K5汽车膜片弹簧离合器设计毕业论文

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1、第1章 绪 论1.1 概述在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，无论是AMT或MT,离合器都作为一个独立部件而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。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角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器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，适合发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器发展趋势。1.2 汽车离合器

2、结构的发展在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原形设计曾装在1889年德国戴姆勒公司生产的钢质车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。对当时来说锥形离合器的制造比较容易，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过驼毛带、皮革带等。那时也曾出现过蹄-鼓式离合器来代替锥形离合器。但无论锥形离合器、还是蹄-鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。现在所有的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的结合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对

3、着一青铜盘片。采用纯粹的金属对金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更加满意的性能。浸在油中的盘式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。20世纪20年代末，只到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。实际上早在1920年就出现了单片式离合器，但由于

4、当时技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在结合时不够平顺等问题。但是，单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。多年的实际经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首先单片干式摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到结合平顺，因此现在广泛用于大、中、小各类车型中。如今单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的结合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减震器，防止了传动系统的扭转共

5、振，减小了传动系统噪声和动载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器在原有基础上得到不断该进，乘用车上愈来愈多采用双质量飞轮的扭转减振器，能更有效地降低传动系的噪声。对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限(现离合器从动盘的直径已达430mm)，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的一倍，但受到其他客观因素的影响(如散热等)，实际的效果要比理论值低一些。

6、结构上采用拉式膜片弹簧的离合器，其允许的传扭能力要比推式大。从动盘采用金属陶瓷的离合器比一般有机片摩擦材料的离合器传扭能力要提高30%，而使用寿命至少提高70%以上。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型牵引汽车和自卸汽车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结构，摩擦表面温度较低(不超过93)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。据报道，这种离合器有着良好的起步能力，其使用寿命可达干式离合器的5-6倍。1.3 国内外的技术差距为了满足汽车配套的需要，上世纪80年代，几个厂家先后从国外引进了膜片弹簧设计与制造技术。这些企业引进工作有力地促进国内汽车

7、离合器行业的发展，为今后工作打下了一定的基础，但由于技术与资金的有限，缺乏长期高额投资的能力，形式不容乐观，与国外先进产家相比仍有相当大的差距。l 生产规模 由于受汽车市场，制造工艺和装备的制约，我国的生产规模与国外先进厂家相差甚远。试比较如下：法国Valeo公司1992年离合器产量为1000万套，销售收入26.81亿法郎，而我国目前最大生产厂家上海离合器总厂今年产量预计40万套，相差几十倍。l 技术水平 虽然国内各主要离合器厂家先后从国外引进生产技术，但由于引进产品品种比较窄，产品比较落后。同时在技术消化、技术积蓄、技术发展等方面未作大的人力，物力投入，缺乏独立自主开发能力，不能形成系列化产

8、品。而国外各厂家不仅产品品种多，从160mm到430mm有几千种产品，而且深度上不断突破，如复合整体双飞轮及紧凑离合器系统、液力变矩器、电子控制离合器系统等均已商业化。l 生产管理 由于国内离合器厂家大多数起点比较低，观念又未及时更新，生产管理很大程度上还停留在行政指令阶段，生产与销售市场脱节，盲目生产，生产线上紊乱无序，而国外大多推广精益生产方式，实行倒拉式生产，生产线始终保持均衡有序地流动。l 产品质量 由于我国基础工业相对比较落后，原材料不能满足技术要求，同时由于各厂家生产纲领小，高效、高精度设备采用较少，如多工位压力机，高速精密冲床及热处理，机械加工自动化生产线等，量刃具精度也严重影响

9、产品质量，使我国产品质量不能满足主机厂技术要求，而国外厂家仍在不断制定更严格标准来促进各厂家产品质量的提高。通过以上几个方面比较，可以发现我国汽车离合器行业危机四伏，而随着我国加入世界贸易组织，汽车行业对零部件实行全球采购的流行，使得离合器大集团更能发挥规模经济的优势，很可能不断扩大其在中国市场份额，将我国分散，各自为政的离合器厂家各个吞食。这是一个摆在我们面前的严峻现实，必须引起我们高度重视和思考。因此，国内离合器发展还有好一段长路要走，有待我们做出更大的贡献。1.4 研究方法及结构安排根据汽车总体设计要求对离合器进行匹配设计。本膜片弹簧离合器可以从以下几个步骤进行设计工作：l 汽车总体参数

10、设计l 离合器选型l 离合器主要参数的选择l 膜片弹簧的设计l 离合器从动盘总体设计l 压盘和离合器盖设计l 扭转减振器设计l 离合器操纵机构设计第2章 汽车总体设计2.1 汽车形式的选择给定参数为:汽车最高车速202km/h；装载质量1.4吨；最小转弯直径为11.14m；最大爬坡度0.7。不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别。(一) 轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。根据有关部门规定：公路允许车辆的单后轴负荷为130kN，双后轴负荷为240kN，双轴汽车前后轴

11、总负荷一般不大于190kN，而三轴式汽车前后轴总负荷不超320kN。所以根据给定的汽车装载质量选择汽车的轴数为：两轴。(二) 驱动形式 汽车驱动形式有4x2、4x4、6x2、6x4、6x6、8x4、8x8等。汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选择驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单，制造成本低的4x2驱动形式。所以选择汽车驱动形式为：4x2式。(三) 布置形式 汽车可以按照驾驶室与发动机相对位置不同，分为平头式、短头时、

12、长头式和偏置式四种。汽车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置、和后置三种布置形式。 针对轻型汽车选择平头式，采用平头式货车的主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短；最小转弯直径小，机动性能好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减少；驾驶员视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；面积利用率高。2.2 汽车主要参数的选择（一） 汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸参数有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸等。1. 外廓尺寸 汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。各国对公路运输车辆的外廓尺寸均有法规限制，以保证行驶的安全性。G

13、B1589-1989汽车外廓尺寸限界规定如下：货车总长不应超过6m；包括后视镜，汽车宽不超过2.5mm；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；具体选择何种外廓尺寸，应根据汽车的用途。道路条件、外形设计和结构布置等因素来确定。汽车的尺寸一般随吨位而一起增大，同一吨位轴数多的汽车，其宽度、高度要比轴数少的汽车小一些。在保证汽车主要性能条件下应力求减小外廓尺寸，以便减轻汽车的质量，降低成本和改善经济性。所以，确定汽车的外廓尺寸为：4845mm 1830mm 1460mm2. 轴距L 轴距对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述各项指标减少。此外，轴

14、距对轴荷分配、传动轴夹角有影响。原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客多的货车或客车，轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距宜取短些。根据表2-1提供的数据，总质量在1.4-5.0t的轿车，轴距宜取在2500mm-2860mm之间。 所以汽车轴距L:L=2795mm3. 前、后轮距和 轮距大些，对增大车厢宽度与提高车身横向稳定性有利；但轮距过大，使汽车总宽和总质量增大，并导致汽车的比功率、比转矩指标下降，机动性变坏。 在选定的前轮距范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距时，应考虑车架两纵梁之间的宽

15、度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。根据表2-1提供数据，总质量在1.4-5.0t的轿车，轮距宜取1300mm-15000mm之间。所以前、后轮距和：=1400mm表2-1 各种汽车的轴距和轮距车型类别轴距L/mm轮距B/mm轿车微型车2000220011001380普通级2100254011501500中级2500286013001500中、高级2850340014001580高级290039001560162042货车微型1700290011501350轻型2300360013001650中型3600550017002000重型4500560018402000矿用自卸车总质量

16、6039004800大客车城市大客车（单车）4500500017402050长途大客车（单车）500065004. 前悬和前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减少了汽车的接近角，使汽车通过性降低，并使驾驶员视野变坏。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度或行李箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低。总质量在1.4-5.0t的轿车后悬一般在1000mm-1800mm之间。 取前悬=520mm,后悬=920mm。(二)汽车质量参数的确定数包括整车整备

17、质量、载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。5. 汽车的载质量 汽车载质量是指在硬质良好的路面上行驶时所允许的额定载质量。载质量由设计要求给出。=1.4t6. 质量系数 质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即=/。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。在参考同类汽车选定(表2-2)，取=0.8。 表2-2 货车的质量系数车型参数总质量/t轿车1.23.00.400.803.06.01.101.356.01.201.507. 整车整备质量 质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等)，加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。

18、根据选定质量系数，求整车整备质量 由于 (2-1) 所以 =1.4t/0.8=1.75t4 轴荷分配 荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支撑平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。各使用性能要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据整车的性能要求。使用条件等，合理地选取轴荷分配。 各类汽车的轴荷分配见表2-3根据表2-3，满载时，前轴轴荷分配取60% 即1750 601050kg后轴轴荷分配取53% 即1750 53927.5kg 表2-3 各类汽车的轴荷分配车型满载空载前轴后轴前轴后轴 轿 车发动机前置前轮驱动47%6

19、0%40%53%56%66%34%44%发动机前置后轮驱动45%50%50%55%51%56%44%49%发动机后置后轮驱动40%46%54%60%38%50%50%62%货车42后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%42后轮双胎，长、短头式25%27%73%75%44%49%51%56%42后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%64后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%（三） 汽车性能参数的确定1.动力性参数汽车动力参数包括最大动力因数、最高车速、加速时间t、商品能力、比功率和比转矩等。（一）最大动力因数直接挡大动力因数和一挡最大

20、动力因数，的选择主要考虑对汽车加速性和燃料经济性的要求，并视汽车类型和道路条件而异，各车的动力因数可参考表2-4来选择。 根据表2-4，直接档最大动力因数=0.12，一挡最大动力因数=0.40。 表2-4 汽车动力性能参数范围汽车类别直接挡最大动力因数一挡最大动力因数比功率比转矩轿车微型级0.070.100.300.40306050110普通级0.080.120.300.40356580110中级0.100.150.300.50407090130高级0.140.200.300.5060110100180货车微型0.10.140.300.4016283044轻型0.060.100.300.401

21、5253844中型0.040.060.300.3510203347重型0.040.060.300.356202950(1) 最高车速(2) 最大车速由设计要求给出，=202km/h(3) 加速时间t汽车通常用起步到60km/h的时间或在直接挡下从20km/h加速到某一车速的时间来评价。本车选择起步到60km/h的时间来表达该货车加速能力，设计t=5.5s(4)上坡能力用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数来表示汽车的上坡能力。因乘用车、货车、越野汽车的使用条件不同，对他们的上坡能力要求也不一样，通常要求轿车车能克服40%坡度。有设计参数要求给出，=0.4(5)汽车比功率和比转矩 比功率是汽

22、车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，即=/。它可以反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能。速度性能要好于比功率小些的汽车。汽车的比功率随着总质量的增加而减小。比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比，=/。它能反映汽车的牵引能力。不同车型的比功率和比转矩范围见表2-4。据表2-4，取=60N；=110N。2.燃油经济性参数 汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量(L/100km)来评价。该值越小燃油经济性越好。汽车用单位质量的百公里油耗量来评价(表2-5)。表2-5 汽车单位质量百公里燃油消耗量 总质量ma/t汽油机柴

23、油机总质量ma/t汽油机柴油机82.502.601.431.53 该中级轿车车选择高速汽油机作为动力来源，由表2-5数据，取q=2.0,所以百公里油耗为2.8L3.汽车最小转弯直径转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支撑平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径。用来描述汽车转向的机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。由给定参数=12.5m。4.通过性几何参数 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙，接近角，离去角，纵向通过半径等。其范围见表2-6。取：l 最小离地间隙=122mml 接近角25l 离去角20l 纵向通过半径5.5m表2-6 汽车通过性的几何参数

24、车型hmin/mm/（）/（）/m42轿车150220203015223.08.344轿车210455035401.73.642货车250300406025452.36.044货车、66货车260350456035451.93.642客车、64客车22037010406204.09.05.操纵稳定性参数(1) 转向特性参数为了保证有良好的操纵稳定性，汽车应具有一定程度的不足转向。通常用汽车以0.4g的向心加速度沿定圆转向时，前、后轮侧偏角之差作为评价参数。此参数在为宜。取=(2) 车身侧倾角 汽车以0.4g的向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角控制在以内较好，最大不允许超过。取=(3) 制动

25、前俯角 为了不影响乘坐舒适性，要求汽车以0.4g的减速度制动时，车身的前俯角不大于。6.汽车平顺性参数保证汽车有良好的行驶平顺性，汽车有较低的振动频率，乘员在轴承受的振动加速度应不超过国际标准2631-78规定的人体承受振动界限值。7.汽车制动性参数汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。常用制动距离和制动减速度作为制动性能的评价参数和设计指标。第3章 离合器初步结构设计3.1 离合器功用原理及设计要求（一） 离合器的功用 离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件。其功能如下：1. 保证汽车平稳起步 发动机起动后，

26、汽车起步之前，驾驶员先踩下离合器踏板，将离合器分离，使发动机与传动系脱开，再将变速器挂上挡，然后逐渐松开离合器踏板，使离合器逐渐结合。在离合器逐渐结合的过程中，发动机所受阻力矩也逐渐增加，故应同时踩下加速踏板，即逐步增加对发动机的燃油供给量，使发动机的转速始终保存在最低稳定转速以上，不致熄火。由于离合器的结合紧密程度逐渐增大，发动机经传动系统传给驱动车轮的转矩便逐渐地增加，到驱动力足以克服起步阻力时，汽车即从静止开始运动并逐步加速。因此保证了汽车能平稳起步。2. 保证传动系统换挡时工作平顺 在汽车形式过程中，为了适应不断变化的形式条件，传动系统经常要换用不同挡位工作。实现齿轮式变速器的换挡，一

27、般是拨动齿轮或其他挂挡机构，使原有挡位的某一齿轮副推出传动，再使另一挡位的齿轮副进入工作。在换挡前也必须踩下离合器踏板，中断动力传递，便于是原有挡位的啮合副脱开，同时有可能使新挡位啮合副的啮合部位的速度逐渐趋向相等，这样，进入啮合时的冲击可以大为减轻，使换挡时工作平顺。3. 防止传动系统过载 当汽车进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系统刚性相连而急剧降低转速，因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩(数值可能大大超过发动机正常工作时所发出的最大转矩)，对传动系统造成超过其承载能力的载荷，而使其机件损坏。有了离合器，便可依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一危险

28、。因此，离合器的这一功用是限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。 由上述可知，欲使离合器起到以上几个作用，离合器应该是这样的一个传动机构：其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐结合，并且在传动过程中还要有可能相对转动。所以，离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联接，而是借二者接触面之间的摩擦作用来传递转矩(摩擦离合器),或是利用液体作为传动的介质(液力耦合器)，或是利用磁力传动(电磁离合器)。在摩擦离合器中，为产生摩擦所需的压紧力，可以是弹簧力、液压作用力或电磁吸力。但目前汽车上采用比较广泛的是弹簧压紧的摩擦离合器。（二） 膜片弹簧离合器的工作原理图3-1 所示为膜片弹簧离合

29、器结构状态示意图。 图3-1 离合器的工作原理和构造示意图1-轴承； 2-飞轮； 3-从动盘； 4-压盘； 5-离合器盖螺栓； 6-离合器盖；7-膜片弹簧； 8-分离轴承； 9-轴由图3-1可知，离合器盖6与发动机飞轮用螺栓5紧固在一起，当膜片弹簧7被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘4的压紧力，使得压盘与从动盘3互相压紧，发动机的转矩经飞轮及压盘通过摩擦面的摩擦力矩传至从动盘。要分离离合器时，踩下踏板，套在从动盘毂滑槽中的拨叉，便推动从动盘克服膜片弹簧弹簧的压力右移而与飞轮分离，压紧力消失，从而中断了动力传动。(三) 对膜片弹簧离合器的基本性能要求 为了保证离合器具有良好

30、的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：1)在任何行驶条件下，既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)接合时要完全、平顺、柔和、保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离时要迅速、彻底。4)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)应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7)操纵轻便、准确、以减轻驾驶员的疲劳。3.2 离合器结构方案的分析（一） 从动盘数的选择 单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良

31、好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设一片从动盘。 双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程大，不易分离彻底，轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。 多片离合器多为湿式，具有接合更加平顺、柔和、摩

32、擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离形成大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用与最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。 因此，该轻型货车选用单片式离合器。（二） 膜片弹簧离合器优点 该轻型货车采用推式膜片弹簧离合器。膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，具有一系列的优点：1)膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性(图3-2),弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变(从安装时的工作点b变化到a点),因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力

33、大大下降(从b点变化到),离合器分离时，弹簧压力有所下降(从b点变化到c点),从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加(从b点变化点)。2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱螺旋弹簧压紧力则明显下降。4)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。6)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡型好。图3-2 膜片弹簧与螺旋弹簧弹性特性(三) 膜片弹簧支撑形式 本轻型货车膜片弹簧的支撑形式选择无支撑环形式。无支撑环形式

34、又分为DBR型，D/DR型，CP型。 1)DBR型（图3-3a） 利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出来的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支撑环，用于轻、中型货车上。 2)D/DR型(图3-3b) 以离合器盖上冲出的环形凸台代替后支撑环，使结构简单，用于中型货车上。 3)CP型(图3-3c) 将D/DR型中的铆钉取消，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧与和离合器盖上冲出的环形凸台弯合在一起，结构最简单。用于轿车上。 根据以上分析，选择DBR型作为此货车离合器支撑方式。图3-3 推式膜片弹簧无支撑环形式(四) 压盘驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、传力销式、键块式和弹性传

35、动片时等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置恶三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器和压盘以铆钉或螺栓联结，传动片的弹性允许其做轴向移动。当发动机驱动时，传动片受拉，当拖动发动机时，传动片受压。弹性从动片驱动方式的结构简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。因此，此货车选择传动片进行传力。3.3 离合器主要参数的选择 离合器的基本参数主要有性能参数和，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数Z和离合器间隙，最后还有摩擦因数。

36、 (一) 后备系数 后备系数是离合器设计中一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。为了可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨时间过长，不宜选得太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选得太大；各类汽车离合器的取值范围见表3-1。由表中数据取=1.46 表3-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车最大总质量为t的商用车挂车(二)单位压力 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片的外径比较

37、大时，要适当降低摩擦面的单位压力。因为，在其他条件不变时，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外援的线速度大，滑磨时发热严重，再加上尺寸交大，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 随摩擦片的外景增加而降低。对于载货车，D=230时，p约为0.2MPa。（三）摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径D是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要参数，当按发动机最大转矩来选定D时，有下列公式，可作参考： (3-1)式中 系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范

38、围： 小轿车A=47；一般载货汽车A=36(单片)或A=50(双片)；自卸车或使用条件恶劣的载货汽车A=19。由式， D200mm 按初选D以后，还需要注意摩擦片尺寸的系列化和标准化。表3-2为我国摩擦片尺寸的标准。所以D=200mm,d=140mm,h=3.5mm,单面面积160。表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300内径d/mm110125140150155165175厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.5单位面积/106132160221302402466(四) 压盘工作压力、摩擦因数和离合器间隙 1)压盘工作压力确定

39、(3-2) 3202.94N2) 摩擦系数确定与校核根据摩擦定律，离合器的静摩擦力矩为 (3-3)式中 Z摩擦面数，单片离合器的Z=2 摩擦片的平均摩擦半径由式求得，在之间，所以设计符号要求。3）离合器间隙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到后极限位置时，为保证摩擦片正常模式过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有间隙。该间隙一般为mm。取=3mm。第4章 离合器从动盘总成设计从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1) 从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击

40、。2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦片压力均匀，以减少磨损。3) 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。4.1 从动片设计（一） 从动片选材及厚度设计 设计从动片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。这是因为在汽车行驶中进行换挡时，首先要切断动力分离离合器，而在变速器挂挡过程中，与变速器第一轴相连的离合器从动盘的转速一定要发生变化，或是增速，或是减速。离合器从动盘转速的变化将引起惯性力，惯性使变速器换挡齿轮的轮齿间产生冲击或使变速器中的同步器装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减少转

41、动惯量以减轻变速器换挡时的冲击，从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度高。选用mm50号中炭钢板冲制而成。为了进一步减小从动片的转动惯量，有时将从动片外援的盘形部分磨薄至mm，使其质量分布更加靠近旋转中心。取其厚度mm，外缘厚度mm。（二） 轴向弹性从动盘的结构选择为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：1). 在从动片外缘开个“T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。“T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。2). 将扇形波片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形

42、片比从动片薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转，主用应用于乘用车和总质量小于6t的商用车上。3). 利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。这种结构主要应用在发动机排量大于2.5L的乘用车上。4). 将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合。这种结构转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大,主要应用于商用车。 货车总质量kg，所以选择分开式弹性从动盘。其优点：波形弹簧片是由同一模具冲制而成的，故其刚度比

43、较一致；由于从动盘外缘厚度比较薄，可以得到更小的转动惯量。4.2 从动盘毂设计 从动片毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径与发动机的最大转矩由表4-1选取。 选取，齿数n=10,外径D=32mm，内径d=28mm，齿厚b=4mm，有效长度l=35mm 表4-1 从动盘毂花键的尺寸从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm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l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.82001101029

44、2342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2从动盘毂的轴向尺寸不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底。从动盘毂一般采用锻钢(如35，45，40等) ，并经调质处理，表面和心度一般在.为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。花键强度校核：由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破环，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可

45、适当增加花键毂的轴向长度。 挤压应力的计算公式如下： (4-1)式中 P花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： 分别为花键的内外径 Z从动盘毂的数目 发动机最大转矩 n花键齿数 h花键齿工作高度， l花键有效长度由公式 所以满足设计要求。4.3 摩擦片设计离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：1) 摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。2) 具有足够的机械强度与耐磨性。3）密度要小，以减小从动盘的转动惯量。4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。6）结合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。7）长期停放后，

46、摩擦面贱不发生“粘着”现象。离合器摩擦片所用材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。此货车选用摩擦片选用编织石棉基材料，它具有密度较小、制造容易、价格低廉等优点。4.4 扭转减振器的设计 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和(阻尼原件)等组成。弹性原件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传递系扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。 扭转减振器计算着重于两个部分：性能参数和减振弹簧。(一) 性能参数计算 减振器的扭转刚度和阻尼元件间阻尼摩擦转矩是两个主要参数，决定

47、了减振器的减振效果。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1.极限转矩 极限转矩是指减振器消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，商用车系数取1.5，所以2.扭转角刚度 为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。设计时，可按经验初选=满足3.阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转数范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般按下式初选为:。取

48、4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减少频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取5.减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大些，一般取同时满足mm所以取=50mm6.减振弹簧个数参照表4-1选取 表4-1 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm取=67.减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力=N单个减振弹簧的作用负荷F=N(二) 减振弹簧计算1.减振弹簧尺寸弹簧中径一般有结构布置来确定，通常在mm范围内。取=12mm。弹簧钢丝直径d通常在mm。取d=

49、3mm。2.减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸，由式 (4-2)求得k=160N/mm3. 减振弹簧有效圈数i (4-3)式中 G材料的剪切弹性模量，对碳钢可取Mpa由公式（4.2）求得i=3.9减振弹簧总圈数n=i+= 取n=64.减振弹簧各状态下尺寸高度减振弹簧最小高度：指减振弹簧在最大工作负荷下的工作高度，考虑到此时弹簧的压缩各圈之间仍需留一定的间隙，可用下式确定： (4-4) =mm减振弹簧总变形量：指减振弹簧在最大负荷下所产生的最大压缩变形， (4-5) =819/160=5.12mm减振弹簧自由高度：指减振弹簧无负荷时的高度， (4-6) =19.8+5.12

50、=24.92mm减振弹簧预变形量：指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关， (4-7) =mm减振弹簧安装工作高度l:它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计， (4-8) =24.92-0.41=24.51mm5.从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为 (4-9) =6.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙和 (4-10) 式中 限位销安装尺寸 此外，从动盘毂缺口与限位销之间的间隙做得不一样，使,这样当地面传来冲击时，由于允许弹簧有较大的变形，从而可以缓和更大的冲击。 取=5.0mm7.限位销直径按结构布置选定，一般=mm取=10mm8.从动片窗口尺寸B=

51、+=4.9+10+5=19.9mm第五章 膜片弹簧的设计5.1 膜片弹簧的概念及弹性特性 膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作跌黄部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其跌黄部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过度圆角半径大于4.5mm,以减小分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。 通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形(图5.1)，则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： (5-1

52、)式中 E材料的弹性模量(Mpa),对于钢：Mpa 材料的泊松比，对于钢： H膜片弹簧自由状态下跌黄部分的内截锥高度(mm) h膜片弹簧钢板厚度(mm) R、r自由状态下碟簧部分大、小端半径(mm) 、压盘加载点和支撑环加载点半径(mm) 自由状态 结合状态 分离状态 图（5-1） 膜片弹簧在离合器结合和分离状态下的受力和变形 膜片弹簧的弹性特性由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内截锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的值有不同的弹性特性(图5-2)，当时，为增函数，这种弹簧的刚度适于承受大载并用做缓冲装置中的行程限制。当时，有一极值，该极值点恰为拐点；当时，则特性曲线中有一段

53、负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区域使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取在之间。当,侧特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域，这种弹簧适于汽车液力传动的锁止机构。 图5-2 膜片弹簧的弹性特性5.2 膜片弹簧基本参数的选择1) H/h比值的选择：设计膜片弹簧时，要利用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。一般汽车膜片弹簧的H/h值在如下范围之内：H

54、/h=1.52.0。2）R及R/r的确定：比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响。从材料利用率的角度，比值在1.82.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧重量的利用率好。因此在设计用来缓冲冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧时选用。对于汽车离合器膜片弹簧，设计上并不要求大量的弹性能，而是根据结构布置与分离力的需要来决定，一般R/r为1.21.3。为了使摩擦片上的压力分布均匀，推式膜片弹簧的R值应取大于或等于摩擦片的平均半径。3）膜片弹簧起始圆锥底角：汽车膜片弹簧一般其实底角在之间，。4) 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径：最小值应大于变速器第一轴花键的外径以便安装，分离轴承作

55、用半径应大于。5）切槽宽度、及半径的确定：，的取值应满足的要求。6）分离指数目n选取：汽车离合器膜片弹簧的分离指数目，一般在18左右，采用偶数，便于制造时模具分度。7）压盘加载点半径和支撑环加载点半径的确定：和的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。 所以根据以上分析取：H=4.2mm h=2.3mm R=96mm r=80mm=94mm =81mm 5.3 膜片弹簧的工作点位置确定及强度校核（一）确定膜片弹簧的工作点位置 根据公式(5.1)通过matlab画出弹性特性曲线图5-3。程序代码：x=0:0.00001:6;E=210000;m=0.3;H=4.2;h=2.3;R=96;r=80;R1=94;r1=81;F=pi*E*h*x/6*(1-m2)*(log(R/r)/(R1-r1)2.*(H-x.*(R-r)/(R1-r1).*(H-x/2.*(R-r)/(R1-r1)+h2);plot(x,F)