1、一緒論 21.1離合器概述21.2膜片彈簧離合器概述2 TOC o 1-5 h z 二離合器設計 3 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 2.1離合器的容量參數計算 3滑磨功 3溫升速率H 3離合器轉矩容量 3離合器摩擦片外徑 D 徑d及面積 A 32.1.5壓緊力F 42.2從動盤零件的結構選型和設計42.2.1從動片42.2.2從動盤轂52.2.3 從動盤摩擦材料的選擇 52.2.4膜片彈簧的設計和計算5扭轉減震器設計 6 TOC o 1-5 h z 2.3壓盤設計 7結論 10致 11 HYPERLINK l bookmark20 o Cu

2、rrent Document 參考文獻 12第一章緒論離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現發動機對傳動 系的動力傳遞，保證汽車平穩起步，保證傳動系統換擋時工作平順以及限制傳動 系統所承受的最大轉矩，防止傳動系統過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和 輕型汽車上廣泛采用的一種離合器， 它的轉矩容量大而且較穩定，操作輕便，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。 此設計說明書詳細 的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式，參數選擇以及計算過程。本文基于設計要求和設計參數，確定了以推式膜片彈簧離合器作為設計目 標。根據推式膜片彈簧離合器工作原理和使用要求，采用系統化

3、設計方法，把離 合器分為主動部分、從動部分、操縱機構。通過對各個部分設計方案的原理闡釋 和優缺點的比較，確定了相關部分的基本結構及其零部件的制造材料。1.1離合器概述按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分 離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發動機與變速器之間的動 力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞， 保證汽車平穩地起步；保 證傳動系換檔時工作平穩；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。 為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器， 摩擦離

4、合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸 以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數和主要尺寸。1.2膜片彈簧離合器概述膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型載貨汽車上廣泛采用的一種離合器。因其作為壓簧，可以同時兼起分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，質量 減少，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。 其次，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓 周接觸，使壓力分布均勻。另外由于膜片彈簧具有非線性彈性特性， 故能在從動 盤摩擦片磨損后，彈簧仍能可靠的傳遞發動機的轉矩， 而不致產生滑離。離合器 分離時，使離合器踏板操縱輕便，減輕駕駛員的勞動強度。此外，因膜片是一種 對稱零件，平衡性好

5、，在高速下，其壓緊力降低很少，而周布置彈離合器在高速 時，因受離心力作用會產生橫向撓曲，彈簧嚴重鼓出，從而降低了對壓盤的壓緊 力，從而引起離合器傳遞轉矩能力下降。 那么可以看出，對于輕型車膜片彈簧離 合器的設計研究對于改善汽車離合器各方面的性能具有十分重要的意義。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優點，并且制造膜片彈簧離合器的工藝 水平在不斷提高，因此這種離合器在轎車及微型、 輕型客車上得到廣泛運用，由 于設計的要求，所以本設計采用膜片彈簧離合器。第二章離合器結構設計2.1離合器的容量參數的計算離合器的容量是反映某一確定的汽車在正常使用離合器情況下，其傳遞轉矩的能力。一般包括：最大滑磨轉矩、滑磨

6、功和溫升速率。離合器容量設計合適， 可使離合器在滿足汽車各種要求的同時，最大限度地提高使用壽命。2.1.1 滑磨功W通常采用單位壓盤質量的滑磨功(WD/ma)、單位摩擦片面積滑磨功(W D/A)、單位壓盤質量的發動機功率(P/ma)、單位摩擦片面積的發動機功率 (P/A)、溫升速率Hr和后備系數？等來評價離合器傳遞扭矩的能力和使用壽命。wd =900 iwd =900 i 1 i 0 (T e max2 2n 口 Temas 的 aki1 i 0 / 9.81 m a sin10 fm a)(2-1 )式中：n =3.14 , n=4000r/min , Temax=580N- m, r=0.

7、31m, m, =2545kg, i 0 =3.32 ,i 1=3.17i 1=3.17, sin 9= 1 ,8f = 0.015 ,n =0.9。則W d = 531981.38N m=(根據文獻1 中表 2-1 , 獻1 中表 2-1 , 2-2 , 2-3)2.1.2溫升速率H RH R =0.1047 nT emaxin nrma3Oi0i1(Temax 19.81ma sin 10fma)(2-2)式中：各符號數值同上。則H R = 359529.63。2.1.3離合器轉矩容量Tc (Nn)Tc =Tc =em ax(2-3)式中：,離合器的后備系數=1.35(根據文獻1 中表2-

8、4) , T emax = 580則 Tc= 783。2.1.4離合器摩擦片外徑D徑d及面積A根據文獻1 中圖2-4所示，根據發動機最大轉矩T emax初選摩擦片外徑D由表2-5選定摩擦片的尺寸，然后根據摩擦面數量計算摩擦片總面積A,根據式(2-1 )、(2-2 )計算單位摩擦片面積的滑磨功WD/A、溫升速率H r/A和發動機功率單位摩擦片面積P/A,并且應不大于表功率單位摩擦片面積P/A,并且應不大于表2-6中的推薦值。因設計要求Te max580,排量為6L汽車，所以本設計采用外徑。=325mn徑d=190mn摩擦片厚度為3.5mm單面面積為54604.8mm類型的摩擦片。則 WD/A2.

9、587 N m/ mmiH r/A1.748 N- m/( mm s1/2)可以看出 州/A和H R/A均小于表2-6中的推薦值。2.1.5壓緊力F(N)因本設計Dd 1.711.7所以F因本設計Dd 1.711.7所以F(2-4)Z(D2 Dd d2)式中：1.35 , Z(雙片)=4 J則 F=3715.86N。、, 2摩擦片的單位壓力 P(N/ mm )P=F/a(2-5)2式中,a=54604.8 mm ,P=3715.86/54604.8=0.068,均小于表 2-7 中的許用 值。2.2從動盤零件的結構選型和設計從動盤由從動片、摩擦片和從動盤轂3個基本組成部分。從動盤有兩種結構 形

10、式：帶扭轉減振器的和不帶扭轉減振器的。不帶扭轉減振器的從動盤結構簡單， 重量較輕，從動盤中從動片直接鉚在從動盤轂上；而帶扭轉減振器的從動盤，其從動片和從動盤轂之間卻是通過減振彈簧彈性地連接在一起。2.2.1從動片從動片要盡量減輕重量，并是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。為了見笑轉動慣量以減輕變速器換擋時的沖擊， 從動片一般都做 得比較薄，本設計用1.5mm厚的鋼板沖制而成。從動片分為整體式彈性從動片、 分開式彈性從動片、組合式彈性從動片。由于本設計為雙片離合器，所以選取整 體式從動片。222從動盤轂根據文獻1表2-10，本設計用從動盤外徑為325mm選花鍵齒數為10 個,

11、 花鍵外徑為40mm花鍵徑為32mm齒厚為5mm有效齒長為45mm計算擠壓應力jynhl,P=emax(D jynhl,P=emax(D d)Z(2-6 )式中:n=10, Temax=580Nm，D=40mm,d=32mm,Z=2,h=4,l=45mm 貝Ujy =8.95Mpa2.2.3從動盤摩擦材料的選擇從動盤摩擦材料大體可分為：石棉基摩擦材料、替代石棉的有機摩擦材料、 金屬瓷摩擦材料。由于前兩種摩擦材料摩擦產生的粉塵對環境有污染，所以本設計采用金屬瓷摩擦材料。2.2.4膜片彈簧的設計和計算膜片彈簧是使離合器得到滿意的壓緊力、分離力、壓緊升程的關鍵部件，它的計算方式較多，但有些與實際結果

12、差別很大，推薦使用下列方法。負荷與變形按下式計算F=2U Etln(D/de) (Cee/2)Ge)At? B(C e)( 2-7 )3We(D de)其中，F是彈簧支點處負荷N; de是當量徑(mr) ce是de處的錐形高(mr) t是彈簧鋼板厚度(mm； B是強壓修正系數；e是de處的變形(mm； E是彈性模量，取E=2.1*105MPa D是彈簧外徑(mm； A是噴丸修正系數；We是支點變 換系數。關于式中de、A、B的計算：de受窗口寬度、徑、窗口底邊的形式影響，可用下面的經驗公式計算。本設 計底邊為圓弧de d(0.97440.0000483N)(2-8)式中，N是膜片彈簧分離指個數

13、。A與噴丸的材料、硬度、碰撞角有關，同時還和膜片彈簧的尺寸參數有關。 在設計彈簧負荷時，可在0.941.47圍選取。B取決于堂皇的塑性變形的圍。它與設計規定的強壓變形量及膜片彈簧的結 構參數有關，B的取值參見文獻1 中圖2-27。按文獻1 中表2-9所列的步驟計算。外徑D= 0.888*325mm=288.7mm徑分離指數目d=0.83*D=239.5mmN=16當量徑de=238.7(0.9744+0.000483*16)mm= 235.26mm支點轉換系數e= 283.2 -241.8 =0.776288.6-235.26膜片厚度min = 4 9* 8700*(288.7235.26)2

14、 * 0.764 mm 3.3655mm510冗 * 2.1* 10 * In(288.7/235.26)取 3.379mm錐形高度e=2.166*3.379=7.32mm修正系數取A=1.0058,B=3.1613(K取 1.61)壓平點變形F =Ce=7.32mm壓平點變形峰值點變形P=Ce |(C/2* t22* B) mm= 4.456mm峰值點變形谷值點變形谷值點變形壓平點處負荷H 22V=Ce + . 3(Ce2*t22* B) mm=10.18mmFf2冗 * 2.1* 105 * 3.379* ln(288.7/ 235.26)3* 0.764(288.7 235.26)27.

15、32* (7.327.32Y)*(7.327.32) 3.3792 1.0058* 3.37923.1613* (7.32 7.32) N=9791.78N同樣可求得峰值點處負荷FP 14232.37N ;谷值點處負荷FV 5351.2N2.2.5扭轉減振器設計減震器極限轉矩j 減震器極限轉矩j =2Temax = 1160N m角鋼度C角鋼度Caa =13 T j =15080N m,設計所需角剛度需小于等于此摩擦剛度Tff =0.12摩擦剛度Tff =0.12Temax=69.6預緊力矩Tyy = T f =69.6極限轉角max=4阻尼摩擦轉矩T阻尼摩擦轉矩Tu=0.1* T emax=

16、58減震彈簧的位置半徑 R0 R 0=0.75* d2=71.25mm預緊轉矩Tn=0.1* T=58em ax減振器扭轉角剛度預緊轉矩Tn=0.1* T=58em ax減振器扭轉角剛度K =13*T j =15080減震彈簧的線剛度k k=0.00371000*8* R0扭轉彈簧數n n=8=T j=T j/ R 0= 16.281極限轉角 =10 2.3壓盤設計壓盤傳力方式的選擇壓盤和飛輪間常用的連接方式有：凸臺連接方式，鍵連接方式，銷連接方式。 單片離合器常采用凸臺連接方式，也可采用鍵連接方法，在雙片離合器中一般采 用綜合式的連接方法，即中間壓盤通過鍵，壓盤則通過凸臺，由于這種設計比較

17、復雜，所以本設計采用傳力銷式。壓盤幾何尺寸的確定在摩擦片的尺寸確定后與它摩擦相接觸的壓盤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：壓盤應具有足夠的質量來吸收熱量； 壓盤應具有較大的剛度 保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均 勻壓緊。本設計壓盤的厚度為 15mm壓盤及傳力銷的材料壓盤形狀一般都比較復雜，而且還要求耐磨、傳熱性好和具有較理想的摩擦 性能，本設計壓盤材料為灰鑄鐵，為了增加其機械強度，另外增添了少量的錳。傳力銷采用中碳鋼，為了提高表面耐磨性能，進行了滲碳處理，層深 0.81.0mm,洛氏

18、硬度 5562HRC傳力銷的強度校核傳力銷強度校核如下：Q = TQ = Temax2nRn(2-9)q = Temax4nRn(2-10)式中，Temax=580N- m,n=5,Rn =0.335m。貝U Q=16.2mm Q =8.1mm傳力銷根部的彎曲應力(Mpa)為M BTemax(2a b)彎3(2-11 )Wb4nRn * 0.1d式中，MB = Temax(2a b)，d=10, a=9.5mm b=25mm 則 彎 3.174 Mpa 4Rn n傳力銷的拉伸應力為拉4Pn d2n(2-12)貝9 拉 169.85N。傳力銷的復合應力為合彎拉則合=173.3N。傳力銷的擠壓應力為(Mpa擠Qs1d1 * 100(2-13)QSzd! * 100(2-14)式中，d1是傳力銷的直徑=10cm s1, s2是作用寬度=12cm則擠 0.601Mpa o主要零件的材料和熱處理離合器各零件的材料和熱處理是比較復雜的，各生產廠依據其自身的能力和特長，在材料選擇和使用上是不同的， 工藝處理上也不相同，詳情參照文獻1 表2-13所示各主要零件通常采用的材料和熱處理工藝。通過以上對膜片彈簧離合器及液壓操縱機構的工作原理的闡述及各構件的 計算說明，可以看出離合器操縱機構的