拉式膜片弹簧离合器的设计汽车设计课程设计.docx

1、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（Nm）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1.814.0t的商用车16.018.5（单片离合器）最大总质量为1.814.0t的商用车13.515.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0依维柯S45.10属于总质量小于6t的商

2、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p0MP石棉基材料模压0.150.25

3、石棉基材料编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50粉末冶金材料铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.50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0.200.25

4、石棉基材料编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35粉末冶金材料铁基0.350.50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=fZp0D3(1-c3)12=365.06(Nm) (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=Temax (1.3)计算得=1.59。符合最大总质量小于6t的商用车的后备系数在1.201.75的范围内。2 离合器基本参数的优化2.1 设计变量后备

5、系数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=x1 x2 x3T=F D dT2.2 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(D2-d2)42.3 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6570m/s，即vD=(nemaxD10-3)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=

6、55.71 ms6570ms 。2.3.2 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，即0.53c=dD0.70 (2.2)故c=0.589，满足条件。2.3.3 后备系数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，不同的车型的值应该在一定的范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0 故 =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d2 R0+50mm (2.3)得R057.5mm。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

7、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0.101.50MPa，即0.10MPap01.50MPa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Hh和h的选择比值Hh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Hh一般为1.52.0，板厚h为24mm。取Hh=1.6，h=3mm，则可得H=4.8mm。3.1.2 Rr比值和R、r的选择研究表明，Rr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，Rr一般为1.2

8、01.35。取Rr=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。3.1.3 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切=arctan H(R-r) (3.2)得12.17，满足915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1H=(1M+1N)2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点和拐点之间，且靠近或在点处，一般1B=(0.81.0)1H,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内

9、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1、2及半径re的确定1=3.23.5mm，2=910mm，

10、re的取值应满足r-re2的要求。取1=3.3，2=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=2.1105MPa；为材料的泊松比，对于钢：=0.3。F1=f(1)=4375.051-994.3312+69.0513 对上式求一次导数，可解出F1=1的

11、凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：1=3.41mm时，F1=6094.71N凹点：1=6.19mm时，F1=5359.76N拐点：1=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2(mm)。由公式(3.4)和(3.5)2=(r1-rf)1(R1-r1) (3.4)F2=(R1-r1)F1(r1-rf) (3.5)得凸点：2=13.47mm，F2=1523.68N 凹点：2=24.45mm，F2=1339.94N 拐点：2=18.96mm，F2=1431.81N取1B=0.91H=4.32mm,则F1B

12、=5910.55N；C点无限接近N点，取1C=6.2mm，则F1C=5359.81N；取1A=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1N=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B=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.

13、52.0) Temax (4.1)式中，商用车系数取1.5，则Tj=1.5Temax1.5230345（Nm）。4.1.2 扭转角刚度k设计时，由经验公式初选k为kTj (4.2)即kTj=13345=4485(Nm/rad)，取k=4480(Nm/rad)4.1.3 阻尼摩擦转矩T可按公式初选TT=(0.060.17) Temax (4.3)取系数为0.06 ，T=0.06230=13.8(Nm)。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

14、.050.15)Temax (4.4)则初选Tn=0.05Temax=11.5Nm13.8Nm，满足要求。4.1.5 减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2 (4.5)则取R0=0.6d/2=0.6165/2=49.5mm。4.1.6 减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D=250325mm时，Zj=68，故取Zj=64.1.7 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

15、簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)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PP= 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=1115mm，故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd= (4.7)式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpa，得d=3.94mm符合d=34mm。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=

16、261.19N/m4）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=+(1.52)=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=2arcsin(l-l)2R1=4.26 4.2.5 限位销与从动盘股缺口侧边的间隙11=R2sin (4.9)值一般为2.54mm。取1=4mm，则R2=53.85mm。4.2.6 限位销直径dd

17、=9.512mm，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1.01.4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2632HRC。根据摩擦

18、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=4.29Mpa20Mpa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

19、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

20、，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3540HRC。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4046HRC，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

21、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1525 mm 。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1520 gcm 。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形

22、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170227HBS。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

23、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34组，每组23片，每片厚度为0.51.0mm，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3.04.0mm的碳素弹簧钢丝。参考文献1 陈家瑞.汽车构造.3版.北京：机械工业出版社，2009.22 徐石安,江发潮.汽车离合器.北京：清华大学出版社，2005.8 3 王望予.汽车设计.4版.北京：机械工业出版社，2004.84编委会.机械设计手册. 4版.北京：机械工业出版社，2007.85吴宗泽.机械零件设计手册.北京：机械工业出版社，20046申永胜.机械原理教程.北京：清华大学出版社，20047纪名刚,陈国定,吴立言.机械设计.第8版.北京：高等教育出版社,20068巩云鹏,田万禄,张祖立.机械设计课程设计.第1版.东北大学出版社,2000资料仅供参考!