膜片弹簧离合器说明书_定稿

河 北 工 业 大 学毕业设计说明书(论文) 作 者： 张洁 学 号： 070300 学 院： 机械学院 系( 专业 )： 车辆工程 题 目： 离合器结构设计与强度分析 指导者： 刘茜 副教授 评阅者： 2011 年 05 月 28 日河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书毕 业 设 计 中 文 摘 要离合器结构设计与强度分析摘要：本设计主要分析了膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成及其特性。同时，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了带有扭转减振器推式膜片弹簧离合器。通过已知的数据，推导出各零件及结构的尺寸数据，绘制出了膜片弹簧离合器的各零件图及成品图，为后面的强度校核提供了数据基础。在各部件尺寸确定之后，运用 UG 软件各零件绘制三维图，并将其装配成离合器总成图。之后进行有限元分析，校核各零件强度。若不合格则修改，直至强度完全符合要求为止。在上述工作完成之后，进行离合器总成、从动盘总成、压盘、膜片弹簧等零件的 CAD 图纸绘制，以便直观的表达各零件尺寸，用于生产。关键词： 离合器；从动盘总成；传动系；膜片弹簧河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书毕 业 设 计 外 文 摘 要Title: Structural Design and Strength Analysis of the clutchAbstract:The design mainly analysed the diaphragm spring clutch, classified the diaphragm spring clutch classified, described the operational principle, composition and properties. Meanwhile, after a comparison,made a preliminary decision about the appropriate structure of the diaphragm spring clutch, selected with a push-type diaphragm spring clutch with the damper.Deduced the size data of parts through the known data, drawn out end-product drawing of the clutch diaphragm spring,and provides a data base for the strength check later.In determining the dimensions, drawn three-dimensional picture of each parts with the UG software,assembled them into a clutch assembly diagram.Checked the strength of the parts through the finite element analysis. Modify the data if the design is unqualified.After completion of the above, drawnd the clutch assembly, driven plate assembly, pressure plate, diaphragm spring and other parts with the CAD software in order to provide a intuitive expression for the production.Keywords： Clutch； Driven disc assembly ；Transmission system；Diaphragm spring； 河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书目 录1 绪论11.1 离合器发展历史及趋势11.2 离合器概述12 离合器的结构设计 52.1 从动盘总成52.2 压盘 72.3 膜片弹簧82.4 分离杠杆、分离轴承 82.5 离合器的散热通风 82.6 离合器盖92.7 本章小结93 离合器的设计计算及校核93.1 离合器设计已知的各项数据93.2 膜片弹簧的设计与校核103.3 摩擦片的设计 173.4 压盘的设计与校核203.5 减震弹簧的计算与校核 213.6 从动盘毂的选取与校核 233.7 操纵机构 243.8 本章小结 26结论 27参考文献 28致谢29河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书11 绪论本次毕业设计选择课题为离合器结构设计及强度分析。离合器作为底盘传动系统中的重要部件，它在发动机到传动系之间起到桥梁作用，故它的重要性不可忽视。一个良好的离合器能够大幅提高汽车的驾驶舒适性、动力性及寿命，所以设计一个操纵简便、使用效率高的离合器是十分必要的。故而选择离合器设计的课题能够提高对汽车的重要部件的认知度。11 离合器发展历史及趋势对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系 1中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器，是主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到 1925 年以后才出现的。20 世纪 20 年代末，直到进入 30 年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器 2。近年来，随着人们对离合器的要求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增强离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。1.2 离合器概述1.2.1 离合器的分类 3现代各类汽车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦离合器，可按从动盘数目不同、压紧弹簧布置形式不同、压紧弹簧结构形式不同和分离时作用力方向不同分类如图 1.1 所示：河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书2摩擦离合器按从动盘数分类按弹簧布置形式分类按弹簧形式分类单片双片多片圆周布置中央布置斜向布置圆柱螺旋弹簧圆锥螺旋弹簧膜片弹簧按作用力方向分类推式拉式图 1.1 离合器分类1.2.2 现代汽车离合器应满足的要求根据离合器的功用，它应满足下列主要要求 4-10：（1）能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大转矩并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。（2）接合要完全、平顺、柔和，保证汽车起步起步时没有冲撞或抖动。（3）分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声。（4）从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低。（5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书3（6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪音的能力。（7）操纵轻便、准确，以减少驾驶员的疲劳。（8）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。（9）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。（10）结构应简、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。1.2.3 离合器的功用 4-10：（1）在汽车起步时，通过离合器主动部分（和发动机曲轴相连）和从动部分（与变速器第一轴相接）之间的滑磨、转速的逐渐接近，使旋转着的发动机和原来静止的传动系平稳地联接起来，以保证汽车平稳起步。（2）当变速器换档时，通过离合器主从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换档时齿轮间的冲击，便于换档。（3）当传给离合器的扭矩超过其所能传递的最大力矩（即离合器的最大摩擦力矩）时，其主从动部分将产生相对滑磨。这样离合器起着保护传动系防止其过载的作用。1.2.4 膜片弹簧离合器的优缺点离合器压紧装置按弹簧形式分类可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。而膜片弹簧与其他几类相比有以下几个优点：（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生产，降低制造成本。河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书4但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本次离合器选用膜片弹簧式离合器。1.2.5 推式膜片弹簧离合器的优缺点 13-16与拉式相比，推式膜片弹簧离合器具有许多优点：（1）相对于拉式膜片弹簧离合器，推式的结构以及分离轴承的结构更简单，便于设计；（2）推式膜片弹簧离合器拆装更加方便；同时，推式膜片弹簧离合器也存在一些缺点：（1）推式膜片弹簧需采用直径较小的膜片弹簧，降低了压紧力与传递转矩的能力，弹簧应力较大，需较大的踏板力；（3）在接合或分离状态下，离合器盖的变形量大；（4）推式的杠杆比小于拉式的杠杆比，传动效率较低，踏板操纵更艰难，推式式的踏板力比拉式的一般要增加约25%-30%；（5）易产生冲击和噪声，使用寿命相对较短；本次离合器设计选用推式膜片弹簧离合器结构。1.2.5 推式膜片弹簧离合器工作原理如图 1.24所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构 11-12四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮和压盘借摩擦作用传给从动盘，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过推杆，分离叉、图 1.2 推式膜片弹簧离合器河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书5分离套筒和分离轴承，将分离杠杆的内端推向左方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖上的铆钉为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向右，这样，从动盘两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，膜片回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时膜片弹簧弹簧就推动压盘向左，仍将从动盘压紧在飞轮上，这样发动机的扭矩又传入变速器。2 离合器结构设计为了达到任务书中所给的数据要求，设计时应根据车型的类别、使用要求、制造条件，以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理选择离合器结构。2.1 从动盘总成从动盘有两种结构形式：带扭转减震器的和不带扭转减震器的。不带扭转减震器的从动盘结构简单，重量较轻。但带扭转减震器的从动盘可以避免汽车传动系的共振，缓和冲击，减小噪声，提高零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳。因为本次离合器设计选用的事带有扭转减震器的从动盘结构，如图 1.3所示。从动盘总成由从动片、从动盘穀、摩擦片、扭转减震器等零件组成。从动盘总成的设计应满足如下几个方面的设计要求：（1）为减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘转动惯量应尽可能小；（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等，从动盘应具有轴向弹性；图 2.1 带扭转减震器的从动盘1-从动片和减震盘 2-减震弹簧 3-阻尼片 4-紧固螺钉 5-蝶形弹簧 6-限位销 7-从动盘毂河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书6（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，应装扭转减振器；（4）要有足够的抗爆裂强度。2.1.1 从动片本次设计采用从动片的结构形式是整体式弹性从动片。设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量，因而从动片一般做的比较薄，通常是 1.2-2.0mm 厚的钢板冲压而成。本设计中考虑到离合器传动的转矩较大，采用 2.5mm 厚设计。同时将从动片外缘的盘形部分磨薄，使其质量分布更加靠近旋转中心。从动片沿半径方向开槽，将外缘分割成无片扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性。从而保证了主动盘和从动盘之间的压力以及离合器所传递的转矩能平稳增长，延长摩擦片的使用寿命2.1.2 从动盘毂本次设计采用齿侧定心的矩形花键，从动盘毂与花键轴之间为间隙配合，从动盘毂可在花键轴上自由滑动。为保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动是不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，最长可达花键外径的 1.4倍。本次设计从动盘毂轴向长度为 57mm，其结构见图 2.2。图 2.2 离合器从动盘毂2.1.3 摩擦片及摩擦材料河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书7单片离合器因为结构简单，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接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此本次设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。选用摩擦材料时应考虑如下一些问题：摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠，更换摩擦片方便。2.1.4 扭转减震器扭转减震器主要由弹性元件和阻尼元件组成。弹性元件可降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振。但是,这种共振往往难以避免。汽车行驶在不平的道路上行驶阻力也会时刻变化。当由于路面不平引起的激力频率与传动系的某阶自振频率重合时，也会发生共振现象。阻尼元件则可有效的耗散此时的振动能量，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。本次离合器设计所采用的扭转减震器结构形式为弹簧摩擦式。其弹性元件为减震弹簧，阻尼元件为阻尼片。同时设置有限位销，来限制从动盘毂相对于从动片转动的角度，防止减震弹簧的早期破坏。2.2 压盘在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种 17： （1）凸台窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；但压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底；（2） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同；（3）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书8常振动和噪声；本次设计选用径向传动片驱动方式。压盘通过灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为 HB170-227。为了增加其机械强度，可另外增加少量合金元素。其应有足够的质量和较大刚度，以保证足够的热容量从而防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡测试。压盘的摩擦工作面需平整，其端面粗糙不低于 0.8。2.3 膜片弹簧膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为60Si2MnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，使其具有高抗疲劳能力的回火索氏体。同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持12-14 小时） ，使其高压力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，喷丸是 0.8 的白口铁小丸，可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为 1700-1900MPa。2.4 分离杠杆、分离轴承分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服膜片弹簧的回复力并推动压盘移动，从而使压盘与从动盘分离，截断动力的传递，分离杠杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力。分离轴承的作用是通过分离叉使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。本次设计选用的是油封轴承，它可以将润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。2.5 离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过180-200C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度一般在 180C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到1000。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书9离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。2.6 离合器盖为提高离合器操纵部分的传动效率，防止分离不彻底以及摩擦片的早期磨损，离合器盖具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好。同时离合器相对于发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定位中心，否则会破坏系统的整体平衡，严重影响离合器的正常工作。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。 2.7 本章小结本章系统介绍了膜片弹簧离合器的结构，并讲述了离合器各零件的结构和材料，以及各部分的连接关系，为下章离合器的计算打下基础。3 离合器的设计计算及校核3.1 离合器设计已知的各项数据汽车总质量： 9290kg。am各档传动比： ， ， ， ， ，倒档540.61i781.32i69.23i43.1i5iR主减速比： 3.i轮胎外径：D= 1018mm发动机转速：n= 3000 r/min发动机最大功率：99.3kw发动机最大转矩：352.8Nm压盘外径： 327mm，内径 180mmyDyd河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书10摩擦片外径： 325mm，内径 190mmmDmd铸铁密度： 7800kg/m3 传动轴直径：d= 31mm扭转减振器弹簧：总圈数 5.25，有效圈数 3，弹簧外径2n2sn25mm，簧丝直径 5mm，自由高度 33mm2Dd0H离合器操纵机构杠杆尺寸：a=450mm,b=43mm,c=90mm,d=40mm,e=65mm。3.2 膜片弹簧的设计与校核3.2.1 参数选择 18（1）比较 H/h 的选择设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正切选择，其特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。一般汽车膜片弹簧的 H/h 通常在 1.52.0 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm，本设计 ，h=3mm ，则.51hHH=4.5mm 。其结构见图 2.3。图 3.1 膜片弹簧（2）R/r 选择比值 R/r 嘴弹簧的载荷及应力特性都有影响。对于汽车离合器膜片弹簧，设计河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书11上并不要求储存大量的弹性能，而是根据结构布置和分离力的要求来决定，R/r 常在 1.21.3 的范围内取值。本设计中取 ，摩擦片的平均半径2.1rRmm，取 mm 则 mm 取整 mm，则5.71284dDRc .512r5.14748。0.r（3）圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角 一般在 范围内，本设计中140得 在 之间，合格。rRHrarctn0.21（4）分离指数分离指数常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取 24 的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取 12 的，本设计所取分离指数为 18。（5）切槽宽度取 mm， mm, mm， 应满足 的要求。4112.54-）（ 02er2er（6）支承环平均半径 的确定 lR应略大于且尽量接近 r。本设计取 mm。目前大部分离合器膜片弹簧lR15l选用的材料为 60Si2MnA，许用应力 可取为 17001900MPa。（7）公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。3.2.2 膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 与初始锥角 应hHrRH在一定范围内，即 0.251.h410rR（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 35.1208r河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书12（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧与压盘的接触半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即LR2m147/)( DRdDL（4）根据弹簧结构布置要求， 与 R， 与 之差应在一定范围内选取，即lcr6L5.20rl73Rcl（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用， ，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式： 5.4R3.2lLflr得 .4m726fr取 mm，合格f3.2.3 计算与校核膜片弹簧尺寸初定后，需要计算出其载荷-变形特性并作出分析，以便确认其膜片弹簧的工作特性曲线的形状是否合理，能否定出合适的工作点位置，然后还需确定膜片弹簧的分离载荷及分离行程大小，对膜片弹簧的强度作出分析，判断其能否可靠工作，最终优选出膜片弹簧尺寸。推式膜片弹簧力作用点及膜片弹簧的变形请参考图 3.2 及图 3.3。工作压力 与膜片弹簧在压盘接触点 S 处的轴向变形 之间的关系式为:1P1 21221 2/6 hRrHRrRrInEh lLlLlL（3.1）式中：E弹性模量，对于钢， aMPE50.h弹簧片厚度，mm泊松比，对于钢，=0.3河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书13H碟簧部分的内截锥高，mm 1大端变形，mmR碟簧部分的大端半径，mmr碟簧部分的内半径，mm膜片弹簧与压盘接触半径，mmL支承环平均半径，mmlR图 3.2 推式膜片弹簧力作用点位置示意图图 3.3 推式膜片弹簧受载时变形示意图本次设计的膜片弹簧一些参数与尺寸如下：H/h=1.5， R/r=1.208， , R=105mm031确定膜片弹簧所有的尺寸：河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书14H=4.5mm， h=3mm， R=105mm， r=122.5mm， =125mmlR=147mm， r f=33mm， r p=35mm， n=18， 1=4mm， 2=10mmLR（1）根据公式（3.2）画出 特性曲线1P设 (3.2)4221)(6EhRlL(3.3)1因此公式（3.1）就成为(3.4) 12ln111 lLlLRrhHRrhrRP把有关数值代入上述各式，得 1193.248P312111 7.0.6.0由不同的 ，计算出 及 和 结果列表如下1P表 3.1 、 、 、 结果列表1P110.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4P0.0566 0.1041 0.1748 0.2184 0.2407 0.2480 0.2463 0.2418/mm10.3 0.6 1.2 1.8 2.4 3.0 3.6 4.2/N 1089 2004 3366 4203 4633 4774 4742 465511.6 1.8 2.0 2.1 2.2 2.25 2.3 2.333P0.2405 0.2485 0.2720 0.2914 0.3170 0.3323 0.3494 0.3618/mm14.8 5.4 6.0 6.3 6.6 6.75 6.9 7.0/N 4630 4784 5236 5609 6101 6396 6726 6964河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书15画出 特性曲线，见图 3.41P图 3.4 特性曲线1P（2）确定膜片弹簧的工作点位置取离合器结合是膜片弹簧的大端变形量为 ，mH925.465.0.b1 由特性曲线图可差得膜片弹簧压紧力： NP4.721离合器彻底分离时，膜片弹簧大端变形量为 )(f11即 为fbd压盘行程 为 =2.4mm，故fmd325.4925.1离合器刚开始分离时，压盘的行程 =1.5mm，此时膜片弹簧大端的变形量为fbc .1.1摩擦片磨损后，其最大磨损量 =1.2mm，故 725.9.21ba（3）求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 P2河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书16由公式(3.5) 2112212 2/6 hRrHRrrRInEhP lLlLpllL ）（取 ，代入有关数据，得d12P N675.13957.03.459.3.54)12()0(68.ln.25 （4）求分离轴承的行程 2由公式 取 ，则lLplRr12f1 mrflLpl 82.9354.22 由公式 ， 得)(n-1efr)(n-122re=0.84， =0.7612由公式 ln)(2)(21ln)(2)(16322 ppepepepepep rrrrrrEhrP (3.6)代入有关公式，得 m9.12故 m81.09.82.2（5）强度校核膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时） d325.1)(1/ln(13 1122 lLdlLdlLpB RrhRrRHrEhPr 当(3.7)把有关数值代入，得河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书17当B MPa17048.1067235.1235. )235.1.54)(2.ln5(970.6. 2 故，该膜片弹簧合格3.2 摩擦片的设计3.3.1 参数选取本离合器设计采用的单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机转矩的，摩擦片结构如图 3.5 所示。为保证可靠度，离合器转矩容量 应大于发动机最大转矩cTmaxeT其关系式为：（3.8maxce）式中： 为离合器的后备系数（ ） 1已知发动机的最大转矩 =352.8N.memaxT图 3.5 离合器摩擦片河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书18（1）后备系数 后备系数是离合器的重要参数，其保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。而过大的后备系数 不但使离合器尺寸变大，而且增加了分离离合器的操纵力，对防止传动系的过载也很不利。选择 时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。结合设计实际情况及表 3.2，故选择 =1.5。表 3.2 离合器后备系数的取值范围车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.201.75最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25挂车 1.804.00（2）摩擦片尺寸已知摩擦片的外径 D=325mm摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):表 3.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380内径dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 431C0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540Dd0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.85单面面积cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729（3）分离间隙离合器分离间隙 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t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，在分离轴承和膜片弹簧内端之间留有的间隙。该间隙 一般为 34mm。取 =4mm。tt3.3.2 摩擦片的优化及校核（1）摩擦片的摩擦因数 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和f河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书19滑磨速度等因素。可由表 3.4 查得：表 3.4 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料 摩擦因数 f模压 0.200.25石棉基材料编织 0.250.35铜基 0.250.35粉末冶金材料铁基 0.300.50金属陶瓷材料 0.4（2）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即020 4.4ccc TdDZT（3.9） 式中, 为单位摩擦面积传递的转矩( )，0c 2/.mN可按表 3.5 选取经检查,合格。表 3.5 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 210250325201/cT028 030 035 040（3）摩擦片单位压力离合器的转矩容量为： ccfFZRT（3.10）与式（3.1）联立得：3max012CfzDTpe（3.11） 代入数据得，单位压力 =0.20MPa0p为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力的最大范围为 0.111.50MPa,即0pMPa MPa Mpa10.14.0p50.河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书20故，合格表 3.6 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料 单位压力 /MPa0p模压 0.150.25石棉基材料编织 0.250.35模压粉末冶金材料编织0.350.50金属陶瓷材料 0.701.50（4）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器接合时单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即24dDZL（3.12）式中, 为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2)； 为其许用值(J/mm 2)，对于乘用车：J/mm2，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车： J/mm2，对于最大40. 3.0总质量大于 6.0t 商用车： J/mm2：L 为汽车起步时离合器接合一次所产生5.0的总滑磨功（J） ，可根据下式计算20218graeimnL（3.13）式中， 为汽车总质量(Kg)； 为轮胎滚动半径（m） ； 为汽车起步时所用变amr gi速器挡位的传动比； 为主减速器传动比； 为发动机转速 r/min，0i en计算时乘用车取 2000r/min，商用车取 1500r/min。其中： ，30.60im ， Kg40.561gi9.r 290a代入式（3.9）得 J3.4178L河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书21代入式（3.8）得 ，合格。25.019.3.4 压盘的设计与校核设计压盘时，已知压盘外径 Dy=327mm，内径 dy=180mm。压盘采用灰铸铁制造，密度为 7800kg/m3。初步选取压盘厚度为 16mm，估算压盘重量 m=7.3kg此时，应校核离合器结合一次时压盘的温升，校核公式如下：(3.14)mcLt式中,t 为压盘温升,不得超过 ；c 为压盘的比热容，C108； 为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，对单片离合器压盘；)kg/(8.254KJc， 为压盘的质量；L 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功0mJ3.17代入数值得， ，合格。C81.2t3.5 减震弹簧的计算与校核3.5.1 选取参数（1）减振弹簧的安装位置，2)75.06.(0dR结合 mm，得 取 65mm502Rd0（2）全部减振弹簧总的工作负荷 ZPN.75420RTj（3）单个减振弹簧的工作负荷 PN.69Z式中 Z 为减振弹簧的个数，取 Z=6（4）选择材料，计算许用应力根据机械原理与设计 19 (机械工业出版社)选用 65Mn 的弹簧钢丝 20， 设弹簧丝直径 mm, MPa, MPa。5d170B513.B（5）选择旋绕比，计算曲度系数河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书22根据表 3.7 选择旋绕比表 3.7 常用旋绕比 C 值d/mm 4.0215.2.65.17428C 17209446确定旋绕比 ，曲度系数 0)()4( K3.5.2 减震弹簧的计算与校核（1）验算弹簧丝直径 dmm，与原来的 d 接近，合格。02.56.maxCKFd中径 mm；外径 mmdD252D（2）弹簧升角 9arctnp，合格95（3）弹簧压缩变形量弹簧最大压缩变形量 mGdnCF47.38maxax其中 G 为弹簧切变模量，取 G=80000G/Mpa（4）弹簧刚度 NFk/7.2604.39max（5）弹簧最小工作载荷及预变形量取弹簧预变形量为 =1.5mmmin则弹簧最小工作载荷 NkFF05.391.7260min通常 ，故合格。axmin)5.01(F（6）校核减振弹簧的疲劳强度弹簧材料内部所产生的最大和最小循环切应力为 MPaFdKD3.516.90412.38max3max 2inin河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书23根据公式FcaSSmaxin075.（3.15）式中： 弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数 N，由表03.8 选取。取 a513.0MPB弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的力学FS性能数据精确性高时，取 =1.31.7FS代入数据，得 =1.32，故合格ca表 3.8 弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限变载荷作用次数 N 104 105 106 107a/0MP0.45 B0.35 B0.33 B0.3 B3.6 从动盘毂的选取与校核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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩 由表 3.9 选取，其结构如图 3.6 所示，maxeT一般取 1.01.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般 2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取 ， mm，10n4Dmm， mm， mm， MPa。32d5t4l.41c挤压应力的计算公式为：(3.16)nltPc式中，P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定：(3.17)ZdDTe)(4max从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，河北工业大学 2011 届本科毕业设计说明书24， 分别为花键的内外径；Z 为从动盘毂的数目，