推式膜片弹簧离合器最终版

1、目录引言11 汽车离合器简介31.1 离合器的工作原理31.2 离合器的功用31.3 汽车离合器设计的基本要求42 离合器主要参数的选择52.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b52.2 后备系数52.3 摩擦因数f、离合器间隙t52.4 单位压力P052.5 压紧弹簧和布置形式的选择63 离合器基本参数的优化73.1 设计变量73.2 目标函数73.3 约束条件74 膜片弹簧的设计104.1 膜片弹簧的基本参数的选择104.2 膜片弹簧弹性特性曲线114.3 强度校核135 扭转减振器的设计145.1 扭转减振器主要参数145.2 减振弹簧的计算156 从动盘总成的设计186.1 从动盘毂1

2、86.2 从动片187 压盘设计207.1 离合器盖207.2 压盘207.3 传动片217.4 支承环218小结22参考文献2324引言现代汽车工业具有世界性，是开发型的综合工业，竞争也越来越激烈。我国自1953年创建第一汽车制造厂至今，已有130多家汽车制造厂，700多家汽车改装厂。随着我国国民经济的快速发展和人们生活水平的不断提高，对汽车的使用功能不断提出新的要求。目前大部分汽车采用离合器作为汽车的动力传递机构。多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结构上采取一定措施，也能使其接合

3、平顺。如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。此外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自

4、卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过93）。因此，允许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说这种离合器的使用寿命可达干式离合器的五、六倍。 为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档

5、低速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。 随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，国内也有类似的情况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势。1 汽车离合器简介1.1 离合器的工作原理摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮1和压盘

6、借摩擦作用传给从动盘2，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘2两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘2压紧在飞轮上1，这样发动机的扭矩又传入变速器.图1.1 离合器工作原理图1飞轮；2从动盘；3离合器踏板；4压紧弹簧；5变速器第一轴；6从动盘毂1.2 离合器的功用

7、离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用：1）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；2）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；3）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；4）有效地降低传动系中的振动和噪声。1.3 汽车离合器设计的基本要求在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）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：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

8、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）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。7）操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。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，保证有稳定的工作性能。9）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。10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。2 离合器主要参数的选择2.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b摩擦片外径是离合

9、器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（N· m）来选定时，根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式2-9，有公式式中摩擦片外径，mm发动机最大转矩，N· m为直径系数，乘用车取14.6则 =177.62mm，根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm2.2 后备系数由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时

10、还有些增加），再加上车用车的后备功率比较大，使用条件较好，故取1.5。2.3 摩擦因数f、离合器间隙t摩擦因数f=0.25 离合器间隙t=3mm摩擦面数 Z=22.4 单位压力根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知 由Tc=Tc=得=0.233Mpa故根据根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表22可知当0.25Mpa<<0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基材料,取=0.25Mpa,摩擦系数f为0.3。2.5 压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。2.5.1 膜片弹簧离

11、合器与其他形式的离合器相比，有如下优点1) 具有较理想的非线性弹性特性。2) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。4) 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) 通风散热良好，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。2.5.2膜片弹簧的支撑形式选择:推式膜片弹簧离合器2.5.3 压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。3 离合器基本参数的优化3.1 设计变量后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D

12、和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：3.2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为3.3 约束条件3.3.1 最大圆周速度根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（210）知，式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（r/min）所以，=3.1460×5100×0.20=53.4 m/s65故符合条件。3.3.2 摩擦片内、外径之比cc=d/D=0.700，满足0.53c0.70的条件范围。3.3.3 后备系数

13、初选后备系数1.3,满足1.24.03.3.4 扭转减振器的优化对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径：R0(0.6-0.75)d/242-52.5(mm)，同时R0应满足d>2R0+50mm 故取R0为45mm。3.3.5 单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.1Mpa1.5Mpa由公式 Tc=Tc= 得=0.233Mpa 在规定范围内，故满足要求3.3.6总摩擦功w根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（213）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于

14、其许用值，即：，其中W=为轮胎轨动半径0.3084m，为一档传动比3.46,为主减速比4.25,汽车总质量=1240kgW=11962.1J 符合要求。3.3.7 单位摩擦面积传递的转矩为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即式中，为单位摩擦面积传递的转矩；为其允许值，按表3-1选取。表3-1 单位摩擦面积传递转矩的允许值离合器规D/mm0.280.300.350.40其中 Tc=1.3x148=192.4代入数据=0.006004<0.28 符合要求4 膜片弹簧的设计4.1 膜片弹簧的基本参数的选择4.1.1 比值和h的选择为了保证离合器压紧力变

15、化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.52.0，板厚h为24mm故初选h=2.5mm, =1.6则H=4.0mm.图4.14.1.2 比值和R、r的选择比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.21.35时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.21.3.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外

16、，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。由于摩擦片平均半径Rc=(D+d)/4=(200+140)/4=85mm，对于推式膜片弹簧的R应大于或等于Rc值,故取R=90mm,再结合实际情况取R/r=1.25,则r=72mm。4.1.3 的选择arctanH/(R-r)=arctan4.0/(90-72)12.53°，满足7°15°的范围。4.1.4 分离指数目n的选取根据实际情况通常为18。4.1.5 膜片弹簧小端内半径以及分离轴承作用半径p 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（228）推式： （D+d）/4rD/2 1R-7 06

17、 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。根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表4.2.1初选=35mm, p=38mm.4.1.6 膜片弹簧工作点位置的选择图4.2膜片弹簧工作点如图所示，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一般取在凸点和拐点之间，且靠近或在点处，一般1B=（0.81.0）1H,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减少踏板力，C点应尽量靠近N点4.1.7 切槽宽度1、2及半径取13.4mm, 2=

18、10mm, 满足r-2,则r-2=72-10=62mm。故取60mm.4.2 膜片弹簧弹性特性曲线假设膜片弹簧承载过程中，其子午断面上的某中性点转动。设通过支撑环和压盘的加载膜片弹簧上的载荷F1(N)集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形为（mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： （4-1）式中：E弹性模量，钢材料取E=2.06×105MPa；泊松比，钢材料取=0.3；R自由状态下碟簧部分大端半径，mm；r自由状态下碟簧部分小端半径，mm；R1压盘加载点半径，mm；r1支撑环加载点半径，mm；H自由状态下碟簧部分内锥高度，mm；h膜片弹簧钢板厚度，mm。利用Matlab软件得出膜片

19、弹簧的弹性特性曲线如图4-3所示：图4.3 膜片弹簧弹性特性曲线图由图可知：凸点2.6,凹点1N=4.6mm上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且则：(2.6+4.6)/2=3.6mm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M之间且靠近或在H点处，一般 则取：3.35mm,由特性曲线可以得到膜片弹簧压紧力p1=4.8289*103N此时校核后备系数：=p1fRcZ/Temax=4.8289×103×0.3×85×10-3×2/148=1.66满足要求。离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为：（即为压盘的行程压盘行程=

20、Z=2×1=2mm,故=3.35+2=5.35mm ，摩擦片最大磨损量=2.0mm，磨损后大端变形量1A=1B-=3.35-2=1.35mm。载荷离合器彻底分离时分离轴承作用的P2由公式4-1代入有关数据得：P2=1105.53N4.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，1N=5.35mm取=88，=72则宽度系数由下列公式， 代入数据，有=0.57根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）公式4 .6.13可知:B=1655Mpa.许用值1500-1700MPa,故符合要求。5 扭转减振器的设计5.1 扭转减振器主要参数带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图5.1所示弹

21、簧摩擦式:图5.1 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片7减振盘；8限位销由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。5.1.1 极限转矩Tj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（231）知极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取Tj=(1.52.0) 乘用车系数取2.0则Tj=2.0×2.0×148296（N·m）5.1.2 扭转刚度k根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（23

22、5）可知，由经验公式初选k Tj即kTj13×2963848（N·m/rad），本设计中取k=3500 N·m/rad5.1.3 阻尼摩擦转矩T根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（236）可知,可按公式初选TT（0.060.17）取系数为0.15 T=0.15×148=22.2(N·m)5.1.4 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（237）知，Tn满足以下关系：Tn（0.050.15），且TnT22.2N·m一般取（0.050.15）本次选Tn0.12=0.12

23、×148=17.76 N·m5.1.5 减振弹簧的位置半径R0R0(0.6-0.75)d/242-52.5(mm)，同时R0应满足d>2R0+50mm 故取R0为45mm。5.1.6 减振弹簧个数Zj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（26）知，Zj=68故取Zj=65.1.7 减振弹簧总压力当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为Tj/R0296/(45×) 6.577（kN)5.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。5.2.1 减振弹簧的分布半径R1根据根据汽

24、车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2，式中，d为离合器摩擦片内径故R1取45mm，即为减振器基本参数中的R05.2.2 单个减振器的工作压力PP= /Z=6577/6=1096 (N)5.2.3 减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd=式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为600Mpa所以d=3.8mm符合d=353）减振弹簧刚度k根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著

25、，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即k=则K=288N/mm4）减振弹簧有效圈数根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，i=4.35）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=+(1.52)=6减振弹簧最小高度=25.08mm弹簧总变形量=P/K=1096/288=3.8mm减振弹簧总变形量=28.88mm减振弹簧预变形量=17.76/(288x6x45×10-3)=0.23mm减振弹簧安装工作高度=28.88-0.23=28.65mm6 从动盘总成的设计设计从动盘时一般应满足以下几

26、个方面的要求:（1）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；（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性；（3）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。6.1 从动盘毂根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表27查出从动盘毂花键

27、的尺寸。由于D=200mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=29mm, 内径23mm 齿厚b=4mm,有效齿长l=25mm, 挤压应力=11.1Mpa花键齿的侧面压力：代入数据得P=11384.6N挤压应力：，其中代入数据=15.2MP>11.1Mpa,不符合要求。为了减小应力可以适当增加花键毂的轴向长度，此处取有效齿长l=30mm，则此时=10.8<11.1MP，符合要求。6.2 从动片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，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦

28、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。从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为3540HRC。7 压盘设计7.1 离合器盖 离合器盖结构设计的要求：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。板厚取2mm,乘用车离合器盖一般

29、用08、10钢等低碳钢板。应具有足够的刚度，板厚取3mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。7.2 压盘对压盘结构设计的要求：1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm，本设计取20mm 。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 g·cm 。4)压盘高度

30、(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。7.2.1 压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。7.2.2 压盘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=205 压盘内径d=135传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=12mm，传动片弹性模量E=2M Pa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HB170227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS1，工作表面光洁度取为1.6。7.2.3 压盘温升的校核本次设计压盘厚度取20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过810。校核公式： （5-