汽车双片摩擦片离合器项目设计方案Word格式文档下载.docx
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式中f为摩擦面间的摩擦因数；
F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；
Rc为摩擦片的平均摩擦半径；
Z为摩擦面数；
单片摩擦离合器Z=2,双片摩擦离合器Z=4。
假设摩擦片上工作压力均匀，则有
0A
（D2
式中Po为单位压力;
d2）
（2.2）
D为摩擦片外径;
d为摩擦片内径
摩擦片的平均摩擦半径
（2.3）
R根据压力均匀的假设,
可表示为
Rc
D3d3
3（D2d2）
（2.4）
则有:
（2.5）
当d/D>
0.6时，FC可相当准确地由下式计算
Tc12fZ0D3（1c3）
式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D,—般在0.53〜0.70之间。
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时
Tc应大于发动机最大转矩，即
Tc=Temax（2.6）
式中，Temax为发动机最大转矩。
B为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，B必须大于1。
基本参数主要有性能参数B和P°
尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。
3.2离合器摩擦片参数设计计算
321摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t
表摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦片材料
摩擦因数f
石棉基材料
模压
0.20-0.25
编织
0.25-0.35
粉末冶金材料
铜基
铁基
0.35-0.50
金属陶瓷材料
0.70-1.50
本离合器选取摩擦因数f为0.3
本次设计为双片摩擦片离合器，所以取Z=4
离合器间隙△t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆之间留有的间隙。
该间隙△t一般为3-4mm
3.2.2摩擦片外径D内径d和厚度b的确定
摩擦片外径D内径d和厚度b是离合器的基本尺寸，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关系。
显然，传递大
的转矩，就需要有大的尺寸。
发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（来选定D时，有
D=100iT；
ax（2.7）
式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：
小轿车A=47
一般载货车A=36（单片）或A=50（双片）；
本次设计选取A=50=
所以求得D=330.23mm
离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D/mm
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/mm
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度b/mm
3.5
4
c=d/D
0.620
0.58
9
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1-c3
0.762
0.79
6
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积
302
402
466
546
678
729
908
1037
根据离合器摩擦片尺寸系列和参数表取得：
摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
宀久3）（2.8）
1210902
3
D=350mmd=195mmb=4mmC=0.557;
1-?
=0.827
3.2.3离合器后备系数B的确定
后备系数B是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择B时，应从以下几个方面考虑：
1.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；
2.防止离合器本身滑磨程度过大；
c.要求能够防止传动系2过载。
通常轿车和轻型货车B=1.2〜1.75。
本设计为总质量ma5800kg的轻型货车的离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2-2），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=1.20—1.75，结合设计实际情况，故选择B=2。
表2-2离合器后备系数的取值范围
车型
后备系数B
乘用车及最大总质量小于6t的商用车
1.20〜1.75
最大总质量为6〜14t的商用车
1.50〜2.25
挂车
1.80〜4.00
3.2.4离合器传递的最大静摩擦力矩TC
Tc=Temax2545.251090Ngm
3..5单位压力？
o
摩擦面上的单位压力？
0的值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数,摩擦片材料及质量等有关。
离合器使用频繁，工作条件比较恶劣单位压力？
0较小为好。
当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压2力因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力?
0应随摩擦片外径的增加而降低。
选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、
fp°
ZD‘（1
12
由公式（2.8）的
12Tc
P°
fZD3（1叮3）
式中，f为摩擦因数取
0为单位压力（MP?
）
Z为摩擦面数取4;
0.196MPa
3壬
0.3;
0.34350（11953）
D为摩擦片外径取350mm;
d为摩擦片内径取195mm；
摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。
⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦
⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象
由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大
约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。
3.3离合器摩擦片基本参数的校核
3.3.1最大圆周速度
VdnemaxD103200035010336.65m/s70m/s
6060
式中，Vd为摩擦片最大圆周速度（m/s）;
nemax为发动机最高转速取2000r/min；
D为摩擦片外径径取350mm；
故符合条件。
3.3.2单位摩擦面积传递的转矩Tc0
4Tc
Z（D2d2）
41090.5
4（35021952）
2
0.004（n•m/mm）
式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩1090.5Nm；
当摩擦片外径D325mnH寸，[Tc°
]=0.0040N・m/mm，故符合要求
3.3.3单位压力P。
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P。
的最大
范围为0.10〜1.50Mpa,
由于已确定单位压力Po=0.196Mpa,在规定范围内，故满足要求
334单位摩擦面积滑磨功
为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w]。
汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）为：
22
wnnt（
1800
rnia"
.2.2）_Wg
3.142000
58000.775
6.022.922
）=2486.6（J）
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）
叫为汽车总质量取5800kg；
rr为轮胎滚动半径0.775m；
ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比6.0；
i0为主减速器传动比2.92;
ne为发动机转速2000r/min;
=9.3810-3J/mm2
4W_42486.6
=nZ（D2d2）=3.144（35021952）
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取2486.6J
满足v[w]=0.40J/mm2要求。
摩擦片的相关参数
摩擦片外径D
摩擦片内径d
厚度b
单位压力F0
350mm
195mm
第4章膜片弹簧设计
膜片弹簧的设计比较复杂，必须利用反求工程原理进行设计。
即按照参考样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸，然后对其工作弹性、应力强度等作出分析，最终经过优选定出其合理的结构尺寸。
为此，需要清楚地了解膜片弹簧的结构特点、工作特性及失效的形式和原理，在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性、强度等方面的计算方式。
4.1膜片弹簧主要参数的选择
4.1.1H/h比值的选择
H/h比值是指碟簧的原始内截锥高度H及弹簧片厚度h之比。
设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。
膜片弹簧的弹性特性和H/h比值有关，不同的H/h比值可以得到不同的弹性特性曲线。
如图4.1所示，载荷F与变形入之间的关系：
（1）当Hh2时，载荷F增加，变形入不断增加；
（2）当H/h近时，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直，变形增加时，载荷几乎维持不变；
（3）当血H/h2逅时，弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域，即当
变形增加，载荷反而减小。
具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧。
_
（4）当Hh22时，具有更大的负刚度区域；
（5）当H/h2运时，具有载荷为负值的区域。
一般汽车离合器膜片弹簧的H/h值在1.5〜2范围内选取。
常用的膜片弹簧板厚为2〜4mm本设计取H/h1.54
1
图4.1膜片弹簧的弹性特性曲线
1.H/hJ22.H/h723.忑H/h2迈
4.H/h2迈5.H/h2^2
4.1.2R及R/r的确定
0.6
时，摩擦片平
通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。
汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在
1.2〜1.3的范围内取值。
本设计中取Rr1.273
33
2350195
—22
3350195
279.8（mm）
均半径
2Rr
3Rr
R280
r220mm
RRc,故取R=280,则1.2731.273
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角a
汽车膜片弹簧一般起始底角a在10°
〜14°
之间，
arctanHRrHRr。
本设计取a=11.5。
，则
（Rr）11.5
180
（280-220）
12mmh
H
1.54
7.8mm
4.1.4分离指的数目n和切槽宽31、32及半径re
n取为18，31=3.2〜3.5mm32=9〜10mnpre的取值应满足（r-re）>
32。
本设计取n=18,31=3.2mm32=10mm
3.1.5支承圈平均半径I和膜片弹簧与压盘的接触半径L
l应略大于且尽量接近r,L应略小于R且尽量接近F。
本设计取L=275mml=225mm膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。
国内常用的碟簧材料的为60Si2MnA当量应力可取为1700〜1900N/mm2
4.2绘制膜片弹簧的特性曲线
根据工作压力
匚Eh1
F12
61
F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形入1关系式
InRJH
Ll
I总〃（4.4）
画出
设F1
F1——入
F1型
1特性曲线。
2）（lI）
Eh4
F1
InR
r
2Jl
（4.5）
已知
2.0
105Mpa
0.3，把数值代入得,
11413F1
0.7721
0.6212
0.15813
由不同的计算出的F1及匕和1，结果列表如下:
表4-2载荷F与变形入之间的关系
0.1
0.2
0.4
0.8
1.026
1.2
1.4
1.6
1.896
0.071
0.131
0.220
0.274
0.302
0.310
0.307
0.299
0.295
0.312
0.328
mm
0.21
0.42
0.84
1.26
1.68
2.15
2.52
2.94
3.36
3.98
4.20
N
812
1494
2508
3129
3443
3539
3499
3414
3367
3559
3743
画出F1
入1特性曲线，如图4.2
05050
54433
力压作工
ooO
505
1^1
图膜片弹簧的F1-入1
弹性特性曲线
4.3
确定膜片弹簧的工作点位置
取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为
1b0.75H0.75
3.32.475mm
1a
由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：
FRcZc35000.3
Temax
F1F3500N
76.252
校核后备系数:
150000
1.21
1bf（
f即为1f）
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为1d
1fZcS20.751.5mm故1d
1mm，此时膜片弹簧大端的变形量
压盘的行程
离合器刚开始分离时，压盘的行程
2.475
1.53.975mm
2.47513.475mm
摩擦片磨损后，其最大磨损量1.2mm,故
1b2.4751.21.275mm
4.4求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2
1c1b
由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力
R
Ehiln
F2时膜片弹簧压盘接触处的变形
F2—
入1和F2的关系式61
（4.6）
lrp
h2
11d则得
F2
Eh1ln-
2Lllrp
1d
1dRr
rgo
80
2.01052.13.975In
63.6
610.3278646418
3.3
8063.6
3.975
7864
3.3jjZ^g8063.6
27864
2.12
1055N
4.5求分离轴承的行程入2
1018
（53.663.6）
（rer）
由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形入1和小端分离轴承处的轴向变形入2'
的关系式
5
lG
64
18
l
21
f2
f
1.5-
L
l,取1f得，
78
3.2
1111
0.73
宽度系数
（rfr-）
（15
53.6）
4.93mm
2n
0.51
在F2力作用下膜片弹簧的小端变形入2由两部分组成：
在F2力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形入1而引起的小端变形入2'
以及因分离指
受F2力作用引起的弯曲附加变形
6F2L2
Eh3
且1
rP
2-1
ln-
1r2
2诊
2r-~2rP
2丄主
rPrP
ln-
（4.7）
21.9mm，贝y2
4.931.96.83mm
4.6膜片弹簧强度校核
膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）
3.975mm
3rrPF2ERrH1ididhid
r2h212门nRRr2LlLl2r（Ll）
（4.8）
代人有关数值，得B当158°
MPav[]=l700MPa
故满足强度要求。
4.7膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。
为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。
为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离3〜8次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。
另外，对膜片弹簧的凹面或
双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。
为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。
为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以
消除应力源。
膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。
碟簧部分的硬度一般为45〜50HRC分离指端硬度为55〜62HRC在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。
碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。
单面脱碳层的深度一
般不得超过厚度3%。
膜片弹簧的内外半径公差一般为H1I和h11，厚度公差为±
0.025mm初始底锥角公差为土10'
。
上、下表面的表面粗糙度为1.6卩m底面的平面度一般要求小于0.1mm膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.8〜1.0mm
第5章扭转减震器的设计计算
5.1扭转减震器主要参数的选择
5.1.1极限转矩Tj
有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。
Tj=（1.5〜2.0）Temax（4-15）
式中的微型货车取Tj=1.5Temax=1635N.m
5.1.2扭转刚度K
为了避免引起系统的共振，要合理
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