蒙迪欧GLX20推式膜片弹簧离合器设计

1、- 17 -汽车设计课程设计说明书目 录1. 序言 12. 设计任务及结构方案的分析 22.1 设计任务 22.2 结构方案分析 23. 离合器主要参数的选择和优化 43.1 离合器主要参数的选择 43.2 离合器基本参数的优化 74. 膜片弹簧的设计 94.1 膜片弹簧的弹性特性曲线 94.2 膜片弹簧的基本参数的选择 94.3 强度校核 124.4 膜片弹簧的优化设计 135. 离合器盖及压盘总成的设计 135.1 离合器盖的设计 135.2 压盘的设计 136. 结束语 147. 参考文献 151 序言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传

2、动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断动力和实现发动机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顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以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。膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，平衡性好，也能

3、大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书简单介绍了蒙迪欧GLX2.0推式膜片弹簧离合器设计，参数选择以及计算过程。2 设计任务及结构方案的分析2.1 设计任务根据任务书要求，本设计题目: 蒙迪欧GLX2.0推式膜片弹簧离合器设计本设计离合器所适用发动机的主要性能参数如下表2-1所示： 表2-1 主要性能参数参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置前驱 总长 4810 mm总宽 1800 mm轴距 1450 mm前轮距 2754 mm后轮距 1520 mm整备质量 1535 kg总质量 1810 kg发动机型式 汽油/4排量 1.999 L最大功率 143 kw最大转矩 185 Nm

4、压缩比 10.8变速器档数 5轮胎类型与规格 205/55R16 km/h2.2 结构方案分析2.2.1 从动盘数的选择本设计的参考车型为蒙迪欧GLX2.0经典型，发动机最大转矩为185NM。单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。2.1.2 膜片弹簧的支撑形式本设计中采用的推式膜片弹簧双支承环的支承形式，即用台肩式铆钉讲膜片弹簧、两个支撑环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单。如图2-1所示。图2-1 推式膜片弹簧双支承环的支承形式2.1.3 压盘传力结构的选择由

5、于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式等都存在传力处之间有间隙，在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。且易滑动磨损，传动效率较低。故本设计采用已被广泛使用的传动片传动方式，不但消除了以上缺点，还简化了压盘结构，有利于压盘的定中。另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。3 离合器主要参数的选择和优化3.1 离合器主要参数的选择3.1.1 后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。由

6、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（开始时还有些增加）；乘用车的后备功率比较大，使用条件较好；参考车型结构紧凑，要求离合器尺寸较小；同时为减少传动系过载，保证操纵轻便。参照离合器后备系数的取值范围（见表3-1），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=1.201.75，结合设计实际情况，故选择=1.25。表3-1离合器后备系数的取值范围车 型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.003.1.2 初选摩擦片外径、内径、厚度摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、

7、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩（N.m）按如下经验公式选用 式中，为直径系数，取值范围见表3-2。由选车型得= 185Nm，=14.6，则将各参数值代入式后计算得 D=198.58mm表3-2 直径系数的取值范围车 型直径系数 乘用车14.6 最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器) 最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表2-3表3-

8、3 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145774）外径D/mm160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827单位面积F/106132160221302402466546678 应取：摩擦片相关标准尺寸：外径D=280mm 内径d=165mm 厚度h=2.8mm 内径与外径比值

9、C=0.583 1=0.7963.1.3 单位压力单位压力 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于乘用车，以有机材料为摩擦片基础。由公式D fZP（1-c ）=12得P=0.278mpa根据表3-4可知，当摩擦片材料选择石棉基材料时，0.15Mpa + 50 mm。对于摩擦片内径d=165mm, 应符合d+50mm，初取R0为40mm，符合优化条件。3.2.3.5 单位压力P0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0.150.35Mpa，由于已

10、确定单位压力0.28Mpa，在规定范围内，故满足要求。3.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功为减少汽车起步时离合器的滑磨，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。汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为，将参考车型的相关数据带入下式，计算可得式中，为汽车总质量(kg)；为轮胎滚动半径(m)；为汽车起步时所用变速器档位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速(r/min)；乘用车取2000 r/min。单位摩擦面积滑磨功故满足要求。4 膜片弹簧的设计4.1膜片弹簧的弹性特性曲线图4-1 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断

11、面上的某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷(N)集中在支承点处，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：式中，E-弹性模量，钢材料取E=2.1Mpa； b-泊松比，钢材料取b=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 ； -压盘加载点半径，mm ； -支承环加载点半径，mm； H-自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm ； h-膜片弹簧钢板厚度，mm 。4.2 膜片弹簧的基本参数的选择4.2.1 比值和的选择为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.52.0，板厚为24mm。故初

12、选h =2.8mm, =5mm，则，满足要求。4.2.2 比值和R、r的选择越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。一般为1.201.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的r值宜为大于或等于。摩擦片平均半径=，为满足r=90.37mm，故取故取r=96mm，另取R/r=1.25，则R=961.25=120mm4.2.3 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在915范围内。，满足要求。4.2.4 分离指数目的选取分离指数目常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。本设计中，取

13、分离指数目。4.2.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定膜片弹簧小端内半径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，但同时应协调配合分离轴承的尺寸。查阅相关资料可知，本设计中参考车型，根据要求取：膜片弹簧小端内半径 =25mm ；分离轴承作用半径 30mm 4.2.6 切槽宽度、及半径根据要求，= 3.23.5 mm，= 910 mm，的取值应满足。取 3.2mm, =10mm, =86，则 ，满足设计要求。4.2.7 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定对于拉式膜片弹簧，根据要求：压盘加载点半径应略大于，且尽量接近；支承环加载点应略小于且尽量接近。故取 10

14、0mm， =116mm。4.2.8 膜片弹簧工作点位置的选择4.2.8.1 M点、N点的确定4.2.8.2 H点的确定上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，且，则4.2.8.3 B点的确定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，即，取，则N。一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值较设计值B点的增加量应不大于12%，满足设计要求。4.2.8.4 A点的确定A点为摩擦片磨损的极限位置，要依据B点的位置再由摩擦片总磨损量 求得。且为保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠的传递转矩，要求在A点处的膜片弹簧工作压紧力较B点处略高。摩擦片总磨损量 式中：为摩擦片总的工

15、作面数，为每片摩擦工作面最大允许磨损量，一般视情况在0.651.1mm之间。选取的点作为A点。A点对应压紧力值为，此时，满足使用设计要求。4.2.8.5 C点的确定C点离合器彻底分离时，膜片弹簧大端为离合器分离时膜片弹簧的工作位置。 C点的位置取决于压盘升程。式中，为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取=0.751.0mm。为最大限度减小踏板力，使C点尽量靠近N点，取=0.75mm，则此时，膜片弹簧总的变形量 。4.3 强度校核拉式膜片弹簧小端分离轴承载荷计算，公式如下 由，计算得膜片弹簧的应力计算公式如下式中,为宽度系数。 膜片弹簧选用材料弹簧钢，许用应力16001700Mpa。膜片

16、弹簧分离时最大变形量，由上述公式算得，满足强度要求。4.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。4.4.1 目标函数膜片弹簧优化设计的目标函数大致有五种，为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，通常选取“在分离过程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值最小。”和“在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。” 作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成

17、统一的总目标函数，则式中，和分别为两个目标函数和的加权因子，视设计要求选定。4.4.2 设计变量从膜片弹簧弹性特征计算式可以看出，应选取H、h、R、r、这六个尺寸参数以及在结合工作点相应于弹簧工作压紧力的大端变形量为优化设计变量，即4.4.3 约束条件4.4.3.1 为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置（A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近），应正确选择相对于拐点的位置，一般 ，即满足使用设计要求。4.4.3.2 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角应在一定范围内，即 满足使用设计要求。4.4.3.3 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即满足使用

18、设计要求。4.4.3.4 为了使摩擦片上的压紧力分布较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，满足使用设计要求。4.4.3.5 根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即满足使用设计要求。5 离合器盖及压盘总成的设计5.1 离合器盖的设计离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外，它还是离合器的压紧弹簧和分离杆的支承壳体。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。本设计中，为了增加其刚度，采用厚度为3mm的08低碳钢板，冲压成

19、形。应与飞轮保持良好的对中，以免影响系统总成的平衡和离合器正常工作。本设计采用止口对中，即离合器盖的外缘与飞轮内圆止口对中的形式。盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开设多个较大的通风窗孔。5.2 压盘的设计5.2.1 压盘几何尺寸的确定压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。压盘与摩擦片配合工作，故其内外径尺寸参照摩擦片尺寸选定。压板厚度的确定主要依据以下几点：（1）、压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎。（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。（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 gcm 。5.2.2 温升校核校核离合器一次接合的温升t，一般要求t不超過810；压盘质量 式中，为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积则压盘温升 ，满足要求。式中， c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m为压盘质量(kg)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：=0.5。6 结束语本次课程设计，我的题目是“蒙迪欧GLX2.0推式