推式轻型膜片离合器设计

1、广西科技大学2015届毕业设计说明书摘 要 离合器作为汽车传动系重要的组成部分，起着密不可分的作用，它的结构特性和组成推动了整个汽车历史的发展。本设计针对中微车型设计离合器，主要阐述膜片弹簧离合器的组成以及工作原理，并针对离合器现今发展的状况对离合器进行优化设计。在分析的工作原理和发展现状，结合实际经过最佳对比结合，最终初步的选择了离合器的结构形式，选择了推式膜片弹簧离合器。 通过方案论证初步大体的确定结构之后，开始第二步，初步的确定摩擦片尺寸，然后根据该尺寸进行计算分析，最终选择最佳参数，在确定参数之后要进行一系列的校核，最终确定最终参数。本次设计具体计算了摩擦片、膜片弹簧、压盘、离合器盖等

2、组成零件。 此次设计，对现今的离合器设计有了更多的了解，对今后的设计起到一定的参考作用。通过这次设计，将会提高该车型的舒适性以及实用性，并提高了工作效率。关键词：离合器、 设计、结构Summary   As an important part of the clutch automobile powertrain, plays the role of a close, it's structural properties and composition to promote the development of the entire automobile histo

3、ry. The design for the micro-car design of the clutch, mainly on the composition and working principle of the diaphragm spring clutch, and for the development of the current state of the clutch to optimize the design of the clutch. In principle and development status of job analysis, combined with t

4、he actual through optimum contrast, the final form of the structure of the initial choice of the clutch, select the push type diaphragm spring clutch.   After the initial determination of the structure by the general demonstration program, the Department preliminarily determined to start t

5、he second friction plate size, and then based on the size of the computational analysis, the final choice of the optimal parameters, the parameters to be determined after a series of verification, and ultimately determine the final parameters . The design of the specific calculation of the friction

6、plate, diaphragm spring, pressure plate, clutch cover and other component parts.   The design of today's clutch design put forward its own unique design and optimization of revisions for future reference design play a role. Through this design, it will enhance the vehicle's comfort

7、 and practicality, and improve work efficiency.Keywords: clutch, design, construction目 录第1章 方案论证11.1离合器的功用11.2 离合器设计车型11.3 离合器结构选择与分析11.3.1 离合器的机构型式的选择11.3.2 从动盘干式和湿式的类型选择21.3.3 压紧弹簧和布置形式的选择31.3.4 膜片弹簧的支承形式的选择51.3.5离合器作用力形式51.3.6压盘的驱动方式的选择61.4 离合器的通风散热61.5 摩擦片厚度报警方式6第2章 离合器的计算分析部分72.1 离合器设计车型方向72.2

8、摩擦片尺寸参数的选择72.3 离合器后备系数的确定72.4 摩擦片外径D 与内径d 的确定82.5 单位压力P0的确定92.6 摩擦片的因数和面数还有间隙的分析取值102.6 摩擦片基本参数的校核10第3章 膜片弹簧设计133.1膜片弹簧的内外径尺寸规格133.2内锥高与膜片钢板厚度比值H/h选择133.3 内外径比值R/r选择分析133.4圆锥底角143.5 膜片弹簧小的一端内半径ro 和分离轴承的半径rf的选取要求条件143.6切槽宽度143.7 半径R1和支承环的半径r1的选择分析143.8膜片弹簧位置点的分析取值与校核153.1.1 0膜片弹簧设计最终结论18第4章 压盘及离合器盖设计

9、194.1 压盘设计194.2 确定压盘的内外径194.3 压盘的厚度i的选取和校核194.4 压盘温升的校核194.4.1滑磨功W的计算194.4.2压盘质量m的计算204.4.3压盘体积V的计算214.4.4压盘厚度hy的计算214.5 传力片取值与分析校核214.6 离合器盖设计22第5章 从动盘设计245.1 从动盘组成与要求245.2从动盘钢片计算与校核245.3 扭转减振器设计255.3.1 减震的参数选择与分析255.4 减振弹簧的设计265.5 从动盘毂设计28第6章 摩擦片厚度报警器的分析与设计316.1 报警器的优点316.2 报警装置的工作原理32致谢34参考文献35第1

10、章 方案论证1.1离合器的功用 离合器主要的作用是实现对发动机动力传输以及切断控制，并使汽车在起步的时候平稳且传动系与发动机平顺的结合 徐石安.江发潮. 汽车离合器 M.北京：清华大学出版社，2005.8；在换挡的时候，减少变速器之间齿轮的相对冲击；发动机高度强度的工况下收到巨大的力矩，离合器能够缓冲传动系受到的最大转矩，缓冲了转矩能够使零件处于不高强度工作状态；并且能大大的降低传动系的工作噪音。1.2 离合器设计车型本次离合器设计车型为微型车方向，选择2012年款乐驰1.0实用型为设计车型，该车型具体参数如下：表1-1 车型数据车型2012款 乐驰1.0整备质量（kg）880总质量（kg）1

11、265发动机型号P-TEC,LMT最大扭矩（N·m）90/4800最大功率（kw/rpm）51/6000最高车速（km/h）160变速器一档传动比3.818主减速器传动比4.444轮胎型号175/60 R131.3 离合器结构选择与分析1.3.1 离合器的机构型式的选择离合器常用的类型有三种，摩擦离合器和液力耦合器以及电磁离合器。但是，在汽车领域中，摩擦式离合器最为广泛采用。而摩擦离合器以常用结构形式分类有单片或双片干式，但是对于轻中型轿车来说，发动机的最大转矩普遍都不大，所以在符合汽车总体布置的条件下，离合器一般只采用一片从动盘，也就是单片摩擦离合器，所以这次设计选定的机构型式为单

12、片摩擦式。1.3.2 从动盘干式和湿式的类型选择 单片摩擦离合器干式类型利弊分析 王望予. 汽车设计 M.北京：机械工业出版社，2004.8如图2-1所示，由图可知单片干式的结构作用，调整起来比较简单，轴向接触十分紧凑，工作的时候分离与结合完好，从动件传递的转动惯量小，热量散发快，即使是弹性很大的从动盘也能很好结合。因此，适用于微中型转矩不大的汽车。双片摩擦离合器干式类型利弊分析如图2-2所示。与单片离合器比较，双片干式摩擦离合器的传递转矩力更大，接合更加平顺、柔和；但是由于中间从动盘的通风散热差，所以摩擦片易磨损或者烧伤碎裂；分离行程大，从动件转动惯量大导致换档困难等缺点。一般不建议使用。湿

13、式离合器的利弊分析由于摩擦面增加，接合会更加的平顺柔和；摩擦片淹没在油中工作，能够使摩擦面损耗小。但是当油粘度增大时易导致分离不彻底的状况；轴向尺寸大；但是由于从动盘的转动惯量超过了规定负荷，因此这种类型的离合器没有在之前得到良好的发展。近年来，由于多片湿式离合器不断的改进，使得它的起步性大大的提高以及长寿命，有不断增加采用的趋势。通过以上的权衡利弊，此次设计采用的是单片干式摩擦离合器。 图1-1 单片的干式类型摩擦离合器 图1-2 双片的干式类型摩擦离合器1.3.3 压紧弹簧和布置形式的选择离合器压紧弹簧的结构型式按照布置位置以及压紧弹簧的形式不同可大致有这几种类型：周布斜置式、中央弹簧式、

14、周布弹簧式、和膜片弹簧等等离合器类型 杭骏祺 .离合器压盘及传动片课程设计D。周置弹簧离合器如图2-1所示，圆柱螺旋弹簧均匀布置在一个从动盘圆周分布的离合器称为周布弹簧离合器 崔鹏. 浅谈汽车离合器的设计与优化 J.科技传播.中国科学技术协会，2011年1期。周置弹簧离合器它的布置简易、生产简单成本低的优点。但是由于现代轿车发动机转速不断的提高导致周置弹簧易变形引起降低压紧力降低的缺点而得不到广泛的采用；所以，现代微中型轿车多采用膜片弹簧离合器 赵博. 汽车离合器常见故障分析与维修方法J.。中央弹簧离合器用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧柱作为压簧并且均布在离合器上称这种离合器中央弹簧离合器，由于其

15、结构的原因采用轻型的弹簧也能提供足够的的压盘压紧力使得其操纵较轻便。但是由于其轴向尺寸太大因此并不适用于轻中型轿车。斜置弹簧离合器周布斜置弹簧离合器适用于重型汽车上，这种类型的离合器突出的优点是其工作性能稳定，彻底分离所需踏板力较小。膜片弹簧离合器在汽车领域上，轻中型轿车中最为广泛采用的离合器为膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合器在结构上具有轴向尺寸小但是径向尺寸很大的特点，而且膜片弹簧结构简单，零件数少，质量轻，由于其轴向尺寸小，因而拥有良好的散热性，可大批生产成本低的特点。 图1-3 膜片弹簧离合器的双支撑式类型图1-4 膜片弹簧离合器的无支撑式类型图1-5 膜片弹簧离合器单支撑式的类型膜片弹簧

16、离合器与其它类型离合器相比还有一下优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此用于设计离合器时弹簧压力几乎不受膜片弹簧磨损的影响，使得操作更加轻便。另外，由于膜片弹簧与离合器轴的中心线是对称的，因此不受向心力影响，工作性能较稳定，平衡性也好；最后，膜片弹簧其压紧弹簧和杠杆的作用，使离合器的结构更简单，零件数减少，轴向尺寸也得到很大的改善；另外，由于膜片弹簧与压盘接触压力分布均匀，所以结合稳定，散热性能也获得很大的提升。由于膜片弹簧具有各方面的优点，且工艺水平依旧在不断的提高。因此膜片弹簧离合器被广泛应用于轻中型轿车上。1.3.4 膜片弹簧的支承形式的选择推式的膜片弹簧离合器的支撑方式按照数目来

17、分有三种类型：（1）双支承环形式可参照（如图1-3） 用铆钉把膜片弹簧还有两个支承环与离合器盖对好位置铆接在一起，结构没有那么复杂；（2）单支承环形式（如图1-5） 在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环，使架构简单，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙；（3）无支承环形式参考（如图1-4） 将斜头铆钉的端部和离合器盖的环形凸台把膜片弹簧装配在一起，减去了前后的支承环，另一种方式是在铆钉前端用弹性当环替换前支承环，离合器盖上的环形凸台代换后支承环，能够将结构变得更加简单或者减去铆钉，离合器盖外围伸出的舌片将环形凸台以及膜片弹簧还有弹性挡环装载在一起，

18、结构最为简单。1.3.5离合器作用力形式 膜片弹簧离合器按照作用力形式分两种，推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合，其利弊对比如下图：表1-6 推式和拉式膜片弹簧离合器的优缺对比 崔以刚. 离合器结构的选择 D.农业机械，1995年01期类型离合器盖形变 分离轴承膜片弹簧外径弹簧应力压紧载荷支撑环数量设计负荷安装推式大简单大容易比较小比较大比较小2拉式小复杂小较难比较大比较小比较大1因此综上因素，决定本次设计的是双支承推式膜片弹簧离合器。1.3.6压盘的驱动方式的选择压盘结构一般设计为环形盘状的铸件，离合器通过压盘元件来与飞轮连接传递动力。压盘接近外缘部分有一定数量的凸台均布，用来压紧固定膜片

19、弹簧的，压盘外端有三个传力凸耳。通常压盘的驱动方式有三种传力销式、窗口式等等几种，但是它们都有一个共同的缺点，就是连接件传递力矩有摩擦，并产生很大的噪音还降低了发动机传递效率，弹簧传动片式的传动方式很好的解决了这些问题，它一般有三组均布外缘，发动机驱动的时候传力片收到压力，拖动时，传力片受到压力，但是由于弹性形变不影响压盘正常工作。而且传力片驱动方式结构简单，生产成本低，并且对中性好，适合离合器工况。的所以本次设计压盘采用弹性传动片式。1.4 离合器的通风散热 实验表明。离合器的磨损速度会因温度的上升而加剧，当离合器压盘到达一定温度时，摩擦片加快磨损。一般离合器压盘的正常工作温度为180，但是

20、当工作环境恶劣时瞬时温度可超过1000。这时的摩擦片容易出现裂纹。所以为了让压盘工作时温度处于良好状态，摩擦片表面温度不至于过高，因此需要改善离合器的通风散热性，常用的措施：1） 离合器压盘安装散热筋2） 离合器盖设计较大的通风口和通风窗1.5 摩擦片厚度报警方式离合器通过摩擦力来传递动力的，所以当摩擦片使用到一定阶段后摩擦片就会磨损需要更换.但是摩擦片一般安装在离合器内部，不容易检查磨损情况，这时则需要设计一个报警器来提醒驾驶员何时需要更换摩擦片，所以本次设计决定采用一种机械与电子结合的报警方式，这种方式不仅结构简单而且成本低性能稳定。第2章 离合器的计算分析部分2.1 离合器设计车型方向表

21、2-1 车型数据车型2012款 乐驰1.0整备质量（kg）880总质量（kg）1265发动机型号P-TEC,LMT最大扭矩（N·m）90/4800最大功率（kw/rpm）51/6000最高车速（km/h）160变速器一档传动比3.818主减速器传动比4.444轮胎型号175/60 R132.2 摩擦片尺寸参数的选择2.2.1 离合器的力矩关系式摩擦片作为离合器不可或缺的部分为了尽可能可靠地传递发动机的最大转矩Tcmax，所以理论上离合器的静摩擦力矩T c 必须大于发动机传递的最大转矩，离合器的摩擦力矩Tcmax确定了摩擦面数Z数和摩擦系数f，并且摩擦面上的压紧力P 和摩擦片平均的半径

22、Rm，有如下公式 吴真远 汽车离合器膜片弹簧的优化设计D.江苏： 苏州大学， 2011 （2-1）以上公式 离合器后备系数。f 摩擦系数，一般在0.250.30范围。Z摩擦面数2.3 离合器后备系数的确定 后备系数是离合器设计中最重要的参数，它保证离合器在工作中传递发动机最大扭矩中处于安全状态，在确定 时，应从多个方面考虑方面考虑，例如：a. 摩擦片在长时间工作中有一定磨损后，离合器依旧必须保证确保传递发动机传递的最大扭矩不变；b. 要求离合器本身滑磨度符合工况且足够小；c. 要求满足能够防止传动系过载的条件。普遍的轿车和轻型货车范围值取1.21.75。结合实际应用情况，此次设计微型

23、车轿车离合器设计，此车型归类为微型轿车类型，所以本次设计决定后备系数在1.301.75 范围内选取 张宽 .干式双离合器自动变速系统的综合控制与仿真D.重庆：重庆大学 ，2011。因为该车型为微型轿车，取1.3。表2-2 离合器的后备系数一般的的取值区间车型后备系数乘用车最大总质量6t的商用车1.201.75最大总质量为6至14t的商用车1.502.25挂车1.504002.4 摩擦片外径D 与内径d 的确定如果通过发动机最大转矩Temax（N·m）来取值D 时，可以用下面的公式确定 张岚.汽车摩擦离合器综合实验仿真技术的研究D.吉林：长春理工大学， 2009： （2-2）公式中A说

24、明了摩擦片外径D的取值对各种结构以及实际应用有很大的影响，所以在确定摩擦片外径D的时候有以下公式可作初选计算： （2-3）轿车：KD=14.5轻、中型货车：单片KD=16.018.5双片KD=13.515.0此次设计的弹簧离合器方向是微型轿车的膜片弹簧离合器。在方案论证中确定的本次离合器摩擦片为单片，通过汽车设计可有表如下，按表3-3，此次设计选择KD=14.5。将确定的书籍代入初选公式求得： 外径D=156.8mm按经验公式初选D 以后，还要结合校核以及注意摩擦片尺寸的系列化和标准化来确定最终的尺寸。表2-4 是我国摩擦片外径系列化标准化系列。表2-3 我国通用的车型直径系数取值范围车型直径

25、系数K乘用车14.6车重在1.814.0t范围的商用车16.018.5（单片式）13.515.0（双片式）车重比14.0t大的商用车22.524.0我国摩擦片外径标准,具体参数如下表(部分):表2-4 我国离合器摩擦片标准的尺寸参数 张文化 膜片弹簧式离合器的分析及优化设计J.应用能源技术. 2009年12期外径D/mm160180200225250280300325内径d/mm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.5C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5851- C30.6760

26、.6670.6570.7030.7630.7690.8020.800单位面积cm2103132160221302402466546查表2-4 初选的摩擦片数据具体参数如下：摩擦片外径D=225mm摩擦片内径d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.667单面面积F=221cm2.5 单位压力P0的确定 摩擦面上的单位压力P0 确定体现了摩擦片表面工作时的耐磨性，在选取参数时要结合考虑摩擦片的尺寸大小，后备系数大小，后备功率大小，摩擦片的材料及质量等等因素来确定。如果在实际应用中离合器使用次数频繁，且发动机后备功率不太大时，P0 应取小些；当Po取小时可以降低摩擦片的外边热

27、载荷，因此考虑热载荷时可适量取小一点；但是如果后备系数偏大的时候，可以适当的增大 马岳 .自调式膜片弹簧离合器优化设计D.黑龙江：哈尔滨工业大学 ，2009。表2-5 我国的摩擦片单位压力的取值标准摩擦片材料单位压力Po/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压 0.350.50编织金属陶瓷材料 0.701.50在本次设计中我们设计车型方向为微型车，后备功率并不是很大，而且选定摩擦片使用的材料为石棉基材料，结合多种综合因素，本次设计单位压力P0决定取值为Po=0.3MPa。2.6 摩擦片的因数和面数还有间隙的分析取值摩擦片的摩擦因数的确定决定于摩擦片实际应用的材

28、料和基工作温度。还要考虑单位压力以及滑磨速度等综合因素。可由汽车设计查表3-6如下，确定取值f=0.26，离合器传递转矩的大小和其结构尺寸确定摩擦面数Z为从动盘数的两倍。本次设计已经论述表2-6我国材料的摩擦因数的取值标准区间摩擦片材料摩擦因数f石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.701.50确定为单片离合器，因此摩擦面数确定Z=2。离合器间隙t 的作用是为了离合器在工作正常接合状态时，且分离套筒经过弹簧作用到后极限位置的时候，确保摩擦片工作时正常磨损过程中，离合器依旧能正常工作，动力传递稳定，接合完好。所在分离

29、轴承与分离杠杆内部之间空下一定的的间隙 李迪 .AMT与车辆离合器起步控制策略研究及应用 D.湖南：湖南大学 ，2013。该间隙t 一般的取值范围为34mm。此次设计取t=4mm。2.6 摩擦片基本参数的校核（1） 摩擦片外径D（mm）的大小应该符合最大圆周速度小于6575m/s的要求则有 ： VD =/60×nemaxD×10-3=69.7 m/s 6570m/s （2-4） 公式中，VD圆周速度；n 为发动机最高转速(r/min)。（2）摩擦片内径与外径比值C的取值应该在0.530.70范围选择，则有 离合器的设计-机械机电 OL 0.53C=0.670.7 （2-5）

30、由已知的外径内径计算公式可得C=d/D代入数据d=150，D=225，计算得C=0.667 符合约束条件（3）离合器可靠地传递发动机的转矩和防止传动系过载与后备系数的确定密不可分，因此不同车型的值应该符合标准在规定的范围内，它的取值范围区间为1.24.0。在已确定的参数中，本次设计取=1.3，符合该约束条件。（4）扭转减振器的安装位置取决于摩擦片内径d，为了符合工况，所以减震弹簧直径要小于摩擦片内径，则有d2Ro50mm （2-6）（5）离合器传递稳定的转矩和保护过载的能力取决于单位摩擦传递的转矩，因此单位摩擦面积传递的转矩应小于规定的许用值，即=0.264Tco （2-7）代入数据，Tco求

31、得= 0.264×，通过查表3-7可知，取值符合标准表2-7 单位摩擦面积的许用值标准离合器规格210210250250325325Tco 0.280.3 0.35 0.4（6）为了降低热负荷，使摩擦片损耗小一点，对不同的车型应该在0.111.50Mpa范围内取值,即0.10MPaP0=0.3 MPa 1.50MPa （2-8）（7）离合器的滑磨在起步的时候容易摩擦片产生磨滑，为了减少种情况发生，预防摩擦片表面温度过高引起不必要的损伤,离合器单位滑磨功必须比许用值小才能保证安全,即 （2-9）式中,w 为单位摩擦面积滑磨(J/mm2)；为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：= 0.4

32、0J/mm2，对于车的总质量M6.0t 的汽车：= 0.33 J/mm2，对于车的总M6.0t 商用车：= 0.25 J/mm2：W 是汽车刚要开动的时候，离合器结合一次做的总滑磨功（J），我们可以有一般公式计算如下： （2-10）式中，ma为汽车总质量(Kg)；rr为轮胎滚动半径（m）；io变速档的传动比传动比；ig为主减速器传动比；ne是发动机转速r，乘用车一般公式取值2000r/min，商用车选取1500r/min。其中，ma=1265Kg，io=4.444，r=0.316，ig=3.818，ne=2000代入公式得 =0.30=0.33 ，合格。第3章 膜片弹簧设计3.1膜片弹簧的内外

33、径尺寸规格 膜片弹簧的设计需要初选定尺寸，再进行一系列的校核计算，最终优化选择最佳的尺寸，膜片外径R一般与摩擦片的平均尺寸一样大，所以则有：=93.7 mm，RRc （3-1），所以本次设计取R=100mm，选定内外径比R/r=1.25，则内径r=80mm。3.2内锥高与膜片钢板厚度比值H/h选择 膜片弹簧的弹性特性与H/h比值有重要的影响，由图4-1分析载荷与变形之间的函数关系我们可以知道，当H/h 时，F2 为增函数；在H/h位置的时候，F1处位置有一极限值，而该极值点为拐点；H/h时，F1有一极大值和极小值；当H/h =时，F1最小数值在横坐标的时候，如图下 3-1。1-H/h<2

34、-H/h=3- H/h2 < 4-H/h=2 5-H/h 2图3-1 簧片弹性特性曲线本次设计车型为微型车，为了离合器压紧力变化和操纵方便性，此次设计汽车离合器膜片弹簧的H/h 在1.52 范围内选择。实际应用上的膜片弹簧板厚在24mm范围内选取，经过综合考虑选择H/h=2 ，则有h =2mm ，H =4mm 。3.3 内外径比值R/r选择分析 由实际科学实验表明，当R/r 越小时，那么应力越高，弹簧越硬，弹性曲线越容易受到直径误差影响。为了满足结构布置强度要求以及压紧力的分布的条件，R/r 可以在1.21.3 的范围区间内选取。摩擦片上的压力分布越均衡就越平稳，对中性越好，我们可以利用

35、推式膜片弹簧的R值取值靠近大于或等于摩擦片的平均半径R的时候，摩擦片上的压力分布会越均布。所以本次设计摩擦片的平均半径取值 =93.7 mm，RRc，取R=100mm，r=80，R/r=1.25，符合本次设计要求。3.4圆锥底角 一般汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角取值在在 9 15 °范围内选取，将数据代入计算公式本中则有ah= arctanH/（R-r）=11.31°，求得所得值在915之间，合格一般设计要求。通常的离合器设计分离指数一般取值为 18，工业为了方便更好的利用模具分度在生产制造上，一般分离指数大于12，部分大尺寸膜片弹簧可选取24 的，当然有一部分的小尺

36、寸膜片弹簧，也有取12 的，本设计的车型为微车型，所以所取分离指数为18。3.5 膜片弹簧小的一端内半径ro 和分离轴承的半径rf的选取要求条件 r0要按照离合器的结构要求确定。Rf 应该不小于r0 。3.6切槽宽度 由已选取的膜片弹簧尺寸以及工况要求标准取值切槽参数，分离指尖槽宽取值范围=3.23.5mm，分离指舌根切槽宽取值范围=910mm.本次设计取=3.5mm，=10mm，选取参数符合r应满足rre的条件。3.7 半径R1和支承环的半径r1的选择分析 一般来说碟簧内径r应略大于支撑环加载点半径r1且尽量接近， 压盘加载点半径R1应略小于R且尽量接近碟片外径R。膜片弹簧在工作状态时强度大

37、，一般选用优质高精度钢板材料制成，而且碟簧部分的尺寸精度要高。通常国内一般生产配件厂常用的碟簧材料为60SizMnA，当量应力15991699N/mm2。在取值的时候，R1和r1需要满足下列条件：1R-R17且0r1-r6 （3-2）由已经确定的膜片弹簧内外径Rr的参数取值可知，最终把R=100mm，r=80mm 代入上式得：故选择R1=95mm，r1=85mm。3.8膜片弹簧位置点的分析取值与校核 图3-2 弹簧位置点受力分析图 汽车离合器膜片弹簧的特性曲线由（如图3-2）所示。选择特定工作点的位置对分析工作位置很重要。当图中位置T对应着膜片弹簧受力最大的位置，而1r曲线凸点的位置M和凹点N

38、的横坐标平均值。B点为离合器摩擦片不没有损耗在结合状态时的位置点，横坐标可以带入取值1E=（0.81.0）1r的位置，这样可以确保摩擦片在最大磨损后，在工作A点处的压紧力变化小。所以摩擦片最大允许磨损量可以按下公式求得19： 式中：ZC摩擦片面数，在此ZC =2； S0每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0.5mm1.0mm，在此取 S0=0.8mm；所以：=2×0.8=1.6mm C点为离合器切底分离时的工作点。它往N点位置处靠近最好，以减少分离轴承的推力使操作轻便。 对公式= （3-3）求一次导数，并令其导数值等于零。即： = 0，经简化后得下式：-+（）=0 （3-4）将各

39、参数代入上式后计算得： -4+3.33=0 （3-5）因为b-4ac=4-4×3.33=2.8>0,所以有两个实根，运用求根公= 求得：=2.835；=1.165 这两个值即为P达到最大值时的两个横坐标，也就是M和N的横坐标值。 =（+）/2=（2.835+1.165）/2=2 （3-6）图中，B点：取1E=0.91r=3.75 A点：取1A=1E-=3.75-1.60=1.75 C点：取1C=1N=5.313.9膜片弹簧的强度校核膜片弹簧在实际各种变形工况中，碟簧受力部位的内半径处应力为最大。因此，在任一轴上剖面B点的应力总大于其他各点。还有该点最大的应力产生在离合器分离状态

40、的某一处。但是这时的B点处于轴向应力状态，所以校核膜片弹簧强度时，应该确保B点的当量应力小于许用应力。由已确定的膜片弹簧的材料为60Si2MnA可知，它的使用应力=1401600Mpa，由校核公式如下1：=+（）（）+ （3-7）1.离合器在彻底分离位置，分离轴承的载荷P2由公式:= （3-8）式中，1 =1C=2.835；rf =22mm，其余各参数值都已经计算出。数据代入可有：P=1936.90N2.求分离轴承的行程2f1由公式:= （3-9）计算得到2f式中，1f=-1N -1E =5.31-3.75=1.76；其余各参数均已确定。将具体参数值代计算得：2f =6.16。3.求1分离指前

41、部的宽部系数1；2分离指根部的宽数1=1- （3-10）=1- （3-11） 上两式中的各参数值已经在前面的计算中求得，将各参数值代入上两式得： =1-=0.79 （3-12） =1-=0.65 （3-13）4.求分离轴承推膜片弹簧的实际行程1F 谭立新 电控无脚踏汽车离合器 J.湖南：湖南工程学院学报（自然科学版），2006年3期 =+ 其中2f分离指在力P2的作用下的附加弹性变形= （3-14） 式（3-13）中各参数均已确定，代入计算得2f =1.294所以，1F =6.16+1.294=7.455.求当达到最大值时弹簧大端的变形量1对校核公式(3.8)进行一次求导，并令其等于零，即令=

42、0,得： =H+ （3-15） 式中各参数均已确定，代入参数计算得max=6.67因为max>1f，所以1=1f =1.49。6.强度校核最后将校核公式中的各参数代入，计算得到： =1014.43Mpa<=1400MPa1600Mpa （3-16）所以膜片弹簧的强度能满足使用要求 习纲， 张建武， 陈俐，膜片弹簧离合器的非线性控制，机械工程学报，2000年第9期，p.95-10216 朱茂桃，高翔，工艺因素对膜片弹簧可靠性的影响，工程机械，1997年第3器，p.35-3917 赵晋敏，杨万福，蓝伟坤，汽车离合器膜片弹簧的模糊可靠性优化设计，中国机械工程，1995年第8器，p.95-

43、9818 许和变，巍巍，汽车离合器膜片弹簧的稳健优化设计，太原重型机械学院学报，1998年第2 期，p.23-2719 夏长高，朱茂桃，汽车离合器膜片弹簧优化设计的数学模型分析，汽车技术，1996年第12 期 p.35-3820 曹涌，陶华，基于灵敏度分析的离合器膜片弹簧优化设计，西北工业大学学报，2003年第6期，p.759-76421 付铁军， 谢飞， 李贺，基于汽车离合器综合性能要求的膜片弹簧优化设计，汽车技术，2009年第11 期，p.29-341 梁萍 陈天星 张胜霞主编. AutoCAD 22 D. G. Chetwynd and P. H. Phiuipsonx, An ives

44、tigation of reference criteria used undness measurement,J.Phys.E:Sciinstrum.J 1980,13(5):530 - 538. 23 Ahern,Kathy,Manathung,Catherine. Clutch-Staring Stalled Research StuDets. Innovative Higher Education,200424 Kugimiya T, Yoshimura N, Mitsui J (1998) Tribology of automatic transmission fluid. Trib

45、ol Lett 5(1):495625 Person BNJ (1998) Sliding friction: physical principles and applications. Springer, Berlin. ISBN 3-540-63296-4。3.1.10膜片弹簧设计最终结论 膜片弹簧的尺寸通过初选，再联系实际工况仔细分析其受力，并符合离合器设计条件的要求下，最终选择了最佳的参数，最终确定尺寸：膜片弹簧外径100mm；小端内径80mm；碟簧自由状态内锥高14mm；分离指舌尖=3.5mm，分离指舌根=10mm。膜片弹簧选用材料为60Si2MnA，且要求加工尺寸精度高，且在制造过

46、程中要加入良好的加工工艺。第4章 压盘及离合器盖设计4.1 压盘设计 压盘作为离合器的主动部分，它与飞轮固定在一起，当发动机传递转矩的时候，高强度的工作环境要求材料与结构满足一定的要求。由离合器的工作原理可知，压盘在离合器分离中做轴向运动，压盘与飞轮一般通过键式或者凸台等等方式连接，但是实际应用中，这些方式都体现出了一点的缺点，就是离合器分离结合的时候，传递力矩的时候零件之间有很大的摩擦，这大大的损耗了操纵机构的传递效率。因此，此次设计我将通过采用传力片式来解决这个问题。4.2 确定压盘的内外径 一般的设计经验与结合实际，通常压盘外径比摩擦片外径稍微大一点，压盘内径又稍微比摩擦片内径小一点，所

47、以确定压盘内外径，则有：压盘外径D1=D+ (25)mm ，压盘内径d1=d (14 )mm （4-1）因此本设计综合考虑选取压盘外径D1 为225+5=230mm,压盘内径d1 为150-4=146mm.4.3 压盘的厚度i的选取和校核 压盘高强度高温的工作环境，需要考虑温升与热容的问题，否则压盘变形等问题将会引起更加严重的后果，因此设计压盘厚度需要满足两个条件。条件如下：1）压盘要有足够的质量，质量能够很好的增大热容量，也能较好的减少温升的影响。2）压盘要满足一定的刚度，较大的刚度能够使摩擦面上的压力分布均匀，这样子的效果将降低受热变形的后果，能很好的避免摩擦片与离合器分合不彻底的问题。为

48、了满足条件，压盘厚度一般要在范围（15-25mm）之间选取，压盘的内缘设计一定锥度来减少压盘因受热变形引起内缘凸起引起的影响。本设计选取压盘厚度为20mm。4.4 压盘温升的校核4.4.1滑磨功W的计算滑磨功W根据以下公式计算2：W=· （4-2） 式中ma汽车总质量； rr轮胎的滚动半径； ig变速器档位传动比； i0主减速器传动比； ne发动机转速（r/min），计算时轿车取2000r/min，货车取1500r/min。由所选车型的相关参数知：ma=1265kg；ig =3.818；i0 =4.444；ne=2000r/min。对于轮胎的滚动半径rr，由轮胎规格175/65 R1

49、5，参照参考书8可知轮胎的断面宽度B为175mm；轮辋直径为15in（1in=25.4mm），即是381mm；车轮高宽比为0.65，所以高H=0.65B=0.65×175=113.7mm；最后滚动半径rr =H+d/2=120.25+381/2=304mm将公式中各参数的具体数值代入计算得：W=7764.40J4.4.2压盘质量m的计算压盘的质量m根据以下公式计算：t= （4-3） 式中t温升（），在此先取t=8 W滑磨功（J），W=7764.40J 压盘上的滑磨功所占比率： 单片离合器压盘：=0.50 双片离合器压盘：=0.25 双片中间压盘：=0.50 C铸铁材料压盘的比热C=4

50、81.4J/kg m压盘的质量（kg）将各参数代入上式计算得m=2.016kg4.4.3压盘体积V的计算由公式V=m/计算出压盘的体积V，其中铸铁的密度=7.0g/cm3。将m=2.016kg，=7.0g/cm3代入公式V=m/得到压盘体积V=72008.53mm3。4.4.4压盘厚度hy的计算根据以下公式计算出压盘厚度hy： （4-4）将各参数代入得：72008.53=3.14/4×（2302-1462）×hy，得到hy=5.235mm。由以上的计算可知：只要压盘的厚度达到3.095mm就能满足离合器接合一次时温升不超过810的要求。但是，为了同时要满足压盘的强度和刚度要求，在此选取hy=20m