轿车膜片弹簧离合器设计.docx

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1、摘要 -2- Abstract -3- 1绪论 -4- 1.1 引言 -4- 1.2离合器的发展历程 -4- 1.3膜片弹簧离合器的组成及其优点 -5- 1.3. 1膜片弹簧离合器的组成部件 -5 - 1.3.2膜片弹簧离合器的工作原理 -5 - 1. 3. 3膜片弹簧离合器的优点 -6 - 1.4设计内容 -6- 1.5 Pro/E软件的牛寺点 -6- 1.6方案选择 -7- 2膜片弹簧离合器的基本尺寸参数选择 -7- 2.1膜片弹簧离合器基本性能关系式 -7- 2.2离合器后备系数的选择 -8- 2.3离合器摩擦片外径的确定 -8- 2.4离合器摩擦片的软件

2、Pro/E绘图过程 -9- 2. 5本章小结 -10- 3主动部分设计 -10- 3. 1压盘设计 -10- 3. 1. 1压盘参数及其选择和校验 -10 - 3. 1.2压盘的Pro/E绘图过程 -11 - 3.2膜片弹簧离合器离合器盖设计 -11- 3.3离合器传动片设计 -12- 3. 4本章小结 -13- 4 从动盘总成设计 -13- 表2.3离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径D / nun 内径d/mni 厚度h/mm 内外径比d/D 单位面积F/mm2 160 110 3.2 0. 687 10600 180 125 3.5 0. 6

3、94 13200 200 140 3.5 0. 700 16000 225 150 3.5 0. 667 22100 250 155 3.5 0. 620 30200 280 165 3.5 0. 589 40200 300 175 3.5 0. 583 46600 325 190 3.5 0. 585 54600 350 195 4 0. 557 67800 380 205 4 0. 540 72900 摩擦片外径尺寸D在满足符合标准(JB1457-74)的规定的同时也应满足最 大圆周速度小于等于65〜70m

4、/s°根据发动机参数该车型发动机最大转矩 Temax为230N・m及表2. 2可查出离合器摩擦片外径为250mm。再根据表2.3 即可得到摩擦片的具体参数(摩擦片外径D=250mm、摩擦片内径d=155mm、摩 擦片厚度h=3.5mm、摩擦片内外径比d/D=0. 620、单面面积F=30200mm2) 2.4离合器摩擦片的软件Pro/E绘图过程 在Pro/E绘图面板中，先构建一个环形的圆盘模型，然后根据上面计算出 离合器参数进行设置应的参数，即摩擦片内径设置为155mm ,外径设置为250mm。 得到下面的模型图。 2. 5本章小结 本章经过设计、计算、绘画，确定了摩擦片的

5、外径尺寸。此尺寸决定了离合 器其他多个部件的外形尺寸，•甚至可以间接决定膜片离合器的外形尺寸等。 3主动部分设计 3.1压盘设计 3.1.1压盘参数及其选择和校验 压盘作为离合器工作中正常传递动力的重要部件之一，其形状复杂，且要 具备高摩擦系数、传热性好、及良好的耐磨性。因此压盘通常金相组织为珠光体 结构，材料为灰铸铁铸成，硬度HB170〜227。在实际应用中，还可添加少量金 属元素（镒合金、铁等）用来提高它的机械强度增加抗压性。根据膜片离合器的结 构可知，由摩擦片的外径尺寸可确定压盘的外径尺寸。压盘在设计时，应有足够 大的重量用来吸收热量，以保证每次离合器结合的温度不至过高，维持其正

6、常的 工作状态。为防止压盘在高速工作过程中受热变形，应具有一定的厚度且刚度必 须足够的高。压盘的工作条件比较恶劣，正常工作时处于高速运转状态会产生大 量的热量，因此必须要注意通风散热，保证离合器良好的运行工况，常用的措施 是在压盘内铸导风槽用于通风散热，在经过设计计算压盘的厚度确定后，应当做 校验，保证离合器每一次结合的温升不应超过8°C〜10°C温升t的校核按式为: t = Y L/mc （3. 1. 1） 式中：Y一传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，Y=0.5； m—压盘质量，kg； c一压盘比热容，铸铁比热容为481. 4刀（履°C）； L一滑磨功，J。若温升 过高，可适当

7、增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于15〜20g・cm。 选择压盘厚度为20mm,外径255mm,内径150mm。 代入公式（3. 1）进行校核计算，t =6. 732°C符合标准。 3. 1. 2压盘的Pro/E绘图过程 第一步先绘制出压盘的盘体部分，第二部再绘制出轮廓细节部分，最后俯 视图角度渲染拉伸。得到压盘模型图最终为图3. 1.2 o 图3.1.2压盘模型图 3. 2膜片弹簧离合器离合器盖设计 设计离合器盖时，一定要注意通风冷却、对中性是否好、刚度是否足够 等因素。通风冷却不好，会导致在工作过程中，温度急剧升高，影响离合器 的正常工作，造成零部件的加速疲

8、劳和损坏，有极大的安全隐患，因此必须 要保证离合器良好的通风和冷却。再就是离合器的刚度设计，离合器属于长 期使用，频繁传递动力的部件，它的刚度直接影响整车的动力传递性能，如 果刚度不够，容易导致传递动力时发生挤压、变形等。这会导致离合器传递 动力不均匀，摩擦片磨损严重，离合器分离不彻底，结合不牢固等一系列的 问题，因此一般使用2. 5-5mm的低碳钢板来作为制造离合器盖的材料。在设 计时，除了保证离合器的刚度，还能将离合器盖设计为带有鼓风叶结构的形 状，用于辅助散热。离合器盖内有多个零部件，如压紧弹簧、压盘、分离杠 杆等，所以离合器盖和飞轮的轴线对中新能显得尤为重要。再对中的方式选 择中，我们

9、可以采用定位螺栓的方式或者采用止口队中，以及采用定位销的 方式，都可以打到定位对中的目的。保证其良好的对中性，不至于产生形变， 影响工作效率，也能够使工作更为平稳，受力更均匀。 3. 3离合器传动片设计 压盘离合器中飞轮、压盘之间的连接方式的不同，我们应当选择不通的校 核方式：1.当通过弹性传动片连接时，应进行拉伸应力的强度校核;2.当通过键、 传力销或者窗孔-凸块，则应该进行的是挤压应力的强度校核。： 。j = Temax y / (RzF) (3. 3) 式中： Y—考虑发动机转矩富ax分配到压盘上的比例系数，单片离合 器取 Y = 0. 5 ； Q一力的作用半径，D1； Z

10、一工作元件(例凸块一窗孔、传动销、键)的数目，这里取3组每组4片; F—接触面积，mm：这里取长为65mm,宽为20mm,所以F=1300 mm'。 计算得。j = 15. 22符合标准。 1-离合器盖；2-飞轮；3-摩擦片；4-膜片弹簧；5压盘；6分离轴承 图3. 3. 1离合器结构图 本章因为这些零部件在正常工作中都是传递较大扭矩的零部件，所以不管 是离合器盖，还是离合器压盘等都要保证它们良好的散热性、通风性。用来确 保在高速运转啮合时，不会温度过高，而产生疲劳应力，出现断裂、变形等情 况。充分保证部件、乃至整个离合器在良好的工况下运行。 4从动盘总成设计 4.1摩擦片

11、设计 离合器片的工作环境尤为恶劣，尤其是在传递大扭矩动力时，由于剧烈的 摩擦会产生很多热量，并且同时是伴随着滑磨。因此在设计制造离合器摩擦片 时，离合器摩擦片务必要满足以下要求： 1、 正常运行工况下，能够保证较大的摩擦系数，防止打滑； 2、 在摩擦片的整个运转周期内，不应当出现摩擦系数减弱的情况； 3、 摩擦片在旋转贴合传递扭矩时，剪切强度一定要足够。 4、 应当在结合过程中，可以承受较大的作用载荷，保证接合的平顺稳定。 5、 摩擦片的质量不应太大，转动愦量要足够小且材料的加工性要好。 7、 摩擦片抵抗离心力载荷的能力要强，保证不被离心力损坏； 8、 制造摩擦片的材料要对环境

12、没有污染，保证质量的前提下且价格要足够 的便宜。 9、 摩擦片在正常工况下，应当满足对相接触的其他零部件有很好的兼容性, 如飞轮、压盘等。； 10、 摩擦片的耐磨性能要好，而且能够实现在较短时间力能够吸收比较大的 能量。 11、 摩擦片对污渍、粉末应有一定的融洽性，不影响主要的摩擦性能； 挑选摩擦材料的基本原则是：有以上各种因素的综合考量下，当我们在挑 选摩擦片材料时，应当遵守以下原则： 1、成本低且具有高性能标准。现有材料中，石棉代替是最优方案。 本设此次车辆选择的离合器摩擦片是由金属基体、润滑剂、陶瓷等材料综 合组成的多元复合材料。在这种复合材料内，金属基体起到的主要作用是保

13、证 摩擦片有足够的机械强度，并且将复合材料内的润滑剂、陶瓷等多个材料牢固 的接合起来，陶瓷部分起到的主要作用是摩擦作用，此外润滑剂的作用，是保 证摩擦副的工作平稳，减轻震动，另外还起到了提高摩擦片抗粘接和抗咬合的 特性。保证离合器的全程正常工作。陶瓷材料和润滑剂材料共同形成摩擦性能 调节剂。综上所述，选择金属陶瓷材料较为理想。 4. 2离合器从动盘毂设计 在离合器从动盘毅中，设计结构主要是靠齿侧定心矩形花键相互连接，即用 此种花键将变速器第一轴前端的花键轴和从动盘毅的花键孔相连。此种设计是为 了能够实现从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸由从动盘外径和发动机转矩 按GB1144-74选取（

14、见表4. 2. 2） 0从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外 径尺寸的（1.0〜1.4）倍，为了达到从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜的目的。 表 4.2.2 GB1144-74 从动盘 外径 D/mm 发动机 转矩 Temax /N • m 花键 齿数n 花键 外径 D/mm 花键 内径 d/mm 键齿宽 b/mm 有效 齿长 1/mm 挤压 应力 。/MPa 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3

15、 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13. 1 430 800 10 45

16、 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 花键尺寸选定后应进行挤压应力。j(MPa)及剪切力T j (MPa)的强度校核: 竺澎阵&卜3。皿 (4.1) r = 4 J_

17、，HRC28〜32。由表4.2.2选取得下面相应的数据： 花键内径D=28mm；花键齿数n=10；花键外径D=35mm；键齿宽b=4mm； 有效齿长l=35mm；挤压应力o =10. 4MPa；校核叮=19. 342MPa； t j =8. 32MPa符合指定的强度范围。 4. 3离合器从动片设计 在膜片式离合器的设计中，从动片的设计主要考虑因素为刚度、因此在制造 从动片时。通常采用钢板冲压成型来形成从动片，在冲压时，采用的钢板厚度一 般为1.3箜.00mm厚。在有些时候为了减轻从动盘转动时由于高速旋转所产生的 惯量，将从动盘的盘型部分研磨得较薄，厚度一般为0.65~1.00颇。在选择

18、从动 片材料时，一般要根据它得结构类型来选择，一般波形弹簧(组合或者分开式)从 动片，波形弹簧使用得是热处理硬度HRC43〜51、65Mn钢板，从动片得材料选 用的是深0. 2〜0. 3mm>氤化表面硬度HRC45、08钢板，这两种采用组合的形式, 组成了波形弹簧片式从动片。而采用无波形弹簧片时，•般采用的材料是热处理 硬度HRC38〜48、65Mn钢板或者高碳钢(50或85号钢)。 4. 4离合器扭转减振器设计 4. 4. 1扭转减振器的功能 为汽车在正常行驶过程中，往往因为加速，减速或路况复杂的情况下离合器 在动力传输的时候会产生较大的振动。长期的不规律振动会对离合器核心部件、 传动

19、轴等带来很大的损伤因此需要在离合器中安装一个弹性-阻尼装置，来消弱、 抵消这种振动。这种装置就是安装在离合器从动盘上的扭转减震器，扭转减震器 主要分为两个部分：1.弹性元件、2.阻尼元件。其中弹性元件的主要作用是降低 扭振系统三节点固有频率，降低磨损。以及减轻传动系前端传来的扭转刚度。防 止部件的变形、断裂。而阻尼原件的主要作用是用来消耗由于冲击、振动产生 的扭振能量，实现共振载荷和非共振载荷的降低，还有噪声的减小。 4. 4.2扭转减振器的结构类型的选择 在大部分车企厂商中所生产的离合器扭转器中大致有以下几种结构，如图 4.4.2中的a、b、c、d,这几种扭转减震器之间的不同点就是使用了

20、不一样的阻 尼和弹性元件。下面的图a、b、c中的离合器扭减震器在从动盘毅上开有6个窗 口，在对应的从动片上也有6个，每个窗口都装有相同规格的减震弹簧。形成对 应的关系，在传递发动机扭矩时，从动片必须通过从动盘毅上的弹簧传递，这种 结构类型的扭转减震器应用极为广泛，因为它具有良好的线性的弹性特性，旦结 构简单，易于维护和保养。另外一种类型的扭转减震器是外形结构一致，但是从 动盘毅上安装的6个弹簧规格有三种，且按照由小到大并按照先后次序工作的弹 簧减震器。我们称之为两级或三级非线性扭转减振器，这种扭转减震器具有非线 性的特性。因此在柴油机汽车中广泛采用此种扭转减震器，因为柴油机怠速旋转 不均匀度大

21、，常常引起变速齿轮敲击。有利于减轻汽车在怠速和正常行驶所产生 的振动和噪音。还有一种空心圆柱类型的安装油橡胶弹性元件的扭转减震器也具 有非线性弹性特性，但是由于具有从动盘转动惯性大，且制造材料昂贵等缺点。 所以没被采纳。 摩擦片通常被用作减振器的阻尼元件，在（图4.4.2a）的结构中阻尼摩擦片 的正压力靠从 (d) 带扭转减振器从动盘 图4. 4.2离合器减振器结构图 动片与减振盘间的连接抑钉建立。阻尼力矩会随着摩擦片的磨损而减小，所以使 阻尼力矩稳定，可以采用加蝶形弹簧的方式，两组摩擦片通过采用不同刚度的碟 形弹簧和圆柱螺旋压簧建立不同的正压力（图4. 4. 2d）,就能达到

22、阻尼力矩非线 性变化的目的。 4. 4.3扭转减振器的参数确定 1、 计算扭转减振器的角刚度 减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸决定减振器扭转角刚度Ca,由如下公 式初选角刚度 CaW137? (4.4.3. 1) 式中：丁 j为极限转矩，贝土 T j = (1. 5〜2. 0) Temax (4. 4. 3.2) 式中：乘用车(2. 0),商用车(1.5),本车型为商用车，选取1.5 为芯为发动机最大扭矩，代入数值得T J =460, Ca W 8273. 5初选 Ca=8000N • m/raDo 2、 离合器扭转减振器最大摩擦力矩 由在选择扭转减震器阻尼装置时，因为发

23、动机最大转矩以及结构的限定。应 当在发动机正常工况转速范围内去消除，务必要合理选择阻尼摩擦转矩Tu,通 过下面公式计算： /V = (0.06〜0. 17) 7%ax (4.4. 3.3) 取。二0. 15心跄，本设计按其选取。=39N -mo 3、 扭转减振器的预紧力矩 减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限转矩它将 降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在 反向工作时，扭转减振器将停止工作。 一般选取，预二(0.05〜0.15)心ax =22 N-mo 4、 扭转减振器的弹簧分布半径 减振弹簧的分布尺寸R.的尺寸应尽可能大一些，一

24、般取 (4.4. 3.4) Rl= (0.60〜0.75) D/2 4. 1 摩擦片设计 -13- 4.2离合器从动盘毂设计 -14- 4. 3离合器从动片设计 -15- 4.4离合器扭转减振器设计 -16- 4. 4. 1扭转减振器的功能 -16 - 4. 4.2扭转减振器的结构类型的选择 - 16 - 4.4.3扭转减振器的参数确定 -18 - 4.4.4离合器减振弹簧的尺寸确定 -20 - 4.4.5扭转减振器的Pro/E绘图过程 -22 - 4. 5本章小结 -22- 5离合器膜片弹簧设计 -23- 5.1膜片弹簧的概念 -23- 5.2膜片弹簧的弹性特性

25、 -23- 5.3膜片弹簧的强度计算 -26- 5.4膜片弹簧基本参数的选择 -27- 5.5膜片弹簧的Pro/E绘图过程 -29- 5. 6 本章小结 -29 - 参考文献 -30- D为摩擦片内径，代入数值计算，得R1二56nm】。 5、扭转减振器弹簧数目 参考表4. 4.2选取，D=250mm,则Z=40 表4. 4.2减振弹簧的选取 离合器摩擦片外径D 减振弹簧数目Z 225〜250 4〜6 250〜325 6〜8 325〜355 8〜10 >350 10以上 6、扭转减振器减振弹簧的总压力 限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭

26、矩达到最大Tj p 一乙 (4. 4. 3. 5 ) K\ 式中：P总的计算应按Tj的大者来进行R*690N。 每个弹簧工作压力 P p = M ( 4. 4. 3. 6 ) Z = 149. 4N 7、从动片相对从动盘毂的最大转伯 〃 = 2arcsii】A^R (4.4.3.7) =6. 52 8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙 (4. 4. 3. 8 ) A = sin cR. 式中：&是限位销的安装半径，人一般为2. 5〜4mm。取入二3。 9、 限位销直径 限位销直径d'按结构布置选定，一般d' =9. 5-12mm,本设计取d' =10。 10、

27、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸 在设计时从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大些, 为了利用减振器的缓冲作用，如图4. 4. 3. 9所示。 图4. 4. 3. 9从动盘窗口尺寸简图 一般A-A=a=1.4-16mmo这样的尺寸设置是为了地面振动传来时候，刚度 不高，能够有效的缓和冲击，本设计取a=l. 5mm, A=25mm, A【=25. 5mm 4. 4.4离合器减振弹簧的尺寸确定 在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹 簧设计的相关尺寸。 弹簧的平均直径A : 一般由结构布置决定，通常选取a =11〜15左右本 设计选取仇=12

28、。 弹簧钢丝直径： (4. 4.4. 1) 式中：扭转许用应力 t=550〜600MPa, D.算出后应该圆整为标准值，一般3〜 4mm左右。代入数值，得d\ =3.398,符合上述要求。 减振弹簧刚度： =200. 8N/mm 减振弹簧有效圈数: (4. 13) Gd： 8心 式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢G =83000N/mm2,代入数值，得i=3. 984。 减振弹簧的总圈数 n = i+(1.5〜2) =5. 88o 减振弹簧在最大工作压力P时最小长度: (4. 14) Zmin = n(dl+ 6) =1. idln = 21.36

29、 式中：6 = 0. idl = 0.332为弹簧间的间隙。 减震弹簧的总变形量: (4. 15) =3. 56 减震弹簧的自由局度: (4. 16) =25. 78 减震弹簧的预变形量: △/' = (4. 17) 二0. 20 减振弹簧安装后的工作高度: (4. 18) / = /0-A/ 4. 4.5扭转减振器的Pro/E绘图过程 首先画出减振盘如图4.3,图4.4所示; 图4. 6减振盘Pro/E建立过程4 4. 5本章小结 本章主要是对膜片弹簧离合器核心部件之一的从动盘总成，及其相应的辅 助部件进行了详细的设计。其中详细的零部

30、件设计包括（从东盘毂、波形弹簧、 扭转减震器、摩擦片等）零部件的设计、计算。改进了原有方案的设计让综合性 能更好，提高了汽车行驶的安全性、抗震性。 5离合器膜片弹簧设计 5.1膜片弹簧的概念 膜片弹簧的碟簧部分在其大端处，是一种完整戴锥的状态。其起作用的重要 部分是碟簧部分，提供弹力。膜片弹簧和蝶形弹簧不同之处在于膜片弹簧存在弹 性杠杆，主要有径向开槽部分，有分离指、起分离杠杆的作用。分离指与碟簧有 径向开槽，可安置用于固定膜片弹簧的销钉。 5. 2膜片弹簧的弹性特性 离合器膜片弹簧的弹性特性主要为非线性，与自由状态下弹簧的钢板厚h 和碟簧部分的内锥高H有关，这些特性主要由碟簧决定。

31、不同的弹性特性取决 于不同的H/h值。P为增函数是当(H/h)

32、力变化不大)，汽车离 合器膜片弹簧一般1.5<(H/h)<2o当(H/h)= V2则特性曲线的极小点落在横坐 标轴上；当(H/h) >2V2,则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区 域，车液力传动中的锁止机构可以使用这种弹簧。 图5.2. 1不同H/h时的弹性特性曲线 碟形弹簧当其大、小端部同时承受压力时，载荷P与变形程度之间有如下 关系: EhA (I-,?)人以 (H-UH (5. 2. 1) 式中：E—弹性模量，对于钢：E=21 X 10'MPa U一波桑比，钢材料取P=0. 3； h一弹簧钢板厚度，mm； H一碟簧的内截锥高，mm；

33、R—碟簧大端半径，mm； . 6 a一系数，A=^l^rJ 田一碟簧大、小端半径之比，m-R/ro 汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-10所示。 (a)自由状态；(b)结合状态；(c)分离状态 图5.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形 1 R - r p _ K (5. 2. 2) 经过整理式(5.2.1)可得如下关系式: ^=329^-2164^+4563/^ (5. 2. 3) 利用式（5.2.3）可绘制出膜片弹簧的月-入1特性曲线，如图5.3所 图5.2.2膜片弹簧特性曲线 nEh\]xi\Rlr) 乌= 6（1-/）（*

34、-时卜巧）. (5. 2.4) 式（5.2）即为分离轴承推力P2与膜片弹簧变形X的关系式。将 (5. 2.5)与(5.2.6)代入(5.2.4)中, (5. 2. 5) (5. 2. 6) 可得到R与入2的关系式（5.2.7）,式中77为分离轴承作用半径rf =25mm % =65^-418^+86222 5. 3膜片弹簧的强度计算 膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假设膜片弹簧在承载过程中，它 是根据刚性地绕该截面上的某一中性点0转动而子午截面无变形的条件下推导 出的。则由假设可知，截面在0点处沿圆周方向的切向和切向应力都为零。0点 以外的截面上的点，一般均

35、产生切向应变，故亦有切向应力。若如图5.3所示 以中性点0为坐标建立x-y坐标系，其中原点在子午截面处，则截面上任意 点的切向应力根据以下公式计算可得： E (5.3.1) °’ - I-//2 • eTx 式中：由一碟簧部分子午截面的转角，rad； a一膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad； 图5.3在子午截面以中性点0为坐标原点处建立x-y坐标系 e—中性点0的半径，mm： R-r ln(7? / r) 经计算 O t =535MPa,不大于1500~1700Mpa,符合适用强度。 1、 膜片弹簧弹簧片厚度比与原始内截锥高的选择 H/h这个比值很大程度上影响着

36、膜片弹簧的弹性特性，因此一定要慎重 选择该值，根据以下公式可得： 1.5 < — < 2 h 其中：h为钢板厚度，取3mm, H/h取等于1.5则膜片弹簧原始内截锥高 H=4. 5o 2、 膜片弹簧工作点位置的选择 图5.4体现了汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状。选好曲线上不同工况点的 位置。拐点T对应着膜片压平位置，而次it为曲线凸点M和凹点N的横坐 标平均值。B点为新离合器(摩擦片无磨损)在接合状态时的工作点，通常取在 使其横坐标为X1B = (0. 8-1.0) XI t的位置，以保证摩擦片在最大磨损后 的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量△X可按下式求 得：

37、 △入=Zc • ASo (5. 9) 式中：Zc 一离合器的摩擦片工作表面数目，例单片Zc =2； △So一每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为 $=0.5〜1mm。 C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承 的推力使操纵轻便。Zc =2,该车型主要行驶在城市公路上，然后考量经济性故 取ZXSo =lmmo由上可知左人s=2mm。 3、 膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择 结构要求和摩擦片的尺寸决定了膜片弹簧的大端半径R o膜片弹簧比 值R/r的选定影响材料的利用效率。影响的规则为：R/r愈小，则弹簧材料的 利用效率愈好。碟形弹簧储存

38、弹性能的能力在R/r=1.8〜2.0为最大，用于缓和 冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。对汽车离合器膜片弹簧来说, 应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/「=1.2〜1.3（即1.25左右）。膜片 弹簧大端半径为摩擦片外径取R=250mmo而R/r=l. 25,所以r=200mino 4、 膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角 膜片弹簧在圆锥底角a的选取规则：自由状态下的在10°〜12°范围内选 择。取得a = 10° o 5、 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径 离合器的结构决定了膜片弹簧小端半径n ,最小值应大于变速器第一轴 的花键外径。分离轴承作用半径rf为标准件，77

39、应大于77。按花健外径选 用rf =22. 5, ri也应大于花健外径35mm,则应该取乙=20mmo 6、 分离指的数目和切槽宽及半径 分离指的数目n多取为18；切槽宽8 1 =3. 2-3. 5mm； 6 2 =9〜10mm；半 径re的取值应该满足（r- rc ）＞ 82的要求。 选取 8 1 =3. 3mm, 5 2 =9mm； re =90mm,其满足（r-乙）〉6 2 的要 求。 7、 支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径 影响膜片弹簧的刚度的因素有：支承圈平均半径S、膜片弹簧与压盘 的接触半径出。具体关系为：小应略大于尸且尽量接近〃 &应略小于 R且尽量接近

40、于R。 摘要 本次设计主要分析了带有扭转减震器的拉式膜片弹簧离合器，并对常规膜片 离合器进行了归纳分类。阐述了离合器发展现状，总成结构部件，机械特性，原 理等。结合理论计算，获取了大量的膜片弹簧离合器参数数据，同时基于Pro/E 软件绘制出拉式膜片弹簧离合器的总成图。 在理论计算过程中，先确定离合器摩擦片的外径尺寸，再根据该尺寸对其他 部件进行设计和计算，确定该设计是否符合设计要求。整体设计包括从动盘设计 及其校验，压盘设计及其校验，离合器盖的设计校验利优化。再设计中，具体的 计算了扭转减震器、传动片、压盘、摩擦片、膜片弹簧、离合器盖等多个零件的 总成参数。再使用软件Pro/E对膜片弹簧

41、离合器总体装配图、膜片弹簧、摩擦 片、从动盘总成、压盘等核心部件及进行了绘制。再使用软件绘制模型的过程中， 对离合器结构组成,离合器特性，装配有了更深的理解。 通过木次设计达到了优化原有离合器，提升轿车的乘坐舒适性和汽车正常工 况下工作效率的目的。 关键i司：离合器、Pro/E、膜片弹簧、压盘、扭转减震器 先拉伸出一个整体的外形，然后对其进行抽壳处理，把不需要的部分剪切出 图5. 8离合器膜片弹簧Pro/E建立过程3 5.6本章小结 本本章对离合器核心最重要部件膜片弹簧进行了设计、优化。其本身起到的 作用有压紧弹簧、分离杠杆，好的膜片弹簧设计可以提升离合器的使用寿命、工

42、作效率等综合性能。。 参考文献 [1] 汽车标准汇编(2000〜2004) [M].中国汽车技术研究中心标准研究 所,2005. [2] 李林，刘惟信.汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].清华大学学 报,2000, 5. [3] 刘惟信主编.汽车设计[M].清华大学出版社,2001, 7. [4] 张卫波.汽车膜片弹簧离合器智能优化设计技术研究[J].中国工程 机械学报,2007, 1. [5] 司传胜.汽车膜片弹簧离合器的优化设计[J].林业机械与木工设 备，2004, 12. [6] 林明芳等.汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].汽车工程,2003, 2. [7] 廖

43、林清，曹建国.汽车离合器膜片弹簧的三次设计[J].四川兵工学 报,2001,2. [8] 臧杰，阎岩.汽车构造国].机械工业出版社,2005, 8. [9] 阎春利，张希栋.汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].林业机械 与木工设备,2006, 3. [10] 刘红欣.膜片弹簧应力分布的试验和有限元分析[J].力学与实践， 2003, 3. [11] 徐石安，江发潮.汽车离合器国].清华大学出版社,2005, 2. [12] 林世裕主编.膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造[M].东北 学，2005. [13] 王望予主编.汽车设计[M].机械工业出版社,2004, 8. Ab

44、stract This design mainly analyzes the pull diaphragm spring clutch with torsion damper and classifies the conventional diaphragm clutch. The development status of clutch, assembly structure parts, mechanical characteristics, principle, etc. In combination with theoretical calculation, a large numb

45、er of parameters of the diaphragm spring clutch are obtained, and the assembly diagram of the pull diaphragm spring clutch is drawn based on Pro/E software. In the process of theoretical calculation, the outer diameter size of the friction disc of the clutch is determined first, and then other part

46、s are designed and calculated according to the size to determine whether the design meets the design requirements. The overall design includes driven disc design and calibration, pressure disc design and calibration, clutch cover design calibration and optimization. In the redesign, the assembly par

47、ameters of several parts such as the torsion damper, the transmission plate, the pressure plate, the friction plate, the diaphragm spring and the clutch cover arc calculated. Then the software Pro/E is used to draw the overall assembly diagram of diaphragm spring clutch, diaphragm spring, friction p

48、late, driven plate assembly, pressure plate and other core components. During the process of using software to draw the model, I have a deeper understanding of clutch structure composition, clutch characteristics and assembly. Through this design, the purpose of optimizing the original clutch, impr

49、oving the riding comfort and working efficiency of the car under normal working conditions is achieved. Key Words： clutch Pro/E、diaphragm spring pressure plate > torsion damper 1.1引言 离合器是将发动机的旋转动力从发动机传递到车轮的机械装置，现代离合器 具有四个主要部件：离合器盖、膜片弹簧、压力板、从动板和分离轴承。它可以 将发动机的动力输出传递到变速箱，并能够实现汽车在正常行驶过程中通过离合 器中断传动。当汽

50、车在动力下行驶时，离合器处于接合状态，从动（或摩擦）板 在花键输入轴上运行，动力通过该轴传递到变速箱。该板的两个面上都有类似 于制动衬片的摩擦衬片，这样可以在离合器接合时平稳地驱动驱动器。较早的 汽车在压力板的背面具有一系列螺旋弹簧，而不是膜片弹簧。为了操作方便省力， 一些汽车离合器具有液压操作机构。车内离合器踏板上的压力会激活主缸中的活 塞，该主缸通过充有液体的管道将压力传递到安装在离合器壳体上的从动缸上, 以减轻离合踩踏阻力。驾驶员可以通过控制离合器来有效的控制车速、达到安全 行驶的目的。 1.2离合器的发展历程 在早期研究离合器结构时，锥形离合器大放异彩。锥形离合器具有锥形摩擦 表面

51、。锥体的锥度意味着执行器的给定运动量使表面接近（或后退）的速度比盘 式离合器慢得多。同样，给定量的致动力在配合表面上产生更大的压力。锥形离 合器的最著名的例子是手动变速器中的同步器环。同步器环负责“同步”变速毂 和齿轮的速度，以确保平稳地换档。由于锥形离合器具有制造简单、摩擦面易修 复的特点，其一直被使用到20世纪20年代中期。但是锥形离合器存在主从动片 分离不彻底的自锁现象。 1952年后出现了多片盘式离合器，其起步接合平顺、无冲击的特点使得多 片盘式离合器被广泛使用。多片盘式离合器中一个钢盘片对着一青铜盘片成对布 置。采用纯金属摩擦副，并把摩擦副泡在油工作，使其达到最优性能。 为了实现

52、片式离合器传递转矩更大，耐受温度更高，引入改进了石棉基摩 擦材料，由于引进此材料后可采用较小的摩擦面积，因此能减少摩擦片数量。 促进了多片离合器朝向单片离合器的转变。单片干式离合器具有结构紧凑，散热良好，转动惯量小等优点，以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是后期 研发出性价比较高的冲压件离合器盖后应用更为广泛。 随着技术不断的进步和人们对汽车舒适性要求提高，单片干式离合器制造 工艺越发完善。为提升其接合平顺性，使用了有轴向弹性的从动盘。为减小传 动系统载荷噪声以及扭转振动，在从动盘总成中安装了具有双质量飞轮的扭转 减振器。 由于重型汽车发动机功率更大，离合器安装空间有限，故一般在重型汽

53、车 上使用可提升扭转能力的双片干式离合器。双片离合器相对于单片离合器使用 寿命更长、扭转能力更好。 1.3膜片弹簧离合器的组成及其优点 1. 3.1膜片弹簧离合器的组成部件 膜片弹簧离合器组成部件包括：离合器盖、压盘、膜片弹簧、传动片、分 离轴承总成等。 1. 3. 2膜片弹簧离合器的工作原理 Engaged 尹ywheel Clutch Disc 3 Crank Clutch Pedal Released Clutch Pedal Pressed （1）接合 （2）分离 Disengaged 1-飞轮2-离合器盘3-曲轴4-输入轴5-离合器踏板 6-分离轴承7-

54、分离叉8-膜片弹簧9-离合器盖10-压盘 图1.1膜片弹簧离合器工作原理图 在汽车行驶过程中需切断动力或更换挡时，压下离合器踏板5,通过机构末 端的分离叉7将推动膜片弹簧分离指8,使得压盘10远离摩擦盘，动力切断。 此时可自由的换挡。 1. 3. 3膜片弹簧离合器的优点 与其他结构离合器相比，膜片弹簧离合器具有以下优点： 1、 膜片弹簧中心与离合器中心线相重合,平衡性优秀。 2、 膜片弹簧可同时起到压紧弹簧、分离杠杆的作用，结构紧凑，轴向尺寸 小，部件数目少，质量轻。 3、 通风散热较好，使用期限长。 4、 膜片弹簧与压盘是整圈接触，磨损均匀，接触良好，压力分布均匀。 5、

55、弹簧压紧力高速旋转过程中降低小，性能稳定。 6、 有理想的非线性弹性特性。 1.4设计内容 1、 压盘设计。 2、 离合器盖设计。 3、 从动盘总成设计。 4、 膜片弹簧设计。 1.5 Pro/E软件的特点 Pro/ENGINEER是世界上最成功的CAD/CAM软件之一。PTC公司于1985年 成立于波士顿，1988年发布了 Pro/ENGINEER软件的第一个版本，现在已经发展成 为全球CAD/CAM/CAE/PDM领域具有代表性的软件公司。Pro/Engineer是一套 机械CAD/CAE/CAM集成软件，其技术领先，在机械、电子、航空、邮电、 兵工、仿真等各行各业都有应用

56、，在CAD/CAE/CAM领域中处于领先地位。 选择离合器类型时以下几种因素需考虑：1.摩擦式离合器具有结构相对简单, 可靠性好，修理方便等优点，且目前市面多数汽车都是采用此种离合器，故选择 摩擦式离合器。2.在选择干式还是湿式离合器时，由于湿式离合器一般为传递大 扭矩的多盘式离合器，此次车型选择干式离合器就符合要求。3.膜片弹簧离合器 有多种优点：①.非线性特性好、磨损后弹簧压力基本不变、减轻踏板力操作轻 便。②.膜片弹簧装备位置于离合器轴是相对的，平衡性能好，稳定性强。③.膜 片弹簧同时起两个作用(分离杠杆、压紧弹簧)，使得结构简单、重量变轻、减少 零件数、轴向尺寸变短。④.膜片弹簧和压

57、盘以整圆圈方式接触，实现了均匀的 磨损和良好的散热。4.拉式离合器轴向尺寸小、结构简化、零件数目更少且分离 杠杆长，操作省力轻便。结合上面所有的因素对比考虑，此车选用单片拉式膜片 弹簧离合器。 2膜片弹簧离合器的基本尺寸参数选择 2. 1膜片弹簧离合器基本性能关系式 根据离合器传传递发动机最大扭矩可以确定摩擦片外径尺寸，该尺寸直接影 响离合器轮廓大小，是离合器的重要参数。为使离合器在正常工况下能可靠传递 最大扭矩Tcmax,发动机最大转矩T^ax应当小于离合器的静摩擦力矩匚,而离 合器传递的摩擦力矩e 乂决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上 的总压紧力P工与摩擦片平均摩擦半径此

58、，即 匚=(2.1) 式中：月一离合器的后备系数，见下表2.1。 广一摩擦系数，一般取0.25〜0.30。 该车型发动机最大转矩M为230N-m,取摩擦系数，为3. 0,静根据计 算可得：％ = 230 x 3. 0 = 690 N ・ m。 在选择离合器后备系数时，除了考虑操作轻便、防止传动系过载等因素, 更应考虑到该离合器摩擦片磨损后减轻滑磨时间过长及仍能传递发动机最大 扭矩。 表2. 1后备系数表 常用车型 小轿车货车（轻型） 工程牵引车越野车 数值范围（后备系数） 1. 30〜1. 75 2.0〜3. 5 本设计车型马自达RX-5属于城市越野车，因此设计的

59、后备系数8在2.0〜 3.5之间选择,则取4=2.0即可。 2. 3离合器摩擦片外径的确定 摩擦片外径关系到膜片弹簧离合器的使用期限和质量，与离合器 递的转矩大小有一定联系（需传递的转矩越大则需要的尺寸就越大），属于离合器 的基本尺寸之一。如果按照汽车发动机最大转矩来确定D时，可查表2.2来确 定摩擦片的外径尺寸。 表2. 2离合器尺寸选择参数表 摩擦片外径D/mm 发动机最大转矩Temax/N * R1 单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值 225 — 130 150 170 250 — 170 200 230 280 — 240 280 320 300 — 260 310 360 325 — 320 380 450 350 — 410 480 550 380 — 510 600 700 410 — 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100