1、1離合器概述目錄錯.誤!未定義書簽。1.1 離合器的簡介錯誤.!.未定義書簽。1.2 汽車離合器的主要功用2膜片彈簧離合器結構分析與計算32.1 膜片彈簧離合器的結構32.2 設計變量42.3目標函數錯.誤！1未定義書簽2.4 約束條件63膜片彈簧的設計83.1膜片彈簧的基本參數的選擇錯.S!未定義書簽3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線153.3 強度校核154扭轉減振器的設計154.1 扭轉減振器主要參數154.2 減振彈簧的計算155從動盤總成的設計165.1 盤總成零件功能介紹175.2 從動盤轂185.3 從動片185.4 波形片和減振彈簧186壓盤設計19資料6.1 離合器蓋196.2

2、壓盤206.3 傳動片186.4 分離軸承197總結20參考文獻21資料1離合器概述1.1 離合器的簡介：聯軸器、離合器和制動器是機械傳動系統中重要的組成部分，共同被稱為機械傳動中的三大器。它們涉及到了機械行業的各個領域。廣泛用于礦山、冶金、航空、兵器、水電、化工、輕紡和交通運輸各部門。離合器是一種可以通過各種操作方式，在機器運行過程中，根據工作的需要使兩軸分離或結合的裝置。對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部

3、分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。離合器作為一個獨立的部件而存在。它實際上是一種依靠其主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構，見圖1-1離合器工作原理圖圖1-1離合器工作原理圖資料1飛輪；2從動盤；3一離合器踏板；4一壓緊彈簧；5變速器第一軸；6從動盤轂1.2 汽車離合器的主要的功用：1 .保證汽車平穩起步：起步前汽車處于靜止狀態，如果發動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性力，使發動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合

4、器的主動部分與從動部分之間存在著滑動磨擦的現象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩地起步。2 .便于換檔：汽車行駛過程中，經常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳動力齒輪會因載荷沒有卸除，具嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發動機分開后

5、轉動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪間的沖擊。3 .防止傳動系過載：汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發動機相連的傳動系由于旋轉的慣性，仍保持原有轉速，這往往會在傳動系統中產生遠大于發動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。資料膜片彈簧離合器的優點:(1)、彈簧壓緊力均勻，受離心力影響小(2)、即使摩擦片磨損，壓緊負荷也不減小(3)、離合器結構簡單，軸向尺寸小，動平衡性能好由于離合器上述三

6、方面的功用，使離合器在汽車結構上有著舉足輕重的地位。然而早期的離合器結構尺寸大，從動部分轉動慣量大，引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方便，平衡性能也欠佳。因此為了克服上述困難，可以選擇膜片彈簧離合器,它的轉矩容量大且較穩定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。2膜片彈簧離合器結構分析與計算資料2.1膜片彈簧離合器的結構:府合器殼分制套筒和分/離軸承總成資料從動盤壓盤捏片彈簧外鋼絲支承固鹿合器善北京吉普切諾基汽車膜片彈簧需合器圖2-1膜片彈簧離合器（剖視圖1）離合矗工作缸總成球頭蝴柱圖2-2膜片彈簧離合器(剖視圖2)

7、bj圖2-3膜片彈簧離合器的工作原理圖資料(a)自由狀態；(b)壓緊狀態;(c)分離狀態圖2-42.2 設計變量：后備系數B取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。因此，離合器基本參數的優化設計變量選為：XX1X2X3TFDdT2.3 目標函數：離合器基本參數優化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為：-_22f（x）min（Dd）42.4 約束條件1 .最大圓周速度：根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（210）知：3一一,vD一nemaxD106570m/s60

8、式中，vD為摩擦片最大圓周速度（m/s）;nemax為發動機最高轉速（r/min）所以：_3_3一一.一.vd-nemaxD10-40003001062.8m/s70m/s6060故符合條件。2 .摩擦片內、外徑之比c.資料d3000.583c=D175，滿足0.53c0.70的條件范圍。3 .后備系數B=1.7對于最大質量為6t-14t的貨車，6=1.5-2.25,初選后備系數B4 .扭轉減振器的優化對于摩擦片內徑d=175mm,而減振器彈簧位置半徑R0=（0.60.75）d/2,故取:13003300或12149175(mm),取:R0為122mm5 .單位摩擦面積傳遞的轉矩TcTcfFz

9、Rc根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（27）知，TcTemax1.7>25.58=553.468（N.m）4553.468故:Tc0=一2（30021752）20.005937（nm/mm）根據根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表（25）知，當摩擦片外徑D>210-225mm時，Tc0=0.30Nm/mm2>0.005937Nm/mm2,故符合要求6 .單位壓力P0為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力Po的最大范圍為0.15.35Mpa,FTC553.486嬴0.2523075F=9321.874由于已確定單位壓力P°

10、=0.19Mpa,在規定范圍內，故滿足要求資料3膜片彈簧的設計3.1膜片彈簧的基本參數的選擇HHh一般為1.52.0,板厚1比值h和h的選擇：為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的h為24mm故初：Hh=2.6mm,h=1.54則H=1.54h=4.3mm.R2 .r比值和R、r的選擇：由于摩擦片平均半徑：DdRc=43001754118.75(mm)對于推式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc=118.75mm.故取R=120mm,再結合實際情況取R/r=1.257，則r=95.5mm。3 .a的選擇a=rctanH/(R-r)=arctan4.3/(120-95.5)=

11、9.95°,滿足9°75°的范圍。4 .分離指數目n的選取資料取：n=18o5 .膜片彈簧小端內半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定r0由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。由機械設計d=KdTemax公式，可求得d=28.89mm,則取r0=29mm,再取分離軸承rf=32mm.6 .切槽寬度61、§2及半徑re取：rrrS1=3.2mm,S2=10mm,e?兩足r-e>=§2,則e<=r-§2=95.5-10=85.5mmr一故取：e=85mm.7 .壓盤加載點半徑R1和支承環加載點半徑r1的確定根

12、據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)知，R1和r1需滿足下列條件：1RR170r1r6故選擇R1=103mm,r1=84mm.3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。設通過支承環和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：P1f(x1)嗎1n(R/r)2(Hx1Rr)(Hx1Rr)h26(1b)(R1r1)R1r12R1r1ri支承環加載點半徑，mm；mm；H自由狀態下碟簧部分內截錐高度，h膜片彈簧鋼板厚度，mm。利用Matlab軟件進行Pix1特性曲線的繪制

13、，程序和圖形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形E=2.0*10A5;%彈性模量(Mpa)b=0.3;跑白松比R=105;%1由狀態下碟簧部分大端半徑(mm)r=83.5;%自由狀態下碟簧部分小端半徑(mm)H=4.3;%|由狀態下碟簧部分內截錐高度(mm)h=2.6;%膜片彈簧鋼板厚度(mm)R1=103;%EE盤加載點半徑(mm)r1=84;%支承環加載點半徑(mm)P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-bA2)*log(R/r)/(R1-r1)A2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h

14、A2)以下用于繪圖clfplot(x1,P1,'-b');axis(0,7,0,8000);喊置坐標holdonholdoff,gridon資料xlabel（'變形x1/mm'）ylabel（'工作壓力P1/N'）title（'P1-x1特性曲線'）圖形如下：ooooonon-ouoDQ5Jl32th二a,£eH口ouDDHuDD日才6圖3-2P1x1特性曲線確定膜片彈簧的工作點位置：可以利用Matlab軟件尋找P1x1特性曲線中M,N的位置坐標，具體程序如下x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形

15、E=2.0*10A5;%彈性模量（Mpa）b=0.3;跑白松比R=105;%1由狀態下碟簧部分大端半徑（mm）r=83.5;%自由狀態下碟簧部分小端半徑（mm）H=4.3;%|由狀態下碟簧部分內截錐高度（mm）h=2.6;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）R1=103;%EE盤加載點半徑（mm）資料r1=84;%支承環加載點半徑(mm)P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-bA2)*log(R/r)/(R1-r1)A2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+hA2);以下用于繪圖clfplot(x1,P1,'-b');axis(

16、0,7,0,8000);喊置坐標holdonholdoff,gridonxlabel('變形x1/mm')ylabel('工作壓力P1/N')title('P1-x1特性曲線')zoomoutx,y=ginput(1)x=2.6694y=5.2515e+003x,y=ginput(1)x=4.9767y=4.5195e+003則可知：1M2.6694mmRm5.2515e003N,1N4.9767mm,RN4.5195e003N資料上述曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H(1M1n)/2則:為6944.97673.8230mm1H二新離

17、合器在接合狀態時,膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點M之間，且靠近或在H點處,股1B(0.81.0)ih則取:1B0.91H0.93.823.44mm則此時校核后備系數PRcZc52520.2593.752,“Temax195000-c-1.26滿足要求離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為:1N1M1f(1f即為壓盤的行程f)故:f1N1M4.97672.66942.3073mm壓盤剛開始分離時，壓盤的行程：f1H1M3.82302.66941.1536mm3.3 強度校核膜片彈簧大端的最大變形量1N4.9767mm由公式：資料3rrfb1626MPaPL2h2rlnRrH11N1Nh1

18、NRr2Rir1Rir12rRr14扭轉減振器的設計4.1 扭轉減振器主要參數：1 .極限轉矩Tj根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（231）知，極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取:Tj=（1.52.0）Temax對于商用車，系數取1.5則：Tj=2.0XTemax=1.5><325.58=488.37（Nm）2 .扭轉剛度k根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（235）可知，由經驗公式初選k13Tj即：k=13Tj=13W88.37=6348.81（Nm/rad）3 .阻尼摩擦轉矩丁小根據汽車設計（王望予編著，機械工業

19、出版社出版）式（236）可知，可按公式初選丁仙丁以=（0.060.17）Temax取：Tk0.1Temax=0.1X325.58=32.558（Nm）4 .預緊轉矩Tn資料減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（237）知,Tn滿足以下關系：Tn=（0.050.15）Temax且：TnT3322.558Nm而：（0.050.15）Temax=16.279-48.837Nm則初選Tn=30Nm5 .減振彈簧的位置半徑R0根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（238）知,R0的尺寸應盡可能大些，一般取：R0=（0.600.75）d/2則取：R0

20、=0.65d/2=0.65Xl75/2=56.873（mm）,可取為67mm.6 .減振彈簧個數Zj根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表（26）知，當摩擦片外徑D250mm時：Zj=46故取：Zj=67 .減振彈簧總壓力F當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為8 =Tj/R0=488.37/（57X103）資料=8.568(kN)4.2 減振彈簧的計算:減振彈簧（減振元件）從動盤毅阻用元件）減振襯套（阻尼元件）圖4-2盤總成的減振機構1 .減振彈簧：減振彈簧的作用在于減小振動的振幅，阻尼的作用在于讓振動迅速停止。兩者組合形成一階阻尼系統，具有良好的減振效果在初

21、步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。2 .減振彈簧的分布半徑R1根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，R1的尺寸應盡可能大些，一般取R1=（0.600.75）d/2式中，d為離合器摩擦片內徑故：R1=0.65d/2=0.65X175/2=56（mm）,即為減振器基本參數中的R03 .單個減振器的工作壓力PP=F/Z=8586/6=1428（N）4 .減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結構來決定，通常Dc=1115mm資料故取:Dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑d

22、,8PDcd=3.式中，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為550Mpa所以:814281210一5501063=4.29mm3）減振彈簧剛度k根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，應根據已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R1確定，即:資料kk=(N/mm)1000Rin則:6344K=3-0.337(N/mm)1000(5610)64）減振彈簧有效圈數i根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知,Gd48.3104106(4.29103)4,i3-3-4.68Dck8(1210)0.337105）減振彈簧總圈數n其一般在6圈左右，

23、與有效圈數i之間的關系為:n=i+（1.52）=6減振彈簧最小高度:lminn(d)1.1dn=28.31mm彈簧總變形量:lP,儂4.237mmK337減振彈簧總變形量10：10=1min1=28.31+4.237=32.58mm減振彈簧預變形量：I'Tn321-30.283kZRi337656103減振彈簧安裝工作高度1:_»_1101-32.58-0.283-32.297mm6)從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量1''(1''11')有關，其值為:"C2arcsin(1/2R1)-4.057)限位

24、銷與從動盤轂缺口側邊的間隙iiR2sin式中，R2為限位銷的安裝尺寸。值一般為：2.54mm。所以可取i為4mm,R2為57mm.8)限位銷直徑dd按結構布置選止：一般d=9.512mm。可取d為11mm5從動盤總成的設計5.1 盤總成零件功能介紹:資料零件名稱零件功能一般選取材廉從動盤把扭矩從波簧片相遞到盤轂1減振彈簧的安裝位置之一St12,08F,08Al減振盤減振彈簧的安裝位置之一S112,08F,08AI盤毅將飛輪測的扭矩傳遞給變速箱；減振彈簧的安裝位置之一：決定扭轉角度'保持產生滯后的零件35MOVA,35,45摩擦片與壓盤和飛輪接觸，使其產生摩擦力B-1675,B-8805

25、波形黃片緩沖，保證接合的平順性SK5,65Mn碟形簧片吸收嗦聲和振動：為滯后扭矩提供壓緊力SK5,65Mn減振襯套與盤轂及減振盤之間的摩擦力是產生滯后扭矩的主因PA66減振墊圈吸收振動和噪聲.傳遞形成滯后的壓緊力SK5,65Mn限位銷連接從動相:和減振盤SWRAM2G,20減振彈簧吸收旋轉方向的沖擊；防止噪聲和振動55CrSi摩擦片鐘釘連接摩擦片及波簧片SWRM10-12,10阻尼片波形片Cusliiondisc減振彈簧Spring盤轂芯Hub盤轂盤Driveplate夾持盤Retainerplate限位銷Stoppin摩擦片摩擦片鉀釘Rivet圖5-2盤總成的典型結構表5-1零件與材料5.2

26、 從動盤轂：根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。故取從動盤轂軸向長度取.資料為1.2d=1.2X24=34.8mm。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632HRC。根據摩擦片的外徑D的尺寸以及根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于D=300mm,則查表可得：花鍵尺寸：齒數n=10,外徑D=32mm,內徑d=26mm齒厚t=4mm,有效齒長l=30mm,積壓應力c=11.3Mpa5.3從動片從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為2mm,表面硬度為3540HRC5.4波形片和減振彈簧波形片一般采用65Mn,厚度取為0.8mm,硬度為4046HRC,并經過表面發藍處理。減振彈簧用60Si2MnA鋼絲。資料6壓盤設計6.1離合器蓋Cover-壓盤蓋Rivet即釘Strap傳動片Diaphragm膜片彈簧Fu