膜片弹簧离合器设计Word文档下载推荐.docx
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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与分离轴承作用半径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与半径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），由经验公式初选k
Tj
即k
＝
Tj＝13×
236＝3068（N·
m/rad）
5.1.3阻尼摩擦转矩Tμ
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－36）可知,
可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）Temax（5.2）
取系数为0.1
Tμ=0.1×
118=11.8（N·
5.1.4预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）Temax（5.3）Tn
Tμ＝11.8N·
m
而（0.05～0.15）Temax＝5.9～17.7N·
m
则初选Tn＝10N·
5.1.5减振弹簧的位置半径R0
R0=（0.60～0.75）d/2（5.4）
则取R0=0.6d/2=0.6×
70=42（mm）,可取为42mm。
5.1.6减振弹簧个数Zj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－6）知，
当摩擦片外径D=250～325mm时，Zj=6～8
故取Zj=6
5.1.7减振弹簧总压力
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
＝Tj/R0=236/0.042=5.619KN（5.5）
5.2减振弹簧的计算
5.2.1减振弹簧的分布半径R1
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=0.6d/2=42mm。
5.2.2单个减振器的工作压力P
P=
/Z=5619/6=936.5（N）（5.6）
5.2.3减振弹簧尺寸
（1）弹簧中径Dc
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm，故取Dc=11mm
（2）弹簧钢丝直径d
d=
（5.7）
式中，扭转许用应力
]可取550～600Mpa,故取为550Mpa
所以d=372mm，取3.7mm，符合d=3～5
（3）减振弹簧刚度k
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版），应根据已选定的减振器扭转刚度值k
与其布置尺寸R1确定，即
k=
（5.8）
则K=0.29N/mm
（4）减振弹簧有效圈数
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，
i=
=4.01（5.9）
（5）减振弹簧总圈数n
一般与有效圈数
之间的关系为
n=
+（1.5～2）=6（5.10）
减振弹簧最小高度
=24.62mm（5.11）
弹簧总变形量
△
=P/K=936.5/290=3.23mm（5.12）
减振弹簧总变形量
=
=27.85mm（5.13）
减振弹簧预变形量
=10x1000/（290×
6×
42）=0.14mm（5.14）
减振弹簧安装工作高度
=27.5-0.14=27.71mm（5.15）
（6）从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角
和减振弹簧的工作变形量
有关，其值为
=3.24°
（5.16）
（7）限位销与从动盘毂侧边的间隙λ1
λ1=R2sin
，λ1的一般为2.5-4mm，所以取λ1为3mm，则R2=53mm。
（8）限位销直径d，一般为9.5-12mm，所以取为10mm。
6从动盘总成的设计
6.1从动盘毂
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。
它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩选取。
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=200mm,则查表可得：
花键尺寸：
齿数n=10，外径
=29mm,内径
＝23mm齿厚b=4mm,有效齿长l=25mm。
6.2从动片
从动片对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
（1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时齿轮间的冲击。
（2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。
（3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。
材料选用中碳钢板（50号），厚度取为2mm，表面硬度为35~40HRC。
6.3摩擦片
摩擦片应满足以下要求：
（1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小
（2）具有足够的机械强度与耐磨性
（3）密度要小，以减小从动盘的转动惯量。
（4）热稳定性要好
（5）磨合性要好，不至刮伤飞轮和压盘表面。
7压盘设计
7.1对压盘的设计要求
（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温度，防止其产生裂纹和破碎，有时可以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，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。
（2）压盘应具有较大的刚度，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。
压盘形状复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数。
7.2压盘材料
通常采用铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170~227HBS。
8离合器盖设计
8.1离合器盖总成结构设计要求
（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。
盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度。
（3）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，或在盖上加设通风散片等。
8.2离合器盖材料
乘用车离合器一般用08、10钢等低碳钢板。
参考文献
[1]王望予汽车设计第四版机械工业出版社
[2]陈家瑞汽车构造（下册）第二版机械工业出版社
[3]纪名刚，陈国定，吴立言机械设计第八版高等教育出版社2006年
[4]巩云鹏，田万禄，张祖立机械设计课程设计第一版东北大学出版社2000年
[5]徐安石江发潮编著汽车离合器清华大学出版社
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