膜片弹簧离合器设计概述.docx

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膜片弹簧离合器设计概述

目录

1结构方案分析1

1.1从动盘数的选择1

1.2压盘的驱动方式1

2离合器主要参数的选择2

2.1后备系数β2

2.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt2

2.3摩擦片外径D、内径d和厚度b2

2.4单位压力P03

3离合器参数优化3

3.1设计变量4

3.2目标函数4

3.3约束条件4

3.3.1最大圆周速度4

3.3.2摩擦片内、外径之比c4

3.3.3后备系数β5

3.3.4扭转减震器的优化5

3.3.5单位压力P05

4膜片弹簧设计6

4.1膜片弹簧基本参数的选择6

4.1.1比值H/h和h的选择6

4.1.2R/r比值和R、r的选择6

4.1.3α的选择6

4.1.4分离指数目n的选择6

4.1.5膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定6

4.1.6切槽宽度δ1、δ2及半径re的确定7

4.1.7压盘加载点的半径R1和支撑环加载点的半径r1的确定7

4.2膜片弹簧的优化设计7

4.3膜片弹簧的弹性特性曲线7

4.4强度校核8

5扭转减震器设计10

5.1扭转减振器主要参数10

5.1.1极限转矩Tj10

5.1.2扭转刚度10

5.1.3阻尼摩擦转矩Tμ10

5.1.4预紧转矩Tn10

5.1.5减振弹簧的位置半径R011

5.1.6减振弹簧个数Zj11

5.1.7减振弹簧总压力11

5.2减振弹簧的计算11

5.2.1减振弹簧的分布半径R111

5.2.2单个减振器的工作压力P11

5.2.3减振弹簧尺寸11

6从动盘总成的设计14

6.1从动盘毂14

6.2从动片14

6.3摩擦片14

7压盘设计15

7.1对压盘的设计要求15

7.2压盘材料15

8离合器盖设计16

8.1离合器盖总成结构设计要求16

8.2离合器盖材料16

参考文献17

1结构方案分析

1.1从动盘数的选择

单片离合器：

单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，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，采用轴向有弹性的从动盘可保证接合平顺。

双片离合器：

一般用于传递转矩且径向尺寸受到限制的场合。

多片离合器：

主要用于最大质量大于14吨的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。

对乘用车和最大质量小于6吨的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。

所以选择单片离合器。

1.2压盘的驱动方式

压盘的驱动方式主要有凸块——窗孔氏、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。

前三种的共同特点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。

弹性传动片是今年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器和压盘以铆钉和螺栓连接，传动片的弹性允许其作轴向移动。

弹性传动片的驱动方式结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。

综上，选用三组传动片。

2离合器主要参数的选择

2.1后备系数β

后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传动发动机最大转矩的可靠程度。

在选择β时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠的传递发动机的最大转矩、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。

乘用车β选择：

1.20~1.75，本次设计取β=1.3。

2.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙Δt

摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因数。

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-4可知，摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。

石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。

本次取f=0.25（石棉基材料）。

摩擦面数Z为离合器从动盘的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。

本次设计取单片离合器Z=2。

离合器间隙Δt是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位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内端之间留有的间隙。

该间隙Δt一般为3~4mm。

本次设计取Δt=4mm。

2.3摩擦片外径D、内径d和厚度b

摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式2-9，

（2.1）

式中

——摩擦片外径，mm

Temax——发动机最大转矩，N·m

Kd——为直径系数，根据车型选取14.6，根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=200mm,d=140mm,b=3.5mm，C=d/D=0.7,1-C3=0.657。

2.4单位压力P0

由公式:

D3πfZP（1-C3）=12βTemax（2.2）

得：

P0=0.223Mpa。

3离合器参数优化

3.1设计变量

后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。

单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。

因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：

（3.1）

3.2目标函数

离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

f（x）=min[π/4（D2-d2）]（3.2）

3.3约束条件

设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。

这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。

下面采用优化的方法来确定这些参数。

3.3.1最大圆周速度

摩擦片的外径D（mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过65~70m/s，即

VD=

（3.3）

式中：

VD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速（r/min）。

符合要求。

3.3.2摩擦片内、外径之比c

摩擦片的内、外径比c应在0.53~0.70范围内，本次设计取c=0.7，符合要求。

3.3.3后备系数β

为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型β值应在一定的范围内，最大的范围为1.2~4.0，本次设计取β=1.30，符合要求。

3.3.4扭转减震器的优化

为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径R0约为50mm，即d＞2R0+50mm。

而减震器弹簧位置半径R0=0.3d=0.3x140=42mm，取R0=42mm，d-2R0=140-42=56＞50mm。

3.3.5单位压力P0

为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同的车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定的范围内选取，P0的最大范围为0.10~1.50MPa。

本次设计P0=0.223MPa，符合要求。

4膜片弹簧设计

4.1膜片弹簧基本参数的选择

4.1.1比值H/h和h的选择

为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H/h一般为1.5~2.0，板厚h为2~4mm

取h=2.3mm，即H=1.7h=4mm。

4.1.2R/r比值和R、r的选择

研究表明。

R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线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。

R/r一般为1.20~1.35。

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

，而

=85mm，取R=94mm，而r=69~78mm，则r=76mm。

4.1.3α的选择

膜片弹簧自由状态下圆锥角α与内截锥高度H关系密切，α一般在9º~15º范围内。

α=arctanH/（R-r）=12.5º，符合要求。

4.1.4分离指数目n的选择

分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。

取分离指数目n=18。

4.1.5膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定

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。

应大于

。

初选

=32mm，

=35mm

4.1.6切槽宽度δ1、δ2及半径re的确定

δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re的取值满足r-re≥δ2。

本次设计取δ1=3.4mm，δ2=10mm，re≤r-δ2=76-10=66mm，故取re=65mm。

4.1.7压盘加载点的半径R1和支撑环加载点的半径r1的确定

r1应大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。

故取R1=88mm,r1=78mm。

4.2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。

（1）为了满足离合器的使用性能要求，弹簧的H/h与初始锥角α≈H/（R-r）应在一定的范围内，即：

1.5≤H/h=1.7≤2.0；9º≤α≈H/（R-r）=12.5º≤15º

（2）膜片弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即：

1.20≤R/r=1.2≤1.35，70≤2R/h=81≤100。

（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘的加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即：

（D+d）/4≤R1=88mm≤D/2

（4）根据弹簧的结构布置要求，R1与R，r1与r，r0与rf只差应在一定的范围内，即：

1≤R-R1=6≤7，0≤r1-r=2≤6，0≤rf-r0=2≤4

（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取：

2.3≤

=4.2≤4.5，符合要求。

4.3膜片弹簧的弹性特性曲线

假设膜片弹簧承载过程中，其子午断面上的某中性点转动。

设通过支撑环和压盘的加载膜片弹簧上的载荷F1（N）集中在支撑点处，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：

（4.1）

式中：

E——弹性模量，钢材料取E=2.0×105MPa；

μ——泊松比，钢材料取μ=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；

R1——压盘加载点半径，mm；

r1——支撑环加载点半径，mm；

H——自由状态下碟簧部分内锥高度，mm；

h——膜片弹簧钢板厚度，mm。

膜片弹簧的弹性特性曲线如图4-1所示：

图4-1

由图可知：

λ1M=2.3mm,P1M=4620N,λ1N=4.7mm，P1N=3600N,λ1H=3.5mm,λ1B=3.4mm,

λ1c=4.95mm,λ1A=1.75mm。

4.4强度校核

弹簧最大变形量为5.1mm。

（4.2）

带入相关数据得：

1549N

（4.3）

（4.4）

带入相关数据得1658Mpa，小于1700Mpa符合要求。

5扭转减震器设计

5.1扭转减振器主要参数

5.1.1极限转矩Tj

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－31）知极限转矩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（5.1）

系数取2.0

则Tj=2.0×118＝236（N·m）

5.1.2扭转刚度

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），由经验公式初