轎車膜片彈簧離合器設計.docx

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1、摘要 -2- Abstract -3- 1緒論 -4- 1.1 引言 -4- 1.2離合器的發(fā)展歷程 -4- 1.3膜片彈簧離合器的組成及其優(yōu)點 -5- 1.3. 1膜片彈簧離合器的組成部件 -5 - 1.3.2膜片彈簧離合器的工作原理 -5 - 1. 3. 3膜片彈簧離合器的優(yōu)點 -6 - 1.4設計內(nèi)容 -6- 1.5 Pro/E軟件的牛寺點 -6- 1.6方案選擇 -7- 2膜片彈簧離合器的基本尺寸參數(shù)選擇 -7- 2.1膜片彈簧離合器基本性能關系式 -7- 2.2離合器后備系數(shù)的選擇 -8- 2.3離合器摩擦片外徑的確定 -8- 2.4離合器摩擦片的軟件

2、Pro/E繪圖過程 -9- 2. 5本章小結 -10- 3主動部分設計 -10- 3. 1壓盤設計 -10- 3. 1. 1壓盤參數(shù)及其選擇和校驗 -10 - 3. 1.2壓盤的Pro/E繪圖過程 -11 - 3.2膜片彈簧離合器離合器蓋設計 -11- 3.3離合器傳動片設計 -12- 3. 4本章小結 -13- 4 從動盤總成設計 -13- 表2.3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑D / nun 內(nèi)徑d/mni 厚度h/mm 內(nèi)外徑比d/D 單位面積F/mm2 160 110 3.2 0. 687 10600 180 125 3.5 0. 6

3、94 13200 200 140 3.5 0. 700 16000 225 150 3.5 0. 667 22100 250 155 3.5 0. 620 30200 280 165 3.5 0. 589 40200 300 175 3.5 0. 583 46600 325 190 3.5 0. 585 54600 350 195 4 0. 557 67800 380 205 4 0. 540 72900 摩擦片外徑尺寸D在滿足符合標準(JB1457-74)的規(guī)定的同時也應滿足最 大圓周速度小于等于65?70m

4、/s°根據(jù)發(fā)動機參數(shù)該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax為230N?m及表2. 2可查出離合器摩擦片外徑為250mm。再根據(jù)表2.3 即可得到摩擦片的具體參數(shù)(摩擦片外徑D=250mm、摩擦片內(nèi)徑d=155mm、摩 擦片厚度h=3.5mm、摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0. 620、單面面積F=30200mm2) 2.4離合器摩擦片的軟件Pro/E繪圖過程 在Pro/E繪圖面板中，先構建一個環(huán)形的圓盤模型，然后根據(jù)上面計算出 離合器參數(shù)進行設置應的參數(shù)，即摩擦片內(nèi)徑設置為155mm ,外徑設置為250mm。 得到下面的模型圖。 2. 5本章小結 本章經(jīng)過設計、計算、繪畫，確定了摩擦片的

5、外徑尺寸。此尺寸決定了離合 器其他多個部件的外形尺寸，?甚至可以間接決定膜片離合器的外形尺寸等。 3主動部分設計 3.1壓盤設計 3.1.1壓盤參數(shù)及其選擇和校驗 壓盤作為離合器工作中正常傳遞動力的重要部件之一，其形狀復雜，且要 具備高摩擦系數(shù)、傳熱性好、及良好的耐磨性。因此壓盤通常金相組織為珠光體 結構，材料為灰鑄鐵鑄成，硬度HB170?227。在實際應用中，還可添加少量金 屬元素（鎰合金、鐵等）用來提高它的機械強度增加抗壓性。根據(jù)膜片離合器的結 構可知，由摩擦片的外徑尺寸可確定壓盤的外徑尺寸。壓盤在設計時，應有足夠 大的重量用來吸收熱量，以保證每次離合器結合的溫度不至過高，維持其正

6、常的 工作狀態(tài)。為防止壓盤在高速工作過程中受熱變形，應具有一定的厚度且剛度必 須足夠的高。壓盤的工作條件比較惡劣，正常工作時處于高速運轉(zhuǎn)狀態(tài)會產(chǎn)生大 量的熱量，因此必須要注意通風散熱，保證離合器良好的運行工況，常用的措施 是在壓盤內(nèi)鑄導風槽用于通風散熱，在經(jīng)過設計計算壓盤的厚度確定后，應當做 校驗，保證離合器每一次結合的溫升不應超過8°C?10°C溫升t的校核按式為: t = Y L/mc （3. 1. 1） 式中：Y一傳到壓盤的熱量所占的比率。對單片離合器，Y=0.5； m—壓盤質(zhì)量，kg； c一壓盤比熱容，鑄鐵比熱容為481. 4刀（履°C）； L一滑磨功，J。若溫升 過高，可適當

7、增加壓盤的厚度。壓盤單件的平衡精度應不低于15?20g?cm。 選擇壓盤厚度為20mm,外徑255mm,內(nèi)徑150mm。 代入公式（3. 1）進行校核計算，t =6. 732°C符合標準。 3. 1. 2壓盤的Pro/E繪圖過程 第一步先繪制出壓盤的盤體部分，第二部再繪制出輪廓細節(jié)部分，最后俯 視圖角度渲染拉伸。得到壓盤模型圖最終為圖3. 1.2 o 圖3.1.2壓盤模型圖 3. 2膜片彈簧離合器離合器蓋設計 設計離合器蓋時，一定要注意通風冷卻、對中性是否好、剛度是否足夠 等因素。通風冷卻不好，會導致在工作過程中，溫度急劇升高，影響離合器 的正常工作，造成零部件的加速疲

8、勞和損壞，有極大的安全隱患，因此必須 要保證離合器良好的通風和冷卻。再就是離合器的剛度設計，離合器屬于長 期使用，頻繁傳遞動力的部件，它的剛度直接影響整車的動力傳遞性能，如 果剛度不夠，容易導致傳遞動力時發(fā)生擠壓、變形等。這會導致離合器傳遞 動力不均勻，摩擦片磨損嚴重，離合器分離不徹底，結合不牢固等一系列的 問題，因此一般使用2. 5-5mm的低碳鋼板來作為制造離合器蓋的材料。在設 計時，除了保證離合器的剛度，還能將離合器蓋設計為帶有鼓風葉結構的形 狀，用于輔助散熱。離合器蓋內(nèi)有多個零部件，如壓緊彈簧、壓盤、分離杠 桿等，所以離合器蓋和飛輪的軸線對中新能顯得尤為重要。再對中的方式選 擇中，我們

9、可以采用定位螺栓的方式或者采用止口隊中，以及采用定位銷的 方式，都可以打到定位對中的目的。保證其良好的對中性，不至于產(chǎn)生形變， 影響工作效率，也能夠使工作更為平穩(wěn)，受力更均勻。 3. 3離合器傳動片設計 壓盤離合器中飛輪、壓盤之間的連接方式的不同，我們應當選擇不通的校 核方式：1.當通過彈性傳動片連接時，應進行拉伸應力的強度校核;2.當通過鍵、 傳力銷或者窗孔-凸塊，則應該進行的是擠壓應力的強度校核。： 。j = Temax y / (RzF) (3. 3) 式中： Y—考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)矩富ax分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片離合 器取 Y = 0. 5 ； Q一力的作用半徑，D1； Z

10、一工作元件(例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵)的數(shù)目，這里取3組每組4片; F—接觸面積，mm：這里取長為65mm,寬為20mm,所以F=1300 mm'。 計算得。j = 15. 22符合標準。 1-離合器蓋；2-飛輪；3-摩擦片；4-膜片彈簧；5壓盤；6分離軸承 圖3. 3. 1離合器結構圖 本章因為這些零部件在正常工作中都是傳遞較大扭矩的零部件，所以不管 是離合器蓋，還是離合器壓盤等都要保證它們良好的散熱性、通風性。用來確 保在高速運轉(zhuǎn)嚙合時，不會溫度過高，而產(chǎn)生疲勞應力，出現(xiàn)斷裂、變形等情 況。充分保證部件、乃至整個離合器在良好的工況下運行。 4從動盤總成設計 4.1摩擦片

11、設計 離合器片的工作環(huán)境尤為惡劣，尤其是在傳遞大扭矩動力時，由于劇烈的 摩擦會產(chǎn)生很多熱量，并且同時是伴隨著滑磨。因此在設計制造離合器摩擦片 時，離合器摩擦片務必要滿足以下要求： 1、 正常運行工況下，能夠保證較大的摩擦系數(shù)，防止打滑； 2、 在摩擦片的整個運轉(zhuǎn)周期內(nèi)，不應當出現(xiàn)摩擦系數(shù)減弱的情況； 3、 摩擦片在旋轉(zhuǎn)貼合傳遞扭矩時，剪切強度一定要足夠。 4、 應當在結合過程中，可以承受較大的作用載荷，保證接合的平順穩(wěn)定。 5、 摩擦片的質(zhì)量不應太大，轉(zhuǎn)動憒量要足夠小且材料的加工性要好。 7、 摩擦片抵抗離心力載荷的能力要強，保證不被離心力損壞； 8、 制造摩擦片的材料要對環(huán)境

12、沒有污染，保證質(zhì)量的前提下且價格要足夠 的便宜。 9、 摩擦片在正常工況下，應當滿足對相接觸的其他零部件有很好的兼容性, 如飛輪、壓盤等。； 10、 摩擦片的耐磨性能要好，而且能夠?qū)崿F(xiàn)在較短時間力能夠吸收比較大的 能量。 11、 摩擦片對污漬、粉末應有一定的融洽性，不影響主要的摩擦性能； 挑選摩擦材料的基本原則是：有以上各種因素的綜合考量下，當我們在挑 選摩擦片材料時，應當遵守以下原則： 1、成本低且具有高性能標準?，F(xiàn)有材料中，石棉代替是最優(yōu)方案。 本設此次車輛選擇的離合器摩擦片是由金屬基體、潤滑劑、陶瓷等材料綜 合組成的多元復合材料。在這種復合材料內(nèi)，金屬基體起到的主要作用是保

13、證 摩擦片有足夠的機械強度，并且將復合材料內(nèi)的潤滑劑、陶瓷等多個材料牢固 的接合起來，陶瓷部分起到的主要作用是摩擦作用，此外潤滑劑的作用，是保 證摩擦副的工作平穩(wěn)，減輕震動，另外還起到了提高摩擦片抗粘接和抗咬合的 特性。保證離合器的全程正常工作。陶瓷材料和潤滑劑材料共同形成摩擦性能 調(diào)節(jié)劑。綜上所述，選擇金屬陶瓷材料較為理想。 4. 2離合器從動盤轂設計 在離合器從動盤毅中，設計結構主要是靠齒側定心矩形花鍵相互連接，即用 此種花鍵將變速器第一軸前端的花鍵軸和從動盤毅的花鍵孔相連。此種設計是為 了能夠?qū)崿F(xiàn)從動盤毅能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸由從動盤外徑和發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 按GB1144-74選?。?/p>

14、見表4. 2. 2） 0從動盤毅花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外 徑尺寸的（1.0?1.4）倍，為了達到從動盤毅沿軸向移動時不產(chǎn)生偏斜的目的。 表 4.2.2 GB1144-74 從動盤 外徑 D/mm 發(fā)動機 轉(zhuǎn)矩 Temax /N ? m 花鍵 齒數(shù)n 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內(nèi)徑 d/mm 鍵齒寬 b/mm 有效 齒長 1/mm 擠壓 應力 。/MPa 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

15、 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 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13. 1 430 800 10 45

16、 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力。j(MPa)及剪切力T j (MPa)的強度校核: 竺澎陣&卜3。皿 (4.1) r = 4 J_

17、，HRC28?32。由表4.2.2選取得下面相應的數(shù)據(jù)： 花鍵內(nèi)徑D=28mm；花鍵齒數(shù)n=10；花鍵外徑D=35mm；鍵齒寬b=4mm； 有效齒長l=35mm；擠壓應力o =10. 4MPa；校核叮=19. 342MPa； t j =8. 32MPa符合指定的強度范圍。 4. 3離合器從動片設計 在膜片式離合器的設計中，從動片的設計主要考慮因素為剛度、因此在制造 從動片時。通常采用鋼板沖壓成型來形成從動片，在沖壓時，采用的鋼板厚度一 般為1.3箜.00mm厚。在有些時候為了減輕從動盤轉(zhuǎn)動時由于高速旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的 慣量，將從動盤的盤型部分研磨得較薄，厚度一般為0.65~1.00頗。在選擇

18、從動 片材料時，一般要根據(jù)它得結構類型來選擇，一般波形彈簧(組合或者分開式)從 動片，波形彈簧使用得是熱處理硬度HRC43?51、65Mn鋼板，從動片得材料選 用的是深0. 2?0. 3mm>氤化表面硬度HRC45、08鋼板，這兩種采用組合的形式, 組成了波形彈簧片式從動片。而采用無波形彈簧片時，?般采用的材料是熱處理 硬度HRC38?48、65Mn鋼板或者高碳鋼(50或85號鋼)。 4. 4離合器扭轉(zhuǎn)減振器設計 4. 4. 1扭轉(zhuǎn)減振器的功能 為汽車在正常行駛過程中，往往因為加速，減速或路況復雜的情況下離合器 在動力傳輸?shù)臅r候會產(chǎn)生較大的振動。長期的不規(guī)律振動會對離合器核心部件、 傳動

19、軸等帶來很大的損傷因此需要在離合器中安裝一個彈性-阻尼裝置，來消弱、 抵消這種振動。這種裝置就是安裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減震器，扭轉(zhuǎn)減震器 主要分為兩個部分：1.彈性元件、2.阻尼元件。其中彈性元件的主要作用是降低 扭振系統(tǒng)三節(jié)點固有頻率，降低磨損。以及減輕傳動系前端傳來的扭轉(zhuǎn)剛度。防 止部件的變形、斷裂。而阻尼原件的主要作用是用來消耗由于沖擊、振動產(chǎn)生 的扭振能量，實現(xiàn)共振載荷和非共振載荷的降低，還有噪聲的減小。 4. 4.2扭轉(zhuǎn)減振器的結構類型的選擇 在大部分車企廠商中所生產(chǎn)的離合器扭轉(zhuǎn)器中大致有以下幾種結構，如圖 4.4.2中的a、b、c、d,這幾種扭轉(zhuǎn)減震器之間的不同點就是使用了

20、不一樣的阻 尼和彈性元件。下面的圖a、b、c中的離合器扭減震器在從動盤毅上開有6個窗 口，在對應的從動片上也有6個，每個窗口都裝有相同規(guī)格的減震彈簧。形成對 應的關系，在傳遞發(fā)動機扭矩時，從動片必須通過從動盤毅上的彈簧傳遞，這種 結構類型的扭轉(zhuǎn)減震器應用極為廣泛，因為它具有良好的線性的彈性特性，旦結 構簡單，易于維護和保養(yǎng)。另外一種類型的扭轉(zhuǎn)減震器是外形結構一致，但是從 動盤毅上安裝的6個彈簧規(guī)格有三種，且按照由小到大并按照先后次序工作的彈 簧減震器。我們稱之為兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器，這種扭轉(zhuǎn)減震器具有非線 性的特性。因此在柴油機汽車中廣泛采用此種扭轉(zhuǎn)減震器，因為柴油機怠速旋轉(zhuǎn) 不均勻度大

21、，常常引起變速齒輪敲擊。有利于減輕汽車在怠速和正常行駛所產(chǎn)生 的振動和噪音。還有一種空心圓柱類型的安裝油橡膠彈性元件的扭轉(zhuǎn)減震器也具 有非線性彈性特性，但是由于具有從動盤轉(zhuǎn)動慣性大，且制造材料昂貴等缺點。 所以沒被采納。 摩擦片通常被用作減振器的阻尼元件，在（圖4.4.2a）的結構中阻尼摩擦片 的正壓力靠從 (d) 帶扭轉(zhuǎn)減振器從動盤 圖4. 4.2離合器減振器結構圖 動片與減振盤間的連接抑釘建立。阻尼力矩會隨著摩擦片的磨損而減小，所以使 阻尼力矩穩(wěn)定，可以采用加蝶形彈簧的方式，兩組摩擦片通過采用不同剛度的碟 形彈簧和圓柱螺旋壓簧建立不同的正壓力（圖4. 4. 2d）,就能達到

22、阻尼力矩非線 性變化的目的。 4. 4.3扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定 1、 計算扭轉(zhuǎn)減振器的角剛度 減振彈簧的線剛度及結構布置尺寸決定減振器扭轉(zhuǎn)角剛度Ca,由如下公 式初選角剛度 CaW137? (4.4.3. 1) 式中：丁 j為極限轉(zhuǎn)矩，貝土 T j = (1. 5?2. 0) Temax (4. 4. 3.2) 式中：乘用車(2. 0),商用車(1.5),本車型為商用車，選取1.5 為芯為發(fā)動機最大扭矩，代入數(shù)值得T J =460, Ca W 8273. 5初選 Ca=8000N ? m/raDo 2、 離合器扭轉(zhuǎn)減振器最大摩擦力矩 由在選擇扭轉(zhuǎn)減震器阻尼裝置時，因為發(fā)

23、動機最大轉(zhuǎn)矩以及結構的限定。應 當在發(fā)動機正常工況轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)去消除，務必要合理選擇阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tu,通 過下面公式計算： /V = (0.06?0. 17) 7%ax (4.4. 3.3) 取。二0. 15心蹌，本設計按其選取。=39N -mo 3、 扭轉(zhuǎn)減振器的預緊力矩 減振彈簧安裝時應有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限轉(zhuǎn)矩它將 降低減振器的剛度，這是有利的，但預緊力值一般不應該大于摩擦力矩否則在 反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將停止工作。 一般選取，預二(0.05?0.15)心ax =22 N-mo 4、 扭轉(zhuǎn)減振器的彈簧分布半徑 減振彈簧的分布尺寸R.的尺寸應盡可能大一些，一

24、般取 (4.4. 3.4) Rl= (0.60?0.75) D/2 4. 1 摩擦片設計 -13- 4.2離合器從動盤轂設計 -14- 4. 3離合器從動片設計 -15- 4.4離合器扭轉(zhuǎn)減振器設計 -16- 4. 4. 1扭轉(zhuǎn)減振器的功能 -16 - 4. 4.2扭轉(zhuǎn)減振器的結構類型的選擇 - 16 - 4.4.3扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)確定 -18 - 4.4.4離合器減振彈簧的尺寸確定 -20 - 4.4.5扭轉(zhuǎn)減振器的Pro/E繪圖過程 -22 - 4. 5本章小結 -22- 5離合器膜片彈簧設計 -23- 5.1膜片彈簧的概念 -23- 5.2膜片彈簧的彈性特性

25、 -23- 5.3膜片彈簧的強度計算 -26- 5.4膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 -27- 5.5膜片彈簧的Pro/E繪圖過程 -29- 5. 6 本章小結 -29 - 參考文獻 -30- D為摩擦片內(nèi)徑，代入數(shù)值計算，得R1二56nm】。 5、扭轉(zhuǎn)減振器彈簧數(shù)目 參考表4. 4.2選取，D=250mm,則Z=40 表4. 4.2減振彈簧的選取 離合器摩擦片外徑D 減振彈簧數(shù)目Z 225?250 4?6 250?325 6?8 325?355 8?10 >350 10以上 6、扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧的總壓力 限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭

26、矩達到最大Tj p 一乙 (4. 4. 3. 5 ) K\ 式中：P總的計算應按Tj的大者來進行R*690N。 每個彈簧工作壓力 P p = M ( 4. 4. 3. 6 ) Z = 149. 4N 7、從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)伯 〃 = 2arcsii】A^R (4.4.3.7) =6. 52 8、限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 (4. 4. 3. 8 ) A = sin cR. 式中：&是限位銷的安裝半徑，人一般為2. 5?4mm。取入二3。 9、 限位銷直徑 限位銷直徑d'按結構布置選定，一般d' =9. 5-12mm,本設計取d' =10。 10、

27、從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 在設計時從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大些, 為了利用減振器的緩沖作用，如圖4. 4. 3. 9所示。 圖4. 4. 3. 9從動盤窗口尺寸簡圖 一般A-A=a=1.4-16mmo這樣的尺寸設置是為了地面振動傳來時候，剛度 不高，能夠有效的緩和沖擊，本設計取a=l. 5mm, A=25mm, A【=25. 5mm 4. 4.4離合器減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈 簧設計的相關尺寸。 彈簧的平均直徑A : 一般由結構布置決定，通常選取a =11?15左右本 設計選取仇=12

28、。 彈簧鋼絲直徑： (4. 4.4. 1) 式中：扭轉(zhuǎn)許用應力 t=550?600MPa, D.算出后應該圓整為標準值，一般3? 4mm左右。代入數(shù)值，得d\ =3.398,符合上述要求。 減振彈簧剛度： =200. 8N/mm 減振彈簧有效圈數(shù): (4. 13) Gd： 8心 式中：G為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對鋼G =83000N/mm2,代入數(shù)值，得i=3. 984。 減振彈簧的總圈數(shù) n = i+(1.5?2) =5. 88o 減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度: (4. 14) Zmin = n(dl+ 6) =1. idln = 21.36

29、 式中：6 = 0. idl = 0.332為彈簧間的間隙。 減震彈簧的總變形量: (4. 15) =3. 56 減震彈簧的自由局度: (4. 16) =25. 78 減震彈簧的預變形量: △/' = (4. 17) 二0. 20 減振彈簧安裝后的工作高度: (4. 18) / = /0-A/ 4. 4.5扭轉(zhuǎn)減振器的Pro/E繪圖過程 首先畫出減振盤如圖4.3,圖4.4所示; 圖4. 6減振盤Pro/E建立過程4 4. 5本章小結 本章主要是對膜片彈簧離合器核心部件之一的從動盤總成，及其相應的輔 助部件進行了詳細的設計。其中詳細的零部

30、件設計包括（從東盤轂、波形彈簧、 扭轉(zhuǎn)減震器、摩擦片等）零部件的設計、計算。改進了原有方案的設計讓綜合性 能更好，提高了汽車行駛的安全性、抗震性。 5離合器膜片彈簧設計 5.1膜片彈簧的概念 膜片彈簧的碟簧部分在其大端處，是一種完整戴錐的狀態(tài)。其起作用的重要 部分是碟簧部分，提供彈力。膜片彈簧和蝶形彈簧不同之處在于膜片彈簧存在彈 性杠桿，主要有徑向開槽部分，有分離指、起分離杠桿的作用。分離指與碟簧有 徑向開槽，可安置用于固定膜片彈簧的銷釘。 5. 2膜片彈簧的彈性特性 離合器膜片彈簧的彈性特性主要為非線性，與自由狀態(tài)下彈簧的鋼板厚h 和碟簧部分的內(nèi)錐高H有關，這些特性主要由碟簧決定。

31、不同的彈性特性取決 于不同的H/h值。P為增函數(shù)是當(H/h)

32、力變化不大)，汽車離 合器膜片彈簧一般1.5<(H/h)<2o當(H/h)= V2則特性曲線的極小點落在橫坐 標軸上；當(H/h) >2V2,則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū) 域，車液力傳動中的鎖止機構可以使用這種彈簧。 圖5.2. 1不同H/h時的彈性特性曲線 碟形彈簧當其大、小端部同時承受壓力時，載荷P與變形程度之間有如下 關系: EhA (I-,?)人以 (H-UH (5. 2. 1) 式中：E—彈性模量，對于鋼：E=21 X 10'MPa U一波桑比，鋼材料取P=0. 3； h一彈簧鋼板厚度，mm； H一碟簧的內(nèi)截錐高，mm；

33、R—碟簧大端半徑，mm； . 6 a一系數(shù)，A=^l^rJ 田一碟簧大、小端半徑之比，m-R/ro 汽車離合器膜片彈簧在實際安裝中的支承點如圖4-10所示。 (a)自由狀態(tài)；(b)結合狀態(tài)；(c)分離狀態(tài) 圖5.2膜片彈簧在離合器接合和分離狀態(tài)時的受力以及變形 1 R - r p _ K (5. 2. 2) 經(jīng)過整理式(5.2.1)可得如下關系式: ^=329^-2164^+4563/^ (5. 2. 3) 利用式（5.2.3）可繪制出膜片彈簧的月-入1特性曲線，如圖5.3所 圖5.2.2膜片彈簧特性曲線 nEh\]xi\Rlr) 烏= 6（1-/）（*

34、-時卜巧）. (5. 2.4) 式（5.2）即為分離軸承推力P2與膜片彈簧變形X的關系式。將 (5. 2.5)與(5.2.6)代入(5.2.4)中, (5. 2. 5) (5. 2. 6) 可得到R與入2的關系式（5.2.7）,式中77為分離軸承作用半徑rf =25mm % =65^-418^+86222 5. 3膜片彈簧的強度計算 膜片彈簧的載荷與變形之間的關系式，是在假設膜片彈簧在承載過程中，它 是根據(jù)剛性地繞該截面上的某一中性點0轉(zhuǎn)動而子午截面無變形的條件下推導 出的。則由假設可知，截面在0點處沿圓周方向的切向和切向應力都為零。0點 以外的截面上的點，一般均

35、產(chǎn)生切向應變，故亦有切向應力。若如圖5.3所示 以中性點0為坐標建立x-y坐標系，其中原點在子午截面處，則截面上任意 點的切向應力根據(jù)以下公式計算可得： E (5.3.1) °’ - I-//2 ? eTx 式中：由一碟簧部分子午截面的轉(zhuǎn)角，rad； a一膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角，rad； 圖5.3在子午截面以中性點0為坐標原點處建立x-y坐標系 e—中性點0的半徑，mm： R-r ln(7? / r) 經(jīng)計算 O t =535MPa,不大于1500~1700Mpa,符合適用強度。 1、 膜片彈簧彈簧片厚度比與原始內(nèi)截錐高的選擇 H/h這個比值很大程度上影響著

36、膜片彈簧的彈性特性，因此一定要慎重 選擇該值，根據(jù)以下公式可得： 1.5 < — < 2 h 其中：h為鋼板厚度，取3mm, H/h取等于1.5則膜片彈簧原始內(nèi)截錐高 H=4. 5o 2、 膜片彈簧工作點位置的選擇 圖5.4體現(xiàn)了汽車離合器膜片彈簧特性曲線的形狀。選好曲線上不同工況點的 位置。拐點T對應著膜片壓平位置，而次it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X1B = (0. 8-1.0) XI t的位置，以保證摩擦片在最大磨損后 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△X可按下式求 得：

37、 △入=Zc ? ASo (5. 9) 式中：Zc 一離合器的摩擦片工作表面數(shù)目，例單片Zc =2； △So一每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為 $=0.5?1mm。 C點為離合器徹底分離時的工作點。它以靠近N點為好，以減小分離軸承 的推力使操縱輕便。Zc =2,該車型主要行駛在城市公路上，然后考量經(jīng)濟性故 取ZXSo =lmmo由上可知左人s=2mm。 3、 膜片彈簧大端半徑及大端半徑與分離指半徑比的選擇 結構要求和摩擦片的尺寸決定了膜片彈簧的大端半徑R o膜片彈簧比 值R/r的選定影響材料的利用效率。影響的規(guī)則為：R/r愈小，則彈簧材料的 利用效率愈好。碟形彈簧儲存

38、彈性能的能力在R/r=1.8?2.0為最大，用于緩和 沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。對汽車離合器膜片彈簧來說, 應根據(jù)結構布置及壓緊力的需要，通常取R/「=1.2?1.3（即1.25左右）。膜片 彈簧大端半徑為摩擦片外徑取R=250mmo而R/r=l. 25,所以r=200mino 4、 膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角 膜片彈簧在圓錐底角a的選取規(guī)則：自由狀態(tài)下的在10°?12°范圍內(nèi)選 擇。取得a = 10° o 5、 膜片彈簧小端半徑及分離軸承作用半徑 離合器的結構決定了膜片彈簧小端半徑n ,最小值應大于變速器第一軸 的花鍵外徑。分離軸承作用半徑rf為標準件，77

39、應大于77。按花健外徑選 用rf =22. 5, ri也應大于花健外徑35mm,則應該取乙=20mmo 6、 分離指的數(shù)目和切槽寬及半徑 分離指的數(shù)目n多取為18；切槽寬8 1 =3. 2-3. 5mm； 6 2 =9?10mm；半 徑re的取值應該滿足（r- rc ）＞ 82的要求。 選取 8 1 =3. 3mm, 5 2 =9mm； re =90mm,其滿足（r-乙）〉6 2 的要 求。 7、 支承圈平均半徑和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑 影響膜片彈簧的剛度的因素有：支承圈平均半徑S、膜片彈簧與壓盤 的接觸半徑出。具體關系為：小應略大于尸且盡量接近〃 &應略小于 R且盡量接近

40、于R。 摘要 本次設計主要分析了帶有扭轉(zhuǎn)減震器的拉式膜片彈簧離合器，并對常規(guī)膜片 離合器進行了歸納分類。闡述了離合器發(fā)展現(xiàn)狀，總成結構部件，機械特性，原 理等。結合理論計算，獲取了大量的膜片彈簧離合器參數(shù)數(shù)據(jù)，同時基于Pro/E 軟件繪制出拉式膜片彈簧離合器的總成圖。 在理論計算過程中，先確定離合器摩擦片的外徑尺寸，再根據(jù)該尺寸對其他 部件進行設計和計算，確定該設計是否符合設計要求。整體設計包括從動盤設計 及其校驗，壓盤設計及其校驗，離合器蓋的設計校驗利優(yōu)化。再設計中，具體的 計算了扭轉(zhuǎn)減震器、傳動片、壓盤、摩擦片、膜片彈簧、離合器蓋等多個零件的 總成參數(shù)。再使用軟件Pro/E對膜片彈簧

41、離合器總體裝配圖、膜片彈簧、摩擦 片、從動盤總成、壓盤等核心部件及進行了繪制。再使用軟件繪制模型的過程中， 對離合器結構組成,離合器特性，裝配有了更深的理解。 通過木次設計達到了優(yōu)化原有離合器，提升轎車的乘坐舒適性和汽車正常工 況下工作效率的目的。 關鍵i司：離合器、Pro/E、膜片彈簧、壓盤、扭轉(zhuǎn)減震器 先拉伸出一個整體的外形，然后對其進行抽殼處理，把不需要的部分剪切出 圖5. 8離合器膜片彈簧Pro/E建立過程3 5.6本章小結 本本章對離合器核心最重要部件膜片彈簧進行了設計、優(yōu)化。其本身起到的 作用有壓緊彈簧、分離杠桿，好的膜片彈簧設計可以提升離合器的使用壽命、工

42、作效率等綜合性能。。 參考文獻 [1] 汽車標準匯編(2000?2004) [M].中國汽車技術研究中心標準研究 所,2005. [2] 李林，劉惟信.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].清華大學學 報,2000, 5. [3] 劉惟信主編.汽車設計[M].清華大學出版社,2001, 7. [4] 張衛(wèi)波.汽車膜片彈簧離合器智能優(yōu)化設計技術研究[J].中國工程 機械學報,2007, 1. [5] 司傳勝.汽車膜片彈簧離合器的優(yōu)化設計[J].林業(yè)機械與木工設 備，2004, 12. [6] 林明芳等.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].汽車工程,2003, 2. [7] 廖

43、林清，曹建國.汽車離合器膜片彈簧的三次設計[J].四川兵工學 報,2001,2. [8] 臧杰，閻巖.汽車構造國].機械工業(yè)出版社,2005, 8. [9] 閻春利，張希棟.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].林業(yè)機械 與木工設備,2006, 3. [10] 劉紅欣.膜片彈簧應力分布的試驗和有限元分析[J].力學與實踐， 2003, 3. [11] 徐石安，江發(fā)潮.汽車離合器國].清華大學出版社,2005, 2. [12] 林世裕主編.膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設計與制造[M].東北 學，2005. [13] 王望予主編.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社,2004, 8. Ab

44、stract This design mainly analyzes the pull diaphragm spring clutch with torsion damper and classifies the conventional diaphragm clutch. The development status of clutch, assembly structure parts, mechanical characteristics, principle, etc. In combination with theoretical calculation, a large numb

45、er of parameters of the diaphragm spring clutch are obtained, and the assembly diagram of the pull diaphragm spring clutch is drawn based on Pro/E software. In the process of theoretical calculation, the outer diameter size of the friction disc of the clutch is determined first, and then other part

46、s are designed and calculated according to the size to determine whether the design meets the design requirements. The overall design includes driven disc design and calibration, pressure disc design and calibration, clutch cover design calibration and optimization. In the redesign, the assembly par

47、ameters of several parts such as the torsion damper, the transmission plate, the pressure plate, the friction plate, the diaphragm spring and the clutch cover arc calculated. Then the software Pro/E is used to draw the overall assembly diagram of diaphragm spring clutch, diaphragm spring, friction p

48、late, driven plate assembly, pressure plate and other core components. During the process of using software to draw the model, I have a deeper understanding of clutch structure composition, clutch characteristics and assembly. Through this design, the purpose of optimizing the original clutch, impr

49、oving the riding comfort and working efficiency of the car under normal working conditions is achieved. Key Words： clutch Pro/E、diaphragm spring pressure plate > torsion damper 1.1引言 離合器是將發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)動力從發(fā)動機傳遞到車輪的機械裝置，現(xiàn)代離合器 具有四個主要部件：離合器蓋、膜片彈簧、壓力板、從動板和分離軸承。它可以 將發(fā)動機的動力輸出傳遞到變速箱，并能夠?qū)崿F(xiàn)汽車在正常行駛過程中通過離合 器中斷傳動。當汽

50、車在動力下行駛時，離合器處于接合狀態(tài)，從動（或摩擦）板 在花鍵輸入軸上運行，動力通過該軸傳遞到變速箱。該板的兩個面上都有類似 于制動襯片的摩擦襯片，這樣可以在離合器接合時平穩(wěn)地驅(qū)動驅(qū)動器。較早的 汽車在壓力板的背面具有一系列螺旋彈簧，而不是膜片彈簧。為了操作方便省力， 一些汽車離合器具有液壓操作機構。車內(nèi)離合器踏板上的壓力會激活主缸中的活 塞，該主缸通過充有液體的管道將壓力傳遞到安裝在離合器殼體上的從動缸上, 以減輕離合踩踏阻力。駕駛員可以通過控制離合器來有效的控制車速、達到安全 行駛的目的。 1.2離合器的發(fā)展歷程 在早期研究離合器結構時，錐形離合器大放異彩。錐形離合器具有錐形摩擦 表面

51、。錐體的錐度意味著執(zhí)行器的給定運動量使表面接近（或后退）的速度比盤 式離合器慢得多。同樣，給定量的致動力在配合表面上產(chǎn)生更大的壓力。錐形離 合器的最著名的例子是手動變速器中的同步器環(huán)。同步器環(huán)負責“同步”變速轂 和齒輪的速度，以確保平穩(wěn)地換檔。由于錐形離合器具有制造簡單、摩擦面易修 復的特點，其一直被使用到20世紀20年代中期。但是錐形離合器存在主從動片 分離不徹底的自鎖現(xiàn)象。 1952年后出現(xiàn)了多片盤式離合器，其起步接合平順、無沖擊的特點使得多 片盤式離合器被廣泛使用。多片盤式離合器中一個鋼盤片對著一青銅盤片成對布 置。采用純金屬摩擦副，并把摩擦副泡在油工作，使其達到最優(yōu)性能。 為了實現(xiàn)

52、片式離合器傳遞轉(zhuǎn)矩更大，耐受溫度更高，引入改進了石棉基摩 擦材料，由于引進此材料后可采用較小的摩擦面積，因此能減少摩擦片數(shù)量。 促進了多片離合器朝向單片離合器的轉(zhuǎn)變。單片干式離合器具有結構緊湊，散熱良好，轉(zhuǎn)動慣量小等優(yōu)點，以內(nèi)燃機為動力的汽車經(jīng)常采用它，尤其是后期 研發(fā)出性價比較高的沖壓件離合器蓋后應用更為廣泛。 隨著技術不斷的進步和人們對汽車舒適性要求提高，單片干式離合器制造 工藝越發(fā)完善。為提升其接合平順性，使用了有軸向彈性的從動盤。為減小傳 動系統(tǒng)載荷噪聲以及扭轉(zhuǎn)振動，在從動盤總成中安裝了具有雙質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn) 減振器。 由于重型汽車發(fā)動機功率更大，離合器安裝空間有限，故一般在重型汽

53、車 上使用可提升扭轉(zhuǎn)能力的雙片干式離合器。雙片離合器相對于單片離合器使用 壽命更長、扭轉(zhuǎn)能力更好。 1.3膜片彈簧離合器的組成及其優(yōu)點 1. 3.1膜片彈簧離合器的組成部件 膜片彈簧離合器組成部件包括：離合器蓋、壓盤、膜片彈簧、傳動片、分 離軸承總成等。 1. 3. 2膜片彈簧離合器的工作原理 Engaged 尹ywheel Clutch Disc 3 Crank Clutch Pedal Released Clutch Pedal Pressed （1）接合 （2）分離 Disengaged 1-飛輪2-離合器盤3-曲軸4-輸入軸5-離合器踏板 6-分離軸承7-

54、分離叉8-膜片彈簧9-離合器蓋10-壓盤 圖1.1膜片彈簧離合器工作原理圖 在汽車行駛過程中需切斷動力或更換擋時，壓下離合器踏板5,通過機構末 端的分離叉7將推動膜片彈簧分離指8,使得壓盤10遠離摩擦盤，動力切斷。 此時可自由的換擋。 1. 3. 3膜片彈簧離合器的優(yōu)點 與其他結構離合器相比，膜片彈簧離合器具有以下優(yōu)點： 1、 膜片彈簧中心與離合器中心線相重合,平衡性優(yōu)秀。 2、 膜片彈簧可同時起到壓緊彈簧、分離杠桿的作用，結構緊湊，軸向尺寸 小，部件數(shù)目少，質(zhì)量輕。 3、 通風散熱較好，使用期限長。 4、 膜片彈簧與壓盤是整圈接觸，磨損均勻，接觸良好，壓力分布均勻。 5、

55、彈簧壓緊力高速旋轉(zhuǎn)過程中降低小，性能穩(wěn)定。 6、 有理想的非線性彈性特性。 1.4設計內(nèi)容 1、 壓盤設計。 2、 離合器蓋設計。 3、 從動盤總成設計。 4、 膜片彈簧設計。 1.5 Pro/E軟件的特點 Pro/ENGINEER是世界上最成功的CAD/CAM軟件之一。PTC公司于1985年 成立于波士頓，1988年發(fā)布了 Pro/ENGINEER軟件的第一個版本，現(xiàn)在已經(jīng)發(fā)展成 為全球CAD/CAM/CAE/PDM領域具有代表性的軟件公司。Pro/Engineer是一套 機械CAD/CAE/CAM集成軟件，其技術領先，在機械、電子、航空、郵電、 兵工、仿真等各行各業(yè)都有應用

56、，在CAD/CAE/CAM領域中處于領先地位。 選擇離合器類型時以下幾種因素需考慮：1.摩擦式離合器具有結構相對簡單, 可靠性好，修理方便等優(yōu)點，且目前市面多數(shù)汽車都是采用此種離合器，故選擇 摩擦式離合器。2.在選擇干式還是濕式離合器時，由于濕式離合器一般為傳遞大 扭矩的多盤式離合器，此次車型選擇干式離合器就符合要求。3.膜片彈簧離合器 有多種優(yōu)點：①.非線性特性好、磨損后彈簧壓力基本不變、減輕踏板力操作輕 便。②.膜片彈簧裝備位置于離合器軸是相對的，平衡性能好，穩(wěn)定性強。③.膜 片彈簧同時起兩個作用(分離杠桿、壓緊彈簧)，使得結構簡單、重量變輕、減少 零件數(shù)、軸向尺寸變短。④.膜片彈簧和壓

57、盤以整圓圈方式接觸，實現(xiàn)了均勻的 磨損和良好的散熱。4.拉式離合器軸向尺寸小、結構簡化、零件數(shù)目更少且分離 杠桿長，操作省力輕便。結合上面所有的因素對比考慮，此車選用單片拉式膜片 彈簧離合器。 2膜片彈簧離合器的基本尺寸參數(shù)選擇 2. 1膜片彈簧離合器基本性能關系式 根據(jù)離合器傳傳遞發(fā)動機最大扭矩可以確定摩擦片外徑尺寸，該尺寸直接影 響離合器輪廓大小，是離合器的重要參數(shù)。為使離合器在正常工況下能可靠傳遞 最大扭矩Tcmax,發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T^ax應當小于離合器的靜摩擦力矩匚,而離 合器傳遞的摩擦力矩e 乂決定于其摩擦面數(shù)Z、摩擦系數(shù)f、作用在摩擦面上 的總壓緊力P工與摩擦片平均摩擦半徑此

58、，即 匚=(2.1) 式中：月一離合器的后備系數(shù)，見下表2.1。 廣一摩擦系數(shù)，一般取0.25?0.30。 該車型發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩M為230N-m,取摩擦系數(shù)，為3. 0,靜根據(jù)計 算可得：％ = 230 x 3. 0 = 690 N ? m。 在選擇離合器后備系數(shù)時，除了考慮操作輕便、防止傳動系過載等因素, 更應考慮到該離合器摩擦片磨損后減輕滑磨時間過長及仍能傳遞發(fā)動機最大 扭矩。 表2. 1后備系數(shù)表 常用車型 小轎車貨車（輕型） 工程牽引車越野車 數(shù)值范圍（后備系數(shù)） 1. 30?1. 75 2.0?3. 5 本設計車型馬自達RX-5屬于城市越野車，因此設計的

59、后備系數(shù)8在2.0? 3.5之間選擇,則取4=2.0即可。 2. 3離合器摩擦片外徑的確定 摩擦片外徑關系到膜片彈簧離合器的使用期限和質(zhì)量，與離合器 遞的轉(zhuǎn)矩大小有一定聯(lián)系（需傳遞的轉(zhuǎn)矩越大則需要的尺寸就越大），屬于離合器 的基本尺寸之一。如果按照汽車發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩來確定D時，可查表2.2來確 定摩擦片的外徑尺寸。 表2. 2離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax/N * R1 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 — 130 150 170 250 — 170 200 230 280 — 240 280 320 300 — 260 310 360 325 — 320 380 450 350 — 410 480 550 380 — 510 600 700 410 — 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100