乘用车膜片弹簧离合器毕业设计样本.doc

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乘用车膜片弹簧离合器设计
第一章 绪 论
1.1 论文设计的目的及意义
经过了解乘用车离合器的构造, 掌握乘用车离合器的工作原理, 了解从动盘总成、 压盘和膜片弹簧的结构, 掌握从动盘总成、 压盘和膜片弹簧的设计方法, 经过对以上几方面的了解, 从而深入的了解离合器。学会如何查找文献资料、 相关书藉, 培养学生动手设计项目、 自主学习的能力, 掌握单独设计课题和项目的方法, 设计出满足整车要求并符合相关标准、 具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的乘用车离合器, 为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定扎实的基础。经过这次的毕业设计, 使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤和方法, 以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作, 为即将进入社会提供了一个良好的学习机会, 对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。
1.2 论文选题的背景
对于以内燃机为动力的汽车, 离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成, 其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递, 保证汽车起步时将发动机与传动系平稳平顺地接合, 确保汽车平稳起步; 在换挡时将发动机与传动系分离, 减少变速器中换挡齿轮之间的冲击; 在工作中受到大的动载荷时, 能限制传动系所承受的最大转矩, 防止传动系各零件因过载而损坏; 有效地降低传动系中的振动和噪声。
随着汽车发动机转速、 功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展, 人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发, 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, 增加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。
汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响, 而离合器又是汽车传动系中的重要部件。在离合器设计中, 合理地选择离合器的结构型式和设计参数不但保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩, 还使其有足够的使用寿命。
1.3 论文设计的方法
经过毕业设计, 对轿车离合器的结构、 从动盘总成、 压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先经过查阅文献、 上网查阅资料, 了解汽车离合器的基本工作原理, 结构组成及功能; 经过自己动手拆装桑塔纳 轿车膜片弹簧离合器, 对其有进一步的了解, 并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。
为了保证离合器具有良好的工作性能, 对汽车离合器设计提出如下基本要求:
1)在任何行驶条件下均能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)接合时要平顺柔和, 以保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3)分离时要迅速、 彻底。
4)离合器从动部分转动惯量要小, 以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击, 便于换挡和减小同步器的磨损。
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。
6)应使传动系避免扭转共振, 并具有吸收振动、 缓和冲击和减小噪声的能力。
7)操纵轻便、 准确, 以减轻驾驶员的疲劳。
8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小, 以保证有稳定的工作性能。
9)应有足够的强度和良好的动平衡, 以保证其工作可靠、 寿命长。
10)结构应简单、 紧凑、 质量小, 制造工艺性好, 拆装、 维修、 调整方便等。
1.4 论文內容的概述
现在轿车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦式离合器。摩擦式离合器主要由主动部分(发动机飞轮、 离合器盖和压盘等)、 从动部分(从动盘)、 压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、 分离轴承、 离合器踏板及传动部件等)四部分组成。
本次毕业设计的基本内容有:
1.膜片弹簧离合器的基本结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径D、 离合器后备系数β和单位压力p)及计算。
2.离合器零件的结构选型及设计计算
( 1) 绘制离合器装配图;
( 2) 从动盘总成设计;
( 3) 离合器盖总成设计;
( 4) 膜片弹簧主要参数的选择、 设计和强度校核;
1.5膜片弹簧离合器的概述
膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器。因其作为压簧, 能够同时兼起分离杠杆的作用, 使离合器的结构大为简化, 质量减少, 并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次, 由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触, 使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性, 故能在从动盘摩擦片磨损后, 弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩, 而不致产生滑离。离合器分离时, 使离合器踏板操纵轻便, 减轻驾驶员的劳动强度。另外, 因膜片是一种对称零件, 平衡性好, 在高速下, 其压紧力降低很少, 而周布置弹离合器在高速时, 因受离心力作用会产生横向挠曲, 弹簧严重鼓出, 从而降低了对压盘的压紧力, 从而引起离合器传递转矩能力下降。那么能够看出, 对于轻型车膜片弹簧离合器的设计研究对于改进汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。
作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧, 是由弹簧钢冲压成的, 具有”无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片, 且自其小端在锥面上开有许多径向切槽, 以形成弹性杠杆, 而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈, 而后者借助于固定在离合器盖上的一些( 为径向切槽数目的一半) 铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时, 由于离合器盖靠向飞轮, 后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形, 锥顶角变大, 甚至膜片弹簧几乎变平, 同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时, 分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变, 使膜片弹簧大端后移, 并经过分离钩拉动压盘后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点: 首先, 由于膜片弹簧具有非线性特性, 因此设计摩擦片磨损后, 弹簧压力几乎不变, 且能够减轻分离离合器时的踏板力, 使操纵轻便; 其次, 膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的, 因此其压紧力实际上不受离心力的影响, 性能稳定, 平衡性也好; 再者, 膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用, 使离合器结构大为简化, 零件数目减少, 质量减小并显著缩短了轴向尺寸; 另外, 由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触, 使压力分布均匀, 摩擦片的接触良好, 摩擦均匀, 也易于实现良好的通风散热等。
由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点, 而且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高, 因此这种离合器在轿车及微型、 轻型客车上得到广泛运用, 而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上, 国外已经设计出了传递转矩为80~~ N.m、 最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列, 广泛用于轿车、 客车、 轻型和中型货车上。甚至某些总质量达28~32t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的, 但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构, 即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装, 并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近, 使结构简化, 零件减少、 装拆方便; 膜片弹簧的应力分布也得到改进, 最大应力下降; 支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。

第2章 离合器结构方案选取

2.1《设计任务书》给定参数和结构设计要求
表1-1马自达阿特兹 2.5L蓝天运动版基本型整车参数

项目
参数
汽车的驱动形式
4×2
最高车速
=215 km/h
发动机最大功率及转速
=141 KW =6100r/min
主要尺寸
4870×1840×1450长/宽/高(mm)
主减速器最大传动比
=4.444
变速器最大传动比
=3.455
轮胎型号
225/45R19
发动机最大转矩及转速
=252 N·m =3250 r/min
整备质量
m=1484Kg

在设计离合器时, 应根据车型的类别, 使用要求制造条件等要求等, 合理选择离合器的结构。
在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点:
1: 保证离合器结合平顺和分离彻底。
2: 离合器从动部分和主动部分各自的连接形式和支承。
3: 离合器轴的轴向定位和轴承润滑
4: 运动零件的限位
2.2结构方案的设计与选取
2.2.1 从动盘数及干湿式选取
根据已知条件知道乘用车可选取单片干式膜片弹簧摩擦离合器, 因为这种结构的离合器结构简单, 调整方便, 轴向尺寸紧凑, 分离彻底, 从动件转动惯量小, 散热性好, 采用轴向有弹性的从动盘结合平顺, 广泛用于乘用车和最大总质量小于6t的商用车。
故该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。
2.2.2 压紧弹簧的结构形式及布置
离合器的压紧弹簧的结构形式有: 圆柱螺旋弹簧、 矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等, 可采用沿周置布置、 中央布置、 和斜置等形式。根据设计条件可选取膜片弹簧离合器。
膜片弹簧膜片弹簧是一种由弹簧钢制成, 具有特殊结构的蝶形弹簧, 主要由碟簧部分和分离指部分组成( 图2.1) 。膜片弹簧离合器与其它形式相比具有很多优点: 首先, 由于膜片弹簧较理想具有非线性特性, 因此摩擦片在允许磨损范围内, 弹簧压力几乎不变, 且能够减轻分离离合器时的踏板力, 使操纵轻便; 其次, 膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的, 因此其压紧力实际上不受离心力的影响, 性能稳定, 平衡性也好; 再者, 膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用, 使离合器结构大为简化, 零件数目减少, 质量减小并显著缩短了轴向尺寸; 另外, 由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触, 使压力分布均匀, 摩擦片的接触良好, 摩擦均匀, 也易于实现良好的通风散热等。
由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点, 而且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高, 因此这种离合器在乘用车上得到广泛运用, 而且正大力扩展各种形式的商用车。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代, 膜片弹簧为反装, 并将支承圈片弹簧的大端附近( 见图2.2b) , 接合时, 膜片弹簧的大端支撑在离合器盖上, 以中部压紧在压盘上, 将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离。使结构简化, 零件减少、 装拆方便; 膜片弹簧的应力分布也得到改进, 最大应力下降; 支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。

图2.1膜片弹簧离合器的工作原理图
( a) 自由状态; ( b) 压紧状态; ( c) 分离状态

图2.2

(a) 一般压式操纵 (b)拉式操纵
2.2.3 压盘的驱动方式
压盘是离合器的主动部分, 在传递发动机转矩时它和飞轮一起带动从动盘转动, 但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。
压盘与飞轮的连接方式或驱动方式有: 凸块—窗孔式、 传力销式、 键块式以及弹性传动片式等。前三种方式有一个共同的缺点, 即连接之间有间隙, 在传动时将产生冲击和噪声, 而且在零件相对滑动中有磨损, 甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏, 因此近年来广泛采用弹性传动片式。
弹性传动片是由高碳钢冲压而成, 其一端铆在离合器盖上, 另一端用螺钉固定在压盘上, 且一般用3~4组( 每组2~3片) 沿圆周切向布置以改进传动片的受力状况, 这时, 当发动机传动片时受拉, 当由车轮滑行时反转受压。这种利用传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点, 而且简化了结构, 降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。
故该离合器采用弹性传动片式。
2.2.4 分离轴承的类型
分离轴承在工作中主要承受轴向力, 在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力, 形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种, 前者适合于高速低轴向负荷, 后者适合于相反情况。常见含润滑油脂的密封止推球轴承, 小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨, 当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀, 膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置( 见图2.3) 。它有内圈旋转轴承, 轴承罩, 波形片簧( 见图2.3) 中4, 它由厚约为0.7㎜的65Mn钢带制成, 油淬、 模内回火度HRC43～51) 及分离套筒组成。由于轴承与套筒间都留有足够径向间隙以保证分离轴承相对于分离套筒能够径向移动1mm左右, 因此当膜片相对分离套筒有偏斜时, 由于波形片簧能够产生变形, 允许分离轴承产生相正确偏斜, 以保证膜片弹簧仍能被均匀的压紧, 也防止了膜片弹簧分离指处的异常磨损并减少了噪音。另外由于分离指与直径较小的轴承内圈接触, 则增大了膜片弹簧的杠杆比。
分离套筒支撑着分离轴承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上, 能够轴向移动。分离器结合后, 分离轴承与分离杠杆之间一般有3~~4mm间隙, 以免在摩擦片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构, 用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杠杆端( 多为膜片弹簧) 经常贴合, 以减轻磨损和减少踏板行程。

图2.3自动调心轴承装置
1—分离轴承罩; 2—分离轴承; 3—分离套筒; 4—波形弹簧片

2.2.5 离合器的通风散热措施
提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。
在正常使用条件下, 离合器的压盘工作表面的温度一般均在180℃以下, 随着其温度的升高, 摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180℃～200℃时, 摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下, 该温度有可能达到1000℃。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂; 由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高, 除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外, 还应使其散热通风良好。为此, 可在压盘上设置散热筋或鼓风筋; 在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽, 这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用; 将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构; 在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口, 以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末, 在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗, 在离合器壳内装设冷却气流的导罩, 以实现对摩擦表面有较强定向气流经过的通风散热等。为防止压盘 的受热翘曲变形, 压盘应有足够大的刚度。
鉴于以上对质量和刚度的要求, 一般压盘都设计得比较厚, 载货汽车一般不小于15㎜。

2.2.6从动盘的结构形式

此设计选择带有扭转减震器的从动盘, 带有扭转减震器的冲动盘, 从动片与花键毂之间, 经过减震弹簧项链。具有切向弹性, 以消除高频共振, 并引起缓冲作用, 在从动片花键毂与键盘之间有减震摩擦片, 装碟形垫片做弹性夹紧后去摩擦阻尼作用, 并使阻尼率保持稳定, 以吸收部分能量衰减低频振动, 具有良好的减震降噪效果。

第3章 离合器基本结构参数的确定

在初步确定离合器的结构形式( 如单片干式、 采用有机面片、 膜片弹簧等) 之后, 就要确定基本结构尺寸及参数: 摩擦片外径D、 单位压力p0和后备系数β。
在选定这些尺寸参数时, 下列一些车辆参数对其有重大影响:
（1） 发动机最大转矩 Temax ;
（2） 整车总质量 ma ;
（3） 传动系总的速比( 变速器传动比×主减速器速比) i∑ ;
（4） 车轮滚动半径 rk 。
离合器的基本参数主要有性能参数β和p0, 尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。
3.1离合器后备系数的确定
后备系数 保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩, 同时它有助于减少汽车起步时的滑磨, 提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大, 减少传递系的过载, 使操纵轻便等, 后备系数又不宜过大。在开始设计离合器时一般是参照统计质料, 并根据汽车的使用条件, 离合器结构形式等特点, 初步选定后备系数 。
汽车离合器的后备系数的推荐值:
乘用车及最大的总质量小于6t的商用车: =1.20—1.75
最大的总质量6t-14t的商用车: =1.50—2.25
挂车: =1.80—4.00
本设计的是乘用离合器, 参考数据选定其后备系数=1.40
3.2 摩擦片外径及其它尺寸的确定
摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸, 它关系到离合器的结构重量和使用寿命, 因此应先确定摩擦片的外径D
在确定外径时, 能够根据以下经验公式( 3.1) 计算出:

式(3.1)
式中: D——摩擦片外径, ㎜
T——发动机最大扭矩, N.m
为直径系数, 选取14.6 取值范围见表3-1。
设计原始数据: T=252N.m
由公式( 3.1) 代入相关数据, 则得: D=232mm
表3-1 直径系数的取值范围
车 型
直径系数
乘用车
14.6
最大总质量为1.8～14.0t的商用车
16.0～18.5(单片离合器)
13.5～15.0(双片离合器)
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5～24.0

根据离合器摩擦片的标准化, 系列化原则, 根据下表3.2”离合器摩擦片尺寸系列和参数”( 即GB1457—74)
表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D/㎜
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/㎜
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度/㎜
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
0.532
1－
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积/
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037

可取: 摩擦片有关标准尺寸:
外径D=225㎜ 内径d=150㎜ 厚度h=3.5㎜
内径与外径比值C′=0.667
3.3摩擦因数, 摩擦面数和离合器间隙的确定
摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、 单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围如下
表3.2摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦材料
摩擦因数f
石棉基材料
模压
0.20-0.25
编织
0.25-0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25-0.35
铁基
0.35-0.50
金属陶瓷材料
0.4
本次设计取f=0.30。
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍, 决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是单片推式膜片弹簧离合器, 因此Z=2。
离合器间隙是指离合器处于正常结合状态、 分离套筒被回位弹簧拉倒后极限位置时, 为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合, 在分离轴承和分离杠杆内端之间留有间隙。一般为3-4mm。

3.4单位压力P的确定
摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关.
离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下, 由于摩擦片外径的增加, 摩擦片外缘的线速度大, 滑磨时发热厉害, 再加上因整个零件较大, 零件的温度梯度也大, 零件受热不均匀, 为了避免这些不利因素, 单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。
当摩擦片采用不同材料时, p0按下列范围选取:
石棉基材料 p0=0.10～0.35MPa
粉末冶金材料 p0=0.35～0.60MPa
金属陶瓷材料 p0=0.70～1.50MPa
本次设计摩擦面片采用有机材料, 单位压力p0为0.35～0.5MPa。
用公式βTemax=fZp0D3(1－c3)验算单位压力p0 :
式中, f为摩擦面间的静摩擦因数, 取f=0.3; Z为摩擦面数, 单片离合器的Z=2。
βTemfZp0D3(1－c3) ( 3.2)
则p0=0.35MPa
单位压力p0在容许范围之内, 符合要求。
3.5 离合器传递的最大静摩擦力矩

3.6 离合器基本参数的校核与优化
1. 最大圆周速度

式中, 为摩擦片最大圆周速度( m/s) ;
为发动机最高转速取3250;
为摩擦片外径径取225;
故符合条件。
2. 直径误差
摩擦片的内、 外径比c应在0.53～0.70范围内, 本次设计取c = =0.667 , 符合要求。
3.为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩, 并防止传动系过载, 不同车型的值应在一定范围内, 最大范围为1.2～4.0。
4.摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径约50mm, 即

5.单位摩擦面积传递的转矩
=(N·/)
式中, 为离合器传递的最大静摩擦力矩352;

式中, 为单位摩擦面积传递的转矩( N﹒m/) ; 为其许用值( N﹒m/) , 按下表选取。
单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格D/mm

0.28
0.30
0.35
0.40
当摩擦片外径D220mm时, =0.30N·/>0.0043 N·/,
故符合要求.
6.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0.11-1.50MPa,即 MPaMPaMPa。
7.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,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即

( 3-11)
式中,为单位摩擦面积滑磨(J/mm2); 为其许用值(J/mm2), 对于乘用车: J/mm2, 对于最大总质量小于6.0t的商用车: J/, 对于最大总质量大于6.0t商用车: J/: W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功( J) , 可根据下式计算
( 3-12)
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速器挡位的传动比; 为主减速器传动比; 为发动机转速r/min, 计算时乘用车取r/min, 商用车取r/min。其中: m Kg代入式( 3-12) 得J, 代入式( 3-11) 得, 合格。
8.离合器接合的温升
( 3-13)
式中,t为压盘温升,不超过°C; c为压盘的比热容, J/(Kg·°C); γ为传到压盘的热量所占的比例, 对单片离合器压盘; , 为压盘的质量Kg
代入, , 合格。

摩擦片的相关参数如表
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b

单位压力Po
220mm
150mm
1.40
3.5mm

0.3MPa
第4章 离合器膜片弹簧的设计

4.1 膜片弹簧的结构特点
由前面能够知道, 本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式, 在本设计中采用拉式结构。
膜片弹簧的结构形状如下图7.1, 它是由弹簧钢板冲压而成的。

( 1) 膜片弹簧 ( 2) 碟形弹簧

图4.1

从图中能够看出, 膜片弹簧在结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体, 像图7.1中( 2) 的样子, 它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样, 故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样: 沿其轴线方向加载, 碟簧受压变平, 卸载后又恢复原形如图7.1( 2) 所示。能够说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是, 在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片, 它的作用是, 当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做, 一方面能够减少分离爪根部应力集中, 一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧, 分离爪根部的过渡圆角R＞4.5

4.2膜片弹簧的变形特性和加载方式
由于膜片弹簧采用拉式结构, 故其反装。离合器在分离和接合时, 膜片弹簧的加载情况不一样, 相应的有两种加载方式和变形情况( 如图7.2) : 接合时, 膜片弹簧的大端支撑在离合器盖上, 以中部压紧在压盘上, 将分离轴承向外拉离飞轮实现离合器的分离, 分离时与之相反。如下图:
图4.2膜片弹簧在不同工作状态时的作用力及变形情况
(a)自由状态; ( b) 压紧状态; (c)分离状态

4.3 膜片弹簧的弹性变形特性
前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分, 碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧是不一样的, 它是一中非线性的弹簧, 其特性和碟簧部分的原始内截锥高H及弹簧片厚h的比值H/h有关。不同的H/h值能够得到不同的特性变形特性。一般能够分成下列四中情况:
⑴＜
如下图4.3中H/h=0.5的曲线,其曲线形状表现为:载荷P的增加,变形总是不断增加.这种弹簧的刚度很大,能够承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程限制器。
⑵=
如图4.3中H/h=1.5≈的曲线,弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形的增加,载荷P几乎不变.这种弹簧叫做零刚度弹簧.

⑶＜＜2
如图4.3中=2.75者,弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而减少具有这种特性的膜片弹簧很适合用于作为离合器的压紧弹簧,因为可利用其负刚度区,达到分离离合器时载荷下降,操纵省力的目的,当然负刚度过大也不适宜,以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力过大.
⑷＞
如下图4.4,这种弹簧的的特性曲线中具有更大的负刚度不稳定工作区,而且有载荷为负值的区域.这种弹簧适合于汽车液力传动中的锁止机构。

图4.3三种不同H/h值时的无因次特曲线

图4.4各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性
4.4 膜片弹簧的参数尺寸确定
在设计膜片弹簧时, 一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算, 最后优选最合适的尺寸。其结构示意图见图4.5

图4.5膜片弹簧示意简图
1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择
为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便, 汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.6～2.2, 板厚h为2～4
故初选h=2.4, =2.0则H=2.0h=4.8.
2 自由状态下碟簧部分大端R、 小端r的选择和比值
研究表明, R/r越大, 弹簧材料利用率越低, 弹簧越硬, 弹性特性曲线受直径误差的影响越大, 且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求, R/r一般为1.2～1.3。
则可取r=100mm, R=125mm。
当时, 摩擦片平均半径Arc=D+d/4=( 225+150) /4=93.75mm
对于拉式膜片弹簧的r值, 应满足关系,即r=100mm。
故取r=100,再结合实际情况取R/r=1.2,则R=120mm。
3 膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arcane/(R-r)=arctan4.8/(120-100)≈14°, 满足9°～15°的范围。
4 膜片弹簧小端半径r及分离轴承的作用半径r
r的值主要由结构决定, 最小值应大于变速器第一轴花键外径, 分离轴承作用半径r大于 r
因为花键外径D=34㎜要使2 r＞D, 因此取r=25㎜, r=28㎜

5分离指数目n的选取
汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n＞12, 一般在18左右, 采用偶数, 便于制造 故取为n=18。
6切槽宽度、 及半径
初选切槽宽≈3.5㎜, ≈9㎜, 窗孔半径r一般情况下由r－r>
参考下表4.1
表4.1一些车型膜片弹簧的分离爪数n、 切槽宽、 及半径

表4.1一些车型膜片弹簧的分离爪数n、 切槽宽、 及半径

车型

n

( ㎜)

( ㎜)

r－( ㎜)

丰田

18

3.2

9

11

北京BJ751

18

3.2

11

13

上海SH771

18

3.2

11

12.5

雪佛兰

18

3.2

10

10

参考上表4.1可取得n=18, ≈4㎜, ≈12㎜, r≈89mm

7压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定
和需满足下列条件:

R=120 r=100故选＝115mm, ＝106mm.
校核: 拉式
( 225+150) /4<=106<=225/2满足
故满足条件。
8 支承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L
由于采用推式膜片弹簧, l, L的大小将影响膜片弹簧的刚度, 一般来说, l值应尽量靠近r而略大与r。L应接近R略小于R。一些汽车膜片弹簧离合器的L和l见下表7.4

表4.2一些车型的膜片弹簧支承环平均半径l、 接触班级L

车型

膜片弹簧大端半径R( ㎜)
压盘接触半径L
( ㎜)
碟簧部分半径r
( ㎜)
支承环平均半径l
(㎜)

丰田

103

101

81

82.6

北京BJ751

105

103

83．5

84

上海SH771

126

120

103．6

105

雪佛兰

114

114

93

97

参看表4.2
可选择: l=100㎜, L=110㎜
9膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点位置如图4.6所示, 该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置, 而且。新离合器在接合状态时, 膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间, 且靠近或在H点处, 一般, 以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不大。当分离时, 膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力, C点应尽量靠近N点。

图4.6 膜片弹簧工作点位置
10膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料, 应具有高的弹性极限和屈服极限, 高的静力强度及疲劳强度, 高的冲击强度, 同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求, 国内常见的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。

4.5膜片弹簧强度计算与应力校核
假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动( 图) 。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零, O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标系如图, 则断面上任意点的切向应力为:

图4.7切向应力在子午断面的分布

( 4-1)
式中 ——碟簧部分子午断面的转角( 从自由状态算起)
——碟簧部分子有状态时的圆锥底角
——碟簧部分子午断面内中性点的半径

为了分析断面中断向应力的分布规律, 将( 4-1) 式写成Y与X轴的关系式:
( 4-2)
由上式可知, 当膜片弹簧变形位置φ一定时, 一定的切向应力在X-Y坐标系里呈线性分布。
显然, 零应力直线为K点与O点的连线, 在零应力直线内侧为压应力区, 外侧位拉应力区, 等应力直线离应力直线越远, 其应力越高。由此可知, 碟簧部分内缘点B处切向压应力最大, A处切向拉应力最大, 分析表明, B点的切向应力最大, 计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就能够了, 将B点的坐标X=( e-r) 和Y=h/2 代入( 4-2) 式有:
( 4-3)
令能够求出切向压应力达极大值的转角
由于: e=R-r/ln( R/r) =120-100/ln1.2=109.696mm
因此: 。
B点作为分离指根部的一点, 在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力:
( 4-4)
式中 n——分离指数目 n=18
br——单个分离指的根部宽
br=2*3.14*25/18=8.7mm
因此: 拉式 532.15N/mm2
由于σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力, 因此根据最大剪应力强度理论, B点的当量应力为:
拉式N/mm2
532.15-2196.67=-1664.52N/mm2
分离轴承的载荷计算
拉式
1242,652N膜片弹簧应力

=1748.6MPa, 其中
N/mm2

在这次设计中, 膜片弹簧材料采用60Si2MnA, 因此=846.25符合σjB≤1500～1700MPa的强度设计要求。
4.6膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中, 其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
向变形为(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示:

式中, E――弹性模量, 钢材料取E=2.06× ;
b――泊松比, 钢材料取b=0.3;
R――自由状态下碟簧部分大端半径, mm;
r――自由状态下碟簧部分小端半径, mm;
――压盘加载点半径, mm;
――支承环加载点半径, mm;
h――膜片弹簧钢板厚度, mm