课程设计 膜片弹簧离合器 的设计

题目:膜片弹簧离合器的设计

姓名: 陈瑞杰 学号: 200724248 学院: 汽车与交通 班级: 07级车辆工程2班 指导老师:郭世永

目录

一.摘要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„二.整体参数及结构设计方案„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 三.结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1. 膜片弹簧的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2. 从动盘数及干湿式选取„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3. 压盘的驱动方式„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4. 离合器分离装置的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5.离合器壳的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 6.离合器的通风散热措施„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 四.基本参数设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1. 从动盘„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2. 压盘„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3. 分离轴承„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 4. 扭转减震器„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5膜片弹簧„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 五.参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 六.设计心得„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„

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一.摘要

汽车离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。

汽车离合器的基本功用

第一：在汽车起步时，通过离合器主动部分（和发动机曲轴相连）和从动部分（与变速器第一轴相接）之间的滑磨、转速的逐渐接近，使旋转着的发动机和原来静止的传动系平稳地联接起来，以保证汽车平稳起步。

第二：当变速器换档时，通过离合器主从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换档时齿轮间的冲击，便于换档。

第三：当传给离合器的扭矩超过其所能传递的最大力矩（即离合器的最大摩擦力矩）时，其主从动部分将产生相对滑磨。这样离合器就起着保护传动系防止其过载的作用。

二.离合器结构设计方案

整车性能参数

驱动形式 4*2前轮 轴距 2471mm

轮距前/后 1429/1422mm 整备质量 1060kg 最高车速 180km/h 最大爬坡度 35% 最小转弯半径 11m

最大功率/转速 74/5800k/rpm

最大转矩/转速 150/4000N·m/rpm 轮胎型号 185/60R14T 手动5挡

离合器的设计要求

在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）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。

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3：离合器轴的轴向定位和轴承润滑

4：运动零件的限位 5：离合器的调整。

目前,汽车上广泛采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器,称为膜片弹簧离合器.下面就进行对膜片弹簧离合器的设计..分别对离合器从动盘,离合器压盘,膜片弹簧,分离轴承总成(分离轴承,分离套筒等)等组成部分进行设计.

膜片弹簧离合器根据分离时分离指内端受推力还是受拉力,可分为推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器.由于拉式膜片弹簧离合器的综合性能优越,膜片弹簧离合器的推式结构正在逐渐被拉式结构所取代,本设计就拉式膜片弹簧离合器展开. 三.结构设计

结构设计的各项要求，在本设计中都将全面的考虑，并采用相应的措施予以实现。

1.膜片弹簧的设计

1.1膜片弹簧的结构

由前面可以知道，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。

膜片弹簧实质上是一种用薄弹簧钢板制成的带有锥度的碟形弹簧.其小端的锥面上均匀地开有许多径向切槽,以形成分离指,起分离杠杆的作用,其余未切槽的大端起压缩弹簧的作用.

膜片弹簧的结构形状如下图所示,它是由弹簧钢板冲压而成的。

膜片弹簧

膜片弹簧两侧有钢丝支承圈,借膜片弹簧固定铆钉将其安装在离合器盖上.在离合器没有固定到飞轮上时,膜片弹簧不受力,处于自由状态,如下图a所示,此时,离合器盖与飞装面之间有一距离l.当将离合器盖用连接螺钉固定到飞轮上时,由于离合器盖靠向飞轮,膜片弹簧钢丝支承圈则压向膜片弹簧使之发生弹性变形,膜片弹簧的圆锥底角变小.几乎接近于压平状态,同时,在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力,使离合器处于接合状态,如下图b所示,当分离离合器时,分离轴承左移,如下图c所示,膜片弹簧被压在前钢丝支承圈上,其径向截面以支承圈为支点转动,膜片弹簧变成反锥形状.使膜片弹簧大端右移,并通过分离弹簧钩拉动压盘使离合器分离.

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

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上图为推式膜片弹簧离合器的工作原理图,拉式中膜片弹簧的安装方向与推式相反,接合时膜片弹簧的大端支承在离合器盖上,以中部压紧在压盘上,将分离轴承向外拉离飞轮,即可实现分离.

1.2膜片弹簧离合器的结构特点 1) 膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大,这有利于在提高离合器传递转矩能力的情况下

减小离合器的轴向尺寸.

2) 3) 4)

膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,故不需要专门的分离杠杆,使离合器的结构大大简化,零件数目少,质量轻.

由于膜片弹簧轴向尺寸小,所以可以适当增加压盘的厚度,提高热容量;而且还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件.

膜片弹簧离合器的主要部件形状简单,可以采用冲压加工,大批量生产时可以降低生产成本.

采用无支承环式的拉式膜片弹簧离合器,MFZ型,直接在冲压离合器盖上冲压出一个环形凸台以支承膜片弹簧.

拉式无支承环结构形式

2.从动盘的设计

根据已知条件知道载重2吨轻型汽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，广泛用于轿车及微、中型客车和货车上，在发动机转矩不大于1000N.m的大型客车和重型货车上也有所推广。因此该离合器选取单片干式膜片弹簧离合器。 2.1从动盘结构及工作原理

在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。从动盘主要由从动片，从动盘毂，，摩擦片等组成，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片5用限位销7和减振盘12铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片 和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。

1，13—摩擦片；2，14，15—铆钉；3—波形弹簧片；4—平衡块；5—从动片；6，9—减振摩擦；7—限位销；8—从动盘毂；10—调整垫片；11—减振弹簧；12—减振盘

2.2从动盘的设计要求

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（1） 为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小

（2） 为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性 （3） 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减 振器 （4） 要有足够的抗爆裂强度

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、键式以及弹性传动片式等。近年来广泛采用弹性传动片式。因为另外几种方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm）。这样在传动时将产生冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成（见图2.4e），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善传动片的受力状况，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。所以该离合器采用弹性传动片。

压盘的驱动方式

a—凸块窗孔式；b—传力销式；c—键槽—指销式；d—键齿式；e—弹性传动片式

4.离合器分离装置的设计

离合器的分离装置包括分离杆，分离轴承和分离套筒。 4.1分离杆的设计

本设计才用的是膜片弹簧的压紧机构，分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完成。其结构尺寸参数在后续设计中确定。

4.2离合器分离套筒和分离轴承的设计

分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。

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.常用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。它有内圈旋转轴承，轴承罩，波形片簧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可以径向移动1mm左右，所以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对的偏斜，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

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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，可以轴向移动。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

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

程。

5.离合器壳的设计

在本设计中,由于不知道发动机曲轴,飞轮等零件的尺寸,因而只有本设计计算出的压盘以及该离合器的结构特点和以往经验来确定。该离合器壳采用灰铸铁铸造而成，

⑴离合器的刚度

离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。

(2)离合器的对中问题

离合器盖内装有分离杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。

离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。

6.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通过的通风散热等。为防止压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。

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四.膜片弹簧离合器基本参数的确定

1.从动盘

1.1 摩擦片的尺寸及有关参数

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，所以应先确定摩擦片的外径D,根据发动机最大转矩Temax 初选摩擦片外径D(当摩擦片不是圆形时,其外径D为摩擦片安装的最外缘直径),在确定外径时，可以根据以下经验公式 D=KD Temax

式中： D——摩擦片外径，㎜

Temax——发动机最大扭矩，N.m KD——直径系数 设计原始数据：最大转矩 T

e=150N.m

下表为直径系数取值范围

由此可得其外径为179mm

根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 “离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB1457—74）离合外径D/㎜ 内径d/㎜ 厚度/㎜ C=d/D

180 125 3.5 200 140 3.5 225 150 3.5 250 155 3.5 280 165 3.5 300 175 3.5 325 190 3.5 350 195 4 380 205 4 405 220 4 430 230 4 160 110 3.2 0.687 0.676 106 0.694 0.700 0.667 0.5 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 0.532 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 1－C 单位面积/cm 33可取：摩擦片有关标准尺寸：

外径D=180㎜ 内径d=125㎜ 厚度h=3.5㎜

内径与外径比值C′=0.694 1.2离合器后备系数的确定

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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： 乘用车及总质量小于6t的商用车：

 =1.20—1.75 本设计的是乘用车车用离合器，选定其后备系数=1.3 1.3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,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。

前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；

外径D=180㎜ 内径d=125㎜ 厚度h=3.5㎜ 内径与外径比值C=0.694，且 C=0.694在0.53—0.70之间，符合要求。

初选=1.3 要求单位压力p需要先求压紧力F

其中

其中

为摩擦片的摩擦因数 (选用无石棉有机材料,则取=0.3),Z为摩擦片数量(单片Z=2，双片

Z=4) 由此可得F=4216N

4216N而单位压力p=F/a=13175.1mm2=0.32N/mm由下图可知,符合要求.即摩擦面上的单位压力P＜[P],

2

没有超出允许范围.因此上述各基本结构参数合适。 摩 擦 材 料 石棉基材料 粉末冶金材料 金属陶瓷 无石棉有机摩擦材料 模压 编织 铜基 铁基 u p/N/mm2 0.2 0.3 0.3 0.4 0.4 0.2～0.4 0.10～0.25 0.25～0.35 0.30左右 0.30左右 0.35～0.65 0.20～0.40 1.4从动片的选择和设计 为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。由于其采用整体式弹性从动片，从动片沿半径方向开槽,其结构简图见下图,将外圆部分分割成许多扇形,并将扇形部分冲压成依次向相同方向弯曲的波浪形,使其具有轴向弹性,两边的摩擦片则分别铆在扇形片上.在离合器结合的过程中,从动片被压紧,弯曲的波浪扇形部分被逐渐压平从动盘摩擦面片所传递的转矩逐渐增大,使其结合过程较平顺,柔和,整体式弹性从动片根据从

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动片尺寸的大小可制成6～12个切槽,并常常将扇形部分与部分的连接处切成T形槽,目的是进一步减小刚度,增加弹性.相关结构尺寸参看设计图纸。

从动片材料一般采用高碳刚或弹簧刚板冲压而成，经热处理后达到所要求的硬度,

整体式弹性从动片

1—从动片；2—摩擦片；3—铆钉

1.5从动盘毂的设计

从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。

本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键时，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。

在本设计中，根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，由GB1144—74，根据下表可得：

从动盘外径D/㎜ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 发动机转矩Te/N.m 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 花键齿数n 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 花键外径D/㎜ 花键内径d/㎜ 齿厚/b㎜ 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 有效齿 长l/㎜ 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 挤压应力/MPa 10 10．8 11．3 11．5 10．4 12．7 10．7 11．6 13．2 15．2 13．1 13．5 12．5 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 花键齿数 n=10 花键外径 D′=28㎜ 花键内径 d′=22㎜ 齿厚 b=4㎜

有效齿长 L=23㎜

从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过[]=20MP，本从动盘毂材料选用40Cr。

为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情况下工作的离合器，其长度更

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大，可达到花键外径的1.4倍。

花键的尺寸选定后应进行强度校核,由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。 花键挤压应力校核公式如下式 =

Pnhl（MPa）

式中：P——花键的齿侧面压力，N。它有下式确定： P=

4Temax(Dd)Z

D′,d′——分别为花键的外径，内径，m Z——从动盘毂的数目

Temax——发动机最大转矩，N.m N——花键齿数

h——花键齿工作高度，m；h= l——花键有效长度，m 代入相关数据可得：P=该花键毂花键的470Nm0.05m1'(Dd)2

=5600N =

5600N100.025m0.023m=0.9MPa

=0.MPa﹤[]=10.8MPa

所以该花键毂花键的尺寸合适,花键的结构简图见图:

1.6摩擦片的材料选取及与从动片的固紧方式

摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：

⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。 ⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。

⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好

⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 ⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小

⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象 在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。它是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右。

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固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后， 当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。

2.压盘的设计

2.1压盘传力方式的选择

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，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 2.2压盘和传动片的材料选择

压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1，工作表面光洁度取为1.6.

传力片材料选用80号钢,根据前面所设计的压盘,摩擦片及从动片的厚度,以及以往的设计经验,传动片的结构示意图

传动片的强度校核

初步定传动片的设计参数如下：共设3组传动片（i=3）,每组2片（n=2）,传动片的几何尺寸为：宽b=14㎜

h=1㎜,传力片上孔间的距离l=50㎜,孔的直径d=6㎜，传力片切向布置，圆周半

径（也即是孔中心所在圆周半径）R=249㎜，传动片的材料弹性模量E=2×105MP，根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核， 根据下面几个相关公式：

l1=l－d (有效长度l1)

K=Kn=12EJxni/l1 （总刚度K）

3max=3fmaxEh/l1(压盘，膜片弹簧和离合器盖组装时的最大应力)

max=3fmaxEh/l1－6Temaxfmax/inRbh2+Temax/ inRbh(正向驱动时应力公式)

22

max=3fmaxEh/l1+6Temaxfmax/inRbh2－Temax/ inRbh(反向驱动时应力公式)

2

F弹=K·f(弹性恢复力)

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根据以上公式进行校核，该传动片符合要求。

压盘的几何尺寸的确定

由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。 压盘外径D=186㎜ 压盘内径d=115㎜

那么压盘的的尺寸归结为确定其厚度。压盘的厚度确定主要依据以下两点

（1） 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的

时间又短（大约在3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导致摩擦

副的温升。在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。

由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。

（2） 压盘应具有较大的刚度

压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。

鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜

在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为13㎜。

在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过8°—10°。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。 根据下面公式来进行校核： =

Lcm压 式中：——温升，℃

L——滑磨功，N.m,L=0.5JaW

2o=

nemarr1800iig2222 ,m压=ma=v

——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘=0.50

C——压盘的比热容，对铸铁压盘，C=544.28J/(㎏·K)

m压——压盘质量，㎏ 根据公式（5.1）代入相关数据可得；=5℃ 此数值=5℃

＜8°—10° 故该厚度符合要求

3.分离轴承的设计

本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，其结构示意图如下可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。

自动调心轴承

1-分离轴承罩；2—分离轴承；3—分离套筒；4—波形弹簧片

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自位分离轴承和分离套筒通过碟形弹簧装配在一起成为一体，碟形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。图中间隙A所允许的调节量为1.4—2.4㎜。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成，外密封环用0.5厚板材冲制,表面有硫化氟橡胶,其密封刃口朝向轴承内座圈来密封.轴承中分布了15个钢球。

分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有0.5㎜的间隙.在离合器处于结合状态时,分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有3—4㎜间隙，以备在摩擦片磨损的情况下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。

在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径28，内径22）因而根据有关结构尺寸数据可初选一系列有关分离轴承和分离套筒及轴颈之间的配合尺寸：

分离轴承内径 分离套筒外径 分离套筒内径 26 36 58 分离轴承必须进行润滑，本设计采用的润滑方式为定期进行润滑，在分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。

4.扭转减振器简单设计

4.1扭转减振器的结构简单介绍

带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图所示弹簧摩擦式:

带扭转减振器的从动盘总成结构示意图

1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；6—减振摩擦片 7—减振盘；8—限位销

减振器结构尺寸简图如图

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减振器尺寸简图

4.2减振弹簧设计

在初步选定减振器的主要参数过后，即根据布置上的可能性来确定减振器弹簧设计相关尺寸。 ⑴减振弹簧的分布半径R1：

R1的尺寸应尽可能取大些，一般取 R1=（0.65～0.75）d／2(式中d为离合器摩擦片内径) 所以R1=0.7×125／2=43.8㎜

⑵减振弹簧数量Z： 查有关参考数据，取减震器弹簧数量为4 ⑶全部减振弹簧总的工作负荷Pz：

Pz=Tj／R1 （式中Tj为极限转矩，其一般不会超过发动机转矩的2倍，一般可取Tj=1.5 Temax） 所以Pz= Tj／R1 =1.5 Temax／R1=1.5150/0.0438=5137N ⑷单个减振弹簧的工作负荷P P= Pz／Z=5137N／4=1284N ⑸减振弹簧尺寸

减振弹簧计算简图

弹簧中径Dc:一般由结构布置来决定,通常Dc=11～15㎜左右,取Dc=11㎜, 弹簧钢丝直径d: 通常d取3～4㎜，所以取d=3㎜

在选定Ti过后，在结构设计范围内选定转角，一般在4°左右，极限可达12°在此选定6°。现在大多数厂家倾向于采用单级，本设计也采用单级，根据经验可取：

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扭转刚度Kd=10Tj=2250N.m／rad。

Kd1000R1n弹簧刚度K：K==138N／㎜

减振弹簧的有效圈数i：i=

Gd43

8Dck式中，G为材料的剪切模量，对碳钢可取G=8.3×104Mpa 代入相关数据 i=4.5

减振弹簧的总圈数n,一般在6圈左右n=i+（1.5～2）=4.6+1.5=6 所以取n=6

减振弹簧的最小高度lmin: lmin=n(d+)≈1.1dn=1.1 ×3×6=19.8㎜ 减振弹簧总变形量：l =P／K=1284／138=9.30㎜ 减振弹簧自由高度l= lmin+l=19.8+9.30=29.10㎜ 减振弹簧预变形量：l=

TnkZR1

Tn=0.12×Temax=21.48N.m 所以l=0.75㎜

减振弹簧安装工作高度l= l－l=28.35㎜

⑹从动片相对从动盘毂的最大转角:=2arcsin(l／2R1) 因为l=l-l=8.55㎜,所以=5.6° ⑺限位销与从动盘毂缺口间隙1=R2sin 式中R2为限位销的安装尺寸，取R2=45㎜ 所以1=4.4, ⑻限位销直径d′

d′按结构布置选定，一般d′=9.5～12㎜,所以取d′=10㎜

5膜片弹簧的设计

5.1 膜片弹簧的结构

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a）膜片弹簧 （b）碟形弹簧

5.2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值可以得到不同的特性变形特性。一般可以分成下列四中情况：

⑴

HhHh＜2 如下图中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,可以承受很大的载荷,适合与作为缓冲装置中的行程器。

⑵

=2 如图中H/h=1.5≈

2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.

⑶2＜

Hh＜22 如图中

Hh=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

Hh＞2 如下图,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。

三种不同H/h值时的无因次特曲线

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各种不同H/h值时的无因次弹性变形特性

5.3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。其结构示意图见图下

膜片弹簧示意简图

5.3.1 H/h比值的选取

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，以获得最佳性能。一般汽车汽车膜片弹簧的H/h值的范围在1.5～2.5之间。 一些车型的膜片弹簧的H/h值见下表

一些车型的膜片弹簧的H/h值

车型 丰田 北京BJ751 4.1H/h 车型 H/h 5.24上海 =1.807 SH771 2.32.94.3雪佛兰 3.69=1.654 =1.54 =1.783 2.6Hh2.8参考上表,取=

4.22.5=1.68

R及R/r确定

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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1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2～1.3.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。

摩擦片外径为180mm,内径为125mm，则取膜片弹簧直径2R=170mm,取R/r=1.2,则 可初步确定R/r=85/r=1.2则 r=70.8 5.3.2 膜片弹簧起始圆锥底角

汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角在10°～14°之间，≈H(Rr)代入数值计算可得：

=11°15′

5.3.3 膜片弹簧小端半径rf及分离轴承的作用半径rp

rf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rp大于 rf

因为花键外径D=28要使2 rf＞D，所以取rf=15㎜，rp=18㎜ 5.3.4 分离指数目n、切槽宽1、窗孔槽宽2、及半径re

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，便于制造时模具分度切槽宽1≈4㎜，2≈12㎜，窗孔半径re一般情况下由

（r－re）≈(0.8～1.4) 2,所以取r－re=12=12㎜

一些车型膜片弹簧的分离爪数n、切槽宽1、2及半径re

车型 丰田 北京BJ751 上海SH771 雪佛兰 18 18 3.2 18 3.2 10 n 18 3.2 11 10 1（㎜） 3.2 11 12.5 2（㎜） 9 13 11 r－re（㎜） 参考上表可取得n=18, 1≈4㎜，2≈12㎜, re=58.8mm

5.3.5 承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L

由于采用拉式膜片弹簧.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

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大于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

膜片弹簧大端半径R=85mm,则压盘接触半径L=83mm.碟簧部分半径r=70.8mm,则支承环平均半径l=72mm.

5.3.6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，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。

五 参考资料

1. 刘惟信，汽车设计[M]，北京：清华大学出版社出版，2004。 2. 王望予，汽车设计 第4版[M]，北京: 机械工业出版社, 2004。 3. 陈家瑞，汽车构造[M]，北京：机械工业出版社出版，1993。 4.余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，2000。

5.吴宗泽、罗圣国，机械设计课程设计手册 第2版[M]，北京：高等教育出版社出版，1999。 6. 申永胜，机械原理教程[M]，北京：清华大学出版社，2004。 7 .濮良贵、纪名刚，机械设计[M]，北京: 高等教育出版社, 2001。

六 设计心得

在自己的努力下，我完成了本次课程设计设计。

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软件设计一个载重1吨的轻型汽车膜片弹簧离合器总成，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。

虽然这次设计内容要求较多，涉及范围较广，比如材料力学、汽车构造、CAD制图软件、汽车设计、一些生产工艺等，但它使我对实际项目的设计过程有了充分的了解。另外，也加深了我对一些相关知识的了解，通过这次设计，让我觉得自己平日的理论知识仍没有真正应用于实际生产中，但利用课程设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些新的设计方法。

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