推式膜片彈簧離合器設計

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1、伊蘭特1.6標準型離合器設計 目錄 第1章概述2 第2章離合器的結構和基本參數的確定3 2.1離合器結構型式的確定3 2.2離合器基本參數的確定3 第3章離合器的設計5 3.1從動盤總成5 3.1.1 從動盤轂6 3.1.2 從動片設計6 3.1.3 從動盤摩擦片7 3.1.4 波形片和減振彈簧7 3.2膜片彈簧設計7 膜片彈簧設計計算的基本公式8 膜片彈簧基本參數的確定8 3.2.3 強度校核11 3.3離合器蓋及壓盤總成的設計12 離合器蓋設計12 3.4壓盤結構設計12 壓盤結構設計13 壓盤幾何尺寸的確定13 傳力方式的選擇13 3.5分離軸

2、承總成13 3.6操縱機構設計14 參考文獻14 伊蘭特1.6標準型離合器設計 第1章 概述 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可根據需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。 離合器的功用主要的功用是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接

3、合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，高速是平衡性好、結構簡單且較緊湊、散熱通風性能好、使用壽命長，也能大量生產。此設計說明書詳細的說明了轎車膜片彈簧離合器的結構形式，參數選擇以及計算過程。 第2章 離合器的結構和基本參數的確定 2.1離合器結構型式的確定 本車設計采用單片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結構簡單

4、，可靠性強，維修方便，目前大多數汽車都采用這種形式的離合器。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，是操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼其壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著的縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，是壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具

5、有上述一系列的優(yōu)點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷的提高，因而這種離合器在轎車及微型輕型客車上得到了廣泛的應用，而且逐漸擴展到了載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一個結構簡單，調整方便。 綜上本次設計選擇單片推式膜片彈簧離合器。 2.2離合器基本參數的確定 離合器傳遞的扭矩與摩擦系數、彈簧壓緊力、摩擦片的摩擦面數、摩擦片的平均摩擦半徑等因素有關。并且離合器所能傳遞的最大扭矩應適當的高于發(fā)動機的最大轉矩Temax，其間的關系為： Te=π12fZp0D3(1-c3) (2-1) Te=βTemax （2-2） 式中：f為摩擦因數；Z為摩擦面數；為單位壓力；D為摩擦片外半徑

6、；c為摩擦片內、外徑之比; β為后備系數。 離合器的基本參數主要有性能參數有后備系數β和單位壓力參數P0，尺寸參數D和d及摩擦片厚度。 1.后備系數 各類汽車β值的選取范圍通常為： 轎車和微型車、輕型貨車β=1.20～1.75 中型和重型貨車β=1.50～2.25 越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車β=1.80～4.00 根據上述原因及所選車型，選取β=1.25。 2.單位壓力p0和摩擦因數f 當摩擦片采用不同材料時，和f的取值范圍見下表： 表2-1 和f的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力p0/MPa 摩擦因數f 石棉基材料 模壓 編織 粉末冶金

7、材料 銅基 鐵基 金屬陶瓷材料 0.4 選用粉末冶金材料銅基，單位壓力0.35-0.50MPa, 摩擦因數0.25-0.35. f取0.25. 3.摩擦片外徑D、內徑d和厚度h的確定 離合器應按轉矩容量或熱容量設計，摩擦片或從動片外徑D是基本尺寸。它關系到結構尺寸及質量的大小和使用壽命的長短設計是通常首先確定D的值。 由以下公式計算D的值： D=KDTemax Temax發(fā)動機的最大轉矩； Temax=143 N·m 對于轎車，KD=14.6，求得D=175 mm 表2-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑 D(mm） 內徑 d(mm)

8、厚度 h(mm） 內外徑之比 d/D 單位面積 F(mm2） 160 180 200 225 250 280 300 325 350 110 125 140 150 155 165 175 190 195 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 10600 13200 16000 22100 30200 40200 46600 54600 67800

9、 根據表2-2摩擦片的尺寸見表2-3： 表2-3選定的摩擦片的尺寸 外徑D （mm） 內徑d (mm) 厚度h (mm) C= 1- 單位面積F（mm） 180 125 3.5 0.694 0.665 13200 用公式（2-1）和（2-2）驗算單位壓力P0： p0=12βTemaxπfZD3(1-c3) 得到 =0.35MPa，單位壓力P0在容許范圍內，認為所選離合器的尺寸、參數合適。 第3章 離合器的設計 3.1從動盤總成 從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減震器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1

10、.從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時齒輪間的沖擊； 2.從動盤應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減少磨損； 3.應安裝扭轉減震器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 從動盤轂 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax按國標GB1144－74選?。ㄒ姳?-1）。 表3-1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉矩 Temax/N·m 花鍵尺寸 擠壓應力 σ

11、j/Mpa 齒數 n 外徑 D′/mm 內徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 3

12、25 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 根據摩擦片的外徑D=180mm與發(fā)動機的最大轉矩Temax=139.2 N·m，由表3-1查得n=10，D′=26mm，d′=21mm，b=3mm，l=20mm，σj=11.8Mpa 從動片設計 從動片通常用1.3～2.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.65～1.0mm，以減小其轉動慣量。從動片的材料與其結構型式有關，整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼(50或85號鋼)或65Mn鋼板，熱處理硬度HRC38～48；采用波形

13、彈簧片的分開式(或組合式)從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45，層深0.2～0.3mm；波形彈簧片采用65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC43～51。 從動盤摩擦片 在離合器接合、分離過程中，它將遭到嚴重的滑磨，在相對很短的時間內產生大量的熱，因此，要求摩擦面片應有以下一些綜合性能： 1. 在工作時有相對較高且穩(wěn)定的摩擦系數； 2. 具有小的轉動慣量，材料加工性能良好； 3. 在短時間內能吸收相對高的能量，且有良好的熱穩(wěn)定性； 4. 能承受較高的壓盤作用載荷； 5. 承受相對較大的離心載荷而不破壞； 6. 具有足夠的剪切強度； 7. 摩擦副有高度的容污性能，不影響

14、它們的摩擦特性； 8. 具有優(yōu)良的性價比，不污染環(huán)境。 對于摩擦面片來說，有兩個方面要求選擇確定，一是結構尺寸，內、外直徑已在前面選定，厚度可根據使用壽命確定。二是材料，近年來，摩擦材料的種類增加極快，常用的有石棉基、有機摩擦材料、金屬陶瓷摩擦材料等。這里選擇粉末冶金材料銅基，單位壓力0.35-0.50MPa, 摩擦因數0.25-0.35. 波形片和減振彈簧 波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度為40~46HRC，并經過表面發(fā)藍處理。減振彈簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等彈簧鋼絲。 3.2膜片彈簧設計 膜片彈簧的大端處為一完整的截錐，類似無底的碟子，和一

15、般機械上用的碟形彈簧一樣，故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。與碟形彈簧不同的是在膜片彈簧上還有徑向開槽部分，形成許多稱為分離指、起分離杠桿作用的彈性杠桿。分離指與碟簧部分小端交接處的徑向槽較寬且呈長方孔，分離指根部的過渡圓角半徑應大于4.5mm，以減少分離指根部的應力集中，長方孔又可用來安置銷釘固定膜片彈簧。 膜片彈簧設計計算的基本公式 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞過斷面上的某中性點轉動。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的載荷F1（N）集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為λ1（mm），則膜片彈簧彈簧特性如下式表示： F（3-1） 式中：E為材

16、料的彈性模量（MPa），對于鋼：E=2.1×105 Mpa； μ為材料的泊松比，對于鋼：μ=0.3； H為膜片彈簧自由狀態(tài)下碟簧部分的內截錐高度（mm）； h為膜片彈簧鋼板厚度（mm）； R ，r分別為膜片彈簧的大端半徑（mm）； R1 ，r1分別為壓盤加載點和支承環(huán)加載點半徑（mm）。 膜片彈簧基本參數的確定 1.比值H/h的選擇 該比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用H/h對彈簧特性的影響，正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車的膜片彈簧離合器的H/h一般取系 -3

17、 888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888： 板厚一般為2～4mm，本設計?。?h=2mm 則取H/h=1.7，代入h=2得到： H=3.4mm 2．R及R/r的選擇 膜片彈簧的大端半徑R應根據結構要求和摩擦片的尺寸來確定。比值R/r的選定影響到材料的利用效率。R/r越小，則彈簧材料的利用效率越好。碟形彈簧儲存彈簧性能的能力在R/r=1.8～2.0為最大，用于緩沖沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。但對汽車離合器膜片彈

18、簧來說，并不要求儲存大量的彈性能，應根據結構布置及壓緊力的需要，通常R/r=1.2～1.3（即1.25左右）。 根據本設計所選車型，選取R/r=1.27。根據R≥RC=(D+d)/4=76.25mm（RC為膜片彈簧的平均半徑），取R=90mm，則r=71mm。 3．膜片彈簧起始圓錐底角 膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角α與內截錐高度H關系密切，α=arctan[H/(R-r)]≈H/(R-r),一般在10°～15°范圍內選擇。 本設計之錐角為：α≈3.4/（90-71）≈10.3°。落在10°～15°的范圍內，因此設計合理。 4．支承圈平均半徑r1和和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑R1

19、r1與R1的取值將影響膜片彈簧的剛度。r1 應略大于r且盡量接近r；R1 應略小于且盡量接近R。 根據以上所述及已知R和r的值，本設計選取r1=75mm，R1=88mm 。 5．膜片彈簧小端半徑ri及分離軸承作用半徑rf 的于外徑opian 888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888888ri由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器 第一軸的花鍵外徑。rf應大于ri 。 rf與ri之差在一定的范圍內

20、，0≤≤4。 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用， 因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即: 推式：2.3≤≤4.5 取，得=30mm。 根據折中原則得：=26mm 。 圖3-1 膜片彈簧尺寸簡圖 6．分離指的數目n和切槽寬δ1 窗孔槽寬δ2及窗孔內半徑re 的確定。n多取為18；δ1=3.2～3.5mm；δ2=9～10mm；re的取值應滿足（r-re）>δ2 。 本設計選取δ1=3.3，δ2=9.3，則： re≤70-9.3=60.7。本設計取re=60mm。 7．膜片彈簧工作點位置的選擇 圖3-2膜片彈簧工作點位置 汽車離合器膜片彈簧特性曲線的形狀如圖3-2所示。選擇好

21、曲線上的幾個特定工作點的位置很重要。拐點T對應著膜片彈簧的壓平位置，而λ1T為曲線凸點M和凹點N的橫坐標平均值。B點為新離合器（摩擦片無磨損）在接合狀態(tài)時的工作點，通常取在使其橫坐標為λ1B=（0.8～1.0）λ1T的位置，以保證摩擦片在最大磨損△λ后的工作點A處壓緊力變化不大。摩擦片總的最大允許磨損量△λ可按上圖求得： 上圖中：ZC—離合器的摩擦片工作表面數目，本設計為單片則ZC=2； △SO—每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為△SO=0.5～1mm。λ1B C點為離合器徹底分離時的工作點。它以靠近N點為好，以減少分離軸承的推力使操縱輕便。 本設計取△SO=0.9mm，則△λ=

22、1.80mm。 因M、N為拐點，對式（3-1）求一次導數并令其導數值為零，即：，經簡化后得到： 由于=2.5≥0，因此有兩個實根，從而求得： =0.28=4.38 這兩值即是F1達到極值時的橫坐標，即分別為點M和點N的橫坐標。則： =2.33 圖3-2中，B點：取=2.10 A點：=0.3 C點：取=4.40 3.2.3 強度校核 推式膜片彈簧小端分離軸承載荷計算，公式如下 由λ1=4.40 mm，計算得F2=1159N 膜片彈簧的應力計算公式如下 式中,為寬度系數，。 膜片彈簧選用材料彈簧鋼，許用應力1600~1700Mpa。 膜片彈簧分離時最大變形量λ

23、1=4.40 mm，由上述公式算得 σB=1653Mpa，滿足強度要求。 3.3離合器蓋及壓盤總成的設計 3.3.1離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的部分扭矩。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在離合器蓋結構設計時應達到以下幾個要求： 1．應具有足夠的剛度，以免影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時摩擦面不能徹底分離。為此可采取如下措施：適當增大蓋的板厚，一般為2.5~4.0mm；在蓋上沖制加強肋或在蓋內圓周處翻邊；尺寸大的離合器蓋可改用鑄鐵鑄造。 2．應與飛輪保持良好的對中，一面影響總成的平衡和正常的工作。對中方式采用定

24、位銷或定位螺栓，也采用止口對中。 3．蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4．為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風口，將離合器制成特殊的葉輪形狀。或在蓋上下班加設通風扇片等，用以鼓風。 乘用車和載質量較小的商用車的離合器一般用08、10鋼等低碳鋼板，載質量較大的商用車則常用鑄件或鋁合金壓鑄件。 本設計采用厚3mm的08鋼板沖壓而成。 3.4壓盤結構設計 壓盤設計主要包括幾何尺寸的選擇和傳力方式的確定兩個方面。 3.4.1壓盤結構設計 1．壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助

25、散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。 2．壓盤應具有較大的剛度。 3．與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。 4．壓盤高度尺寸（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。 壓盤幾何尺寸的確定 1．壓盤內、外徑的確定（） 前面我們已經通過計算確定了摩擦片的內、外徑。從一般而言，壓盤內徑稍微小于摩擦片的內徑，壓盤外徑稍大于摩擦片外徑。 故本設計壓盤外徑 =190mm，壓盤內徑為=120mm。 3.4.3傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部件，它與飛輪必須有一定的連接關系，圓方向與飛輪不能有相對轉動，但軸向必須有相對移動。壓盤的傳力方式有一下幾種：(a) 凸

26、臺式；(b) 軸向鍵式；（c）徑向鍵式；（d）銷式；（e）傳力片式。其中傳力片式在轎車離合器中個應用較多，因為它使壓盤的結構相對簡單，而沿圓周切向布置還使受力狀況有很大的改善，一般有3~4組，每組3~4個彈性薄片組成，片厚一般為1~1.2mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。 3.5分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。目前國外采用角接觸推力球軸，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。 3.6操縱機構

27、設計 駕駛員通過操縱機構控制離合器的結合與分離，從而實現換擋。對離合器操縱機構有如下要求： 1. 踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內； 2. 踏板行程一般在80-150mm內，最大不應超過180mm； 3. 應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以恢復； 4. 應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞； 參考文獻： [1] 徐石安等編. 汽車離合器. 清華大學出版社，1981年 [2] 陳家瑞主編. 汽車構造(下冊) 第2版. 機械工業(yè)出版社，2002年 [3] 王望予主編. 汽車設計 第4版. 機械工業(yè)出版社，2004年 [4] 林世裕主編. 膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造.南京：東南大學出版社，1995年