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膜片彈簧離合器設計膜片彈簧離合器設計目錄n一、離合器的種類一、離合器的種類n二、離合器的功用二、離合器的功用n三、離合器系統的組成三、離合器系統的組成Start一、離合器的種類一、離合器的種類摩擦式摩擦式離合器離合器推推式式拉拉式式螺旋彈簧螺旋彈簧離合器離合器膜片彈簧膜片彈簧離合器離合器單片式單片式多片式多片式雙片式雙片式按其產生摩擦力元件分類按其產生摩擦力元件分類按其從動盤數目分類按其從動盤數目分類常用概念常用概念推式推式拉式拉式二、離合器的功用保證汽車平穩(wěn)起步保證汽車平穩(wěn)起步便于變速箱換檔便于變速箱換檔保護傳動系保護傳動系防止其過載防止其過載在汽車起步時，通過離合器主動部分和在汽車起步時，通過離合器主動部分和從動部分之間的滑磨轉速的逐漸接近從動部分之間的滑磨轉速的逐漸接近,使旋轉著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系使旋轉著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)結合平穩(wěn)結合當變速器換檔時，通過離合器主動盤當變速器換檔時，通過離合器主動盤和從動盤的迅速分離來切斷動力傳遞和從動盤的迅速分離來切斷動力傳遞以減輕換檔齒輪間的沖擊，便于換檔以減輕換檔齒輪間的沖擊，便于換檔當傳給離合器的扭矩超過其所能傳遞當傳給離合器的扭矩超過其所能傳遞的最大摩擦力矩時，主動盤與從動盤的最大摩擦力矩時，主動盤與從動盤之間產生滑動摩擦。從而可以防止之間產生滑動摩擦。從而可以防止傳動系過載，起保護作用。傳動系過載，起保護作用。拉式離合器總成主要零部件 離合器蓋和壓盤總成聯接螺栓孔聯接螺栓孔去平衡去平衡膜片彈簧膜片彈簧快速夾緊卡簧快速夾緊卡簧減振彈簧減振彈簧帶怠速減振帶怠速減振無石棉磨擦片無石棉磨擦片鉚釘鉚釘從動盤轂從動盤轂離合器從動部分拉式離合器分離軸承分解圖拉式離合器分離軸承分解圖支承環(huán)快速夾緊卡簧 滾珠軸承 襯套軸承殼 n請各位老師批評指正學校代碼：10410 序 號：050603 本 科 畢 業(yè) 論 文 題目： 膜片彈簧離合器設計 學 院： 工 學 院 姓 名： 丁惠斌 學 號： 20040565 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年 級： 機制 051 指導教師： 涂建平 二 OO 九年 五 月 膜片彈簧離合器設計 摘 要 汽車離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛 輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行駛過程中，駕駛員可 根據需要踩下或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或 傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。其功用為：（1）使汽車平穩(wěn)起步；（2）中斷給傳 動系的動力，配合換檔；（3）防止傳動系過載。 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(wěn)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。 關鍵詞: 離合器 , 膜片彈簧 , 從動盤 , 壓盤 , 摩擦片 膜片彈簧離合器設計 Design of Diaphragm Springs for Automotive Clutches Abstract: Automobile Clutch in the engine and gearbox between the flywheel shell with screw will be fixed in the clutch assembly after the plane of the flywheel, clutch gearbox output shaft is the input shaft. In the process of moving vehicle, the driver may need Pedal or release the clutch pedal so that the engine and gearbox temporary separation and progressive joint, to cut off the engine or transmission to the transmission input power. Its function as: (1) the car a smooth start, (2) to interrupt the transmission of power to meet the shift, (3) to prevent transmission of the overload. Key words: clutch, theca spring, driven plate, friction disc 膜片彈簧離合器設計 目 錄 第 1 章 緒 論 ...........................................................................................................................1 1.1 引言 ..................................................................................................................................1 1.2 離合器概述 ......................................................................................................................1 1.2.1 離合器的特點 ..........................................................................................................1 1.2.2 離合器的功用 ..........................................................................................................2 1.2.3 現代汽車離合器應滿足的要求 ............................................................................2 1.2.4 離合器工作原理 ......................................................................................................3 第 2 章 離合器結構方案選取 ...................................................................................................5 2.1 參數和結構設計要求 ......................................................................................................5 2.2 結構設計 ..........................................................................................................................5 2.2.1 從動 盤數及干濕式選取 ..........................................................................................5 2.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置 ..................................................................................5 .2.2.3 壓盤的驅動方式 ..................................................................................................8 2.2.5 分離軸承的類型 ......................................................................................................9 2.2.4 離合器的散熱通風 ..................................................................................................9 第 3 章 離合器的設計計算及說明 .......................................................................................11 3.1 摩擦片的設計 ...............................................................................................................11 3.1.1 摩擦片主要參數的選擇 .........................................................................................11 3.1.2 摩擦片基本參數的優(yōu)化 ........................................................................................13 3.2 從動盤設計 ....................................................................................................................14 3.2.1 從動盤結構簡要介紹 .............................................................................................14 3.2.2 從動盤設計 ............................................................................................................15 3.2.3 從動片的選擇和設計 .............................................................................................15 3.2.4 從動盤轂的設計 ....................................................................................................17 3.2.5 摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式 .........................................................18 3.3 扭轉減振器設計 ...........................................................................................................19 3.3.1 減振彈簧的設計 ....................................................................................................19 3.4 壓盤的設計 ....................................................................................................................21 3.4.1 壓盤傳力方式的選擇 ............................................................................................21 3.4.2 壓盤的幾何尺寸的確定 ........................................................................................22 3.5 離合器蓋的設計 ............................................................................................................22 3.6 膜片彈簧的設計 ...........................................................................................................23 3.6.1 膜片彈簧主要參數的選擇 ....................................................................................23 3.6.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計 ............................................................................................24 3.6.3 膜片彈簧的載荷與變形關系 .................................................................................25 3.7 從動軸的計算 ................................................................................................................30 3.8 分離桿的設計 ................................................................................................................30 3.9 離合器分離套筒和分離軸承的設計 ............................................................................30 結 論 ...................................................................................................................................33 膜片彈簧離合器設計 參考文獻 ...................................................................................................................................34 致 謝 .................................................................................................................................35 膜片彈簧離合器設計 1 第 1 章 緒 論 1.1 引言 近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯比其 它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。 對于內燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在，它是 汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器 主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。 在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功?，F今所用的盤片式離合器的先驅 是多片盤式離合器，它是直到 1925 年以后才出現的。20 世紀 20 年代末，直到進入 30 年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。多年的實踐經驗 和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器。 近來，人們對離合器的要求越來越高，傳統的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地 向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統的操縱形式的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā) 展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合 器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 隨著汽車發(fā)動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)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(fā)，傳統的推式膜片彈簧離合器結 構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā) 展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合 器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著計算機的發(fā)展，設計 工作已從手工轉向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪圖、制成后的故障統計等等。 1.2 離合器概述 1.2.1 離合器的特點 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(fā)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(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工 作平穩(wěn)；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。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經濟性合理， 膜片彈簧離合器設計 2 同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地 傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點： （1）結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉時只有可靠強度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩 和后備系數 保持穩(wěn)定） ；maxeT? （9）使用壽命長。 1.2.2 離合器的功用 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現代車用 活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機 啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為 300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步， 一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是 突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使 發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至 足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實現發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位 置時，變速器內的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內 的主動齒輪一起拖轉，而變速器內的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是 很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困 難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯系，以便于發(fā)動 機起動。 汽車行駛中變速器要經常變換檔位，即變速器內的齒輪副要經常脫開嚙合和進入 嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合 器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒 輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖 擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯結 的質量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很 大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。 1.2.3 現代汽車離合器應滿足的要 求 膜片彈簧離合器設計 3 根據離合器的功用，它應滿足下列主要要求： （1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦 力矩（ ）應大于發(fā)動機最大扭矩（ ） ；cTmaxeT （2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步 沖撞或抖動； （3）分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部 份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲； （4）從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質量就只 有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低； （5）具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力； （6）散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數下降而打滑； （7）操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非 常重要； （8）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內，要能 通過調整，使離合器正常工作。 1.2.4 離合器工作原理 如圖 1.1 所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱 機構四部分組成。 離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪 2 和壓盤借摩擦作用傳 給從動盤 3，在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分 離套筒和分離軸承 8，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋 5 上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這 樣，從動盤 3 兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器， 離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使 踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤 3 壓緊在飛輪上 2，這樣發(fā) 動機的扭矩又傳入變速器。 膜片彈簧離合器設計 4 1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸 圖 1.1 離合器總成 膜片彈簧離合器設計 5 第 2 章 離合器結構方案選取 2.1 參數和結構設計要求 表 2.1 汽車的驅動形式 4×2 汽車最大加載質量 2000 kg 汽車的質量 4325 kg 發(fā)動機位置 前置 發(fā)動機最大功率 75KW 發(fā)動機最大轉速 4500r/min 發(fā)動機最大扭矩 ≥170N.m 離合器形式 機械、干式、單片、膜片彈簧（壓式） 操縱形式 液壓人力操縱 摩擦片最大外徑 f=225mm 踏板行程 mm150~8 i0=6.17 ig1=5.913 ig2=2.659 ig3=1.775 ig4=1.000 汽車最大時速 ≥110 km/h 在設計離合器時，應根據車型的類別，使用要求制造條件以及“三化” （系列化，通用 化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。 在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點： 1：保證離合器結合平順和分離徹底。 2：離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承。 3：離合器軸的軸向定位和軸承潤滑 4：運動零件的限位 5：離合器的調整。 2.2 結構設計 結構設計的各項要求，在本設計中都將全面的考慮，并采用相應的措施予以實現。 2.2.1 從動盤數及干濕式選取 根據已知條件知道載重 2 噸輕型汽車可選取單片干式膜片彈簧摩擦離合器，因為這 種結構的離合器結構簡單，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結合平順，廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車 上，在發(fā)動機轉矩不大于 1000N.m 的大型客車和重型貨車上也有所推廣。因此該離合 器選取單片干式膜片彈簧離合器 2.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置 離合器的壓緊彈簧的結構形式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和 膜片彈簧離合器設計 6 膜片彈簧等。可采用沿圓周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根據本所設計的離 合器的已知系數和使用條件選取膜片彈簧離合器比較合適。 作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧，是由彈簧鋼沖壓成的，具有“無底碟子”形狀的 截錐形薄壁膜片，且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余 未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈，而后者借助于固定 在離合器蓋上的一些（為徑向切槽數目的一半）鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓 固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形， 錐頂角變大，甚至膜片彈簧幾乎變平（參看 2.1 圖） 。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產 生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承 圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤 移到膜后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有 非線性特性，因此設計摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎不變，且可以減輕分離離合器時 的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的， 因此其壓緊力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本 身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，零件數目減少，質量減 小并顯著縮短了軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓力分 布均勻，摩擦片的接觸良好，摩擦均勻，也易于實現良好的通風散熱等。 由于膜片彈簧離合器具有上述一系列優(yōu)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，而且正大力擴展 到載貨汽車和重型汽車上，國外已經設計出了傳遞轉矩為 80~~2000N.m、最大摩擦片外 徑達 420 的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車上。甚至某 些總質量達 28~32t 的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的，但膜片彈簧的制造成本比 圓柱螺旋彈簧要高。膜片彈簧離合器的操縱曾經都采用壓式機構，即離合器分離時膜 片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力（見圖 2.2a） 。當前膜片彈簧離合器的操 縱機構已經為拉式操縱機構所取代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈片彈簧的大 端附近（見圖 2.3b） ，使結構簡化，零件減少、裝拆方便；膜片彈簧的應力分布也得到 改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不 受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程(見圖 2.3a)。 膜片彈簧離合器設計 7 圖 2.1 膜片彈簧離合器的工作原理圖 （a）自由狀態(tài)； （b）壓緊狀態(tài)； （c）分離狀態(tài) 圖 2.2 推式和拉膜片彈簧力作用點位置對照圖 （a）推式離合器 ;（b）拉式離合器 膜片彈簧離合器設計 8 圖 2.3 (a) 一般壓式操縱 (b)拉式操縱 .2.2.3 壓盤的驅動方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉動， 但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。 壓盤與飛輪的連接方式或驅動方式有：凸塊—窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性 傳動片式等（見圖 2.4） 。近年來廣泛采用彈性傳動片式。因為另外幾種方式有一個共 同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約為 0.2mm） 。這樣在傳動時 將產生沖擊和噪聲，甚至可能導致凸塊根部產生裂紋而造成零件的早期破壞。另外， 在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。彈性傳動片 是由薄彈簧鋼沖壓而成（見圖 2.4e） ，其一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓 盤上，且一般用 3~4 組（每組 2~3 片）沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這 時，當發(fā)動機傳動片時受拉，當由車輪滑行時反轉受壓。這種利用傳動片驅動壓盤的 方式不緊消除了上述缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤 的定中。所以該離合器采用彈性傳動片 圖 2.4 壓盤的驅動方式 a—凸塊窗孔式；b—傳力銷式；c—鍵槽—指銷式；d—鍵齒式；e—彈性傳動片式 膜片彈簧離合器設計 9 2.2.5 分離軸承的類型 分離軸承在工作中主要承受軸向力，在分離離合器時由于分離軸承旋轉產生離心 力，形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者 適合于高速低軸向負荷，后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小 型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨， 當兩者旋轉中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承 與膜片彈簧內端接觸均勻，膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置（見圖 2.5） 。 它有內圈旋轉軸承，軸承罩，波形片簧（見圖 2.5）中 4，它由厚約為 0.7㎜的 65Mn 鋼 帶制成，油淬、模內回火度 HRC43～51）及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足 夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動 1mm 左右，所以當膜片相對 分離套筒有偏斜時，由于波形片簧能夠產生變形，允許分離軸承產生相對的偏斜，以 保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊，也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪 音。另外由于分離指與直徑較小的軸承內圈接觸，則增大了膜片彈簧的杠桿比。 分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上，可以軸向移動。分 離器結合后，分離軸承與分離杠桿之間一般有 3~~4mm 間隙，以免在摩擦片磨損后引起 壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由 行程。有的轎車采用無此間隙的內圈恒轉式結構，用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承 與杠桿端（多為膜片彈簧）經常貼合，以減輕磨損和減少踏板行程。 膜片彈簧離合器設計 10 圖 2.5 自動調心軸承裝置 1—分離軸承罩；2—分離軸承；3—分離套筒；4—波形彈簧片 2.2.4 離合器的散熱通風 提高離合器工作性能的有效措施是借助于其通風散熱系統降低其摩擦表面的溫度。 在正常使用條件下，離合器的壓盤工作表面的溫度一般均在 180℃以下，隨著其溫 度的升高，摩擦片的磨損將加快。當壓盤工作表面的溫度超過 180℃～200℃時，摩擦 片的磨損速度將急劇升高。在特別嚴酷的使用條件下，該溫度有可能達到 1000℃。在 高溫下壓盤會翹曲變形甚至產生裂紋和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也會燒裂 和破壞。為防止摩擦表面的溫度過高，除壓盤應具有足夠的質量以保證有足夠的熱容 量外，還應使其散熱通風良好。為此，可在壓盤上設置散熱筋或鼓風筋；在雙片離合 器中間壓盤體內鑄出足夠多的導風槽，這種結構措施在單片離合器壓盤上也開始應用； 將離合器蓋和壓盤設計成帶有鼓風葉片的結構；在保證有足夠剛度的前提下在離合器 蓋上開出較多或較大的通風口，以加強離合器表面的通風散熱和清除摩擦產生的材料 粉末，在離合器殼上設置離合器冷卻氣流的入口和出口等所謂通風窗，在離合器殼內 裝設冷卻氣流的導罩，以實現對摩擦表面有較強定向氣流通過的通風散熱等。為防止 壓盤 的受熱翹曲變形，壓盤應有足夠大的剛度。鑒于以上對質量和剛度的要求，一般 壓盤都設計得比較厚，載貨汽車一般不小于 15㎜。 膜片彈簧離合器設計 11 第 3 章 離合器的設計計算及說明 在初步確定了離合器的結構形式之后就要確定其基本結構尺寸參數。 3.1 摩擦片的設計 3.1.1 摩擦片主要參數的選擇 采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜 摩擦力矩 應大于發(fā)動機最大扭矩cTmaxeT 摩擦片的靜壓力： （3.1） maxeCT??? （ 式中： 離合器后備系數（ ） ?1?? 發(fā)動機的最大扭矩可由式: （3.2）求得peenPTmaxmax954?? 式中： Kw, r/min。α 在 1.1～ 1.3 之間 ，取 α=1.16，則75max?eP40pn N.m196max?eT （1）后備系數 β 是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程 度，選擇 β 時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還 能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動 系過載。通常轎車和輕型貨車 β=1.2～1.75。結合設計實際情況，故選擇 β=1.5。 則有 β 可有表 3.1 查得 β＝1.5。 表 3.1 離合器后備系數的取值范圍 車型 后備系數 β 膜片彈簧離合器設計 12 乘用車及最大總質量小于 6t 的商用車 1.20～1.75 最大總質量為 6～14t 的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 maxeDTK? 為直徑系數，取值見表 3.2 取 得 D=221.11mm。DK16 表 3.2 直徑系數的取值范圍 車型 直徑系數 DK 乘用車 14.6 16.0～18.5(單片離合器)最大總質量為 1.8～14.0t 的商用車 13.5～15.0(雙片離合器) 最大總質量大于 14.0t 的商用車 22.5～24.0 摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分): 表 3.3 離合器摩擦片尺寸系列和參數 外徑 D\mm 160 180 200 225 250 280 300 325 內徑 d\mm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.53'1C? 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585Dd?' 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 單面面積 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 摩擦片的摩擦因數 取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速f 度等因素?？捎杀?3.4 查得： 摩擦面數 Z 為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構 尺寸。本題目設計單片離合器，因此 Z=2。離合器間隙 Δt 是指離合器處于正常接合狀 態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合 器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙 Δt 一般為 3～4mm。取 Δt=4mm。 表 3.4 摩擦材料的摩擦因數的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數 f 模壓 0.20～0.25石棉基材料 編織 0.25～0.35 膜片彈簧離合器設計 13 銅基 0.25～0.35粉末冶金材料 鐵基 0.30～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）ccfFZRT? 與式（3.1）聯立得： （3.5） ??3'max12CfzDe??? 代入數據得：單位壓力 MPa。.0?p 表 3.5 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力 /MPa0p 模壓 0.15~0.25石棉基材料 編織 0.25~0.35 模壓粉末冶金材料 編織 0.35~0.50 金屬陶瓷材料 0.70~1.50 3.1.2 摩擦片基本參數的優(yōu)化 （1）摩擦片外徑 D（mm）的選取應使最大圓周速度 不超過 65～70m/s，即0v m/s m/s （3.6）1.530261063max ?????????nveD 7~6? 式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s） ； 為發(fā)動機最高轉速(r/min)。0 maxen （2）摩擦片的內、外徑比 應在 0.53～0.70 范圍內，即'C7.06.53.0'?? （3）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的 β 值應在一定范圍內，最大范圍為 1.2～4.0。 （4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑 d 必須大于減振器振器彈簧位置直 徑 約 50mm，即02R mm 502??Rd （5）為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小 于其許用值，即 膜片彈簧離合器設計 14 （3.7）????0201.4ccc TdDZT????? 式中， 為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm 2)，可按表 3.5 選取0cT 經檢查,合格。 表 3.6 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值 離合器規(guī)格 210?250~?325~????201/??cT 0．28 0．30 0．35 0．40 （6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓 力 的最大范圍為 0.11～1.50MPa,即0p MPa MPa MPa10.23.0??p50.1? （7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒 傷,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即 （3.8）??????????24dDZW 式中, 為單位摩擦面積滑磨(J/mm 2)； 為其許用值(J/mm 2)，對于乘用車：? J/mm2，對于最大總質量小于 6.0t 的商用車： J/mm2，對于最大總40.][? 3.0][? 質量大于 6.0t 商用車： J/mm2：W 為汽車起步時離合器接合一次所產生的總5.0][?? 滑磨功（ J） ，可根據下式計算 （3.9）??????20 218graeimn? 式中， 為汽車總質量(Kg)； 為輪胎滾動半徑（ m） ； 為汽車起步時所用變速器擋amr gi 位的傳動比； 為主減速器傳動比； 為發(fā)動機轉速 r/min，計算時乘用車取0i en r/min，商用車取 r/min。其中： m Kg201517.60?i913.5gi6.0?r4325a 代入式（3.9）得 J，代入式（3.8）得 ，合格。27.43?W][.2.??? （8）離合器接合的溫升 mcWt?? 膜片彈簧離合器設計 15 式中,t 為壓盤溫升,不超過 °C；c 為壓盤的比熱容， J/(Kg·°C)；γ 為傳10~8 4.81?c 到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤； ， 為壓盤的質量 Kg5.0?m15.3? 代入， °C，合格。76.4?t 3.2 從動盤設計 3.2.1 從動盤結構簡要介紹 在現代汽車上一般都采用帶有扭轉減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統的共振, 緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起 步。從動盤主要由從動片，從動盤轂， ，摩擦片等組成，由下圖 3.1 可以看出，摩擦片 1，13 分別用鉚釘 14，15 鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片 5 用限位銷 7 和減振 12 鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在一起了。 在從動片 5 和減振盤 12 上圓周切線方向開有 6 個均布的長方形窗孔，在在從動片 和 減振盤之間的從動盤轂 8 法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減 振彈簧 11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣 可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片 6，9。當系統發(fā) 生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動，系統的扭轉能量會很快 被減振摩擦片的摩擦所吸收。 圖 3.1 帶扭轉減振器的從動盤 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊；5—從動片； 6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動盤轂；10—調整墊片；11—減振彈簧； 12—減振盤 3.2.2 從動盤設計 膜片彈簧離合器設計 16 設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求: （1） 為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小 （2） 為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性 （3） 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 振器 （4） 要有足夠的抗爆裂強度 3.2.3 從動片的選擇和設計 設計從動片時要盡量減輕質量，并使質量的分布盡可能靠近旋轉中心，以獲得小的 轉動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必 然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低 檔換為高檔） 。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產 生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比， 因此為了見效轉動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用 1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而 成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至 0.65～1.0㎜,使 其質量更加靠近旋轉中心。 為了使離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都作成具 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，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力 的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性 從動片、及組合式彈性從動片。 ， 在本設計中，因為設計的是 2 噸輕型載貨汽車的離合器，故采可以用整體式彈性 從動片，其簡化結構見下圖 3.2，離合器從動片采用 2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外 徑由摩擦面外徑決定，在這里取 225㎜，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設 計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底 的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。 由于其采用整體式彈性從動片，從動片沿半徑方向開槽,其結構簡圖見下圖 4.2,將 外圓部分分割成許多扇形,并將扇形部分沖壓成依次向相同方向彎曲的波浪形,使其具 有軸向彈性,兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上.在離合器結合的過程中,從動片被壓緊,彎 曲的波浪扇形部分被逐漸壓平從動盤摩擦面片所傳遞的轉矩逐漸增大,使其結合過程較 平順,柔和,整體式彈性從動片根據從動片尺寸的大小可制成 6～12 個切槽,并常常將扇 形部分與中央部分的連接處切成 T 形槽,目的是進一步減小剛度,增加彈性.相關結 構尺寸參看設計圖紙。 從鋼動片材料一般采用高碳剛或彈簧剛板沖壓而成，經熱處理后達到所要求的硬度,相 關尺寸見零件圖。 膜片彈簧離合器設計 17 圖 3.2 整體式彈性從動片 1—從動片；2—摩擦片；3—鉚釘 3.2.4 從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。 它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片 的外徑 D 與發(fā)動機的最大轉矩 由表 3.7 選?。簃axeT 一般取 1.0～1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，表面 和心部硬度一般 26～ 32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝； 對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取 ， mm，10?n35'D mm， mm， mm， MPa。28'?d4t35?l2.10?c? 驗證：擠壓應力的計算公式為： nltR 式中，P 為花鍵的齒側面壓力，它由下式確定： 膜片彈簧離合器設計 18 ZdDTPe)(4''max?? 從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底， ， 分別為花鍵的內外徑；'D'd Z 為從動盤轂的數目；取 Z=1 h 為花鍵齒工作高度； 2/)(''dDh?? 得 N， MPa MPa，合格。4.12?P16.0c?.? 表 3.7 花健的的選取 花健尺寸 摩擦片的 外徑 /mmD/N.mmaxeT齒數 n 外徑 /mm'D內徑 /mm'd齒厚 /mmt有效齒長 l /mm 擠壓應力 /MPac? 160 49 10 23 18 3 20 9．8 180 69 10 26 21 3 20 11．6 200 108 10 29 23 4 25 11．1 225 147 10 32 26 4 30 11．3 250 196 10 35 28 4 35 10．2 280 275 10 35 32 4 40 12．5 300 304 10 40 32 5 40 10．5 325 373 10 40 32 5 45 11．4 350 471 10 40 32 5 50 13．0 3.2.5 摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的使用 條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： ⑴應具有較穩(wěn)定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影 響小。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 ⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 ⑷熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 ⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對摩擦性能的影響應最小 ⑺結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現象 膜片彈簧離合器設計 19 由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定 性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數大約在 0.3 左 右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將 摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、 耐磨和較高摩擦系數（可達 0.5 左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。 在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。 固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下 工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘 不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面 上對摩擦系數的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu) 點。 3.3 扭轉減振器設計 減震器極轉矩 N·m 2945.1max?ejT 摩擦轉矩 N·m8.70u 預緊轉矩 N·m1.maxen 極限轉角 ° 2~3?j? 扭轉角剛度 N·m/rad 81?jTk 詳細見圖 3.3。 3.3.1 減振彈簧的設計 1．減振彈簧的安裝位置 ，2)75.0~6.(0dR? 結合 mm，得 取 49mm，則 。 502??Rd0 3. 2．全部減振彈簧總的工作負荷 ZP N601?RTj 3．單個減振彈簧的工作負荷 NZP 式中 Z 為減振彈簧的個數，按表 3.8 選擇： 取 Z=6 膜片彈簧離合器設計 20 表 3.8 減振彈簧個數的選取 摩擦片的外徑 D/mm 225～250 250～325 325～350 〉350 Z 4～6 6～8 8～10 〉10 圖 3.3 扭轉減振器 4．減振彈簧尺寸 （1）選擇材料，計算許用應力 本設計采用 65Mn 彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑 mm, MPa,4?d1620b? MPa。??805.?b?? （2）選擇旋繞比，計算曲度系數 根據下表選擇旋繞比 表 3.9 旋繞比的薦用范圍 d/mm 4.0~1~5.2.6~5.16742~8 C 1720944 確定旋繞比 ，曲度系數? 0..)()4( ????CCK （3）強度計算 mm，與原來的 d 接近，合格。??482??KFdj 膜片彈簧離合器設計 21 中徑 mm；外徑 mm162?CdD20??dD （4）極限轉角 °取 °，則 mm1~32arcsin0?Rlj?83.j?269.??l （5）剛度計算 彈簧剛度 mm95.)(21???lFk 其中， 為最小工作力，2F1.0 彈簧的切變模量 MPa，則彈簧的工作圈數8G086.431???kCGdFnl 取 ，總圈數為4?n61n （6）彈簧的最小高度 mm16