拉式膜片弹簧离合器的设计汽车设计课程设计.docx

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拉式膜片弹簧离合器的设计汽车设计课程设计

1离合器主要参数的选择

1.1摩擦片外径D、内径d和厚度b的选择

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。

摩擦片外径D可根据发动机最大转矩Temax（N·m）按经验公式（1.1）选用

（1.1）

式中，KD为直径系数，取值范围见表1-1。

表1-1直径系数KD的取值范围

车型

直径系数KD

乘用车

14.6

最大总质量为1.8~14.0t的商用车

16.0~18.5（单片离合器）

最大总质量为1.8~14.0t的商用车

13.5~15.0（双片离合器）

最大总质量大于14.0t的商用车

22.5~24.0

依维柯S45.10属于总质量小于6t的商用车，发动机的最大转矩一般不大，在不知尺寸容许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘，取KD=17.5，则摩擦片外径D=265.4mm。

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=280mm，d=165mm,，b=3.5mm。

1.2单位压力p0的选择

单位压力p0决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后背功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

当摩擦片采用不同的材料时，p0取值范围见表1-2。

表1-2摩擦片单位压力p0的取值范围

摩擦片材料

单位压力p0／MP

石棉基材料

模压

0.15~0.25

石棉基材料

编织

0.25~0.35

粉末冶金材料

铜基

0.35~0.50

粉末冶金材料

铁基

0.35~0.50

金属陶瓷材料

0.70~1.50

取摩擦片材料为石棉基材料模压，单位压力取0.21MP。

1.3摩擦因数f和摩擦面数Z的选择

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素。

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。

各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表1-3。

1-3摩擦材料的摩擦因数f的取值范围

摩擦材料

摩擦因数f

石棉基材料

模压

0.20~0.25

石棉基材料

编织

0.25~0.35

粉末冶金材料

铜基

0.25~0.35

粉末冶金材料

铁基

0.35~0.50

金属陶瓷材料

0.4

取摩擦片材料为石棉基材料模压，摩擦因数取0.19。

1.4后备系数β的选择

摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的，离合器的静摩擦力矩Tc为

Tc=πfZp0D3（1-c3）／12=365.06（N·m）（1.2）

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即

Tc=βTemax（1.3）

计算得β=1.59。

符合最大总质量小于6t的商用车的后备系数β在1.20~1.75的范围内。

2离合器基本参数的优化

2.1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p0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

X=[x1x2x3]T=[FDd]T

2.2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（D2-d2）／4]

2.3约束条件

2.3.1摩擦片最大圆周速度vD

摩擦片外径D（mm）的选择应使最大圆周速度vD不超过65~70m/s，即

vD=（πnemaxD×10-3）／60（2.1）

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）。

故vD==55.71m／s≤65~70m／s。

2.3.2摩擦片的内、外径比c

摩擦片的内、外径比c应在0.53～0.70范围内，即　

0.53≤c=d／D≤0.70（2.2）

故c=0.589，满足条件。

2.3.3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，不同的车型的β值应该在一定的范围内，最大范围为1.2~4.0，即

1.2≤β≤4.0

故β=1.59，满足条件。

2.3.4摩擦片内径d

为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm，即

d>2R0+50mm（2.3）

得R0＜57.5mm。

2.3.5单位压力p0

为降低离合器画滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型单位压力p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0的最大范围为0.10~1.50MPa，即

0.10MPa≤p0≤1.50MPa

故p0=0.21MPa，满足条件。

3膜片弹簧的设计与计算

3.1膜片弹簧基本参数的选择

3.1.1比值H／h和h的选择

比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。

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／h=1.6，h=3mm，则可得H=4.8mm。

3.1.2R／r比值和R、r的选择

研究表明，R／r越大，膜片弹簧利用率越低，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。

取R／r=1.20，摩擦片平均半径

Rc=（D+d）／4（3.1）

得Rc=111.25mm拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc，取r=111.25mm，则R=133.5mm。

3.1.3α的选择

膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切

α=arctanH／（R-r）（3.2）

得α≈12.17°，满足9°~15°的范围。

3.1.4膜片弹簧工作点位置的选择

膜片弹簧工作点如图3-1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=（λ1M+λ1N）／2。

新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点Ｍ和拐点Ｈ之间，且靠近或在Ｈ点处，一般λ1B=（0.8~1.0）λ1H,以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。

当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。

为最大限度的减少踏板力，C点应尽量靠近N点。

3.1.5分离指数目n的选取

大尺寸膜片弹簧分离指数目可取24，小尺寸膜片弹簧取为12，分离指数目n常取为18，并采用偶数，以便于制造时磨具分度制造时磨具分度，这里分离指数目n取18。

3.1.6膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定

膜片弹簧小端内半径r0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。

rf应大于r0。

取r0=25mm，rf=32mm。

图3-1膜片弹簧工作点的位置

3.1.7切槽宽度δ1、δ2及半径re的确定

δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，re的取值应满足r-re≥δ2的要求。

取δ1=3.3，δ2=9，re=100。

3.1.8压盘加载点半径R1和支撑环加载点半径r1的确定

R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。

r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。

故取r1=112mm，R1=134mm。

3.2膜片弹簧的弹性特性

假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。

膜片弹簧的弹性特性如下式表

（3.3）

式中，E为材料的弹性模量（MPa），对于钢：

E=2.1×105MPa；μ为材料的泊松比，对于钢：

μ=0.3。

F1=f（λ1）=4375.05λ1-994.33λ12+69.05λ13

对上式求一次导数，可解出F1=λ1的凹凸点，求二次导数可得拐点。

凸点：

λ1=3.41mm时，F1=6094.71N

凹点：

λ1=6.19mm时，F1=5359.76N

拐点：

λ1=4.8mm时，F1=5727.25N

当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。

设分离轴承对分离指端所加载荷为F2（N），相应作用点变形为λ2（mm）。

由公式（3.4）和（3.5）

λ2=（r1-rf）λ1／（R1-r1）（3.4）

F2=（R1-r1）F1／（r1-rf）（3.5）

得凸点：

λ2=13.47mm，F2=1523.68N

凹点：

λ2=24.45mm，F2=1339.94N

拐点：

λ2=18.96mm，F2=1431.81N

取λ1B=0.9λ1H=4.32mm,则F1B=5910.55N；C点无限接近N点，取λ1C=6.2mm，则F1C=5359.81N；取λ1A=2.67mm，F1A=5907.21N。

3.3膜片弹簧的强度计算

膜片弹簧大端的最大变形量λ1N=6.19，取

=134，

=112。

则由下列公式

（3.6）

代入数据，有

=7.81mm。

（3.7）

代入数据，有

=0.76。

（3.8）

代入数据，有

=7362.93N。

（3.9）

代入数据，有σB=1528Mpa。

许用值1500-1700Mpa，故符合要求。

4扭转减震器的设计

4.1扭转减震器基本参数的选择

4.1.1极限转矩Tj

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（4.1）

式中，商用车系数取1.5，则Tj=1.5×Temax＝1.5×230＝345（N·m）。

4.1.2扭转角刚度kφ

设计时，由经验公式初选kφ为

kφ

Tj（4.2）

即kφ

Tj=13×345=4485（N·m/rad），取kφ=4480（N·m/rad）

4.1.3阻尼摩擦转矩Tμ

可按公式初选Tμ

Tμ=（0.06~0.17）Temax（4.3）

取系数为0.06，Tμ=0.06×230=13.8（N·m）。

4.1.4预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。

但是Tn不应大于Tμ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取

Tn＝（0.05~0.15）Temax（4.4）

则初选Tn=0.05Temax=11.5N·m＜13.8N·m，满足要求。

4.1.5减振弹簧的位置半径R0

R0的尺寸应尽可能大些，一般取

R0=（0.60~0.75）d/2（4.5）

则取R0=0.6d/2=0.6×165/2=49.5mm。

4.1.6减振弹簧个数Zj

当摩擦片外径D=250~325mm时，Zj=6~8，故取Zj=6

4.1.7减振弹簧总压力F∑

当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F∑为

F∑=Tj/R0=6969.7N

4.2减震弹簧的计算

在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

4.2.1减振弹簧的分布半径R1

R1的尺寸应尽可能大些，一般取

R1=（0.60~0.75）d/2（4.6）

式中，d为离合器摩擦片内径。

故R1=0.6d/2=49.5mm，即为减振器基本参数中的R0。

4.2.2单个减振器的工作压力P

P=F∑/Z=6969.7/6=1161.6（N）

4.2.3减振弹簧尺寸

1）弹簧中径Dc

一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm，故取Dc=12mm

2）弹簧钢丝直径d

d=

（4.7）

式中，扭转许用应力

]可取550~600Mpa,故取为580Mpa，得d=3.94mm符合d=3~4mm。

3）减振弹簧刚度k

根据已选定的减振器扭转刚度值k

及其布置尺寸R1确定，即

k=

（4.8）

则K=261.19N/m

4）减振弹簧有效圈数

i=

=5.5

5）减振弹簧总圈数n

其一般在6圈左右，与有效圈数

之间的关系为

n=

+（1.5~2）=7

6）减振弹簧最小高度

=29.491mm

7）弹簧总变形量

△

=P/K=1161.6/304.73=3.81mm

8）减振弹簧总变形量

=

=33.301

9）减振弹簧预变形量

=0.13mm

10）减振弹簧安装工作高度

=33.171mm

4.2.4从动片相对从动盘股的最大转角α

α=2arcsin[（△l-△l＇）／2R1]=4.26°

4.2.5限位销与从动盘股缺口侧边的间隙λ1

λ1=R2sinα（4.9）

λ值一般为2.5~4mm。

取λ1=4mm，则R2=53.85mm。

4.2.6限位销直径d＇

d＇=9.5~12mm，取9.5mm。

5从动盘总成的设计

从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。

从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足以下几个方面的要求：

1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时齿轮间的冲击。

2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面片压力均匀，以减小磨损。

3）应装有扭转减振器，以避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷。

5.1从动盘毂

从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0~1.4倍的花键轴直径。

从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26~32HRC。

根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-7查出从动盘毂花键的尺寸。

由于D=280mm，则查表可得

花键尺寸：

齿数n=10，外径

=35mm，内径

＝32mm，齿厚t=4mm，有效齿长l=40mm，积压应力

=12.5Mpa。

花键齿的侧面压力

（5.1）

代入数据得p=6866N

花键受的挤压应力

（5.2）

代入数据得σ=4.29Mpa<20Mpa满足要求。

5.2摩擦片

离合器摩擦片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：

1）在工作室有相对较高的摩擦系数；

2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出线摩擦系数衰退现象；

3）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好耐磨性能；

4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能（不易出线颤抖）；

5）能抵抗高转速下（变速器换挡时容易发生）大的离心力载荷而不破坏；

6）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；

7）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮（都是铸铁件）等有良好的兼容摩擦性能；

8）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不已影响他们的摩擦作用；

9）具有优良的性价比，不会污染环境。

鉴于以上各点，今年来，摩擦材料的种类增长极快。

挑选摩擦材料的基本原则是：

1）满足较高性能的标准；

2）成本最小，考虑替代石棉。

5.3从动片

从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。

材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为35~40HRC。

5.4波形片和减震弹簧

波形片一般采用65Mn，厚度取为0.8mm，硬度为40~46HRC，并经过表面发蓝处理。

减振弹簧用60Si2MnA。

6离合器盖总成

6.1离合器盖

离合器盖结构设计的要求：

1）应具有足够的刚度，否则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。

2）应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。

3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。

板厚取4mm，依维柯S45.10载质量较小的商用车离合器盖10钢低碳钢板。

6.2压盘

对压盘结构设计的要求：

1）压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。

中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。

2）压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15～25mm。

3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15～20g·cm。

4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。

压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，采用灰铸铁HT200，硬度为170~227HBS。

6.2.1压盘传动方式的选择

由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。

另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。

6.2.2压盘几何尺寸的确定

由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。

压盘外径D=280㎜，压盘内径d=165㎜，厚度b=20mm。

6.3传动片

传动片的作用是在离合器接合时候，离合器通过它来驱动压盘共同旋转，分离时候又可利用他的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性,传动片可选为3~4组，每组2~3片，每片厚度为0.5~1.0mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。

6.4分离轴承

由于nemax=3800r/min，离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。

6.5支撑环

支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好，支撑环一般采用3.0~4.0mm的碳素弹簧钢丝。

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