1、中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 I 页 共 I 页目录1 离合器概述 .11.1 离合器的简介 .21.2 汽车离合器的主要功用 .22 膜片弹簧离合器结构分析与计算 .32.1 膜片弹簧离合器的结构 .32.2 设计变量 .42.3 目标函数 .52.4 约束条件 .63 膜片弹簧的设计 .83.1 膜片弹簧的基本参数的选择 .93.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 153.3 强度校核 154 扭转减振器的设计 154.1 扭转减振器主要参数 154.2 减振弹簧的计算 155 从动盘总成的设计 165.1 盘总成零件功能介绍 175.2 从动盘毂 185.3 从动片 185.4 波
2、形片和减振弹簧 186 压盘设计 196.1 离合器盖 196.2 压盘 206.3 传动片 186.4 分离轴承 197 总结 20参考文献 21中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 0 页 共 22 页1 离合器概述1.1 离合器的简介：联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。它们涉及到了机械行业的各个领域。广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是
3、汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构，见图 1-1 离合器工作原理图图 1-1 离合器工作原理图1飞轮；2从动盘；3离合器踏板；4压紧弹簧；5变速器第一轴；6从动盘毂中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 1 页 共 22 页1.2 汽车离合器的主要的功用：1.保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽
4、车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 2.便于换档：汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入
5、啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。 3.防止传动系过载：汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打
6、滑，因而起到了防止传动系过载的作用。膜片弹簧离合器的优点：（1） 、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小（2） 、即使摩擦片磨损，压紧负荷也不减小（3） 、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。然而早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 2 页 共
7、 22 页2 膜片弹簧离合器结构分析与计算2.1 膜片弹簧离合器的结构：图 2-1 膜片弹簧离合器(剖视图 1)中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 3 页 共 22 页图 2-2 膜片弹簧离合器(剖视图 2)图 2-3 膜片弹簧离合器的工作原理图（a） 自由状态； （b）压紧状态； （c）分离状态中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 4 页 共 22 页(a) 一般压式操纵 (b)拉式操纵图 2-42.2 设计变量：后备系数 取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。单位压力 P 也取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d。因此，离合器基本
8、参数的优化设计变量选为：TTDdxX3212.3 目标函数：离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为：)(4min)(2dDxf2.4 约束条件1.最大圆周速度：根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（210）知：smDnveD/70651603max式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（r/min ）所以：maxen，sveD /70/8.621346033max 故符合条件。2.摩擦片内、外径之比 cc= ，满足 0.53 的条件范围。583.017d70.3.后备系数 对于最大质量为 6t-14t
9、 的货车，1.5-2.25，初选后备系数 1.7中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 5 页 共 22 页4.扭转减振器的优化对于摩擦片内径 d=175mm, 而减振器弹簧位置半径 R0(0.60.75)d/2，故取：(mm)，取：49.127530123R0 为 122mm5.单位摩擦面积传递的转矩 cTCfFzRcT根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（27）知，c m) 53.468(N.=3.81.maxe故: c0T)70(24652(N / )937.根据根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）表（25）知，当摩擦片外径 D210-225mm 时， =0
10、.30 N / 0.005937 N / ，Tc0m2m2故符合要求6.单位压力 0P为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力 的最大范围为0P0.15.35Mpa，F=9321.87 41753025.86.FCfzRT由于已确定单位压力 0.19Mpa，在规定范围内，故满足要求0P中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 6 页 共 22 页3 膜片弹簧的设计3.1 膜片弹簧的基本参数的选择1.比值 和 h 的选择：H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 1.52.0，板厚hHh 为 24mm故初:h=2.6mm, =1.54 则 H=1
11、.54h=4.3mm.hH2. 比值和 R、r 的选择：r由于摩擦片平均半径:Rc= ，)(75.18430mdD对于推式膜片弹簧的 R 值，应满足关系 R Rc=118.75mm.故取 R=120mm,再结合实际情况取 R/r=1.257,则 r=95.5mm。3. 的选择:arctanH/(R-r)=arctan4.3/(120-95.5)9.95，满足 915的范围。4.分离指数目 n 的选取取: n=18 。5.膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定0rfr由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。0r由机械设计d=Kd 公式，可求得 d=28.89mm,则取
12、29mm,再取分离轴承 32mm.3maxTe 0rfr6.切槽宽度 1、2 及半径 r取:13.2mm, 2=10mm, 满足 r- =2,则 =r-2=95.5-10=85.5mmereer中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 7 页 共 22 页故取: 85mm.er7.压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）知，R1 和 r1 需满足下列条件：71R60r故选择 R1103mm， r184mm.3.2 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。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载
13、荷 P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： 222 )12)(1()1(/ln)1(6)(1 hrRxHrRxrRbEhxxfP式中：E弹性模量，钢材料取 E=2.0 Mpa；50b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；R1压盘加载点半径，mm；r1支承环加载点半径，mm；H自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；h膜片弹簧钢板厚度，mm。利用 Matlab 软件进行 P1x1 特性曲线的绘制，程序和图形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的
14、轴向变形E=2.0*105;%弹性模量（ Mpa）b=0.3;%泊松比R=105;%自由状态下碟簧部分大端半径 (mm)r=83.5;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 8 页 共 22 页H=4.3;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（ mm）R1=103;%压盘加载点半径（ mm）r1=84;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2)以下用于绘图c
15、lfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形 x1/mm)ylabel(工作压力 P1/N)title(P1-x1 特性曲线 )图形如下：图 3-2 P1x1 特性曲线确定膜片弹簧的工作点位置:可以利用 Matlab 软件寻找 P1x1 特性曲线中 M,N 的位置坐标，具体程序如下:x1=0:0.2:7;%x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 9 页 共 22 页E=2.0*105;%弹性模量（ Mpa）b=0.3;%泊松比R=105;%自由状态下碟簧
16、部分大端半径(mm)r=83.5;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=4.3;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度（ mm）R1=103;%压盘加载点半径（mm）r1=84;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b);axis(0,7,0,8000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形 x1/mm)ylab
17、el(工作压力 P1/N)title(P1-x1 特性曲线 )zoom outx,y=ginput(1)x =2.6694y =5.2515e+003x,y=ginput(1)x =4.9767y =4.5195e+003则可知：, M12.694mMP15.203eN79NN中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 10 页 共 22 页上述曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 则：2/)(11NMHH12.694.73.820m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 M 之间，且靠近或在 H 点处，一般 则取：HB11).0(1.9.3824BH则此
18、时校核后备系数 ：max50.9.7521.61cePRZT 满足要求离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为：（ 即为压盘的行程fMN11f )f故： 14.9762.4.307Nf m压盘刚开始分离时，压盘的行程： 13.80.1.56HMf3.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量 ，14.97Nm由公式： 11122 221ln13 rRhrRrHrREhPr NNfB 得： 162BMPa中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 11 页 共 22 页4 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数：1.极限转矩 Tj根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（231）知，极限
19、转矩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：Tj=(1.52.0) maxeT对于商用车，系数取 1.5 则：Tj=2.0 1.5325.58488.37（Nm）axe2.扭转刚度 k根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（235）可知，由经验公式初选 k Tj 即：13k Tj13488.376348.81（Nm/rad）133.阻尼摩擦转矩 T根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（236）可知,可按公式初选 TT（0.060.17） 取：maxeT=0.1 =0.1325.58=32.558 (Nm)maxe4.预紧转矩 Tn减振弹簧在安装
20、时都有一定的预紧。根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（237）知，Tn 满足以下关系：Tn（0.050.15） 且：maxeTTn T32.558 Nm 而：（0.050.15） 16.279-48.837 Nmaxe则初选 Tn30Nm中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 12 页 共 22 页5.减振弹簧的位置半径 R0根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）式（238）知，R0 的尺寸应尽可能大些，一般取：R0=(0.600.75)d/2则取：R0=0.65d/2=0.65175/2=56.873(mm),可取为 67mm.6.减振弹簧个数 Zj根据汽车设计
21、 （王望予编著，机械工业出版社出版）表（26）知，当摩擦片外径 D 250mm 时：Zj=46故取：Zj=67.减振弹簧总压力 F当减振弹簧传递的转矩达到最大值 Tj 时，减振弹簧受到的压力 F 为F Tj/R0488.37/(57 )3108.568(kN)4.2 减振弹簧的计算：图 4-2 盘总成的减振机构1.减振弹簧：减振弹簧的作用在于减小振动的振幅，阻尼的作用在于让振动迅速停止。两者组合形成一阶阻尼系统，具有良好的减振效果在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。2.减振弹簧的分布半径 R1中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 13 页 共
22、 22 页根据根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，R1 的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d 为离合器摩擦片内径故：R1=0.65d/2=0.65175/2=56(mm) ，即为减振器基本参数中的 R03.单个减振器的工作压力 PP= F /Z=8586/6=1428(N)4.减振弹簧尺寸1）弹簧中径 Dc根据根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常 Dc=1115mm故取：Dc=12mm2）弹簧钢丝直径 dd= 38PDc式中，扭转许用应力 可取 550600Mpa,故取为 550Mpa
23、所以：d= =4.29mm3631052483）减振弹簧刚度 k根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式 4.7.13 知，应根据已选定的减振器扭转刚度值 k 及其布置尺寸 R1 确定，即：k= )/(10Rk2mNn则：K= )/(37.06)15(0342mN4）减振弹簧有效圈数 i根据汽车离合器 （徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 14 页 共 22 页4.63346434 107.)102(8)9(.kDGdic5）减振弹簧总圈数 n其一般在 6 圈左右，与有效圈数 之间的关系为：in= +(1.52)=6i减振
24、弹簧最小高度：=28.31mmdnnl1.)(mi 弹簧总变形量：mm237.48KPl减振弹簧总变形量 ：0l= =28.31+4.237=32.58mm0llmin减振弹簧预变形量：=1kZRTln283.0156373减振弹簧安装工作高度 ：l=32.58-0.283=32.297mm0ll6）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：)( ll=4.05)2/arcsin(1“Rl7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1si21式中， 为限位销的安装尺寸。R值一般为：2.54mm。1所以可取 为 4mm, 为 57mm.128）限位销直径 d中北大学信
25、息商务学院商用车课程设计说明书第 15 页 共 22 页按结构布置选定：一般 9.512mm。可取 为 11mmddd5 从动盘总成的设计5.1 盘总成零件功能介绍：表 5-1 零件与材料中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 16 页 共 22 页图 5-2 盘总成的典型结构5.2 从动盘毂:根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版） ，从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取 1.01.4 倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为 1.2d=1.224=34.8mm。从动盘毂的材料选取 45 锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC
26、。根据摩擦片的外径 D 的尺寸以及根据汽车设计 （王望予编著，机械工业出版社出版）表 27 查出从动盘毂花键的尺寸。由于 D=300mm,则查表可得 :花键尺寸：齿数 n=10， 外径 =32mm, 内径 26mm 齿厚 t=4mm, d有效齿长 l=30mm, 积压应力 =11.3Mpac5.3 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板（50 号） ，厚度为取为 2mm,表面硬度为 3540HRC5.4 波形片和减振弹簧波形片一般采用 65Mn,厚度取为 0.8mm,硬度为 4046HRC ，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA 钢丝。中北大学信息
27、商务学院商用车课程设计说明书第 17 页 共 22 页6 压盘设计6.1 离合器盖应具有足够的刚度，板厚取 4mm,乘用车离合器盖一般用 08、10 钢等低碳钢板。图 6-1 离合器盖总成的典型结构（DST 结构）6.2 压盘1.压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。2.压盘几何尺寸的确定传动片采用 3 组，每组 3 片的形式，具体尺寸为，宽 b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为 l=202mm，孔直径为 d=1
28、0mm，传动片弹性模量 E=2M Pa510中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 18 页 共 22 页图6-3 DC结构DC 结构：铆接无弹性，易磨损，造成支承环松动6.3 传动片由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。传动片可选为 3 组，每组 3 片，每片厚度为 1mm，一般由弹簧钢带 65Mn 制成。6.4 分离轴承由于 =4000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。maxen中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 19 页 共 22 页7 总结在这次的课程设计里：由于本人是第一次接触汽车膜片弹簧离合器，所
29、以花了很多时间去收集相关资料与数据和完成基础知识研究及总体结构分析。幸好有老师的细致认真的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！本设计以“ 机械设计、汽车设计、二维制图模型” 为主线，主要采用 AUTOCAD、Solid Works，等软件设计一个载重 4 吨的轻型汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对膜片弹簧离合器只作了简单的设计和分析。中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书第 20 页 共 22 页参 考 文 献1.徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 ,清华大学出版社,2005.82.王望予.汽车设计 ，机械工业出版社，2007.63.陈家瑞.汽车构造 ，人民交通出版社，2002.6
