汽车膜片弹簧离合器结构设计（全套含CAD图纸及三维模型）
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汽车膜片弹簧离合器结构设计 摘 要 离合器是汽车传动系的重要的一部分，它的构造和传动系有着紧密的关系，本毕业设计论文根据本田飞度汽车的各项原参数，设计推式的膜片弹簧离合器。 膜片弹簧离合器设计的内容主要有压盘总成、从动盘、摩擦片和膜片弹簧四个部分。首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料及结构进行设计，然后使用 关键词： 离合器；膜片弹簧；从动盘；压盘；摩擦片 is an of a to is of of of is 目 录 1 绪 论 . 1 片弹簧离合器论述 . 1 片弹簧离合器的功能 . 1 紧弹簧和布置形式的选择 . 2 片弹簧离合器优点 . 2 . 2 盘传动方式的选择 . 2 2 离合器的摩擦片设计 . 3 离合器设计所需数据 . 3 摩擦片主要参数设计 . 3 备系数设计 . 3 擦片尺寸参数设计 . 3 擦因数、摩 擦面数、分离间隙的确定 . 4 擦片基本参数的约束条件 . 5 擦片 . 6 3 离合器的膜片弹簧设计 . 10 片弹簧主要参数的设计 . 10 片弹簧的优化设计 . 11 性曲线绘制 . 11 片弹簧 . 13 4 扭转减振器的设计 . 16 . 16 . 16 . 17 5 操纵机构 . 21 合器踏板设计 . 21 . 22 6 离合器其它主要零件设计 . 24 动盘毂设计 . 24 . 25 结 论 . 27 参考文献 . 28 致 谢 . 29 1 1 绪 论 片弹簧离合器论述 根据功率传动部件，离合器应是传动系统的装配。离合器的工作由驱动程序控制，或是分离的，或是被接合，以便完成任务本身。在发动机与变速器之间设置有离合器的传动机构，其功能是在必要时，中断动力传动，保证车辆平稳起动；保证变速器系统的稳定运行，保证传动系统能承受最大扭矩，防止过载的传递。为了使离合器发挥好几个作用，目前汽车广泛使用的压缩弹簧离合器摩擦，摩擦离合器传递的最大扭矩取决于摩擦表面之间的夹紧力和摩擦 板的大小和摩擦表面，如。主要由离合器的基本参数和主要尺寸确定。膜片弹簧离合器技术先进，经济合理，性能好，可靠性高，寿命长，结构简单，结构紧凑，易于操作。在保证发动机最大扭矩可靠稳定的前提下，有以下优点 2： 1）结合平稳、柔顺； 2）离合器操作； 3）从动件的惯性较小，为了减小齿轮的冲击； 4）散热性好； 5）以可靠的强度在高速运行； 6）避免共振的汽车传动系统，具有吸收振动，减少冲击，降低噪声； 7）操纵较好； 8）良好的工作性能； 9）长期使用寿命。 片弹簧离合器的功能 离合器可以使发动机 和传动系统接合，保证汽车平稳起动。上述所得，现代汽车与活塞式发动机无法启动负载时，必须先在空气中起动，然后逐渐加载。发动机启动后，约 300的 500r/低速度的稳定运行，且汽车只有静态启动，正在运行的发动机，与一个固定的传输系统是不会突然刚性节点。因为如果它是一个突然的刚性连接，它是不可避免的，这车是不出现事故，只是发动机关闭。所以离合器可使发动机与传动系统逐渐软联合起来，使发动机和传动系扭矩逐渐变大，足以克服行驶阻力，汽车将开始慢慢顺畅的开始。 虽然采用中性传输，也能实现发动机与传动系统的分离。 而变速器在中性位置、变速器传动齿轮和发动机或连接发动机的旋转，这是必要的和变速传动齿轮的阻力，和齿轮的传动齿轮在高粘度齿轮油，阻力阻力较大。特别是在寒冷的季节，如果没有 2 离合器分离发动机和传动系统，发动机是很难启动。因此离合器的二次功能是将发动机与驱动系统分离，以便发动机可以启动。 汽车传动往往会转移，即变速器内的齿轮分离和接合规律。如在脱离接触，由于原来的啮合齿面压力的存在可能会带来困难的脱离接触，但如果使用离合器临时分离传输系统，它可以方便脱离。同时在连接文件中，依靠飞行员，要将齿轮的圆周速度达到同步是比 较困难的，要齿轮啮合圆周速度差会引起齿轮的冲击甚至挂不上档，这就需要离合器暂时单独传动系统，以使离合器的传动齿轮联轴器质量降低，从而降低齿轮的冲击在促进换档。 离合器能传递最大扭矩是有限的，当汽车紧急制动和大惯性载荷传递时。此时由于自动离合器打滑，避免损坏传动部件和过载，起到保护作用。 紧弹簧和布置形式的选择 膜片弹簧是由弹簧钢制成的碟形弹簧，具有特殊的结构。 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 。 片弹簧的支撑形式 离合器的支承方式是拉、推，本毕业设计选择了推式膜片弹簧离合器。 盘传动方式的选择 由于传统的凸台式连接、键式连接以及销式连接存在传力有间隙的缺点，所以本毕业设计采用传动片传动方式。 3 2 离合器的摩擦片设计 离合器设计所需数据 表 2合器设计原始数据 车型 2014款 X 适版 整备质量 1058载质量 约 1500动机最大转矩 155N m 发动机最大转矩转速 4600动机最大功率 96动机最大功率转速 6600档转动比 减速比 胎规格 185/60 用工况 城乡 摩擦片主要参数设计 备系数设计 （ 1） 后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器的可靠性来传递发动机的最大扭矩。从以下几个方面考虑： 合器可以保证最大的发动机扭矩传递； 合器摩擦度过大； 常汽车和轻型货车的 = 合从表 2实际情况设计检查 = 2合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 乘用车 和 总质量小于 6t 商用车 质量 在 6 14t 范围 的商用车 车 摩擦片尺寸参数设计 离合器 摩擦片的外径 由经验公式得 :（ 2 径 的 系数，取值见表 2取 K 得 D= 4 表 2径系数的取值范围 车型 直径系数 乘用车 质量 在 围 商用车 片离合器 ) 片离合器 ) 总质量大于 用车 于 摩擦片的尺寸已系列化和标准化 ,标准如下表 3表 2合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D60 180 200 225 250 280 300 325 内径 d10 125 140 150 155 165 175 190 厚度 h/1 C 面面积 06 132 160 221 302 402 466 546 由表 2=200d=140h= 擦因数、摩擦面数、分离间隙的确定 摩擦片在材料使用和工作温度、单位压力、滑动速度等方面的摩擦系数。表 2f 为 擦面数是离合器的 2 倍，确定离合器传递转矩所需的尺寸和结构尺寸。一个离合器的设计标题，所以摩擦面数为 2。离合器间隙是指离合器处于正常状态的啮合和分离套，是一种弹簧拉力的极限位置，以保证摩擦片的正常磨损和撕裂的过程。离合器该装置还可以充分地投入，分离轴承和 分离杆的内端之间存在间隙仍然可以正常工作。 t 的间隙为 3 4 t = 表 2擦材料的摩擦因数的取值范围 摩擦材料 摩擦因数 f 石棉基 模压 织 末冶金 铜基 基 属陶瓷 33 m a 12 p e （ 2 由式 3：单位压力 5 表 2擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力0p/棉基材料 模压 织 末冶金材料 模压 织 金属陶瓷材料 摩擦片基本参数的约束条件 （ 1）摩擦片外径 D（ 最大的圆周速度05 70m/s，即 3m a x s 7065 m/s （ 2 式中， m/s） ； r/ （ 2）摩擦片的内、外径比 C 应在 C （ 3） 为了保证离合器能可靠地传递发动机的最大扭矩，防止传动系统过载，不同型号的测试值在一定范围内控制，最大范围为 4。设计选型 照设计要求。 （ 4） 为了扭转振动阻尼器的安装，摩擦片的内直径大于弹簧的冲击吸收的弹簧的内径。 502 0 Rd （ 5）为了反映离合器传动的扭矩和防止过载能力，单位摩擦面积的扭矩应小于允许值，即 022 m a 0 7 T （ 2中，0N.m/可按表 2经检查 ,合格。 表 2位摩擦面积允许转矩允许值 离合器规格 210 250210 325250 325 6 20 10/ 0 28 0 30 0 35 0 40 （ 6）为了减少离合器滑磨热载荷、摩擦片防止烧伤，和不同型号的单位压力范围是 p 7）为了减小摩擦片表面温度过高而使摩擦表面温度过高，离合器的摩擦面积小于允许值。 224 （ 2 式中 , 单位摩擦面积的滑动磨损工作 (J/ 滑磨功的许用值 (J/对乘用车： J/最大质量小于 商用车： J/最大总质量大于 用车： J/W 车辆起步时离合器总的滑动磨损（ J），可根据下式计算 2202221800 （ 2 式中， r 为 汽车 轮胎滚动半径（ m）；0速 比；r/算时乘用车 可 取 2000 r/用车 可取 1500 r/中： rr m 1500入式（ 2 J，代入式（ 2 ，合格。 擦片 维建模 图 2示： 7 图 2擦片拉伸草图 示 图 2擦片拉伸后的模 型 8 过使用拉伸切除可以获得想要的模型效果。绘制散热槽的草图如图 3示。 图 2擦片开设散热槽草图 通过圆形阵型获得整个摩擦片的散热槽 ，如图 2 图 2设散热槽后的模型图 9 设后最终成型的三维效果图如图 2示。 图 2擦片最终成型三维图 10 3 离合器的膜片弹簧设计 片弹簧主要参数的设计 1. 比较 H/为了保证离合器的压紧力尽快和操作方便，汽车离合器 膜片弹簧、2 范围内选择。常用的膜片弹簧钢板厚度 2 4计，本设计 2，h=2则 H=4 2. R/通过获取信息，越小的比例，越高的应力，越大的弹性，越大的弹性曲线的直径的误差的影响。离合器膜片弹簧根据结构的布置和要求的压紧力， R/r 本设计取 25.1摩擦片平均半径 854 86R 68r 膜片弹簧自由状态时 ，锥形角控制在 159 一定的 范围内，本设计中 a r c t a n 得 在 159 之间，合格。分离指数通常取18，有个别大尺寸膜片弹簧 24，并为膜片弹簧的小尺寸，也取 12，设计的分离指数取 18。 1092 102 满足2 8 5. 压盘加载点半径 1R 和支承环加载点半径 1r 的确定 1r 取值略大于或尽量靠近 r， 1R 取值小于 R 或尽量靠近 R。本设计取851 R 701r 片弹簧可以制成高质量和高精度钢板，并将其大小的圆盘弹簧部分的高精度。常用的碟形弹簧材料为 60达到 1600 1700平方毫米。 r 以及分离轴承作用半径 r p 0r 离合器结构的最小值大于传动轴的花键的外直径 。初选0r=25r f=28 11 片弹簧的优化设计 （ 1）为了满足离合器性能的要求，弹簧和初始锥角应在一定范围内，即 (3 r c t a (3（ 2）每一部分的弹簧的大小应在一定范围 内，即 (310086270 (3（ 3） 对于摩擦片在夹紧力上的分布均匀，推板式膜片弹簧离合器压力板加载半径1R （或拉式膜片弹簧离合器压力板载荷半径 在摩擦板平均半径和外半径之间，即 推式： 1 0 0285854/)( 1 (3拉式： 2/)( 1 (3（ 4） 根据膜片弹簧的构造， 1R 与 R ， 611 1 (3620 1 (34300 rr f(3（ 5） 膜片弹簧离合器起到分离，杠杆的功能，杠杆率在一定范围内控制，即 推式： rR rr f (3拉式： rR rR f (3性曲线绘制 碟簧的形状，如锥型垫片，见图 3具有独特的弹性特性，广泛应用于机械制造业。膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，弹簧小端延伸出由径向槽隔开的多个悬挂部件。弹性性能和大小作为碟形弹簧膜片弹簧的一部分（在同一时间加载点的时候）。因此，设计公式的碟簧也适用于膜片弹簧。支撑环和沿圆周分布的膜片弹 12 簧的载荷压力板，假集中在支撑点，由 载点之间的相对变形（轴向）为 1，压紧力 2111111211211 r/3 式中： E 弹性模 量，对于钢材， 泊松比，钢， = 膜片弹簧在自由状态下，碟形弹簧的内锥高度 h 弹簧钢厚 R 当弹簧是自由的时，碟形弹簧的大端半径 r 当弹簧是自由的时，碟形弹簧的小端半径 加载点半径 支撑环的负荷点的半径 图 3片弹簧的尺寸简图 表 3片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 h 86 68 85 70 4 2 初选了上述参数以后，可根据式（ 3用 件表格计算见表 31特性曲线见图 3 表 3 1算值 13 1 1 1 1 5001000150020002500300035004000450050000 1 2 3 4 5 6 7图 3-2 h=2片弹簧 维建模 转命令创建膜片弹簧的基本形状，首先绘制草图如图 3示。 14 图 3建膜片弹簧旋转的草图 功创建膜片弹簧的基本形状如图 3 图 3片弹簧旋转后的基本形状 15 图 3片弹簧三维成型效果图 16 4 扭转减振器的设计 扭振减振器是由弹性元件和阻尼元件组成的。弹性元件的主要功能是减小传动系统的扭转刚度，降低传动系 统的固有频率，改变系统固有模态。为了避免引起发动机转矩主谐波激励引起的共振，阻尼元件的主要功能是吸收振动能量。因此，扭转阻尼器具有以下功能： 1）降低发动机曲轴和传动系统的扭转刚度，调整传动系统的固有频率。 2）提高传动系统的扭转振动阻尼，抑制扭转共振的响应振幅，并衰减由冲击产生的瞬态扭振。 3）控制传动系统，离合器和传动轴的扭转振动，减少变速器的怠速噪声，减少主减速器和传动系统的扭振产生的噪声。 4）在不稳定的情况下，降低传动系统的扭转冲击载荷，提高离合器在离合器中的乘坐舒适性。 扭振减振器具有线性和非线性特性。单级线性减振器的扭转特性，如图 4弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，大部分在汽油机上的应用。柴油机，由于发动机的怠速转速不大，往往造成齿轮齿的传动往往受到冲击，造成传动噪声。在扭振减振器中，另一组在发动机怠速工况下，采用小弹簧操作，消除了怠速噪声。在这种情况下，可以得到的 2个阶段的非线性特性，第一阶段是少，被称为怠速速度，和第二阶段的刚度是比较大的。目前，在柴油机上广泛使用的是一种具有怠速二级或三级的非线性扭振减振器。图 4级线性阻 尼器的抗扭性能 图 4级线性阻尼器的抗扭性能 17 减振器的扭转刚度 k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 T 是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩紧转矩。 （ 1）极限转矩 限位销消除减震器和从动盘毂之间的间隙间隙 1转矩极限（图 4传递的最大转矩，从而限制扭矩的引脚功能。它与发动机的最大扭矩有关： 图 4振器尺寸简 1m a x m a x( 1 . 2 1 . 4 )j e j T T (4本设 计选 取 m a x（ 2）扭转角刚度是 为了避免系统的共振，应合理选择减振器的扭转刚度k，从而避免了发动机正常工作转速范围内 的共振现象。 (图 4 减振弹簧分布在 相对从动盘毂转过的弧度，相应的弹簧变形 。在这个时候，所需的扭矩被添加到驱动板是 2201000 Z R 式中： T 相对扭矩从动盘离合器盘毂与所需的拐弯弧度 (N m)； K 每一个隔振器的直线刚度 (N 减振弹簧个数； 阻尼弹簧 位置半径 (m)。 根据扭转刚度的定义， /则 220100 Z R 式中：N m 设计时可按经验来初选是kk 13 14 因此：k 13 本设计选取k=2600 N.m/ （ 3）扭转减振器的摩擦力矩 尼器的扭转刚度受结构和发动机最大扭矩的限制，可能是非常低的， 18 所以为了在发动机转速范围内最有效的阻尼必须一般按类型作为主合理选择减振器阻尼摩擦力矩：m a x( 0 . 0 6 0 . 1 7 ) 4 本设计 a x 4）预紧转矩 于减震器的线性特性，应在安装时安装减震弹簧。和没有预紧力矩时相比。当两个角刚度和极限转速是相同的，预紧力矩限制较大，使减振器可以在很宽的范围内的扭矩工作；当极限扭矩和角度都是一样的，角刚度低。这显然是有利的。但预载力矩值不应大于摩擦力矩： T （ 4 （ 5） 阻尼弹簧位置半径 图 2 15所示，一般取 20 ( 0 . 6 0 0 . 7 5 ) 2 （ 4 式中： D 为摩擦片的内径。 本设计中：选取 5 （ 6）减振弹簧个数 Zj 表 4减振器弹簧个数选择 摩擦片外直径 D 50 减振器的弹簧个数 4 10 10 本设计中选取。 （ 7）减振弹簧总压力 当 轮毂与从动件之间的间隙和从动件 1或 2被消除时，阻尼弹簧是最大传输转振弹簧所受的应力 20/ R （ 4 03/45= 8）最大工作压力为每一个振动阻尼器 F F 算得： F= （ 9）减振弹簧尺寸设计 1）弹簧的平均直径 19 般从构造中决定，通常1 15 设计选取2 2）弹簧钢丝的直径 31 8 (4式中：扭转许用应用 取为 5500 6000 公斤 /厘米 2 ，本设计中计算选取 =6000 公斤 /厘米 2。 代入已知数据计算得：1d 整为1d 2 设计一般1 4间，因此设计的参数合理。 3）减振弹簧的刚度 (4代入数据计算得 ： =）减振弹簧的有效圈数 i 41384代入已知数据计算得： i 整为 i 4。 G 为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取 G=04 5）减振弹簧总圈数 n n=i+(2) (4一般 n 为 4 圈，则设计为 n=4+2=6 圈 。 6）减振弹簧最小长度 振弹簧在最大工作压力 P 时的最小长度 m i n 1 1( ) 1 . 1l n d d n (4式中， 弹簧圈之间的间隙，必要时还可取得小一些。 计算得：2 6= 7）减振弹簧总变形量 l 20 (4计算得： l = 8）减振弹簧自由高度 l l (4 计算得 ：0l=）减振弹簧预变形量 l 1 (4计算得： l =0）减振弹簧安装后的工作高度 0l l l (4计算得： l =16.4 11）减振弹簧的工作变形量 l l l l (4计算得： l = （ 10）极限转角 j 减振器 预紧转矩动片相对从动盘毂的极限转角j为： 202 a r c s i n 2j (4 j通常为 3 1 ,该设计直接取 （ 11）限位销与从动盘缺口测边的间隙 一般为 4 设计 选取 = 2（ 4 式中：2 （ 12）限位销直径 d d 按结构布置选定，一般 d =12设计选取 d =11 21 5 操纵机构 离合器的工作 机构是驱动控制离合器分离和接合的一套机构。它控制着从离合器开始的踏板，在离合器壳中结束。由于离合器的频繁使用，离合器的控制机构要求操作轻。可移植性主要包括 2 个方面： 1 在离合器踏板上施加的力不能太大， 2 是提供一个踏板间隙的校正机构。离合器控制机构根据所需的能量分离不同，可分为机械式、液压式、弹簧式增压器、气动增压器、机械式和气动增压器等。 汽车离合器控制机构应符合以下要求 3： 1）踏板力小，汽车一般在 80 150N，卡车不能超过 150 200N； 2）踏板行程，汽车一般在毫米范围内，和卡车最大不能 超过 180 3）踏板行程由调节装置提供，以确保摩擦板的自由行程可通过调整恢复； 4）提供一个踏板行程限位装置，以防止因过度用力造成的控制机构损坏； 5）具有足够的刚度； 6）高传输效率； 7）发动机的振动，车架或驾驶室的变形不会影响发动机的正常运转。 机械式控制机构有杆传动系统和钢丝绳传动和螺旋传动具有结构简单、工作可靠、机械效率低、车架和驾驶室变形等影响正常工作、遥控杠杆、难以安排、和绳传动可以消除的缺点，但寿命短、机构效率不高。 普通轮型离合器控制机构的设计，采用液压控制机构。液压控制机构具有以下 优点 ： 1）液压操动机构的传动效率，高质量小，布置方便；易于使用踏板挂，易于密封，不是由于驾驶室与车架和发动机的振动和运动变形的干预； 2）可以使离合器接合更加柔软，可减少变速器的动载荷时的踏板。由于液压控制具有上述优点，它被广泛使用，离合器液压控制机构主要由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。 1202 a 501 a 1352 d 671 d 02 c c 501 b 952 b 合器踏板设计 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 组成： 2111222212021 f （ 5 22 式中，离轴承自由行程，一般为 .1 映到踏板上的自由行程 1S 一般为 3020 1d 、 2d 分别 是 主缸和工作缸直径； Z 是 摩擦片面数； S 是 离 合器分离时 ， 对偶摩擦面间的间隙，单片： S S 1a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 为杠杆尺寸。 得： 131S S 格。 踏板力为 （ 5 式中， F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； i 为操纵机构总传动比，2111122222； 为机械效 率，液压式： 9080 % ，机械式：8070 %； 克服回位弹簧 1、 2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。 F N， i ， 80 %；则 合格。 23 分离离合器所作的功为 )(1 式 中， 1F 为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力， F N，则 W J 合格。 24 6 离合器其它主要零件设计 动盘毂设计 从动盘毂是离合器片的最大载荷的离合器的部件，它几乎所有的都承担着发动机的扭矩来了。一般用在齿侧的矩形花键上安装在传动轴上，花键的大小可以根据外直径的摩擦盘和发动机的最大扭矩 一般取 1 到 花键轴的直径。离合器盘毂一般采用碳钢，淬火，硬度为 26 32了提高样条内孔的表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺。 取 10n ，32 D 26 d 4b 30l c 验证 ： 挤压应力的计算公式：式中， 由下式确定： P e )( 2 m 离合器盘毂轴向长度不宜太小，以免花键轴分离的偏转滑动是不完整的， D ， d 分别为花键的内 、 外 直 径； Z 从动盘毂 个数 ；取 Z=1 h 花键齿工作高度； 2/)( 得 P N， 91.8c 格。 表 6摩擦片的外径 D /mm 健尺寸 挤压应力 c/数 n 外径 D /径 d /厚 b /效齿长 l /60 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 147 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 25 325 373 10
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