1、河南科技大學膜片彈簧離合器的設計16第一章概述3第二章離合器的結構方案分析5§2.1離合器的主要結構5§2.2離合器的工作原理6§2.3離合器的功用及其結構方案的選擇7第三章離合器主要參數的選擇11§3.1離合器參數的選擇11§3.2摩擦片的約束計算12第四章離合器主要零部件的設計計算15§4.1膜片彈簧的設計15§4.2扭轉減震器的設計計算22第五章主要零件的設計計算25§5.1從動盤總成設計計算25§5.2軸徑的計算27§5.3壓盤和離合器蓋得設計27第六章離合器的操縱系統設計30結論32參

2、考文獻33致謝34第一章概述汽車誕生之前馬車是人類最好的陸上交通工具。1770年法國人呢古拉斯古諾將蒸汽機裝在板車上，制造出第一輛蒸汽板車，這是世界上第一輛利用機器為動力的車輛。1769年，瑞士軍官普蘭捷爾也造出一輛以蒸汽機為動力的自由行駛的板車，于是又人將普蘭捷爾也認定為汽車的始祖之一。1860年，法國人艾迪勒努瓦發明了一種內部燃燒的汽油發動機，1885年德國工程師卡爾奔馳在曼海姆制成一部裝有0.85馬力汽油機的三輪車。德國另一位工程師戈特利布戴姆勒也同時造出了一輛用1.1馬力汽油機作動力的三輪車。他們兩被公認為以內燃機為動力的現代汽車的發明者，1886年1月29日也被公認為汽車的誕生日。汽

3、車從無到有并迅猛發展。從20世紀初到20世紀50年代，汽車產量大幅增加，汽車技術也有很大進步，相繼出現了高速汽油機、柴油機：弧齒錐齒輪和準雙面錐齒輪傳動、帶同步器的齒輪變速器、化油器、差速器、摩擦片式離合器、等速萬向節、液壓減震器、石棉制動片、充氣式橡膠輪胎等。20世紀50年代到70年代，汽車的主要技術是高速、方便、舒適、流線型車身、前輪獨立懸架、液力自動變速器、動力轉向、全輪驅動、低壓輪胎、子午線輪胎都相繼出現。20世紀70年代至今，汽車技術的主要發展是提高安全性、降低排放污染。由此各種保障安全、減少排放污染的新技術、新車型相繼出現，如各種防抱死系統、電子控制噴油、電子點火、三元催化轉化系統

4、、電動汽車等?，F代汽車技術發展的方向主要表現在以下幾個方面：1）安全可靠應用汽車防抱死制動系統（ABS）、汽車驅動防滑系統（ASR）電控穩定程序（ESP）、電子巡航控制系統（CCS）、安全帶、安全氣囊（SRS）等。2）環境保護采用電控燃油噴射（EFI）、無分電器點火（DLI）、廢氣再循環控制系統、燃油蒸發排放控制系統、氣門升程與配氣相位可變控制系統、斷油控制、進氣壓力波增壓及廢氣渦輪增壓控制、共軌電控柴油噴射系統等技術。3）節約能源1、整車輕量化美國專家認為今后輕量化的途徑主要是將目前汽車質量70%的鋼鐵材料換成輕的其他材料，特別是塑料和鋁。2、降低輪胎的滾動阻力采用子午線輪胎、高性能專用輪胎

5、。3、降低空氣阻力汽車造型更加光順圓滑。4）代用材料采用合成燃料、液化石油氣、壓縮天然氣、醇類燃料等代用燃料。5）操縱輕便、乘坐舒適采用自動變速器、電控動力轉向、電控懸架、汽車空調、全球衛星定位系統、不停車收費系統、自動避撞系統等技術。摩擦離合器是應用的最廣泛也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于結合狀態并能傳動動力的基本機構，而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。在以內燃機為動力的汽車機械傳動系中，離合器用來切斷和實現對傳動系的動力傳遞，以保證：在汽車豈不是將發動機與傳動系平順結合，使汽車能平穩起步

6、，在換擋時將發動機與傳動系迅速徹底的分離，減少變速器中齒輪沖擊，以便于換擋：在工作中受過大的載荷時，考離合器打滑來保護傳動系，防止零件因過載而損壞。隨著汽車發動機轉速和功率的不斷提升、汽車電子技術的高速發展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發，傳統的推式膜片離合器結構正在逐漸的向拉式膜片彈簧離合器結構發展，傳統的操作形式正向自動操縱形式發展。因此，提高離合器的可靠性和使用壽命，適應高轉速，增加傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器的發展趨勢。第二章離合器的結構方案分析§2.1離合器的主要結構一、主動部分主動部分包括飛輪、離合器蓋、壓盤等機件組成。這部分與發動機

7、曲軸連在一起。離合器蓋與飛輪靠螺栓連接，壓盤與離合器蓋之間是靠傳動片傳遞轉矩的。二、從動部分從動部分是由單片、雙片或多片從動盤所組成，它將主動部分通過摩擦傳來的動力傳給變速器的輸入軸。從動盤由從動盤本體，摩擦片和從動盤轂三個基本部分組成。為了避免船東方向的共振，緩和傳動系受到的沖擊載荷，大對數汽車都不在離合器的從動盤上附裝有扭轉減震器。三、扭轉減震器離合器結合時，發動機發出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減震器盤轉動。從動盤本體和減震器盤又通過六個減震器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環節的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳

8、動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于從動盤本體和減震器盤來回轉動，夾在它們之間的減震阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。為了使汽車能平穩起步，離合器應能柔和結合，這就需要從動盤在軸向具有一定彈性。為此，往往在東盤本田圓周部分，沿徑向和周向切槽。再將分割形成的扇形部分沿周向翹曲成波浪形，兩側的兩片摩擦片分別與其對應的凸起部分相鉚接，這樣從動盤被壓縮時，壓緊力沿翹曲的扇形部分被壓平而逐漸增大，從而達到結合柔和的效果。四、壓緊機構壓緊機構主要由螺旋彈簧組成，與主動部分一起旋轉，它以離合器蓋為依托，將壓盤壓向飛輪，從而將處于飛輪和壓盤間的從動盤壓緊。五、操縱結構、操縱機構是為駕駛員控制離

9、合器分離與結合程度的一套專設機構，它是由位于離合器殼內的分離杠桿（在膜片彈簧離合器中，膜片彈簧兼起分離杠桿的作用）、分離軸承、分離套筒、分離叉、回位彈簧等機件組成的分離機構和位于離合器殼外的離合器踏板及傳動機構、阻力機構等組成。§2.2離合器的工作原理發動機飛輪是離合器的主動件，帶有摩擦片的從動盤和從動轂借滑動花鍵與從動軸相連。壓緊彈簧則將從動盤壓緊在飛輪端面上。發動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，再由此經過從動軸和傳動系中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉矩也越大。由于汽車在行駛過程中，需經常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的

10、需要，因此汽車離合器的主動部分和從動部分是經常處于結合狀態的。摩擦副采用彈簧壓緊裝置即是為了適應這一要求。當希望離合器分離時，只要踩下離合器操縱機構中的踏板，攤在分離套筒的環槽中的撥叉邊推動分離叉克服壓緊彈簧的壓力向松開的方向移動，而與飛輪分離，摩擦力消失，從而中斷了動力的傳遞。當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發動機轉速變化比較平穩，應該適當控制離合器踏板回升的速度，使從動盤在壓緊彈簧壓力作用下，向結合的方向移動與飛輪恢復接觸。二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤結合還不緊密，二者之間摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉，既離合器處于打滑狀態。隨著飛輪和

11、從動盤結合緊密程度的逐漸增大，二者轉速也逐漸相等。直到離合器完全結合而停止打滑時，汽車速度方能與發動機轉速成正比§2.3離合器的功用及其結構方案的選擇離合器的主要功用是切斷和實現發動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發動機與傳動系平順地結合，確保汽車平穩起步；在換擋時將發動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損害；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。一、從動盤數及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器其結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤

12、時也能結合平順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車，在發動機轉矩不大于1000牛/米的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉矩更大時可采用雙片干式或雙片濕式摩擦離合器。因本設計的離合器是用于微型貨車上的，選用單片干式摩擦離合器。二、壓緊彈簧的結構型式及布置的選擇周置彈簧離合器的壓價彈簧均采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在同一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。其結構簡單制造容易，因此用比較廣泛。在高轉速離心力的作用下，周置彈簧易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力：另外，壓緊彈簧直接與壓盤接觸，易受熱退火，且當發動機最大轉速很高時周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，是彈

13、簧壓緊力下降，離合器傳遞轉矩的能力隨之降低。此外，彈簧靠到它的定為面上，造成接觸部位嚴重磨損，甚至出現彈簧斷裂的現象。中央彈簧離合器采用一至兩個圓柱螺旋或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，這是壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，因此壓盤由于摩擦而長生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經杠桿系統作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧是離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造卻比較困難，故中央彈簧離合器多用在重型汽車上以減輕其操縱力。根據國外的統計資料：擋在貨汽車的發動機轉矩

14、大于400450牛/米時，常常采用中央彈簧離合器。斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一種新型結構。以數目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角a斜向作用于傳力套上，跟著在推動壓桿并按杠桿比放大后作用與壓盤上。因此，斜置彈簧離合器與前兩種離合器相比，其突出優點是工作性能十分穩定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力可降低35%左右。膜片彈簧離合器的結構主要特點是采用一個膜片代替傳統的螺旋彈簧和分離杠桿。其結構特點如下：1）膜片彈簧的軸向尺寸較小而徑向尺寸很大，這有利于在提高離合器傳遞轉矩能力的情況下離合器的軸向尺寸。2）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，故不需專門的分離杠桿，使離合器結構大大簡化，零

15、件數目少，質量輕。3）由于膜片彈簧軸向尺寸小，所以可以適當增加壓盤的厚度，提高熱容量；而且還可以在壓盤上增設散熱筋及在離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條件。4）膜片彈簧離合器的主要部件形狀簡單，可以采用沖壓加工，大批量生產時可以降低生產成本。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷地提高，因而這種離合器在轎車及微型和中型客車、貨車上得到廣泛的應用，而且逐漸擴展到大型貨車上。綜上所述：本設計采用膜片彈簧。三、操縱機構的選擇由于機械式結構簡單，制造容易，工作可靠多應用于貨車，但該裝置質量大，杠桿之間餃點多，因而摩擦損失較大，傳動效率低，其工作受到發動機震動以及

16、車身或車架變形的影響，不采用那種吊掛式的踏板結構。在平頭汽車上桿系的結構復雜，合理布置桿系也較困難，踏板的自由行程將加大，剛度也變差。然而，液力操縱機構具有摩擦阻力小，轉動效率高，質量小，布置方便，便于采用吊掛踏板，駕駛室容易密封，發動機的振動和車架或駕駛室的變形不會影響其正常工作，離合器接合柔和等優點。綜上所述，本次設計選用液壓式操縱機構。四、離合器的通風散熱實驗表明，離合器的磨損是隨溫度的升高而增大的，當壓盤工作表面溫度超過一定溫度時，摩擦片磨損急劇增加。在正常使用條件下的離合器壓盤工作表面溫度在180C。在特別嚴酷的使用條件下，壓盤表面的瞬時溫度有可能高達1000°C。過高的溫

17、度能使壓盤受熱變形產生裂紋。為了使摩擦表面溫度不致過高，除要求壓盤有足夠的重量以保證足夠的熱容量外，還要求通風散熱性良好。改善離合器的通風措施有：1）在壓盤上設置散熱筋；2）在離合器蓋上開較大的通風口，在離合器外殼上設有通風窗；五、膜片彈簧的支承形式推式膜片彈簧支承結構按支承環數目不同可分三種：1）雙支承環形式用臺肩式鉚釘將膜片彈簧、兩個支承環與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單；2）單支承環形式在沖壓離合器蓋上沖出一個環形凸臺來代替后支承環，使架構簡單，或在鉚釘前側以彈性當環代替前支承環，以消除膜片彈簧與支承環之間的軸向間隙；3）無支承環形式利用斜頭鉚釘的頭部與沖壓離合器蓋上沖出的環形凸臺將膜

18、片彈簧鉚合在一起，取消前后支承環，或在鉚釘前側以彈性當環代替前支承環，離合器蓋上的環形凸臺代替后支承環，使結構更簡化或取消鉚釘，離合器蓋內邊緣處伸出的許多舌片將膜片彈簧與彈性擋環和離合器蓋上的環形凸臺彎合在一起，結構最為簡單。本次設計選用雙支承環式。六、壓盤的驅動方式壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發動機轉矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉動，所以他應與飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由作軸向移動。壓盤的驅動方式主要有凸塊一窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同缺點是在連接件之間有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而且在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合

19、器的傳動效率。彈性傳動片式是最近廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別于離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓連接，傳動片的彈性允許壓盤做軸向移動。彈性傳動片驅動方式簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。故本次選用彈性傳動片式。七、分離軸承的類型的選擇分離軸承和支持總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向分離時，他那個是還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。以前主要采用推力球軸承或向心球軸承，但其潤滑條件差，磨損嚴重、噪聲大、可靠性差、使用壽命低。目前國外以采用角接觸推力軸承，采用全密封結構和高溫鋰基潤滑脂，其端部形狀與分離指舌尖

20、部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平斷面或凹弧形端面。本次設計選用推力球軸承。第三章離合器主要參數的選擇為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：1）能可靠的傳遞發動機的最大轉矩。2）結合過程要平順柔和，使汽車豈不是沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速徹底。4）離合器從動部分的轉動慣量要小，以減輕換擋是變速器輪齒間的沖擊力并方便換擋。5）高速旋轉時具有可靠的強度，應注意平衡免受離心力的影響。6）應使汽車傳動系避免共振，具有吸收振動，沖擊和減小噪聲的能力。7）操縱輕便，工作性能穩定，使用壽命長。以上這些要求中最重要的是使用可靠，壽命長以及生產和使用中

21、的良好技術經濟指標和環保指標。§3.1離合器參數的選擇設計所選發動機參數；功率38.5KW，轉速5200r/min，最大轉矩70.7N.m一、摩擦片外徑的確定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩的大小有一定關系。發動機轉矩是重要參數，安發動機最大轉矩Temax（N.m）來選定D，由下列公式可得：D=KD-Temax（3-1）取kD=18Temax=70.7N.m代入數據D=18X.70.7=151.3mm在主要技術標準中摩擦片的外徑選254mm左右。查摩擦片尺寸的系列化合標準化，選取標準摩擦片外徑D=225mm,內徑d=150mm，厚

22、度b=3.5mm,內外徑之比d/D=0.667，單位面積A=221mm2。二、離合器后備系數B的確定后備系數B是離合器設計時應該確定的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇B時，應考慮一下幾占：八、1）摩擦片在使用中磨損后，離合器還能可靠地傳遞發動機最大轉矩。2）要能防止離合器滑磨過大。3）要能防止傳動系過載。為可靠傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，B不宜選取太小，當使用條件惡劣，為提高起步能力，減小離合器滑磨，B應選取大些。采用柴油機時，由于工作比較粗暴，轉矩較不平穩，B選取值應大些。發動機缸數越多，轉矩波動越小，B可選取小些?？紤]以上影響因素和設計車型為微型

23、貨車，根據B的取值范圍B=1.201.75，同時參考其他同類車型選取B=1.5。三、單位壓力Po單位壓力Po對離合器工作性能和使用壽命有很大的影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發動機后備功率大小，摩擦片尺寸，材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發動機后備系數較小時，Po應取小些。當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外源出的熱負荷，Po應取小些，后備系數較大時可適當增大Po。采用石棉基材料時Po=0.150.35（MPa）§3.2摩擦片的約束計算1）摩擦片的外徑D的選取應使最大圓周速度V不超過6575m/s。(3-2)nDnV=601000式中：D-摩擦片外徑mmn-發動機最大

24、功率時轉速r/minV-摩擦片最大圓周速度m/s;V=nDn=3.142502000=26.17m/sv65m/s601000601000符合條件2）摩擦片的內外徑比c應在0.530.7范圍內。在本設計中c=0.620符合要求3）后備系數B的最大范圍1.204.0。在本設計中B=1.54）單位壓力。摩擦離合器是靠摩擦表面的摩擦力矩來傳遞發動機轉矩。離合器的靜摩擦力矩根據摩擦定律可表示為：Tc=fFZRc（3-3）式中：Tc-為靜摩擦力矩牛每米。f-摩擦面間的靜摩擦因數，取f=0.30。F-壓盤施加在摩擦面上的工作壓力，單位：N。Z-摩擦面數，為從動盤數兩倍。Z=2。Rc-摩擦片的平均摩擦半徑，

25、單位：mm(3-4)假設摩擦片上工作壓力均勻，則有：Rc=3(D2d2)(3-5)F=PoA=Po式中：Po-摩擦面單位壓力，單位：MPa。A-一個摩擦面的面積：mm2;D-摩擦片外徑：mm;d-摩擦片內徑：mm摩擦片的平均摩擦半徑Rc根據壓力均勻假設，可表示將式（2-4）與（2-5）帶入（3-3）得：Tc=nfZ12PoD3(1-c3)(3-6)式中：c-摩擦片內外徑之比，c=0.620。為了保證離合器在任何情況下都能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發動機最大轉矩，即TC=BTernax（3-7）則根據以上相應計算公式及相關數據可得：由（3-7）得：Tc=BTemax=1.5X1

26、60=240N.m314240=二1412由（3-6）驗算單位壓力Po,貝U:330.32Po0.25(10.620)Po=0.129MPa在所要求范圍內。由式（3-5）：33Rc=0.1030m0.250.1553(0.2520.1552)有公式（3-3）:2400.320.10303883.5N第四章離合器主要零部件的設計計算§4.1膜片彈簧的設計一、膜片彈簧主要參數的選取1)比值H/h和板厚h的選擇。比值H/h對于膜片彈簧的彈性特性影響極大，如圖4-1。通過分析可知，當H/hV.2時，F1=f(1)為增函數；H/h=、2時，F1=f(1)有一極值，該極值點恰為拐點；當H/h&g

27、t;2時，F1=f(J有一極大值和一極小值；當H/h=22時，F1=f(1)的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不大和操作輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h般為1.52.0，板厚h為24mmFIB/h<1.414圖4-1膜片彈簧的彈性特性曲線2) 比值R/r和R、r的選擇，研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求，R/r一般為1.21.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑Rc。3) a的選擇。膜片彈簧自由狀態下圓錐底角a與內截錐高度關系密切，a/H

28、(R-r),一般在915。的范圍內。4) 膜片彈簧工作點位置的選擇。膜片彈簧工作點拐點H對著膜片彈簧的壓平位置，而且!H1M1N/2o新離合器在結合狀態時，一般ib=(0.81.0)ih,以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B到Co為了最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點。圖4-2膜片彈簧工作點位置5)分離指數n的選取。分離指數n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸彈簧可取12o6) 膜片彈簧小端半徑ro，及分離軸承作用半徑rf的確定。ro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。rf應大于roo7）切槽寬度1、2

29、及半徑re,1=3.23.5mm,2=910mm,re的取值應滿足rL>2的要求。8）壓盤加載半徑R1和支撐環加載點半徑r-i的確定。R1和r1的取值將影響膜片彈簧得剛度。r1應略大于r,R1應略小于R且盡量接近R。本次設計取，H/h=1.5,H=3mm,h=2mm,R/r=1.2,R=108mm,r=90mm,a=12.7,n=18,r0=20mm,1=3.2mm,2=10mm,re=10mm,rf=21mm。二、膜片彈簧的彈性特性假設膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點0轉動。通過支持環和壓盤加載膜片彈簧上的載荷F1集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為1（m

30、m）,則膜片彈簧的彈性特性如下式表達F1=fh2(4-1)nEh1InR/ruRru1Rr2H1H61R1»RA2RA式中，E為材料的彈性模量（MPa）,對于鋼：E=2.1X105MPa；為材料的泊松比，對于鋼：=0.3;H為膜片彈簧自由狀態下碟簧部分的內截面錐高度（mm）；h為膜片彈簧鋼板厚度（mn）；R、r分別為自由狀態下碟簧部分大、小端半徑（mn）R1、*分別為壓盤加載點和支承環加載點半徑（mm）。代入數據F1=3.142105223|13-2.633-1.3+461-0.321079121079110791=2038N當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發生變化。設分離軸承對分

31、離指端所加載荷為F2，相應作用點變形為2（mm）;另外，在分離與壓緊狀態下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態也轉過相同的角度，則有如下關系(4-2)Arf2=R車輛與動力工程學院畢業設計說明書2.6=11.4mm_91-212=10791Rr1A-rfF1(4-3)22217式中，rf為分離軸承和分離指的接觸半徑（mm）10791F2=2038=466N9121三、膜片彈簧得強度校核子午斷面在中性點O處沿圓周方向的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變力和切向應力。建立坐標xOy，則斷面上任意點（x、y）的切向應力t（MPa）為(4-4)/2yex式中，a為自由狀態時圓錐底

32、角（rad）;為從自由狀態起，子午斷面的轉角（rad）;e為中性點半徑（mn）,e=Rr/lnR/r。由上公式可知，當一定時，一定的切向應力t在坐標軸系中呈現線性分布，當t=0時有y=/2x（4-5）因/2很小，/2tan（/2）則表明：對于一定的零應力分布在過O點而與x軸成-/2角的直線上。實際上，當x=e時，無論t為何值，均存在y=-/2e，即對于一定的，等應力線都匯交與K點，其坐標為x=-e，y=-/2e。顯然，OK為零應力直線，其內側為壓應力區，外側為拉應力區；等應力線越遠離零應力線，其應力值越高。由此可見，彈簧部分內上緣E點的切向壓應力最大。當K點的縱坐標-/2e>h/2時，A

33、、點的切向拉應力最大。分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核其強度。將B點坐標x-e-r和yh/2代入（4-4），可得B點的應力tB為erer(4-6)代入數據可得:tB=1329MPa車輛與動力工程學院畢業設計說明書33令dtB/d二0,可求出tB達到極大值時的轉角2er(4-7)式(4-7)表明，B點最大壓應力發生在比其壓平位置再多轉動一個角度h/2er的位置。fp，計其值為(4-8)(mm)。當離合器徹底分離時，膜片彈簧子午斷面的實際轉角算tB時，取p；如果fVp，貝U取fo,在分離軸承推力F2的作用下，E點還受彎曲應力rB，6rrfF2rB=2nQh式中，n為分離指數目

34、；br為一個分離指根部的寬度代入數據可得：rB=136MPa考慮到彎曲應力rB是與切向壓應力tB相互垂直的拉力，根據最大切應力強度理論，B點的當量應力為jBrBtB(4-9)代入數據可得jB=1465MPa實驗表明，裂紋首先在最大應力點E點產生，但此時裂紋并不發展到損壞，且不明顯影響其承載能力。繼后，在A點由于拉應力產生裂紋，這種裂紋是發展性的，一直發展到使其破壞。在實際設計中，當膜片彈簧采用60Si2MnA時，jB不應大于1700MPa。.四、膜片彈簧材料及制造工藝國內膜片彈簧一般采用60Si2MnA和50CVA等優質高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何尺寸、金相組織、載荷特性和表面質量等要

35、求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態的工作方向，超過徹底分離點后繼續施加過量的位移，使其過分38次，以產生一定的塑性變形，從而是膜片彈簧的表面產生于使用狀態反方向的殘余應力而達到強化的目的。一般說，經強化處理后，在同樣的工作條件下，可提高膜片彈簧的疲勞壽命5%30%。另外，對膜片彈簧的凹面或雙面進行噴丸處理，即以高速彈丸流噴射到膜片表面，使表面產生塑性變形，從而形成一定厚度的表面強化層，起到冷作硬化的作用，同樣也可以提高承載能力和疲勞強度。為了提高分離指的耐磨性，可對其端部進行高溫淬火、噴鍍鉻和鍍鎘或四氟乙烯。在膜片彈簧與壓盤接觸處，為了

36、防止由于拉應力的作用而產生裂紋，可對該處進行擠壓處理，以消除應力源。膜片彈簧表面不得有毛刺、裂紋、劃痕、銹蝕等缺陷。碟簧部分的硬度一般在4550HRC,分離指端硬度為5562HRC,在同一片上同一范圍的硬度差不應大于3個單位，碟簧部分應為均勻的回火屈氏體和少量的索氏體。單面脫碳層得深度一般不得超過厚度的3%。膜片彈簧的內、外半徑公差一般為H11和h11，厚度公差為土0.025mm，初始底錐角公差為土10'。膜片彈簧上下表面的表面粗糙度為1.6m，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片彈簧處于接合狀態時，其分離指端得相互高度差一般要求小于0.81.0mm。五、膜片彈簧的優化設計膜片彈簧

37、的優化設計就是要確定一組彈簧得基本參數，使彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。a）目標函數目前，國內關于膜片彈簧優化設計的目標函數主要有以下幾點：1）彈簧工作時的最大應力為最小。2）在從動盤摩擦片磨損前后，彈簧壓緊力之差的絕對值為最小。3）在分離行程中，駕駛員作用在分離軸承扇的分離操縱力的平均值為最小。4）在摩擦片磨損極限范圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值得平均值為最小。5）選3）和4）兩個目標函數為雙目標。為了既保證離合器使用過程中傳遞轉矩的穩定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，選取5）作為目標函數，通過兩個目標函數分配不同的權重來協調他們之間

38、的矛盾，并用轉化函數將兩個目標合成一個目標，構成統一的總目標函數，則fX=w1f1X+w2f2X（4-10）式中W1和W2分別為兩個目標函數f1X和f2X的加權因子，視設計要求選定。b）設計變量從膜片彈簧彈性特性計算式可以看出，應選取H、h、R、r、Ri、ri這六個尺寸參數以及在結合工作點相應與彈簧工作壓緊力Fib的大端變形量ib為優化設計變量，即X=HhRrR!r11BT（4-11）c）約束條件1）應保證所設計的彈簧工作壓緊力Fib與要求的壓緊力Fy相等，即Fib=Fy2）為了保證各工作點A、B、C有較適合的位置，應正確選擇1B相對于拐點1H的位置，一般1B/1H=0.81.0，即0.8&l

39、t;<1.0（4-12）HR1A3）為了保證摩擦片磨損后離合器仍可靠地傳遞轉矩，并考慮到摩擦因數的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1a應大于或等于新摩擦片的壓緊力F1b，即F1AF1B4）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧得H/h與初始底錐角aH/Rr應在一定范圍內即1.5 <H/h<2.09°<aH/Rr<15°5）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即1.20<R/r<1.353.5 <R/r0<5.06）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑R1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，

40、即推式：Dd/4R1D/27）根據彈簧結構布置要求，R1與R，r1與r,“與r。之差應在一定范圍內，即1<RR1<70<口一r<60<rf-r。<48）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選擇，即rr推式：2.3<-_-<4.5Riri9）彈簧在工作過程中，B點的最大壓應力tBmax應不超過其允許值,即tBmaxWtB10）彈簧在工作過程中，A點的最大拉應力tAmax應不超過其相應的需用值，即tAmaxtAFhFhFrFr0.05(4-13)11）彈簧在制造的過程中，由于其主要尺寸參數H、h、R和r都存在誤差，對彈簧得壓緊

41、力有一定的影響。因此，為了保證在加工精度范圍內彈簧得工作性能，必須使由制造誤差引起的彈簧壓緊力的相對偏差不超過某一范圍，即F1B式中，Fh、Fh、Fr、Fr分別為由于H、h、R和r的制造誤差引起的彈簧壓緊力的偏差。12）在離合器裝配誤差范圍內引起的彈簧壓緊力的相對偏差，也不得超過某一范圍即-FW0.05（4-14）F1b式中，Fib為離合器裝配誤差引起的彈簧壓緊力的偏差值。§4.2扭轉減震器的設計計算扭轉減震器主要參數的選擇1) 極限轉矩Tj:有減震彈簧的最大變形量來確定，它規定了其作用的轉矩上線，極限轉矩為減震器在消除限位銷與從動盤轂缺口間的間隙時所能傳遞的最大轉矩。Tj=(1.5

42、2.0)Temax(4-15)式中的微型貨車取Tj=1.5Temax=106.05N.m2) 扭轉剛度K為了避免引起系統的共振，要合理選擇減震器的扭轉剛度K,使共振現象不發生在發動機常用的工作轉速范圍內。K決定于減震器彈簧得線剛度及其結構布置尺寸。設減震彈簧分布在半徑為Ro的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過弧度時，彈簧相應變形量為Ro。此時所需加在從動片上的轉矩為T=1000KZjR；(4-16)式中，T為是從動片相對從動盤轂轉過弧度所需加的轉矩：；K為每個減震彈簧的線剛度；Zj為減震彈簧的個數；Ro為減震彈簧位置半徑。根據扭轉減震器扭轉剛度的定義，K=T則K=1000KZjR；(4-17)式

43、中，K為減震器扭轉剛度設計時可按經驗來處選取K13Tj本設計中取K=1000N.m/rad3) 阻尼摩擦轉矩T由于減震器扭轉剛度T，受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機工作轉速范圍內最有效的消振，必須合理選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T。一般可按下式初選T=(0.060.17)Temax(4-18)本設計中初選T=7.07N.m4) 預緊轉矩Tn減震彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，Tn增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是Tn不應大于T，否則在反向工作時，扭轉減震器將提前停止工作，故取Tn=(0.050.15)Temax,本設計中初選=6.36N.m

44、5) 減震彈簧的位置半徑RoRo的尺寸引進可能大些，一般取Ro=(0.600.75)d(4-19)2式中的d為摩擦片的直徑。本設計中取R。=50mm6) 減震彈簧的個數Zj(參考下表)摩擦片外徑為225式減震彈簧的個數可取46本設計中Zj=47) 減震彈簧總壓力F當限位銷與從動盤轂之間的間隙1與2被消除，減震彈簧傳遞轉矩達到最大值Tj時，減震彈簧收到的壓力F為F=Tj/Ro(4-20)F=2121N第五章主要零件的設計計算§5.1從動盤總成設計計算從動盤有兩種結構形式，帶扭轉減震器的和不帶扭轉減震器的，本次設計從動盤為帶扭轉減震器的形式。從動盤總成設計時應滿足一下幾個方面的要求：為了

45、減少變速器換擋是輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能?。粸榱吮ＷC汽車平穩起步，摩擦面上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性；為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減震器；具有足夠的抗暴裂強度。一、從動片設計從動片時，應盡量減輕其重量，并應使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。從動片一般都做的比較薄，通常使用1.32.0mm厚的鋼板沖制而成。本次設計的微型貨車，故取從動片厚度為1.5mm。為了使離合器結合平順，保證汽車平穩起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的。具有軸向

46、彈性的從動片有整體式、分開式和組合式三種型式。比較三種型式的優缺點，本次設計從動片采用整體式彈性從動片。整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，且生產效率高，生產成本低。二、從動盤轂發動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器輸入軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器輸入軸的花鍵結合方式采用齒側定心的矩形花鍵。設計花鍵的結構尺寸時參照國標GB1144-1974的花鍵標準，表5-1從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片發動機齒數n外徑mm內徑mm齒厚mm有效齒擠壓應外徑mm最大轉長mm力MPa矩N.m160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.12251

47、4710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0從動盤轂花鍵尺寸如下：花鍵齒數：n=10；花鍵外徑：D=32mm；花鍵內徑：d=26mm；齒厚：B=4mm；有效齒長：l=30mm。Pnhl由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而全破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算。有公式：(5-1)式中：P-花鍵的齒側面壓力，由下式確定：P=4Temax(Dd)Z(5-2)式中：d,D-花鍵的內外徑，mm;Z-從動盤轂的數目；Temax-

48、發動機的最大轉矩，N.m；n-花鍵齒數；h-花鍵工作高度，m,h=(D-d)/2；1-花鍵有效長度，m。由已知條件:p=470.7(0.0300.026)1=4876N4876100.0030.035.4MPa從動盤轂由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應超過20MPa。故所選花鍵尺寸滿足要求§5.2軸徑的計算軸的扭轉強度條件為：(53)式中：t軸的扭轉切應力，MPa;T軸所傳遞的轉矩，N.mm;Wt軸的抗扭截面系數，mm3;對于實心軸，將Wt=nd3/16代入（51）可得：八3P”t(9550)-Vn=106%0.1948=20.7mm本地設計取值d=26mm。§

49、5.3壓盤和離合器蓋得設計一、壓盤幾何尺寸的確定在摩擦片的尺寸確定以后，與它摩擦相接觸的壓盤內外徑尺寸也就基本確定下來了。這樣，壓盤幾何尺寸最后歸結為如何去確定它的厚度。壓盤厚度的確定主要依據以下兩點：1）壓盤應具有足夠的質量，以增大熱熔，減少升溫，防止其產生裂紋和破碎，有時可設各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以以幫助散熱通風，使每次結合時的溫升不至于過高：2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及離合器的分離，厚度約1525mm。3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于1520g.cm。4）壓盤高度公差

50、要小。鑒于以上原因，本次設計壓盤厚度取20mm。在初步確定壓盤厚度以后，應校核離合器結合一次的溫升，它不應超過810C。Lcm校核公式：(5-4)式中：-溫升，°C；L-滑磨功，N.m;-分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合器壓盤=0.50;C-壓盤的熱容量，對于鑄鐵壓盤：c=481.4J/（Kg.K）;m-壓盤質量，Kg。m=v=7.0X103x3.14X（0.225X0.2250.15X0.145）-4X0.020=2.78Kg=0.540064.1481.43.1=9.8Cv10C符合要求二、離合器蓋的設計離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發動機的一部分轉矩給壓盤

51、。對離合器蓋結構設計的要求：1）應具有足夠的剛度，否則將會影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減少壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此采取以下措施：適當增大蓋得板厚，一般為2.54mm2）應與飛輪保持良好的隊中性，以免影響總成的平衡和正常的工作。3）蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。4）為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。經以上敘述與實物類比，本次設計取厚度4mm。三、支承環支承環和支承鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環一般采用34mm的碳素彈簧鋼絲。本次設計取3mm。第六章離合器的操縱系統設計一、對離合器操

52、縱機構的基本要求1）踏板力要盡可能小，2）踏板行程一般在80150mm內，最大不要超過180mm。3）應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后，分離軸承的自由行程可以復原。4）應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。5）應有足夠的剛度，傳動效率要高，工作可靠，壽命長，維修保養方便。二、踏板位置離合器踏板位置以人體左右對稱中心向左移動80100mm,作為離合器踏板中心線的位置。三、踏板行程踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2兩部分組成，即S=S1+S2=SofZS幺a2bd2（6-1）Ga1b1d1式中Sof為分離軸承的自由行程，一般為1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程3般為2030mm；本次取2mmd“、d?分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦片面數；S為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：S=0.851.30mm，本次取1mm。a1=320mm>a2=60mm、b1=80mm、b2=70mmC1=71mm、C2=18mm為杠桿尺寸。圖6-1液力操縱機構示意圖踏板力Ff，且踏板力不得大于300N。本次設計取踏板力180N，a1=320mm，aGOmm,踏板傳動比ip=5.333。則主缸所受的力為FF=FfXip(6-2)代入數據得F=180