汽车膜片弹簧离合器课程设计主要计算和注意问题david0001

1、汽车膜片弹簧离合器课程设计 主要计算和注意问题david膜片弹簧离合器设计计算（某中型轿车举例）2摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择已知条件：某中型货车发动机数据：缸数：4缸排量：1.7升点火系统：1-3-4-2最大功率 96/4800 KW/rpm最大扭矩147/2500 Nm/rpm2.1离合器基本性能关系式为了能可靠地传递发动机最大转矩Trmax,离合器的静摩擦力矩T应大于发动机最大转 矩，而离合器传递的摩擦力矩T,又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总 压紧力氏与摩擦片平均摩擦半径R.,即=PTcm = 7fPrReN m（2-1）式中：0离合器的后备系数。f 一摩擦系数

2、，计算时一般取0. 250. 30Z摩擦面数2. 2摩擦片外径D与内径d的选择当按发动机最大转矩T,max （Nm）来确定D时，有下列公式可作参考：= 1：， D=225mm,所以 d/D=O. 6670.6,则 &用(2-7)式计算将(2-5)、(2-7)式代入(2-4)得：Te= n fZ Po (D2-d2) (D+d) /16(2-8)为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时A应大于发动机的最大转矩，即TfBTs(2-9)式中，T_=147Nm为发动机最大转矩；B=20为离合器的后备系数。把(2-8)式代入(2-9)式得：PF16BTz/OfZ (D-d2) (D+d)

3、代入各参数可得Po=O. 284MPa所以所得P。在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取的材料及单位压力P。符合设计 要求。2. 5离合器基本参数的约束条件1. 摩擦片外径D (nnn)的选取应使最大圆周速度V。不超过6570m/s,即VD= ruDX10-S/60W65 70m/s式中，n.3为发动机的最高转速(r/min)。本次设计中n=4800 r/min,所以VB= 4800X 225 X10_s n /60=56. 52m/s 符合 VdW6570m/s 的约束条件。2. 摩擦片的内外径比c应在0.530.70内c=d/D= 150/225=0. 667 符合约束条件3. 为保证离

4、合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.2WBW4.0,在前面参数选 取中，我们选取3=2.0,符合此约束条件。4为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm,即d 2Ro+50 o d=150mm, Ro=50mm 符合要求。5.单位摩擦面传递转矩的许用值为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。即：r(.o=- = 0.5-犷)要求人/饥即可。6为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P。为0. 101. 50MPao 我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，

5、并且选取Po=O. 284MPa,符合此约束条件。3离合器从动盘总成设计(课程设计可以简化!)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。3.1摩擦片设计3. 1.1摩擦片选材3. 1. 2摩擦片钏钉的强度校核本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为挪 接，选取16颗钏钉柳接.其柳接位置为Rl=102. 5nnn与R2=85mm,则其钏接的平均半径Ra=(R1+R2) /2=93. 75mm。柳钉材料选为15号钢。柳钉的校核如下：平均每颗钏钉所受的最大剪切力FznRa14716x93.75x10= 98N根据钏钉所受的Fu,分别校核柳钉的抗剪强

6、度和从动片的抗压强度:式中：也为柳钉孔直径，mm；m为每个娜钉的抗剪面数量；6为被钏件中较薄板的厚度，mm；根据相关已知参数，可得，m=2；选取的钏钉直径d0=4n)m, r=115Mpa,ljJ=430Mpao将各项数值代入公式得到：4x98rx42 x 2=3.90Mpa r=鼻=214x 1=24.5Mpa 所以，所选挪钉能够满足使用要求。3. 2从动盘毂设计从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接, 以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-2001矩形花键尺寸、公差和检验选取（见表a 1）。从 动盘毅花键孔键

7、齿的有效长度约为花键外径尺寸的（1.01. 4）倍（上限用于工作条件恶劣的 离合器），以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。表 3-1 GB1144-2001从动盘 外径D/mm发动机转矩Tg/Nm花 键 齿数n花键外径D/mm花键齿宽b/mm有效齿长1/mm挤压应力J /MPa键径m内d/m1605002381302101807002612302.81120011002932452.31122515003262403.51125020003582453.41028028003523404.71230031004023504.71032538004023554.6113504800402350

8、5.21338060004023555.21541072004563506.11343080004563556.51345095005214656.5128Tg5 一()2_2归7= 30 MPa 111(3-1)4臨“(D + d)z,nlbr=5MPa(3-2)花键尺寸选定后应进行挤压应力J ( MPa)及剪切应力J ( MPa)的强度校核:式中：D , d分别为花键外径及内径，mm； n花键齿数；Trmaxb-分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z从动盘毅的数目;Trmax 发动机最大转矩，N-mmo从动盘毅通常由40Cr , 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。 由表

9、3-1选取得：花键齿数n=10；花键外径D=32mm；花键内径d=26mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=30mm；挤压应力7=11. 5MPa；校核计算如下：(D + d )znlh=(4x147 )/(32 +26)x1 x 10x3x30 = 9.82 咖cr;=16. 8MPa 30MP；Tj=12. 6MPalrJ= 15MPa符合强度得要求。3. 2.1传力销的强度校核传力销同时受弯曲应力和拉伸应力的影响，此外，传力销表面还受挤压应力的作用。其强度校核如下。（1）拉弯复合应力式中，7；max为发动机最大转矩，N.m；n为传力销数目； 心为力的作用半径，m。传力销的拉伸应力为4P=

10、4x(88OO-38Oxl.9x3)= 112Mpa3.14x52x3式中，P为作用在传力销上的力，N； d为传力销根部直径，cm； n为传力销数目。（2）传力销的挤压应力为Q ,S x 100=62 15-82MPd1.5x0.5x 100式中，S为作用宽度；心为传力销的直径。经过校核，所选的传力销符合设计使用要求。3. 3从动片设计3. 3.1从动片的厚度及选材从动片通常用1.02Omm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0. 65 1.0mm,以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的 从动片，一般用高碳钢（50或85号钢）或65Mn钢板，热处理硬

11、度HRC3848；釆用波形弹簧 片的分开式（或组合式）从动片，从动片采用08钢板，氤化表面硬度HRC45,层深0. 20. 3mm； 波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度HRC4351。本次设计采用整体式从动片，厚度为 lmm。3. 4扭转减振器设计（课程设计可以经验参考设计，但是要保证结构正确！）3. 4.1扭转减振器的功能3. 4. 2扭转减振器的参数确定（1）扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度K决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度 輕13八121式中：为极限转矩，按下式计算Tr(152.0) Tem.121式中：20适用乘用车，15适用商用车，Amax为发动机最大

12、扭矩(2)扭转减振器最大摩擦力矩合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩7。一般可按下式初选为T产 3504668810 10(6) 扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj44050x1 CT=8800N式中：Pc,的计算应按Tj的大者来进行& =8800No每个弹簧工作压力P =冬=8800/6=1466N121Z3. 4. 3减振弹簧的尺寸确定在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关 尺寸。弹簧的平均直径般由结构布置决定，通常选取Dfll15左右。弹簧钢丝直径dd=3iS/）/- l2iV龙式中：扭转许用应

13、力厂=550600MPa, d算出后应该圆整为标准值，一般为34mm左右。 代入数值，得d=3. 33mm,符合上述要求。减振弹簧刚度：k= （N / mm） 121 =380N/mm1000R /J减振弹簧的有效圈数： - G d、2S；c式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢G=83000N/mm2,代入数值，得24. 04。减振弹簧 的总圈数“ = , + （1.52）=6。减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：“ （i +5） = 1=26. 4m减振弹簧的总变形量:/ = P/k = 1.9mm减振弹簧的自由高度:zo =/min+A/ =28. 3mm减振弹簧的预变形量:A/ = 0.2

14、3 mmkZA 减振弹簧安装后的工作高度：I = A/ =2& 07nnn4膜片弹簧设计4.1膜片弹簧的概念4.2片弹簧的弹性特性4.3片弹簧主要参数的选择4. 3.1 H/h 选择比值H/h和h的选择：在设计过程中，比值H/h和h的选择要根据膜片弹簧非线形特 性的弹性变化规律来选择,为了能够正确选择其膜片弹簧的特性曲线，来得到最佳的使用性能, 一般H/h的比值范围1.5 S H/h S 2.2 .常用的膜片弹簧板厚为24州。4. 3.2 R选择根据结构布置和压紧力的要求，R/r般为1.21.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径R“摩擦片的平均

15、半径：Re = (D+d)/4=(225+150) /4=93. 75mm因 RRct 取 R=96mm,则 r=78mm 则 R/r=96/78=l 23。4.3.3圆锥底角。汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角般在915范围内，本设计中式a =arctanH/(R-r)=arctan4. 5/(96-78)得a =14.04在915。之间，合格。4. 3. 4膜片弹簧工作位置的选择：膜片弹簧的弹性特性曲线，如图4-2所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置, 而且人 =(A.w +心)/2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B般取在凸点M和拐点 H之间，且靠近或在H点处，一般九= (0

16、.81.0)入，以保证摩擦片在最大磨损限度山范 围内压紧力从仟到变化不大。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。分翩許盼花rn833?厂F 2 厂“匪片nr G&(=r屮图4-2膜片弹簧的弹性特性曲线4. 3. 4分离指数目n的选取分离指的数目N、切槽宽石以及窗空宽和半径r的选择都要符合标准来选取。汽车离 合器的膜片弹簧的分离指的数目要大于12个，一般在18左右取整偶数，以方便于生产制造时好利用模具分度；切槽宽可一般在范围35切之间；窗空宽6=(2.53皿，其半径rc = r-(0.8 1.4)J2。本设计中取分离指数为18。4. 3.5切槽宽度4切

17、槽宽5 1=3. 23. 5mm,窗孔槽宽6 2=910mm, r.的取值应满足r-r. 6 2的要求。所以选取 S 1=3. 5mm, 5 2=10mm, re=68mmo4. 3. 6膜片弹簧小端内半径心确定由表3-1可得知花键尺寸D=32mm。取)尬皿二/轴花键半径，则取沪26mm。4. 3. 7压盘加载点半径&和支承环加载点半径行的确定耳应略大于且尽量接近厂，&应略小于R且尽量接近R。膜片弹簧应用优质高精度钢 板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60Si2M,iA ,当量应力可取 为 1600 1700N/劝2。根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，&和

18、人需满足下列条件：R-R 7 且 0r, -r6由前面R选择可知，R=96mm, r =78mm代入上式得：1 100-R1S7 且 0/80A系数，A =m碟簧大、小端半径之比，m=R/ro汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-2所示。(a)(b)(c)(b)结合状态；(c)分离状态图4-2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形用VB语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根 据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=l. 95, h=2. 3mm, H=4. 6mm； R/r=l. 23, R=96mm,

19、r二78mm； N=18； r0=16mm, =28111111； 5 1=3.5mm, 6 2=10mm, r.=68mm； Ri=94mm, iY=81mm。由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C 及各点坐标如图4-3所示：图4-3调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图4. 3. 8检验所得尺寸是否符合设计的约束条件(1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力F“与摩擦片工作压力N相等由上图数据显示可知，F沪7042.5N, Fc=7042. 9N, FjFy符合设计要求。(2) 为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使入入沪081.0即0.8W (

20、R-r)入(Rx-r) HW1.0X a=3.13 则(R-r) X JB/ (R-r) H = (100-80) X3. 13/ (96-82) X4. 6=0. 97 符合 设计要求。(3) 为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因素的下降， 摩擦后弹簧工作压紧力九应满足FAF吩由上特性曲线可知F沪7881.2N, Fw =7042. 5N,满足FuFul的设计要求。(4) 为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1. 6WH/hW2 29W a qH/ (R-r) W15H/h=4. 6/2. 5=1. 84 和 a H/ (R-r) =4. 6/ (100-80)

21、rad=13.18都符合离合器的使 用性能的要求。(5) 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围，即1.2WR/rWl3570W2R/hW1003. 5WR/roW5. 0根据所确定的参数可得 R/r=100/80=l. 25、2R/h=2X 100/2. 5=80 R/r0 =100/24=4.17 都符合上述要求。(6) 为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：(D+d) /4WRWD/2根据所确定的参数可得(D+d) /4=93. 75, D/2=112.5, R产94。符合上述要求。(7) 根据弹簧结构布置的要求，应满足：1WR-R1W7；0Wi-rW6；0rf- r()W6根据所确定

22、的参数可得R-RM, r-r =2, r- i尸6都符合弹簧结构布置的要求。(8) 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：2. 3W (rt-rf) / (R厂 rt) W4. 5根据所确定的参数可得(口-“)/ (Rm) = (80-30) / (96-80) =3.12符合设计要求。4. 3. 9膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由 参考文献11P65可知B点的应力a。为a tB=E/ (1 P2) /r(e-r) X 472 (e-r) a +h/2 4 111令Jb对的导数等于零，可求出a “达

23、到极大值时的转角4P4r=a +h/(e-r)/2自由状态时碟簧部分的圆锥底角a =0. 23rad;中性点半径 e= (R-r) /In (R/r) =89. 646mm。此时r=0. 23+2. 5/ (89. 646-80)/2=0. 359rad离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角为4,4 f=2arctan 入/ (Ri-rx)/2=2arctanl. 6/ (96-82) /2=0. 114rad此时祝V4”则计算Jb时4取仪，所以O tB=2. 1X100000/(1-0. 32)/80X (89. 64-80)X0. 11472-(89. 646-80)X0. 23+2

24、. 5/2XO. 114=-96& 74 (MPa)设分离轴承对分离指端所加载荷为F2 (N),由汽车设计P64式(2-16)可知：F2=(R-rx) Fi/ (r- rf)式中“=30mm为分离轴承与分离指的接触半径；Fi等于压盘工作压力F=58059 (N)。所 以F3= (96-82) X 5805. 9/ (82- 30)=1563.1 (N)在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力其值为o rt=6 (r- rf) Fa/ (nbrh2)式中，n为分离指数目(n=18)； b为一个分离指根部的宽度。所以ort=6X (80- 30) X1563. 1/ (18X21X2. 52)

25、 =198. 4 (MPa)考虑到弯曲应力。注是与切向压应力o “相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论， B点的当量应力为o jB= a rB- o =19& 4一(一96& 74) =1167.2 (MPa)在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA,所以。沪1167. 2MPa符合JW1500 1700MPa的强度设计要求。4. 3.10膜片弹簧的制造工艺及热处理本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA髙精度钢板材料。为了提高膜片弹簧的承载能力， 要对膜片弹簧进行强压处理。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化 的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。为了提高分离指

26、的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀钻合金和镀镉或四氟乙烯。 在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压 处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC, 分离指端硬度为5562HRC,在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片 弹簧的内、外半径公差一般为H11和hll,厚度公差为土0. 025mm,初始底锥角公差为10 分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6um,底面的平面一般要求小于0. lnnno膜片弹簧 处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0. 81. 0mm。通

27、过本节膜片弹簧的弹性特性设计，得出如下数据:H=4. 6mm, h=2. 5mm, R= 100mm, r=80mm, 圆锥底角13.1 ,分离指数“ =18,切槽宽8 1=3. 5mm,窗孔槽宽5 2=9mm, r.=68mm, r0=24mm, rz =30mm, Rl=96mm, =82mm。5压盘和离合器盖的设计（课程设计可以参考选取）5.1压盘设计5.1.1传力定中方式的选择压盘的传力方式为传力片传动方式。传力片式传动1. 通过摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径：压盘外径=。+ （25） mm,压盘内径之-（14） mm2. 压盘的厚度i的确定主要依据以下两点：1）压盘应具有足够

28、的质量2）压盘应具有较大的刚度鉴于以上两个原因，压盘一般都做得比较厚（15-25mm）,而且在内缘做成一定锥度以弥 补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离 合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。3. 压盘凸台高度的确定（绘图时要注意！必须保证离合器分离时膜片弹簧与离合器盖不 能干涉!）在前面绘制的膜片弹簧弹性特性曲线中，可知E为2mm, b2为2. 4m。由几何知识可知 bl _ 20S2 _ 56由此可得，S2=5. 6mm,因此凸台的高度XI应该大于S1。在本次设计中，取压盘凸台的 高度为9mm。在后面离合器盖的设计中，也应该遵循X2b2的原则。5

29、.1. 3压盘温升的校核通常由灰铸铁HT200（密度7.2X103kg/m3）铸成。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8C10C温升t的校核按式为：t = y XL/mc11式中：丫一传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，丫 =0.5；m压盘的质量；c压盘的比热容，铸铁的比热容为544.28伙C）；L滑磨功。在校核离合器一次结合温升之前，先计算一次结合过程的总滑磨功L,可根据下式计算兀“；1800式中，。为汽车总质量（Kg）；为轮胎滚动半径（m）； U为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；5为发动机转速r/inin,计算时乘用车取2000r/min,商

30、用车取 1500r/min 其中：=6.17 ,=5.913 , rr =0.6m , ma = 1460 Kg 压盘质量m由计算得到为2.24kgo由此可计算得“宀2000 1460x0.68602J1800( 6.172 x5.9132 J单位摩擦面积的滑磨功:4xLxZ(D2-d2)4x860234x2x(225?-15()2 厂0.19J/mn a2、 bl.卸、cl、c2为杠杆尺寸(图7-1),根据前面膜片弹簧结构参数可知6=19md, c2=67. 5mm； 选取 a2=240mm, ai=33mm, b2=75mm, bi=50mm； di=15mm, d2=16.26mm。6.4校核踏板行程(自由行程，工作行程，总行程)(1) 自由行程校核由6-1公式可知，自由行程5为St =Sofa2b2 (d2) 7 atbx (dx) J=3X240X75X16. 26733X50X152=3& 45mm为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增 加等，至少应留25mm的踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位置， SiV50mm为好。综上所述并根据校核S产3& 45mm符合25nmSx50inni的要求。(2)