1、全套图纸 Q153893706- I -奔腾 B90 离合器优化设计摘 要本设计主要分析了膜片弹簧离合器，对膜片弹簧离合器进行了分类，阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了适合车型的离合器结构形式，选取了拉式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设
2、计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计及膜片弹簧的设计和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成。在上述工作完成之后，通过计算机 CATIA 软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、压盘、膜片弹簧、摩擦片进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。然后使用 MATLAB 对膜片弹簧进行优化，得到最优参数。这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后全套图纸 Q153893706- II -的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合
3、器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。关键词：离合器；CATIA；MATLAB；膜片弹簧全套图纸 Q153893706- III -Design of Pentium B90 clutch and Optimization AbstractAnalysis of the design of the main diaphragm spring clutch, the diaphragm spring clutch classified on the clutch diaphragm spring principle and the composition and char
4、acteristics. Derived through a detailed process of the accumulation of a large amount of data and to map out the success of the diaphragm spring clutch of the finished map. Describes the development of the clutch, and its working principle, in the process, after comparison with the right to determin
5、e the initial structure of the clutch, select the pull-type diaphragm spring clutch, and a reverse shock absorber for the back calculation provides a theoretical basis.In the calculation, first determine the size diameter friction plate, and then according to the size of other parts assembly and des
6、ign is calculated. Check by calculating the friction plate diameter size, calculated to select the size of other components, and then check them to see whether it can meet the design requirements. Design including the design of the driven disc assembly verification, the design of the pressure plate
7、check on the clutch cover, clutch cover design and design of diaphragm spring and optimization. Calculation of the specific design of the friction plate, reversing the shock absorber, diaphragm spring, pressure plate, clutch cover, transmission components, such as chip assembly.After completion of t
8、he above work, through computer CATIA software to study the use of the general assembly of the clutch driven plate assembly, pressure plate, diaphragm springs, friction plate for a draw, in the process of drawing on the clutch assembly have a better understanding of, and improved the calculation of
9、the missing part. Then use MATLAB to optimize the diaphragm spring and get the optimal parameters.The design of the original design of the clutch to optimize and modify the proposal, its future role in the design process from the reference. Achieved through optimization of the design to improve the
10、original clutch and improve the use of this 全套图纸 Q153893706- IV -type of vehicle, comfort, and enhance the work of automobile efficiency.Key Words：Clutch, CATIA, MATLAB, Diaphragm spring 全套图纸 Q153893706- V -目 录摘 要 .IAbstract II目 录 IV第 1 章 绪论 .11.1 引言 11.2 离合器的发展 11.3 膜片弹簧离合器的结构和优点 31.3.1 膜片弹簧离合器的结构
11、.31.3.2 膜片弹簧离合器的工作原理 .41.3.3 膜片弹簧离合器的优点 .51.4 设计内容和方案选择 51.4.1 设计内容 .51.4.2 方案选择 .5第 2 章 离合器的设计与计算 .72.1 离合器基本尺寸参数的选择 72.1.1 离合器基本性能关系 .72.1.2 后备系数的选择 .72.1.3 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t .72.1.4 单位压力 p0 82.1.5 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b82.2 离合器基本参数的优化 92.3 膜片弹簧的设计 112.3.1 膜片弹簧的弹性特性 .112.3.2 膜片弹簧的基本参数选择 .122.4 主要
12、零部件设计 152.4.1 扭转减振器的设计 .152.5 离合器盖总成 192.5.1 离合器盖设计要求 .192.5.2 压盘设计 .202.6 从动盘总成设计 21全套图纸 Q153893706- VI -2.6.1 从动盘毂设计校核 .212.6.2 从动片设计 .232.6.3 摩擦片设计 .242.7 本章小结 25第 3 章 基于 MATLAB 的膜片弹簧优化 263.1 MATLAB 软件简介 .263.1.1MATLAB 介绍 263.1.2MATLAB 优化工具箱介绍 263.2 膜片弹簧的优化 283.2.1 确定目标函数 .283.2.2 确定约束条件 .293.3 优
13、化过程 303.3.1 目标函数 .303.3.2 约束条件 .303.4 优化结果 313.5 本章小结 32第 4 章 三维模型装配 .334.1 从动盘装配 334.2 离合器盖装配 334.3 从动盘离合器盖的装配 354.4 飞轮装配 354.5 离合器壳体装配 374.6 本章小结 38结论 .39致 谢 .40参考文献 .41哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -1第 1 章 绪论1.1 引言以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器
14、，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音 1。1.2 离合器的发展在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在1889 年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到 20 世纪 20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比
15、较简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄-鼓式离合器，其结构有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄-鼓式离合器用的摩擦元件是木块、皮革带等，蹄-鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄-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。现今所用的盘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，汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。浸在油中的盘片式离合器，盘
16、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，使得盘片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，哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -2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，直到进入 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。早期的单片干式离合器由与锥形离合器相似的问题，即离合器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散
17、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。实际上早在 1920 年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺的问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上的，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹簧，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上的弹簧的工作压力分布更均匀
18、，并减小了轴向尺寸 2。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选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，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。如今单片干式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，提高了离合器的接合平顺性。离合器从动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声 3。对于
19、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，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，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，在相同的径向尺寸下，双片离合器的传扭能力和使用寿命是单片的 2 倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型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果，摩擦表哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -3面温度较低(不超过 93），因此，起步时长时
20、间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的 5-6 倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善 4。 1.3 膜片弹簧离合器的结构和优点1.3.1 膜片弹簧离合器的结构膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。1、离合器盖离合器盖一般为 120或 90旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。2、膜片弹簧膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布
21、的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。3、压盘压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。4、传动片离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器
22、盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。5、分离轴承总成分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -4车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。1.3.2 膜片弹簧离合器的工作原理由图 1-1 可知，离合器盖 1 与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3 被预加压紧，离合器处于接合位置时，
23、由于膜片弹簧大端对压盘 5 的压紧力，使得压盘与从动盘 6 摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分） ，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力。（1）接合位置 （2）分离位置1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴图 1-1 膜片弹簧离合器的工作原理图要分离离合器时，将离合器踏板 8 踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成7 前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动
24、力的传递。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -51.3.3 膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：1、膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；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；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，平衡性好 5。1.4 设计内容和方案选择1.4.1 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
25、。5、离合器操纵机构的设计。6、离合器壳体的设计。1.4.2 方案选择本次奔腾 B90 离合器设计采用拉式膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为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，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可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的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡
26、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，使离合器的结构大为简化，零件哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -6数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；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，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式
27、离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。操纵机构采用拉索式机械操纵机构。综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -7离合器的设计与计算2.1 离合器基本尺寸参数的选择2.1.1 离合器基本性能关系摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩 Tcmax，离合器的静摩擦力矩 Tc 应大于发动机最大转矩Tcmax，而离合器传递的摩擦力矩 Tc 又决定于其摩擦面数 Z、摩擦系数 f、
28、作用在摩擦面上的总压紧力 P 与摩擦片平均摩擦半径 Rm，即（2.1）maxNcreZfP式中 离合器的后备系数，见表 2-1。f摩擦系数，计算时一般取 0.250.30。该车型发动机最大转矩 Tcmax 为 184Nm，取摩擦系数 f 为 0.25 可得离合器的静摩擦力矩 Tc 为 240Nm 。2.1.2 后备系数的选择离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递 及避免起步maxcT时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等 7。表 2-1 后备系数表车 型 轿车轻型货车 中、重型货车 越野车牵引车后备系数 1.301.75 1.602.25 2.03.5本设计是基于奔腾
29、 B90 轿车的离合器设计，该车型属于小轿车，故选择本次设计的后备系数 在 1.301.75 之间选择。因为该车型小轿车，不需要太大的后备系数，取 =1.30。2.1.3 摩擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t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。摩擦因数 f 的取值范围见表 2-2。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -8表 2-2 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩 擦 材 料 摩擦因数 f模压 0.200.25石棉基材料编织 0.250.35铜基 0.250.35粉末冶金材料铁基 0.350.50金属陶瓷材料 0.701.50本次设计取
30、 f = 0.25（石棉基材料） 。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。本次设计取单片离合器 Z = 2 。离合器间隙t 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的间隙。该间隙 t 一般为 34mm 。本次设计取 t =3 mm 。2.1.4 单位压力 p0单位压力 p0 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。p 0 取值范围见表
31、2-38。表 2-3 摩擦片单位压力p 的取值范围摩擦片材料 单位压力 p /MPa0模压 0.150.25石棉基材料编织 0.250.35铜基粉末冶金材料铁基 0.350.50金属陶瓷材料 0.701.50p0 选择：0.10 MPa p0 1.50 MPa ，本次设计取 p0= 0.2MPa哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -92.1.5 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。（2.2）max33012()eTfZpc式中 cd/D，取值范围 0.530.70。选择 c=0.60。后备系数取 1.30。Tc
32、max发动机最大转矩 184 Nmf摩擦因数取 0.25。Z摩擦片数，取 2。p0单位压力 0.2MPa解得：D=250mm当摩擦片外径 D 确定后，摩擦片内径 d 可根据 d/D 在 0.530.70 之间来确定。取 c = d/D = 0.60，d = 0.60D = 150mm 。摩擦片厚度 b 主要有 3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm 三种。取 b = 3.5mm。摩擦片三维图见图 2-1 所示：图 2-1 摩擦片2.2 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -10响离合器的工作性能和结构尺寸。
33、这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数 9。1） 摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度 vD 不超过6570m/s ，即（2.3）3max1068/s570m/s6Devn式中 vD摩擦片最大圆周速度(m/s）;nemax发动机最高转速(r/min） 。2）摩擦片的内、外径比 c 应在 0.530.70 范围内，本次设计取 c = 0.60。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，不同的车型的 值应在一定范围内，最大范围为 1.24.0 ，本次设计取 = 1.30 。4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振
34、器弹簧位置直径 2 R0 约 50mm，即d 2R0 + 50 mm （2.3）所选 d 为 120mm，R 0 为 36mm。其中：R0 的确定：R 0=（0.600.75）d/2=45mm，取 0.60。符合要求。5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即（2.4）0024(d)ce eTZD式中，T e0 为单位摩擦面积传递的转矩 (Nm/mm2）； Te0 为其允许值(Nm/mm2），按表 2-4 选取。表 2-4 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (Nm/mm2） 离合器规格Dmm210-250 250325 325201eT0.28 0.30 0
35、.35 0.40本设计应选T e0为 0.2810-2 Nm/mm2。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -112202 244390.71Nm/().1(51)ceTZDd 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p0 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p 0 的最大范围为 0.101.50 MPa。本次设计取 p0 = 0.2MPa 。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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功 w 应小于其许用值w。（2.5）24()WwZDd（2.6）2018argnmi式中 ma为汽车总质量
36、(kg） ；rr 轮胎滚动半径 (m） ；ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比；ig为主减速器传动比；ne为发动机转速(r/min）乘用车 ne 取 2000 r/min 。解得： 2 222446573.().1(01).37 J/m 0.4J/mWwd wZD满足要求。2.3 膜片弹簧的设计2.3.1 膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线 性的，与自由状态r下碟簧部分的内锥高 H 及弹簧的钢板厚 h 有关。不同的 H/h 值有不同的弹性特性(见图 2-2）。当 (H/h）2 ，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。这2种弹簧适于汽车液力传动中的锁
37、止机构 10。图 2-2 膜片弹簧的弹性特性曲线2.3.2 膜片弹簧的基本参数选择膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用 H/ h 对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取：1.52Hh其中：h 为钢板厚度，取 4mm，H/h=2mm ，则膜片弹簧原始内截锥高H=4mm。膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图 2-2 所示。选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。拐点 T 对应着膜片弹簧的压平位置，而 为曲线1凸点 M 和凹点 N 的横坐标平均值。B 点为新
38、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 =(0.8 1.0） 的位置，以保证摩1B1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 可按下式求得：（2.7）0cZS式中 Zc离合器的摩擦片工作表面数目，例单片 Zc =2；每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0S哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -13=0.5lmm；0SC 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。这里本离合器为单片式离合器，所以 Zc =2，该车型以城市公路为主，再考虑经济性，故取 =lmm。由上可知 =2mm。0S膜片
39、弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择膜片弹簧的大端半径 R 应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值 R/r的选定影响到材料的利用效率。R/r 愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在 R/r=1.82.0 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。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取 R/r=1.21.35(即1.25 左右） 。拉式膜片弹簧的 r 值应取为大于等于 Rc。其中 Rc 为摩擦片的平均半径，即（2.8）2501m4cDd即选择 r=100mm，R =130mm，则 R/r=1.3
40、0。膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角 在 1012范围内选择。（2.9）arctn/()9.0HRr取 = 。o10膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径膜片弹簧小端半径 r0 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。即应大于从动盘毂的花键尺寸。按照发动机最大转矩 184 Nm，从动盘外径 250mm 从表 2-5 中选择。表 2-5 从动盘毂花键的尺寸从动盘外径 D/mm发动机转矩/N maxeT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/MPa160 50 10 23 18 3 20 10180 70 10
41、26 21 3 20 11.8哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -14200 110 10 29 23 4 25 11.3225 150 10 32 26 4 30 11.5250 200 10 35 28 4 35 10.4280 280 10 35 32 4 40 12.7300 310 10 40 32 5 40 10.7325 380 10 40 32 5 45 11.6350 480 10 40 32 5 50 13.2380 600 10 40 32 5 55 15.2410 720 10 45 36 5 60 13.1430 800 10 45 36 5 65 13.5450
42、 950 10 52 41 6 65 12.5按照发动机最大转矩 184 Nm，从动盘外径 250mm 选择应选花键外径D=35mm。分离轴承作用半径赢略大于膜片弹簧小端半径。选择 r0=18mm，r f=19mm。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 =3.23.5mm； =9l0mm ；半径12的取值应满足(r- ） 的要求。erer2选取 =3.4mm， =9mm； =70mm，其满足(r- ） 的要求。1erer2支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径支承圈平均半径 r1 与膜片弹簧与压盘的接触半径 R1 的取值将影响膜片弹簧的刚度。r 1 应略大于 r
43、且尽量接近 r；R 1 应略小于 R 且尽量接近于 R。r1=102mm，R 1=128mm。膜片弹簧三维图见图 2-3 所示：膜片弹簧的装配要求：1. 强压处理分离 38 次，双面喷丸处理；哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -152. 与压盘接触圆形出挤压处理，簧片表面不得有毛刺、裂纹、划痕等；3. 分离指端部高频淬火或镀烙或四氟乙烯。图 2-3 膜片弹簧2.4 主要零部件设计2.4.1 扭转减振器的设计1.扭转减振器的功能为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点
44、振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围(当然，在实际中要做到这一点是非常困难的） ；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。 112.扭转减振器的参数设定1、扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度 Ca 决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度。（2.10）13ajT式中：T j 为极限转矩，按下式计算哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -16（2.11）max1.520j eT式中：2.0 适用乘用车，1.5 适用商用车，本设计为乘用车，选取2.0，T emax 为发动机最大扭矩，代入数值得 Tj=368 Nm，C a
45、 小于 4784 本设计初选 Ca=4500 Nm /rad。2、扭转减振器最大摩擦力矩由于减振器扭转刚度 Ca 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速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 。一般可按下式初选为T（2.12）max=0.617eT取 =0.15 ，本设计按其选取 =27.6 Nm。maxe 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（2.13）max=0.51eTT预取 T
46、预 =0.10Temax=18.4 Nm。4、扭转减振器的弹簧分布半径减振弹簧的分布尺寸 R1 的尺寸应尽可能大一些，一般取（2.14）=0.6752d其中 d 为摩擦片内径，代入数值，得 R1 =56mm。5、扭转减振器弹簧数目可参考表 2-6 选取，本设计 D=250mm，故选取 Z=4。表 2-6 减振弹簧的选取离合器摩擦片外径 减振弹簧数目 Z225250 46250325 68325355 810350 10 以上6、扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大 Tj哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -17（2.15）1=jTR总式中：P
47、 总 的计算应按 Tj 的大者来进行 P 总 =6571N。每个弹簧工作压力 （2.16）Z总得 P=1642.8N。7、从动片相对从动盘毂的最大转角（2.17）12arcsinlR得 =4.52o 。8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙（2.18）2si式中：R 2 为限位销的安装半径， 一般为 2.54mm。本设计取 =3mm。9、限位销直径限位销直径 d按结构布置选定，一般 d=9.512mm ，本设计取d=11mm。10、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将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一些，如图 2-4 所示。图 2-4 从动盘窗口尺寸简图一
48、般推荐 A1-A=a=1.416mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=25mm ，A 1=26.5mm。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -183减振弹簧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。1、弹簧的平均直径 D2：一般由结构布置决定，通常选取 D2=1115mm左右。本设计选取 D2=12mm。2、弹簧钢丝直径：（2.19）2318Pd式中：扭转许用应力 =550600MPa，d 1 算出后应该圆整为标准值，一般为 34mm 左右。代入数值，得 d1=3.398，符合上述要求。选择 d1 =4mm8。3、减振弹簧刚度： （2.20）210acRzc=200.9N/mm。4、减振弹簧的有效圈数： （2.21）41328GdiDC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。5、减振弹簧的总圈数 n=i+(1.52)=5.98。6、减振弹簧在最大工作压力 P 时最小长度：（2.22）min1Ld得 L 。1.2.7d式中： =0.337mm 为弹簧圈之间的间隙。07、减振弹簧的总变形量：（2.23）Plc得 =3.51mm。l8、减振弹簧的自由高度：（2.24）0minll得 l
