乘用车膜片弹簧离合器毕业设计

1、乘用车膜片弹簧离合器设计 第一章 绪 论 1.1 论文设计的目的及意义 通过了解乘用车离合器的构造， 掌握乘用车离合器的工作原理， 了解从动盘 总成、压盘和膜片弹簧的结构，掌握从动盘总成、压盘和膜片弹簧的设计方法， 通过对以上几方面的了解， 从而深入的了解离合器。 学会如何查找文献资料、 相 关书藉，培养学生动手设计项目、 自主学习的能力， 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、 便于维护的乘用车离合器， 为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠 定扎实的基础。 通过这次的毕业设计， 使学生充分地认识到设计一个工程项目所 需经

2、历的步骤和方法， 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。 1.2 论文选题的背景 对于以内燃机为动力的汽车， 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 与传动系平稳平顺地接合， 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。 随着汽车发动机转速

3、、 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。 从提高离合器工作性能的角度出发， 传统的推式膜片弹 适应发动机 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， 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。 汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响， 而离合器又是汽 车传动系中的重要部件。 在离合器设计中， 合理地选择离合器的结构型式和设计 参数不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩， 还使其有足够的使 用寿命。 1.3 论文设

4、计的方法 通过毕业设计， 对轿车离合器的结构、 从动盘总成、 压盘和离合器盖总成及 膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料， 了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过自己动手拆装桑塔纳 2000 轿车膜片弹簧离合器，对其有进一步的了解，并在指导老师的帮助下完成 膜片弹簧离合器设计。 为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要 求： 1） 在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备， 又能防止传动系过载。 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

5、惯量要小， 以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击， 便于换挡 和减小同步器的磨损。 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）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8）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。 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）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 1.4 论文內容的概述 现在轿车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦式离合器。 摩擦

6、式离合器主 要由主动部分 （发动机飞轮、离合器盖和压盘等 ） 、从动部分 （从动盘） 、压紧机构 （ 压紧弹簧 ） 和操纵机构 （ 分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等 ） 四部分组 成。 本次毕业设计的基本内容有： 1. 膜片弹簧离合器的基本结构尺寸和参数的选择 （摩擦片外径D离合器后备系 数P和单位压力P）及计算。 2. 离合器零件的结构选型及设计计算 1) 绘制离合器装配图； 2) 从动盘总成设计； 离合器盖总成设计； 膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核； 1.5 膜片弹簧离合器的概述 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

7、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，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

8、汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。 作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形 状的截锥形薄壁膜片， 且自其小端在锥面上开有许多径向切槽， 以形成弹性杠杆， 而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。 膜片弹簧的两侧有支承圈， 而后者 借助于固定在离合器盖上的一些 (为径向切槽数目的一半) 铆钉来安装定位。 当 离合器盖用螺栓固定到飞轮上时， 由于离合器盖靠向飞轮， 后支承圈则压膜片弹 簧使其产生弹性变形， 锥顶角变大， 甚至膜片弹簧几乎变平， 同时在膜片弹簧的 大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。 当离合器分离时， 分离轴承前移 膜片弹簧压前支承圈并以其作

9、为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移， 并通过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。 膜片弹簧离合器具有很多优点： 首先， 由于膜片弹簧具有非线性特性， 因此设计摩擦片磨损后， 弹簧压力几乎不变， 且 可以减轻分离离合器时的踏板力， 使操纵轻便； 其次，膜片弹簧的安装位置对离 合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定， 平衡性也好； 再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用， 使离合器结 构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片 弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀, 也易于实现良好的通风散热等。

10、 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，而 且正大力扩展到载货汽车和 重型汽车 上，国外已 经设计出了传递转 矩为 802000N.m最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、 客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达2832t的重型汽车也有采用膜片 弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的 操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处 是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者 的膜片弹簧为反装

11、，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近， 使结构简化，零件减 少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后 仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。 而在压式结构中支承圈 的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。 第2章离合器结构方案选取 2.1设计任务书给定参数和结构设计要求 表1-1马自达阿特兹2017 2.5L蓝天运动版基本型整车参数 项目 参数 汽车的驱动形式 4X2 最高车速 Vamax =215 km/h 发动机最大功率及转速 P emax =141 KW门卩=6100r/mi n 主要尺寸 4870 X 1840 X 1450 长/ 宽 / 高(mm

12、) 主减速器最大传动比 io =4.444 变速器最大传动比 ig =3.455 轮胎型号 225/45R19 发动机最大转矩及转速 Temax =252 N - m K =3250 r/min 整备质量 m=1484Kg 在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件等要求等，合理选 择离合器的结构。 在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点: 保证离合器结合平顺和分离彻底。 离合器从动部分和主动部分各自的连接形式和支承。 离合器轴的轴向定位和轴承润滑 运动零件的限位 22 结构方案的设计与选取 2.2.1从动盘数及干湿式选取 根据已知条件知道乘用车可选取单片干式膜片弹簧摩擦离合器，因为

13、这种结 构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小, 散热性好，采用轴向有弹性的从动盘结合平顺，广泛用于乘用车和最大总质量小 于6t的商用车。 故该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。 2.2.2压紧弹簧的结构形式及布置 离合器的压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧 和膜片弹簧等，可采用沿周置布置、中央布置、和斜置等形式。根据设计条件可 选取膜片弹簧离合器。 膜片弹簧膜片弹簧是一种由弹簧钢制成，具有特殊结构的蝶形弹簧，主要 由碟簧部分和分离指部分组成（图2.1 ）。膜片弹簧离合器与其它形式相比具有 很多优点：首先，由于膜片弹簧较理想具有非线性特性

14、， 因此摩擦片在允许磨损 范围内，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便; 其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上 不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧 和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩 短了轴向尺寸；此外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触， 使压力分布均匀, 摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。 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，因此这种离合器在乘用车上得到广泛运用， 而且正大力扩展各 种形式的商

15、用车。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代, 膜片弹簧为反装，并将支承圈片弹簧的大端附近（见图2.2b ），接合时，膜片 弹簧的大端支撑在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮 支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自 实现离合器的分离。使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也 得到改善，最大应力下降； 由行程不受影响。 U 7 b) zS 15 IJ 21 图2.1膜片弹簧离合器的工作原理图 （a）自由状态；（b）压紧状态；（C）分离状态 I 9 3 lU 图22 （b）拉式操纵 （a）一般压式操纵 2.2.3压盘的驱动方式 压盘是离合器的主

16、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，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。 压盘与飞轮的连接方式或驱动方式有：凸块一窗孔式、传力销式、键块式以 及弹性传动片式等。前三种方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙，在传动 时将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有磨损，甚至可能导致凸块根部产 生裂纹而造成零件的早期破坏，因此近年来广泛采用弹性传动片式。 弹性传动片是由高碳钢冲压而成，其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固 定在压盘上，且一般用34组（每组23片）沿圆周切向布置以改善传动片的受 力状况，这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用传

17、 动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点， 而且简化了结构，降低了对装配精度 的要求且有利于压盘的定中。 故该离合器采用弹性传动片式。 2.2.4分离轴承的类型 分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产 生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承 两种，前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况。常用含润滑油脂的密 封止推球轴承，小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之 间有沿圆周方向的滑磨，当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不 同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采 用自动调心式分

18、离装置（见图2.3）0它有内圈旋转轴承，轴承罩，波形片簧（见 图2.3 ）中4,它由厚约为0.7伽的65Mn钢带制成，油淬、模内回火度 HRC4$ 51）及分离套筒组成。由于轴承与套筒间都留有足够径向间隙以保证分离轴承相 对于分离套筒可以径向移动Imm左右，所以当膜片相对分离套筒有偏斜时，由于 波形片簧能够产生变形，允许分离轴承产生相对的偏斜，以保证膜片弹簧仍能被 均匀的压紧，也防止了膜片弹簧分离指处的异常磨损并减少了噪音。 另外由于分 离指与直径较小的轴承内圈接触，贝吐曾大了膜片弹簧的杠杆比。 分离套筒支撑着分离轴承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上, 可以轴向移 动。分离器结合后，分离轴承与

19、分离杠杆之间一般有34mn间隙, 以免在摩擦 片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间 隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构， 用轻微的油 压或弹簧力使分离轴承与杠杆端 （多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少 踏板行程。 10 图2.3自动调心轴承装置 1分离轴承罩；2分离轴承；3分离套筒；4波形弹簧片 2.2.5离合器的通风散热措施 提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面 的温度。 180 r 在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180r以下，随 着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表

20、面的温度超过 200 r时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有 可能达到1000C。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦 材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。 为防止摩擦表面的温度过高， 除压盘应具有 足够的质量以保证有足够的热容量外， 还应使其散热通风良好。 为此，可在压盘 上设置散热筋或鼓风筋； 在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽， 这种 结构措施在单片离合器压盘上也开始应用； 将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶 片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口， 以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末， 在离合器

21、壳上设置离 合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设冷却气流的导罩， 以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。为防止压盘 的受热翘曲 变形，压盘应有足够大的刚度。 鉴于以上对质量和刚度的要求， 一般压盘都设计得比较厚， 载货汽车一般不 小于15 mm。 2.2.6 从动盘的结构形式 此设计选择带有扭转减震器的从动盘， 带有扭转减震器的冲动盘， 从动片与 花键毂之间，通过减震弹簧项链。具有切向弹性，以消除高频共振，并引起缓冲 作用，在从动片花键毂与键盘之间有减震摩擦片， 装碟形垫片做弹性夹紧后去摩 擦阻尼作用， 并使阻尼率保持稳定， 以吸收部分能量衰减低频振动， 具有良好的

22、 减震降噪效果。 第 3 章 离合器基本结构参数的确定 在初步确定离合器的结构形式（如单片干式、采用有机面片、膜片弹簧等） 之后，就要确定基本结构尺寸及参数：摩擦片外径 D单位压力P0和后备系数8。 在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对其有重大影响： (1) 发动机最大转矩T emax (2) 整车总质量ma ； (3) 传动系总的速比（变速器传动比X主减速器速比）匕； 车轮滚动半径r k o 离合器的基本参数主要有性能参数P和 po,尺寸参数D和d及摩擦片厚度bo 3.1离合器后备系数的确定 后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽 车起步时的滑磨，提高了离合器的

23、使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减 少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。在开始设计离合器时一 般是参照统计质料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式等特点，初步选定 后备系数 。 汽车离合器的后备系数的推荐值: 乘用车及最大的总质量小于6t的商用车： =1.20 1.75 最大的总质量6t-14t的商用车：=1.50 2.25 挂车：=1.80 4.00 本设计的是乘用离合器，参考数据选定其后备系数=1.40 3.2摩擦片外径及其它尺寸的确定 摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿 命，所以应先确定摩擦片的外径 D 在确定外径时，可以根据以下经验

24、公式（3. 1）计算出: 式中： D DK D JTemax 摩擦片外径，mm 发动机最大扭矩，N.m 式(3. 1) e max Kd为直径系数，选取14.6取值范围见表3-1 o 设计原始数据：T emax=252N.m 由公式（3. 1）代入相关数据，则得：D=232mm 表3-1直径系数Kd的取值范围 直径系数Kd 乘用车 14.6 取大总质里为1.814.0t的商用车 16.018.5（单片离合器） 13.515.0（双片离合器） 取大总质里大于14.0t的商用车 22.5 24.0 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.2 “离合器摩擦片尺 寸系列和参数”（即GB145

25、 74） 表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径d/ m 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/ m 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 C =d/D 0.68 0.69 0.700 0.667 0.58 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 0.532 7 4 9 1-c3 0.67 0.66 0.657 0.703 0.762 0.796

26、0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 6 7 单位面积 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 / 3 / cm 可取：摩擦片有关标准尺寸: 外径D=225mm 内径d=150伽 厚度h=3.5伽 内径与外径比值 C =0.667 3.3摩擦因数，摩擦面数和离合器间隙的确定 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。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围 如下 表3.2摩擦材料的摩擦因数f的取值范围 摩擦材料 摩擦因数f 石棉基材料 模压 0.20-0.25 编织 0

27、.25-0.35 粉末冶金材料 铜基 0.25-0.35 铁基 0.35-0.50 金属陶瓷材料 0.4 本次设计取f=0.30。 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。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选 用的是单片推式膜片弹簧离合器，因此 Z=2。 离合器间隙是指离合器处于正常结合状态、 分离套筒被回位弹簧 拉倒后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结 合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有间隙。一般为3-4mm 3.4单位压力P的确定 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

28、有关. 离合器使用频繁，工作条件比较恶劣（如城市用的公共汽车和矿用载重车）, 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。 当摩擦片采用不同材料时，Po按下列范围选取: 石棉基材料 P 0=0.10 0.35MPa 粉末冶金材料 P 0=0.350.60MPa 金属陶瓷材料 P 0=0.701.50MPa 本次设计摩擦面片采用有机材料，单位压力p

29、O为0.350.5MPa 用公式3Tema= fZ卩。）验算单位压力P。： 12 式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，取f=0.3 ; Z为摩擦面数，单片离合器 的 Z=2。 (3.2 ) BT emfZp 0D (1 C) 12 则 P0=0.35MPa 单位压力P0在容许范围之内，符合要求。 3.5离合器传递的最大静摩擦力矩Tc Tc Temax 1.4 252 352.8N m 3.6离合器基本参数的校核与优化 1. 最大圆周速度 vD n emaxD 10 一 3250 225 10 338.2m/s 70m/s 60 60 式中，Vd为摩擦片最大圆周速度(m/s); nemax为发动机最

30、高转速取3250r/min ; D为摩擦片外径径取225mm; 故符合条件。 2. 直径误差 摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，本次设计取 c = dD =0.667，符合要求。 3. 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的 值应在一定范围内，最大范围为1.24.0 0 4.摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径 2R0 约50mm 即 d 2R0 50mm 5.单位摩擦面积传递的转矩Tco 4 352 4Tc T = 4 (2202 1502) Z(D2 d2) Tc0 = 式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩 0.0043 (N m/ mm2

31、) 352N m； 式中，Tco为单位摩擦面积传递的转矩(N m/mm2 )；为其许用 值(N - m/mm2)，按下表选取。 离合器规格 D/mm 210 -250 250 -32S 325 TJ/X 10- 0.28 0.30 0.35 0.40 单位摩擦面积传递转矩的许用值 当摩擦片外径 D 220mm寸，Tco=O.3ON m/ mm20.0043 N - m/ mm2, 故符合要求. 6.为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0 的最大范 0.11-1.50MPa,即 0.10 MPa P 0.197MPa mPa 1.50MPa 7.为了减少汽车起步过

32、程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤， 离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 4W 2 2 Z(D d ) (3-11 ) 式中， 为单位摩擦面积滑磨（J/mm2）； 为其许用值（J/mm2），对于乘用车： 0.40j/mm2,对于最大总质量小于6.0t的商用车：【】0.33 J/mm2，对于最大总 W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑 质量大于6.0t商用车：0.25J/ mm2: 磨功（J）,可根据下式计算 式中，rnia为汽车总质量（Kg）； 的传动比；i0为主减速器传动比; 用车取1500r/min。其中：i0 2 2 ne W 1800 2 mar

33、r .2. 2 i0 ig rr为轮胎滚动半径（ ne为发动机转速 5.83 ig1 5.557 (3-12) m）； ig为汽车起步时所用变速器挡位 r/min，计算时乘用车取 2000r/min，商 rr0.6 m ma 4095 Kg 代入式（3-12 ） 得 W 30774.09J，代入式（3-11 ）得 0.3930.40，合格。 8.离合器接合的温升 W 一 (3-13) mc 式中,t为压盘温升，不超过810 C； c 传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘; 为压盘的比热容，c 481.4j/（Kg C）；Y为 0.5，m为压盘的质量m 3.15Kg 代入，t 6.04 C

34、，合格。 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p 厚度b 单位压力Po 220mm 150mm 1.40 3.5mm 0.3 MPa 第4章离合器膜片弹簧的设计 4.1膜片弹簧的结构特点 由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推 式和拉式，在本设计中采用拉式结构。 膜片弹簧的结构形状如下图7. 1，它是由弹簧钢板冲压而成的。 （1）膜片弹簧 （2）碟形弹簧 图4.1 从图中可以看出，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，像图7.1中（2）的样子，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

35、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， 卸载后又恢复原形如图 7.1（2）所示。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 由于膜片弹簧采用拉式结构，故其反装。离合器在分离和接合时，膜片弹簧

36、 的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况（如图 7.2 ）:接合时, 膜片弹簧的大端支撑在离合器盖上，以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离 飞轮实现离合器的分离，分离时与之相反。如下图： 分离状态 图4.2膜片弹簧在不同工作状态时的作用力及变形情况 自由状态；（b）压紧状态；（C） 4.3膜片弹簧的弹性变形特性 前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分， 碟簧部分的弹性变形特 性和螺旋弹簧是不一样的，它是一中非线性的弹簧，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： H 和q h 如下图4

37、.3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。 HM h 如图4.3中H/h=1.5 -72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. (3)72 H D,所以取r f =25mm, r p =28mm 5分离指数目n的选取 汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n 12, 一般在18左右，采用偶数，便于 制造故取为n=18。 6切槽宽度1、2及半径re 初选切槽宽1 3.529 mm,窗孔半径r e一般情况下由r r e 2 参考下表4.

38、1 表4.1 一些车型膜片弹簧的分离爪数n、切槽宽1、2及半径re 参考上表4.1可取得n=18,14 m, 2 12 mm, r e 89mm 7压盘加载点半径Ri和支承环加载点半径 ri的确定 Ri和ri需满足下列条件: R1 7 1 R=120 r=100 故选 R1 = 115mm 1 = 106mm. 校核: 拉式 1(D d) r1 车型 n 1 (m) 2 (m) r re (m) 丰田 18 3.2 9 11 北京BJ751 18 3.2 11 13 上海SH771 18 3.2 11 12.5 雪佛兰 18 3.2 10 10 表4.1 一些车型膜片弹簧的分离爪数 1、 2及

39、半径re n、切槽宽 (225+150) /4v=106v=225/2 满足 故满足条件。 8支承环的作用半径I和膜片与压盘接触半径L 由于采用推式膜片弹簧，I , L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，I 值应尽量靠近r而略大与r。L应接近R略小于R。一些汽车膜片弹簧离合器的L 和I见下表7.4 表4.2 些车型的膜片弹簧支承环平均半径I、接触班级L 车型 膜片弹簧大端半 径 R (m) 压盘接触半径L (m) 碟簧部分半径r (m) 支承环平均半径1 (mm) 丰田 103 101 81 82.6 北京BJ751 105 103 83. 5 84 上海SH771 126 120 103.

40、 6 105 雪佛兰 114 114 93 97 参看表4.2 可选择：I=100 mm, L=110mm 9膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图4.6所示，该曲线的拐点H对应着膜片 弹簧的压平位置，而且1H ( 1M1N)/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, 般1B (0.8 1.0) 1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧 力从Fib到Fia变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到Co为 最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。 10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

41、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60Si2 MnA 4.5膜片弹簧强度计算与应力校核 O转动 假定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 （图）。断面在 0点沿圆周方向的切向应变为零，0点以外的点均存在切向应变和切向应 力。现选定坐标系如图，则断面上任意点的切向应力为: 12 y e x (4-1) 式中碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起） 碟簧部分子有状态时的圆锥底角 e 碟簧部分子午断面内中性点的半径 e (R R/r) 为了分析断面中断向应力的分布规律，将（ 4-1) 式写成丫与X轴的关系式: (

42、4-2) 由上式可知，当膜片弹簧变形位置 0 定时，一定的切向应力t在X-Y坐标系里呈线 性分布。 外侧位拉应力 B处切向压应力 显然，零应力直线为K点与0点的连线，在零应力直线内侧为压应力区, 区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校 核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（ e-r ）和 Y=h/2代入 (4-2 )式有: tB 1 E e r 2 (4-3) 令d tB d 0可以求出切向压应力达极大值的转角 h 2(e r) 由于: e=R-r/l n (R/r)=120-100/

43、1n1.2=109.696mm 所以: 0.288, tB 2196.67N/mm2。 p B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力 F2作用下还受有弯曲应力: 式中 n br 6 r rp F2 rB n br h2 分离指数目n=18 单个分离指的根部宽 (4-4) br=2*3.14*25/18=8.7mm 因此：拉式 rB417.6586543532.15N/mm2 由于d rB是与切向压应力 d tB垂直的拉应力, 所以根据最大剪应力强度理论, B点的 当量应力为: 拉式 Bj rB tB 417.65865432196.671779.011346N/mm2 532.15-2196.

44、67=-1664.52N/mm2 分离轴承的载荷计算 拉式 F2 Eh 1 61HR In R/r 片弹簧应力 3rrpF1 Bd. 2 r 2h =1748.6MPa,其中 rP) Ri ri R r R rin r 2n (rf r) Bj R r 1 R1r1 R r R1r1 2 h 1242,652N 膜 H 1 R r 2 R1r 0.522 Bj1700N/mm2 1 R1r 2r R1 ri 在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2M nA,所以 tB =846.25 MPa符合jB 15001700MPa的强度设计要求。 4.6膜片弹簧的弹性特性曲线 假设膜片弹簧在承载过程中

45、，其子午线刚性地绕上地某中性点转 动。 向变形为X1 (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示: P1 f(X1) r (H X1 音 r Q1 b2) (R1 rj2R1 r1)(H X1 2 R1 R L) h2 1 式中，E弹性模量，钢材料取 E=2.06X 105 MPa； 泊松比，钢材料取b=0.3 ; 自由状态下碟簧部分大端半径, mm 自由状态下碟簧部分小端半径, mm Ri 压盘加载点半径,mm 1 支承环加载点半径, mm 膜片弹簧钢板厚度, mm 图形如下: 0 1 2 4 5 3 变形入1/mm 膜片弹簧弹性特性 nh力压作工 图4.2弹性特性曲线 第五章离合器从动盘总成

46、设计 5.1从动盘结构简要介绍 在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘，用以避免汽车传动系统 的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命，改善汽车行使的舒适性， 并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片扭转减振器等组成， 由下图5.1可以看出，摩擦片1, 13分别用铆钉14, 15铆在波形弹簧片上，而 后者又和从动片铆在一起。从动片 5用限位销7和减振12铆在一起。这样，摩 擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切 线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片和减振盘之间的从动盘毂8法 兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹

47、簧11,以便三者 弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑 脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6, 9。当系统发生扭转振 动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减 9 振摩擦片的摩擦所吸收。 4 3 D 14 AA a % 带扭转减振器的从动盘 5.1 2, 14，15 铆钉；3波形弹簧片; 8 从动盘毂; 图 13摩擦片； 动片；6，9减振摩擦；7限位销; 减振弹簧；12减振盘 1, 4平衡块；5从 10 调整垫片；11 0.2mm.从动盘本体采用 45 式有关，表面硬度为 35-40HRC,不带波形弹簧片的从动盘钢片，

48、一般用高碳钢（如 50号) 或弹簧板冲压而成, 经热处理后达到所要求的硬度。采用波形弹簧片时，从动盘钢片可用低 碳钢板（如10 号） ，波形弹簧片用弹簧钢板。 2.从动盘钢片 从动盘钢片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。 （1）尽量小的转动惯量。从动盘钢片一般较薄，通常使用 1.3-2.0mm厚的钢板冲制而 成，有时将从动盘钢片外缘的盘形部分磨薄至0.65-1.0mm。 （2）具有轴向结构。为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有: 1 ）在从动盘外缘开6-12个“T”形形槽，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。 2）将扇形波形片的左右凸起段分别与左右侧摩擦

49、片铆接，波形片（厚度小于 1.omm) 比从动片（厚1.5-2.5mm ）薄。 3）利用阶梯型铆钉杆的细段将对成对的左片铆在左侧摩擦片上, 并交替地把右片铆在 1.从动盘的结构和材料 扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉采用铝制埋头铆钉， 摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于 号钢冲压加工得到, 一般在从动盘本体上设径向切口。从动盘钢片的材料与所采用的结构形 夹紧载荷变化曲线 上。 5.2 0.8-1.1mm，至 设计时，为了保证从动盘钢片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取 少不应小于0.6mmo从动盘钢片周兴弹性变化规律的大致趋势是抛物线。 5.

50、2从动盘设计 设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求： 为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。 为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀，从动盘应具有轴向 弹性。 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减 振器 (4) 要有足够的抗爆裂强度 5.2.1 从动片的选择和设计 设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获 得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动 盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档） 或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯

51、性力，而使 变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小 与冲动盘的转动惯量成正比，因此为了见效转动惯量，从动片都做的比较薄，通 常是用1.32.0伽厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有 时将从动片外缘的盘形部分磨至 0.651.0 mm,使其质量更加靠近旋转中心。 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，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。 为了使从动盘具

52、有轴向弹性，常用的方法有将扇形波形片的左、右凸起段分 别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（厚度小于1.0m）比从动片（厚1.52.5mm） 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。 在本设计中，因为设计的是乘用车的离合器，故采用上述方法。 从钢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， 一般厚度为1.3-2.5mm，本次设计初选从动片厚度为 2m 5.2.2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，几乎承受由发动机传来的全部扭 矩。从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧

53、定心的矩形花 键，花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移 动。 本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花 键时，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。 在本设计中，根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺 寸，由GB114 74,根据下表5. 1可得： 花键齿数 n=10 花键外径 D， =35 mm 花键内径 d ， =32 m 齿厚 b=4 mm 有效齿长 L=33 mm 从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过 =20MP,本从动盘毂材料选用40Cr。 1.4 倍。 为了保证从动盘毂在变速器第一

54、轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻 底分离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小， 一般取其尺寸与花键外径大小相同， 对 在严重情况下工作的离合器，其长度更大，可达到花键外径的 花键的尺寸选定后应进行强度校核， 由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校 核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。 花键挤压应力校核公式如下式（4. 1）: 式(4. 1) P =（MP nhl 式中：P花键的齿侧面压力，N。它有下式确定: p= 4Te max (D d )Z D ,d 一一分别为花键的外径，内径， m Z从动盘毂的数目 Te max 发动机最大转矩，N.m 252 N花键齿数 h花键齿工作高度，m l花键有效长度，m 代入相关数据可得=15.04mp 表5.1从动盘毂花键尺寸系列 该花键毂花键的=15.04mp 350 10 以上 查上表7.1可得：Z=6 全部减振弹簧总的工作负荷Pz: Pz=Tj /R1（式中Tj为极限转矩，其一般不会超过发动机转矩的 2倍, 一般可取 Tj =1.5 T emax) 所以 pz= T j /R1 =1.5 T emax/R1=72000N 单个减振弹簧的工作负荷P P= Pz / Z=7200Nr 6=12