值范围为 0.250.35，故取 f=0.3 摩擦面数 z 的确定：因为前面结构设计为单片离合器，所以摩擦面数 z=2。 )1 ( 12 3 3 3 0 d d zdfptc= 033 33 33 1212 156 0.256 0.125 (1)0.320.18 (1) 0.18 c t pmpa d fzd d = 式中， f 为摩擦因数取 0.3； 武汉理工大学华夏学院 666 0 p 为单位压力（mpa） ； z为摩擦面数取 2； d为摩擦片外径取 180mm； d为摩擦片内径取 125mm； 摩擦片材料选择石棉基编织材料， 0 p为单位压力 0.256 a mp，许用单位应力p为 0.25 0.35mpa。 综上，可认为所选摩擦片符合尺寸要求。 则摩擦片的相关参数如表：则摩擦片的相关参数如表： 摩擦片外径 d 摩擦片内径 d 后备系数 厚度 b 单位压力 po 180mm 125mm 1.2 3.5 0.256mpa 4、4 离合器基本参数的校核离合器基本参数的校核 最大圆周速度 33 max 106300 180 1059/ 6060 de vndm s = 式中， d v 为摩擦片最大圆周速度（m/s） ； maxe n 为发动机最高转速取 6300r/min，d 为摩擦片外 径径取 180mm。 c0 t= () 2 22 22 44 156 0.0057 ()2180125 tc n m mm z dd = 当摩擦片外径 d 225250 ， 0c t=0.0057 nm/ 2 mm 0.0032 nm/ 2 mm 三、三、 离合器其它主要部件的结构设计离合器其它主要部件的结构设计 3.1 从动盘从动盘设计设计 带扭转减振器的从动盘 1，13摩擦片； 2，14，15铆钉； 3波形弹簧片； 4平衡块； 5从动片； 6，9减振摩擦； 武汉理工大学华夏学院 777 7限位销； 8从动盘毂； 10调整垫片； 11减振弹簧； 12减振盘 3.1.1 从动盘设计要求从动盘设计要求 从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求： （ 1 ） 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 （ 2 ） 从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。 （ 3 ） 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 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 6 12 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的扇形上 。 t 形槽还可以减小由于摩 擦发热而引起的从动片翘曲变形 。 这种结构主要应用在商用车上。 （ 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（厚度小于 1.0mm ）比从 动片（厚度 1.5-2.5 ）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 ， 主要应用于乘用车和最大总质量小于 6t 的商用车上 。 （ 3 ） 利用阶梯铆钉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。这种结构的弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。这种结构主要应用于 发动机排量大于 2.5l 的乘用车上。 （ 4 ） 将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩 擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应 用于商用车上。 3.1.2 从动片的选择和设计从动片的选择和设计 为了使离合器结合平顺， 保证汽车平稳起步， 单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构， 这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力 矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触有利于摩擦片的磨损。 具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式:整体式的弹性从动片,分开式的弹性从动片、 及组合式弹 性从动片。 在本设计中，因为设计的是轿车的离合器,故采可以用整体式弹性从动片,离合器从动片采用 2 厚的的薄钢板冲压而成,其外径由摩擦面外径决定,在这里取 180 ,内径由从动盘毂的尺寸决定,这将 在以后的设计中取得.为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷, 还在从动刚片上沿径向开有几条切口。 武汉理工大学华夏学院 888 由于其采用整体式弹性从动片,从动片沿半径方向开槽,将外圆部分分割成许多扇形 , 并将扇形部 分冲压成依次向相同方向弯曲的波浪形,使其具有轴向弹性,两边的摩擦片则分别铆在扇形片上,在离合 器结合的过程中,从动片被压紧,弯曲的波浪扇形部分被逐渐压平从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增 大,使其结合过程较平顺,柔和,整体式弹性从动片根据从动片尺寸的大小可制 成 6 1 2 个切槽 , 并常常将扇形部分与中央部分的连接处切 成 t 形槽,目的是进一步减小刚度,增加弹性,相关结构尺寸 参看设计图纸。 从动片材料一般采用高碳刚或弹簧刚板冲压而成,经热处理后达到所要求的硬度,相关尺寸见零件 图。 3.1.3 从动盘毂的设计从动盘毂的设计 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，花键的尺寸可根据从动盘的外径 d 与发动机的最大转矩 t maxe ,按国标 gb/t 11442001矩形花键尺寸、公差和检验标准规定的花键尺寸系列，设计时花键 的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩选取。 表 3-1 离合器从动盘毂花键尺寸系列 则选取的花键尺寸如下表： 表 3-2 花键尺寸表 从 动 盘 外径 d/mm 发 动 机 转 矩 maxe t/(nm) 花键尺寸 挤压应力 c /mpa 齿 数 n 外径 mmd / 内径 mmd / 齿厚 t/mm 有 效 齿 长 l/mm 180 130 10 32 26 4 30 11.5 花键尺寸选定后应进行强度校核。 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏， 所以花 键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。 从动盘 外径 d/mm 发 动 机 的 转 矩 temax/nm 花键尺寸 挤压应力 j/mpa 齿数 n 外径 d/mm 内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 武汉理工大学华夏学院 999 挤压应力（mpa）计算公式： nhl p 挤压 = 式中，p为花键的齿侧面压力(n)，它由下式确定： 花键的齿侧面压力 zdd p )( 4temax + = 式中，d，d分别为花键的内外径(m)；z为从动盘毂的数目； emax t为发动机最大转矩(nm)；n 为 花键齿数；h为花键齿工作高度(m)； )( 2 1 hdd=；l为花键有效长度(m)。 则 emax 4t4 130 8965.5 ()(0.0320.026) 1 pn dd z = + 故 p8965.5 9.96 10 (0.0320.026)/ 2 0.03 mpa nhl = 挤压 20mpa 从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经过调质处理，许用挤压应力为20mpa，所以符合强度要求。 3.1.4 摩擦片的摩擦片的材料材料选选取取及与及与从动从动片的片的固紧方式固紧方式 摩擦片需要满足以下几点： （1） 在工作时有相对较高的摩擦系数 （2） 在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦衰退的现象 （3） 在短时间内能吸收相对较高的能量，具有好的耐磨性能 （4） 能承受较高的压盘载荷作用，在离合器接合过程中表现出良好的性能 （5） 能抵抗高的转速下大的离心力载荷而不破坏 （6） 在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度 （7） 具有小的转动惯量，材料加工性能良好 （8） 在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮（都是铸铁件）等有良好的兼容摩擦 性能 （9） 摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用 （10） 具有优良的性能/价格比，不会污染环境 离合器摩擦片所采用的材料主要有石棉基摩擦材料、 粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。 石棉 基摩擦材料具有摩擦因数较高、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数 受工作温度、单位压力、滑膜速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和 使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等来替代石棉纤维。粉末冶金和金属 陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及 寿命较长等优点，但是价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载质量较大的商用车上。 摩擦片和从动盘的连接方式主要有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，跟换摩擦片方便，适宜在 从动盘上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可以增大实际摩擦面积，摩擦片 厚度利用率高，具有较高抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片， 武汉理工大学华夏学院 101010 无轴向弹性，可靠性低。 本设计主要采用粉末冶金材料的铜基摩擦片，铆接固定方式，能满足以上所有需求。 3.2 压盘的设计压盘的设计 3.2.1 压盘传力方式选择压盘传力方式选择 压盘是离合器的主动部分,在传递发动机转矩时,它和飞轮一起带动从动盘转动,所以它必须和飞轮 连接在一起,但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动，所以我采用传动片式 的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传 动片的受力情况，沿圆周布置。 3.2.2 压盘的材料选择压盘的材料选择 压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造 而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 170 227 hb，其摩擦表面的光洁度不低与 1.6。为了增加 机械强度，可另外添加少量合金元素。 3.2.3 压盘的几何尺寸的确定压盘的几何尺寸的确定 由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径 d=180mm 压盘 内径 d=125mm 那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据以下两点： (1) 压盘应有足够的质量在离合器的结合过程中， 由于滑磨功的存在， 每结合一次都要产生大量的 热，而每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必 然导致摩擦副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器 ，这种温升更为严重。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。由于用石棉材料制成的摩擦 片导热性很差， 在滑磨过程中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，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。 (2) 压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度，以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。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚， 一般不小于 10 , 在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为 10 。在初步确定该离合器压盘厚后，应校 核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过 8 10 ，若温升过高可以适当增加压 盘的厚度，则校核如下： mc w t = ) 4 22 ( dd hvm = 式中，w 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离 合器压盘. =0.5；m 为压盘质量(kg)v 为压盘估算体积（ 3 m）；c 为灰铸铁材料压盘的比热容： c=544.28j/(kgc )；为铸铁密度，取 7800 kg/m 3；d为摩擦片外径取 180mm ；d为摩擦片内径 武汉理工大学华夏学院 111111 取 125mm；h 为压盘厚度，取=10mm；t 为压盘温升（c ） 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(j)为： 222222 ea r 2 222 0 g nm r20001410 0.316 ()()14602.3 1800i i18004.063.58 wj = 式中，w 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(j)；ma 为汽车总质量取 1410kg；rr 为轮胎滚 动半径 316mm；ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比 3.58；i0为主减速器传动比 4.06；ne为发动 机转速(r/min),乘用车 ne取 2000 r/min; 则计算下式可得 0 22 0.5 14602.3 13.06 22 0.180.125 0.01 () 3.14 7800 544.28 ()c 4 4 w tc dd h = 不在 810c 范围内，故把压盘厚度定为 15mm,则： 0 8.71tc= 所以当厚度为 15mm 时满足压盘温升不超过 810c 要求。 3.2.4 离合器离合器盖盖结构设计的要求结构设计的要求 1)应具有足够的刚度，否则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，严重时使 摩擦面不能彻底分离。 2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。 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窗孔，或在盖上加设通风 扇片等。 乘用车离合器盖一般用 08、10 钢等低碳钢板。 本次设计初选 08 钢板厚度为 3mm 四、离合器分离装置的设计 41 分分离离杆杆的设计的设计 武汉理工大学华夏学院 121212 分离杆设计需要满足下列几点 1) 分离杆应具有足够的刚度 2) 分离杆的铰接处应该避免运动上的干涉 3) 分离杆的高度内端可以调整 4) 分离杆的铰接处应该用滚针轴承或则刀口支承 综上所述，本次设计中分离杆采用中碳钢锻造。表面氰化处理，提高耐磨性能。 4.2 离合器分离套筒和分离轴承的设计离合器分离套筒和分离轴承的设计 本次设计为膜片弹簧离合器，所以为了保证分离离合器时分离轴承能够均匀地压紧膜片弹簧内端， 采用自动调心的分离轴承。同时为高速、低负荷的工作状态，所以采用径向推力累轴承。 分离套筒采用尼龙和玻璃纤维纤维模压成型，为了减轻摩擦磨损，在制作过程中加入 1%二硫化钼， 从而起到自润滑的作用 五、五、 膜片弹簧的设计与计算膜片弹簧的设计与计算 5.1 膜片弹簧的基本参数的选择膜片弹簧的基本参数的选择 5.1.1 截锥高度截锥高度 h 与板厚与板厚 h 比值比值 h h 和板和板厚厚 h 的选择的选择 如图，载荷 p 与变形之间的关系： a) 当2时，具有载荷为负值的区域。 即为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便， 汽车离合器膜片弹簧的 h h 一般在 1.52.0 范围内 选取，而常用的膜片弹簧板厚 h 为 24mm 故初选 h=2mm, h h =2 则 h=1.6h=4mm 5.1.2 自由状态下碟自由状态下碟簧部簧部分分大大端端 r、小、小端端 r 的选择的选择和和 r r 比值比值 研究表明，r/r 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，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 。为使摩擦片上的压力分布较均匀， 拉式膜片弹簧的 r 值宜为大于或等于 rc。 当6 . 0 d d 时，摩擦片平均半径 rc= 180125 76.25 44 dd mm + = ，对于拉式膜片弹的 r 值， 应满足关系 100rrc=76.25mm,且 rrc ,故取 r=80mm,再结合实际情况取 r/r=1.2,则 r=96mm。 5.1.3 膜片弹簧膜片弹簧起始圆锥底角起始圆锥底角的选择的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度 h 关系密切，一般在 915范围内。 o 14)8096/(4arctan)/(arctan=rrh 即所得结果满足 915的范围。 5.1.4 分分离离指指数目数目 n、切槽宽切槽宽度度1、2 及及半半径径 e r 分离指数目 n 常取 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸膜片弹簧可取 12 。取分离之数目 n =18 。 3.5mm2.3 1 =，10mm9 2 =， e r的取值应满足 2 e rr 本次设计取3.5mm 1 =，10mm 2 =，mmrre701080 2 = 武汉理工大学华夏学院 141414 故取 e r70mm. 5.1.5 膜片弹簧小端内半径膜片弹簧小端内半径 0 r及分离轴承作用半径及分离轴承作用半径 f r的确定的确定 r0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。 f r应大于 0 r 则：mmr25 0 = （55.3 0 rr） mmrf28= 5.1.6 压压盘加载盘加载点点半半径径 1 r和支承环加载和支承环加载点点半半径径 1 r的确定的确定 1 r应略大于 r 且尽量靠近 r， 1 r应略小于 r 且尽量靠近 r，同时， 1 r和 1 r需满足下列条件： 71 1 rr 60 1 rr 故选择mmr94 1 =，mmr81 1 = 5.1.7 膜片弹簧工作点位膜片弹簧工作点位置置的选择的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线， 如图， 该曲线的拐点h对应着膜片弹簧的压平位置， 而且1h= (1m +1n) 2。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 h 之间，且靠近或在 h 点处， 一般 1b =(0.81.0) 1h，以保证摩擦片在最大磨损限度 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。 武汉理工大学华夏学院 151515 5.1.8 膜片弹簧材料膜片弹簧材料 制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强 度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢 60si2mna， 需用应力为1700 1900mpa。 5.2 膜片弹簧的强度校核膜片弹簧的强度校核 由前面所算得，各参数值汇总如下表：由前面所算得，各参数值汇总如下表： max 130 e tn m= mmr94 1 = 2.1 80 96 = mm mm r r d=180mm mmr81 1 = mmre70= d=125mm mmr25 0 = mm5.3 1 = 2.1= mmrf28= mm10 2 = 2 2 4 = mm mm h h 18=n mmrc80= 5.2.1 绘制绘制膜片弹簧的膜片弹簧的特性曲线特性曲线 武汉理工大学华夏学院 161616 根据工作压力 1 f和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 1 关系式为 + = 2 11 1 11 1 2 11 2 1 1 ) 2 )( )( )/ln( )1(6 h rr rr h rr rr h rr rreh f 式中，e弹性模量，钢材料取 e=2.06 5 10mpa；泊松比，钢材料取=0.3； 画出 11 f特性曲线: 将各数值代入上式算得： 1 2 1 3 11 29.51126148.18876015.193+=f 利用 matlab 进行仿真，画出 11 f特性曲线： 武汉理工大学华夏学院 171717 膜片弹簧的 f1-1弹性特性曲线 5.2.2 确定膜片弹簧的工作点位置确定膜片弹簧的工作点位置 取 离 合 器 接 合 时 膜 片 弹 簧 的 大 端 变 形 量 为mmh b 3475.075.0 1 =， hh b 85.07.0 1 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力： nff3576 1 = 校核后备系数： 21.1 161 208.03.03576 t r emax c = = zf 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 111 () dbf ff=+ 即为 压盘的行程mmz5.175.02sf 1f = ；故mm d 5.45.13 1 =+= 离合器刚开始分离时， 压盘的行程1mmf=，1.2mmf7.0mm此时膜片弹簧大端的变 形量为4mm13f 11 =+=+= bc 摩 擦 片 磨 损 后 ， 其 最 大 磨 损 量mmz3.165.02s 0 =； 故 11 3- 1.31.7mm ab = 。 上面演算式中 : z 摩擦片总的工作面数； 0 s 每一摩擦面工作面的最大允许磨损量，可取 mm65.0s0=，mmmm1.1s65.0 0 ；s彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，可取 0.75mms =，1.0mms0.65mm。 武汉理工大学华夏学院 181818 5.2.3 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 f2 由膜片弹簧小端分