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汽车膜片弹簧离合器设计

汽车离合器结构设计

狄佳福1310130823041020载运工具运用工程

摘要

离合器是汽车传动系中的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关，本文针对长城赛弗汽车的各项参数，设计推式膜片弹簧离合器。

离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘总成、膜片弹簧三个部分。

首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料、及结构进行设计，然后使用CATIA软件画出推式膜片弹簧的装配及零件的三维图形，最后转为AUTOCAD工程图。

本文还重点研究了膜片弹簧在分离过程中的受力，对受力过程进行数学分析，并对其进行校核，以提高膜片弹簧离合器的使用寿命，使膜片弹簧离合器在工作过程中处于最佳状态。

关键词：

离合器；膜片弹簧；设计

TheStructureDesignofChangchengSaifuautoclutch

Abstract

Theclutchisoneimportantpartintheautopowertrain,intheinternalcombustionengineasthepowerofmechanicaldriveauto,theclutchtookanindependentpartexists.Thisarticleaimtodesignpushtypediaphragm-springclutchoftheChangchengsaifuauto.

Thecontentofclutchdesignmaincontainthreeparts:

drivendiscdesign,diaphragm-springdesignandthedrivingdiscdesign.Fist,Thearticlestudiedineachclutchaccessory’smaterial,techniqueinmanufactureandmachiningandchoosingproject,thenusestheCATIAsoftwaretopicturethethreedimensionalimageoftheAssemblyandtheComponents,finallytransformationittotheAUTOCADengineeringplat.

Thisarticleemphasizeinstudyingthediaphragm-springcharacteristic,analyzingthedynamicsandthemathematicsinseparationprocessstress,optimizingeverydateaboutthediaphragm-spring,forimprovinguselifetimeofdiaphragm-spring.

Keywords:

clutch;diaphragm-spring;design

汽车离合器结构设计

1绪论

1.1膜片弹簧离合器结构及工作原理

离合器是汽车传动系中直接与发动机相关联的部件，其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动，通过主动、从动两部分的相互作用把发动机的动力扭距传递给驱动系统，来实现汽车的起步、换挡等功能。

离合器的作用有三：

一是保证汽车平稳起步，二是保证传动系换挡时工作平顺，三是防止汽车传动系过载[1]。

在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器作为一个独立的部件存在。

虽然发展自动传动系统是汽车传动系的发展趋势，但根据德国出版的2003世界汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流。

可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失[1]。

目前在汽车离合器中，摩擦式离合器用得最为广泛。

摩擦式离合器按结构分可分主动部分（包括飞轮、离合器盖和压盘）、从动部分（从动盘总成）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（包括分离叉、分离轴承、分离踏板和传动部件）。

在膜片弹簧离合器中膜片弹簧有压紧弹簧和分离杠杆的双重作用，所以膜片弹簧离合器的结构设计主要是包括从动盘总成、膜片弹簧和压盘总成三个部分[2]。

（a）（b）（c）

安装前位置安装后分离位置

图1—1膜片弹簧离合器工作原理示意图

1—飞轮；2—摩擦片；3—离合器盖；4—分离轴承；5—压盘；6—膜片弹簧；7—支撑环

膜片弹簧为碟形，其上开有若干个径向开口，形成若干个弹性杠杠。

弹簧中部有钢丝支承圈，用铆钉将其安装在离合器盖上。

在离合器盖未固定到飞轮上时，膜片弹簧处于自由状态，离合器盖与飞轮接合面间有一距离L。

用螺栓将离合器盖固定到飞轮上时，离合器盖通过后钢丝支承圈把膜片弹簧中部向前移动了一段距离。

由于膜片弹簧外端位置没有变化，所以膜片弹簧被压缩变形。

膜片弹簧外缘通过压盘把从动盘压靠在飞轮后端面上，这时离合器为接合状态。

在分离离合器时，分离轴承前移，膜片弹簧将以前钢丝支承圈为支点，其外缘向后移动，在分离钩的作用下，压盘离开从动盘后移，离合器就变为分离状态了[3]。

1.2设计内容

由于膜片弹簧离合器，拥有零件数目少，重量轻，非线性特性好，操纵轻便，等优点，且制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高，所以本文将设计推式膜片弹簧离合器。

本设计以长城赛弗汽车各项参数和性能为设计基础，所选定汽车发动机提供的最大转矩Temax为200Nm。

2离合器基本尺寸参数的选择

2.1离合器基本性能关系式

离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。

通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。

根据摩擦力矩公式

（2—1）

式中Tc—离合器静摩擦力矩；β—后备系数；f—摩擦因数；Z：

摩擦面数；po—单位压力；D—摩擦片外径；c—内外径之比。

有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适[4]。

2.2离合器后备系数的选择

后备系数β是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

在选择β时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。

其数值按表2—1选取，而设计乘用车的离合器其β要求比较的大，初步选择为1.60[5]。

表2—1离合器后备系数β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

1.20～1.75

最大总质量为6～14t的商用车

1.50～2.25

挂车

1.80～4.00

2.3摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值

石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、价格低廉等优点，但受工作温度、单位压力、滑磨速度影响大，主要用于中、轻载荷的工作条件下，而粉末冶金材料的传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数高，故在选择摩擦片材料是粉末冶金材料中的铁基

。

初选po根据表2—2中可得：

为0.5MPa，f为0.5[5]。

表2—2摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值

摩擦片材料

单位压力po/MPa

摩擦因数f

石棉基材料

模压

0.15～0.25

0.20～0.25

编织

0.25～0.35

0.25～0.30

粉末冶金材料

铜基

0.35～0.50

0.25～0.30

铁基

0.35～0.50

金属陶瓷材料

0.70～1.50

0.4

3离合器从盘总成设计

3.1摩擦片的设计

（1）摩擦片基本尺寸的确定

摩擦片外径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有一定的关系。

根据摩擦力矩公式（3—1）：

（3—1）

式中Temax—发动机最大转矩；β—后备系数；f—摩擦因数；Z：

摩擦面数；po—单位压力；D—摩擦片外径；c—内外径之比

得到D=240mm。

计算离合器的外径D同时参考经验公式（3—2）：

（3—2）

式中A—参考系数；D—摩擦片外径；Temax—发动机最大转矩；

乘用车A取47，计算得到D=234mm。

初选D以后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定[6]。

查找标准（GB1457—74）的规定：

表3—1离合器尺寸选择参数表

摩擦片外径D/mm

发动机最大转矩Temax/Nm

单片离合器

重负荷

中等负荷

极限值

225

130

150

170

250

170

200

230

……

最终确定：

外径D=250mm；内径d=155mm，内外径之比c=0.620，单片面积F=30200mm2。

对摩擦片的厚度h，我国以规定了3种规格：

3.2mm，3.5mm，4mm，这里选择厚度为3.5mm。

（2）摩擦片的校核

在初步确定完摩擦片的基本尺寸后，要对摩擦片校核：

1）摩擦片外D（mm）的选择应使最大圆周速度vD不超过65～70m/s：

（3—3）

式中：

nemax—发动机的最高转速（r/min）；

当nemax取6000时，代入可得：

vD=70≤65～70m/s。

2）摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70范围内：

c=0.620∈｛0.53～0.70｝。

3）保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，β应在1.2～1.75之间，代入式（2—1）：

β=Tc/Temax=1.60∈｛1.20～1.75｝。

4）为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，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面积滑磨功应小于其许用值，即：

（3—4）

式中，ω—单位摩擦面积滑磨功（J/mm2）；[ω]—其许用值0.4J/mm2；W—汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功（J），可以根据下式计算：

（3—5）

式中：

ne—发动机转速，取2000r/min；ma—汽车总质量（kg）,取1200kg；rr—汽车轮胎滚动半径（m）；ig—汽车起步时所用变速器档位的传动比；数值取3.8；i0—主减速器传动比，取4.2。

各个数值代入（3—5）式：

得到W=14983J。

把W=14983J和摩擦片的各个数值代入式（3—4），得：

=0.338J/mm2≤[]=0.4J/mm2。

经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求[7]

3.2从动盘毂的设计

发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，花键之间为动配合，在离合器分离和结合的过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。

我国生产的离合器，其从动盘毂花键多用SAE标准，其有关尺寸见表

表3—2从动盘毂花键的尺寸

摩擦片的外径D/mm

发动机的最大转矩Temax/Nm

花键尺寸

挤压应力/MPa

齿数n

外径D’/mm

内径d’/mm

齿厚t/mm

有效齿长l/mm

180

11.6

200

108

11.1

225

150

11.3

250

200

10.2

……

根据表3—2中选择n=10，D’=35mm，d’=28mm，t=4mm，l=35mm[8]。

花键尺寸选定后应进行强度校核。

由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。

花键尺寸的挤压应力j：

（3—6）

式中Temax—发动机最大转矩；D—花键毂的外径；d—花键毂的内径；n—花键毂的齿数；

l—花键毂的有效长度。

从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应大于30MPa。

从动盘毂采用锻钢（40Cr），采用调质处理，表面和心部硬度在26～32HRC。

提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理[11]。

3.3从动片和波形弹簧片的设计

设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。

为了减小转动惯量，从动片做的比较薄，一般在1.3mm—2.2mm。

根据设计的需要采用从动片的厚度为2mm，材料为中碳钢板（50号），表面硬度为35～40HRC，结构采用分开式弹性从动片结构[7]。

波形片材料采用65Mn，厚度为0.7mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理[7]。

3.4扭转减振器的设计

由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。

若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。

为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中。

图5—1扭转减振器工作示意图

1、2—减振弹簧；3—从动盘本体；4—阻尼片；

离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。

动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。

因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。

传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来[8]。

扭转减振器的设计计算着重于减振弹簧。

（1）减振弹簧的材料：

采用60Si2MnA弹簧钢丝。

（2）减振弹簧个数Zj的选取：

表3—3减振弹簧个数的选取

摩擦片外径D/mm

225～250

250～325`

325～350

>350

4～6

6～8

8～10

>10

根据表3—3，由于D=250mm，所以Zj取6[9]。

（3）减振弹簧的位置半径R0

减振弹簧的位置半径R0一般取（0.60～0.75）d/2,同时为了保证离合器可靠的传动发动机的转矩，减振弹簧位置直径2

R0约小于摩擦片内径约50mm，所以取R0=55mm。

（4）极限转矩Tj

极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。

它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=（1.5～2.0）Temax（3—7）

式中，Temax—发动机最大转矩；Tj—极限转矩。

乘用车取相应系数为2.0，所以Tj=400Nm。

（5）扭转角刚度k

为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度k，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。

k取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸：

k=KZjR02×103（3—8）

式中K—每个减振弹簧的线性刚度（N/mm）；Zj—减振弹簧的个数；R0—减振弹簧位置半径（m）。

减振器的角刚度既要满足传递足够大的转矩的要求，又要满足为了避开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的。

因此，减振器的角刚度k的最后确定，常常是结构所允许的设计结果，设计时选k为：

k≤13Tj。

由于设计的是乘用车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳定，所以选择k较小，取k=10Tj=4000Nm。

这样每个弹簧的线性刚度为K=k/（KZjR02）=2.1×106N/mm。

（6）阻尼摩擦转矩T

由于减振器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的限制，不肯能够很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器的阻尼摩擦转矩T，一般可选：

T=（0.06～0.17）Temax（3—9）

式中T—阻尼摩擦转矩；Temax—发动机最大转矩。

按经验选T=0.12Temax=24N。

（7）预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧力。

研究表明，Tn的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。

但Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：

Tn=（0.05～0.17）Temax（3—10）

式中Tn—预紧转矩；Temax—发动机最大转矩。

取Tn=0.10Temax=20N。

（8）极限转角j

减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角j为

（3—11）

式中j—极限转角；R—减振弹簧位置半径；l—减振弹簧的工作变量。

j通常取3o～12o，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较高，所以j取9o[8-9]。

4离合器压盘总成设计

4.1压盘设计

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系有应允许压盘在离合器分离过程中自由的做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。

压盘和飞轮间常用的连接方式有凸台式、键式和销式。

但这些连接方式在离合器分离和结合的过程中，由于传力零件之间有摩擦，将降低离合器操纵部分的传动效率[10]。

为了消除上述缺点，在设计中采用传力片式。

在离合器的基本参数选定后，压盘的基本尺寸应和摩擦片的外径和内径相同，确定压盘的厚度应符合下面两点要求。

（1）压盘应具有较大质量，以增大热容量，减少温升，应用下式校核压盘的一次接合的温升：

（4—1）

式中，t—压盘温升（oC）；c—压盘的比热容，铸铁：

c=481.4J/（kg·oC）；m—压盘质量（kg），经计算约为4.2kg；W—汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功（J），经上面计算得W=14983J；—传到压盘的热量所占的比例，对于单片离合器压盘：

=0.5；

根据式（4—1）得：

t=3.7oC≤8oC。

（2）压盘应具较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离[8]。

与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度不低于15～20g·cm

基于以上两点，选取压盘的厚度为12mm。

由于压盘的形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，所以采用灰铸铁，采用HT300，硬度为170～227HBS，另外添加少量的金属元素（镍铁合金）以增加其机械强度[10]。

4.2离合器盖的设计

（1）离合器盖结构设计要求。

应具有足够的刚度，否则将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。

为此可采用如下的措施：

适当的增大盖的板厚，使钢板厚度达到4mm；在盖内的圆周处翻边。

和飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。

盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度[17]。

（2）离合器盖的材料。

由于设计的离合器是乘用车用的，所以离合器盖的加工工艺为冲压制造，所以采用的是4mm的10号钢板冲压而成[11]。

4.3传力片的设计

传力片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可以利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

传力片为3组，每组2片，每片厚度为0.8mm，由65Mn的弹簧钢带制成。

在布置传力片时要注意，通常情况下传力片应该受拉力[11]。

传力片的校核：

用公式（4-2）计算传力片的有效长度：

（4—2）

式中l—传力片上两孔之间的距离；

—孔的直径。

用公式（4—3）计算传力片的弯曲总刚度：

（4—3）

式中E—传力片材料的弹性模量；

—截面惯性矩；n—为传力片数量；i—传力片的组数；l—传力片上两孔之间的距离；。

用公式（4-4）计算压盘和离合器盖组装时的最大应力：

（4—4）

式中W—传力片的截面系数；n—传力片数量；i—传力片的组数；l—传力片上两孔之间的距离；P—传力片作用力的大小；σmax—最大应力值。

带入数值计算得到

913MPa

离合器传扭时分为正向驱动和反向驱动，用公式（4-5）计算正向驱动时的最大应力:

=204.5MPa≤913MPa（4—5）

式中σmax—最大应力值；W—传力片的截面系数；n—为传力片数量；i—传力片的组数；l—传力片上两孔之间的距离；P—传力片作用力的大小；σmax—最大应力值；b—传力片的宽度；l—传力片的有效长度；h—传力片厚度；R—传力片的圆周半径；fmax—传力片轴向变形力最大值。

用公式（4—6）计算反向驱动时的最大应力:

=823.5MPa≤913MPa（4—6）

可见，传力片的设计符合要求。

5膜片弹簧设计

5.1膜片弹簧的初选

设计膜片弹簧，一定要初步选定其全部尺寸，然后进行一系列的验算，最后优选出合适的尺寸[12]。

表5—1膜片弹簧的主要参数的选用参考值

基本参数

常用范围

一般范围

外内径比R/r

1.2～1.3

1.2～1.35

膜片钢板厚度h（mm）

2～3.4

2～4

高厚比H/r

1.7～2.0

1.6～2.2

外径厚度比H/h

75～95

70～100

比值R/r0

4～5

3.5～5.0

杠杆比（推式）（r1-rf）/（R1-r1）

2.3～4.5

分离指的数目n

分离指舌尖切槽宽δ1（mm）

3.2～3.5

分离指舌根切槽宽δ2（mm）

9～10

分离指舌部最宽处半径re（mm）

≤r-δ2

初始锥底角（o）

10～13

9～15

半径差值（mm）

1=R-R1

2～4

1～7

2=r1-r

0.5～3

0～6

3=rf-r0

0～3

0～4

图5—1膜片弹簧的基本尺寸

膜片的外径R的大小约为摩擦片的平均半径，即（D+d）/4，所以R的初选为106mm，

根据表5—1和图5—1以及R的大小，选择膜片弹簧的以下数值[13-15]：

大端半径：

R=120mm；

碟簧部分内径：

r=100mm；

碟簧在自由状态下的内锥高：

H=14mm；

膜片钢板厚度：

h=2.45mm；

膜簧压盘加载点半径：

R1=118mm；

膜簧支承环加载点半径：

r1=99mm；

小端内径r0=25mm；

分离加载半径：

rf=35mm；

分离指舌尖切槽宽：

δ1=3.4mm；

分离指舌根切槽宽：

δ2=10mm；

分离指舌部最宽处半径：

re=75mm。

5.2膜片弹簧的分析

图5—2膜片弹簧的特征曲线

膜片弹簧由于它的变形和载荷关系并不成线性关系，在压紧状态时，通

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