汽車膜片彈簧離合器設(shè)計

1、中華人民共和國教育部*大學(xué)畢 業(yè) 設(shè) 計論文題目：學(xué) 生：指導(dǎo)教師：學(xué) 院：專 業(yè)：2007年6月*大學(xué)畢 業(yè) 設(shè) 計 任 務(wù) 書設(shè)計題目 指導(dǎo)教師 專業(yè)(班級) 學(xué) 生 2006 年 12 月 15 日題目：汽車離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計任務(wù)內(nèi)容：內(nèi)容：本設(shè)計題目要求學(xué)生利用計算機三維設(shè)計軟件完成汽車離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，包括主動部分、從動盤及膜片彈簧的設(shè)計及相應(yīng)零件的校核。要求：1、查閱相關(guān)資料，學(xué)習(xí)使用相關(guān)軟件。2、計算參數(shù)，設(shè)計結(jié)構(gòu)，利用計算機三維設(shè)計軟件及Aotu CAD軟件繪圖。3、編寫設(shè)計說明書。4、結(jié)構(gòu)設(shè)計合理，圖面清晰。時間安排：2006年12月15日2007年3月18日搜集資料，畢業(yè)實習(xí)，

2、。 2007年3月19日3月30日提交實習(xí)報告與畢業(yè)設(shè)計開題報告，開題。2007年3月31日4月24日 初步設(shè)計，計算各項基本數(shù)據(jù)，繪制草圖。2007年4月25日5月8日完成初步設(shè)計，利用設(shè)計軟件繪出零件圖及裝配圖。2007年5月8日5月19日指導(dǎo)老師對設(shè)計圖進行審核，修改設(shè)計圖及設(shè)計說明書，準備預(yù)答辯。2007年5月20日 5月26日 畢業(yè)設(shè)計預(yù)答辯。2007年5月27日 6月2日確定最終設(shè)計，制作答辯演示稿，準備答辯資料。2007年6月3日 6月16日 畢業(yè)設(shè)計答辯。完成工作量：參考文獻篇數(shù)：10篇以上（其中外文文獻3篇以上）圖紙張數(shù)：3張以上計算機繪圖，其中至少1張零號圖。 說明書字數(shù)：

3、6,000字以上。專業(yè)負責(zé)人意見簽名：年 月 日汽車離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計摘 要離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構(gòu)造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關(guān)，本文針對長城賽弗汽車的各項參數(shù)，設(shè)計推式膜片彈簧離合器。離合器設(shè)計的內(nèi)容主要包括壓盤總成、從動盤總成、膜片彈簧三個部分。首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料、及結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，然后使用CATIA軟件畫出推式膜片彈簧的裝配及零件的三維圖形，最后轉(zhuǎn)為AUTOCAD工程圖。本文還重點研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進行數(shù)學(xué)分析，并對其進行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳狀態(tài)。關(guān)鍵詞：離合器；膜片彈簧；設(shè)計Th

4、e Structure Design of Changcheng Saifu auto clutchAbstractThe clutch is one important part in the auto power train ,in the internal combustion engine as the power of mechanicaldrive auto ,the clutch took an independent part exists. This article aim to design push type diaphragm-spring clutch of the

5、Changcheng saifu auto.The content of clutch design main contain three parts: driven disc design, diaphragm-spring design and the driving disc design. Fist,The article studied in each clutch accessorys material, technique in manufacture and machining and choosing project,then uses the CATIAsoftware t

6、o picture the three dimensional image of the Assembly and the Components, finallytransformation it to the AUTOCAD engineering plat.This articleemphasize in studying the diaphragm-spring characteristic, analyzing the dynamics and the mathematics in separation process stress, optimizing every date abo

7、ut the diaphragm-spring, for improving use lifetime of diaphragm-spring.Keywords: clutch ;diaphragm-spring;design目 錄摘要Abstract1 緒論.11.1 膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)機工作原理.11.2 設(shè)計內(nèi)容22 離合器基本尺寸參數(shù)的選擇.32.1 離合器基本性能關(guān)系式.32.2 離合器后備系數(shù)的選擇.32.3單位壓力和摩擦因數(shù)的選擇.33 離合器從動盤總成設(shè)計.43.1 摩擦片尺寸的設(shè)計. 43.2 從動片和波形片的設(shè)計.53.3 從動盤轂的設(shè)計.53.4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計.64

8、離合器壓盤總成設(shè)計.84.1 壓盤的設(shè)計.84.2 離合器蓋的設(shè)計.84.3 傳動片的設(shè)計.85 膜片彈簧設(shè)計.105.1 膜片彈簧的初選105.3 膜片彈簧的分析115.4 膜片彈簧的校核12結(jié)論.13參考文獻附錄致謝汽車離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計1 緒論1.1 膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)及工作原理離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相關(guān)聯(lián)的部件，其主動部分和從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉(zhuǎn)動，通過主動、從動兩部分的相互作用把發(fā)動機的動力扭距傳遞給驅(qū)動系統(tǒng)，來實現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動系換擋時工作平順，三是防止汽車傳動系過載

9、1。在以內(nèi)燃機作為動力的機械傳動汽車中，離合器作為一個獨立的部件存在。雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但根據(jù)德國出版的2003世界汽車年鑒，2002年世界各國114家汽車公司生產(chǎn)的1864款乘用車中，手動機械變速器車款數(shù)為1337款；在我國，乘用車中自動擋車款式只占全國平均數(shù)的26.53%；若考慮到商用車中更是多數(shù)采用手動變速器，手動擋汽車目前仍然是世界車款的主流。可以說，從目前到將來離合器這一部件將會伴隨著內(nèi)燃機一起存在，不可能在汽車上消失1。目前在汽車離合器中，摩擦式離合器用得最為廣泛。摩擦式離合器按結(jié)構(gòu)分可分主動部分（包括飛輪、離合器蓋和壓盤）、從動部分（從動盤總成）、壓緊機

10、構(gòu)（壓緊彈簧）和操縱機構(gòu)（包括分離叉、分離軸承、分離踏板和傳動部件）。在膜片彈簧離合器中膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的雙重作用，所以膜片彈簧離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是包括從動盤總成、膜片彈簧和壓盤總成三個部分2。（a） (b) (c)安裝前位置安裝后分離位置圖11 膜片彈簧離合器工作原理示意圖1飛輪； 2摩擦片； 3離合器蓋； 4分離軸承； 5壓盤； 6膜片彈簧； 7支撐環(huán)膜片彈簧為碟形，其上開有若干個徑向開口，形成若干個彈性杠杠。彈簧中部有鋼絲支承圈，用鉚釘將其安裝在離合器蓋上。在離合器蓋未固定到飛輪上時，膜片彈簧處于自由狀態(tài)，離合器蓋與飛輪接合面間有一距離L。用螺栓將離合器蓋固定到飛輪上時，離

11、合器蓋通過后鋼絲支承圈把膜片彈簧中部向前移動了一段距離。由于膜片彈簧外端位置沒有變化，所以膜片彈簧被壓縮變形。膜片彈簧外緣通過壓盤把從動盤壓靠在飛輪后端面上，這時離合器為接合狀態(tài)。在分離離合器時，分離軸承前移，膜片彈簧將以前鋼絲支承圈為支點，其外緣向后移動，在分離鉤的作用下，壓盤離開從動盤后移，離合器就變?yōu)榉蛛x狀態(tài)了3。1.2設(shè)計內(nèi)容由于膜片彈簧離合器，擁有零件數(shù)目少，重量輕，非線性特性好，操縱輕便，等優(yōu)點，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本文將設(shè)計推式膜片彈簧離合器。本設(shè)計以長城賽弗汽車各項參數(shù)和性能為設(shè)計基礎(chǔ)，所選定汽車發(fā)動機提供的最大轉(zhuǎn)矩Temax為200Nm。2離合器基本尺寸參

12、數(shù)的選擇2.1離合器基本性能關(guān)系式離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。根據(jù)摩擦力矩公式 (21)式中Tc離合器靜摩擦力矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比。有了上面的關(guān)系式，對于一定的離合器結(jié)構(gòu)而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關(guān)系式，就可估算出所設(shè)計的離合器是否合適4。2.2離合器后備系數(shù)的選擇后備系數(shù)是離合器一個重要設(shè)計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應(yīng)保證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩

13、、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數(shù)值按表21選取，而設(shè)計乘用車的離合器其要求比較的大，初步選擇為1.605。表21 離合器后備系數(shù)的取值范圍車 型后備系數(shù)乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1.201.75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.002.3摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但受工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵基。初選po根據(jù)表22中可得：為0.5MPa，f為0.55。

14、表22摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值摩擦片材料單位壓力po/MPa摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0.150.250.200.25編織0.250.350.250.30粉末冶金材料銅基0.350.500.250.30鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.701.500.43離合器從盤總成設(shè)計3.1摩擦片的設(shè)計(1)摩擦片基本尺寸的確定 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩有一定的關(guān)系。根據(jù)摩擦力矩公式(31)： (31)式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；后備系數(shù)；f摩擦因數(shù)；Z：摩擦面數(shù)；po單位壓力；D摩擦片外徑；c內(nèi)外徑之比得到D=240mm。計算

15、離合器的外徑D同時參考經(jīng)驗公式(32)：(32)式中A參考系數(shù)；D摩擦片外徑；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；乘用車A取47，計算得到D=234mm。初選D以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定6。查找標準(GB145774)的規(guī)定：表31離合器尺寸選擇參數(shù)表摩擦片外徑D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax/Nm單片離合器重 負 荷中等負荷極 限 值225130150170250170200230最終確定：外徑D=250mm；內(nèi)徑d=155mm，內(nèi)外徑之比c=0.620，單片面積F=30200mm2 。對摩擦片的厚度h，我國以規(guī)定了3種規(guī)格：3.2 mm，3.5 mm，4 mm，這里選擇厚度為

16、3.5 mm。(2)摩擦片的校核在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核：1)摩擦片外D(mm)的選擇應(yīng)使最大圓周速度vD不超過6570m/s： (33) 式中：nemax發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（r/min）；當nemax取6000時，代入可得：vD=706570m/s。2)摩擦片的內(nèi)外徑比c應(yīng)在0.530.70 范圍內(nèi)：c=0.6200.530.70。3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，應(yīng)在1.21.75 之間，代入式(21) ：= Tc/ Temax=1.601.201.75。4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，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

17、單位面積滑磨功應(yīng)小于其許用值，即： (34)式中，單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)；其許用值0.4 J/mm2；W汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)，可以根據(jù)下式計算： (35)式中：ne發(fā)動機轉(zhuǎn)速，取2000r/min；ma汽車總質(zhì)量(kg),取1200kg；rr汽車輪胎滾動半徑(m)；ig汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；數(shù)值取3.8；i0主減速器傳動比，取4.2。各個數(shù)值代入(35)式：得到W=14983J。把W=14983J和摩擦片的各個數(shù)值代入式(34)，得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。 經(jīng)過校核可知，摩擦片的設(shè)計符合相應(yīng)的設(shè)計要求73.2從動盤轂的設(shè)計

18、發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結(jié)合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。我國生產(chǎn)的離合器，其從動盤轂花鍵多用SAE標準，其有關(guān)尺寸見表表32從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片的外徑D/mm發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax/Nm花鍵尺寸擠壓應(yīng)力s/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效齒長l/mm1806910262132011.620010810292342511.122515010322643011.325020010352843510.2根據(jù)表32中選擇n=10，D=35mm，d=28mm，t=4mm，l=35mm8。花鍵尺寸選定后應(yīng)進行強度校核。由

19、于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應(yīng)力計算，當應(yīng)力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度?；ㄦI尺寸的擠壓應(yīng)力sj： (36)式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；D花鍵轂的外徑；d花鍵轂的內(nèi)徑；n花鍵轂的齒數(shù)；l花鍵轂的有效長度。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應(yīng)力不應(yīng)大于30MPa。從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應(yīng)進行高頻處理11。3.3 從動片和波形彈簧片的設(shè)計設(shè)計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質(zhì)量的分布可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得

20、最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了減小轉(zhuǎn)動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm2.2mm。根據(jù)設(shè)計的需要采用從動片的厚度為2mm，材料為中碳鋼板（50號），表面硬度為3540HRC，結(jié)構(gòu)采用分開式彈性從動片結(jié)構(gòu)7。波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理7。3.4扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系統(tǒng)中裝設(shè)了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動盤中。圖51 扭轉(zhuǎn)減振

21、器工作示意圖1、2減振彈簧； 3從動盤本體； 4阻尼片；離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側(cè)的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉(zhuǎn)動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來8。扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計計算著重于減振彈簧。(1)減振彈簧的材料： 采用60Si2MnA彈簧鋼絲。(2)減振彈簧個數(shù)Zj的選取：表33減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225

22、250250325 325350350Zj466881010根據(jù)表33，由于D=250mm，所以Zj取69。(3)減振彈簧的位置半徑R0減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.600.75)d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內(nèi)徑約50mm，所以取R0=55mm。(4)極限轉(zhuǎn)矩Tj極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。篢j=(1.52.0)Temax(37)式中，Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；Tj極限轉(zhuǎn)矩。乘用車取相應(yīng)系數(shù)為2.0，

23、所以Tj=400Nm。(5)扭轉(zhuǎn)角剛度kj為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸：kj=KZjR02103 (38)式中K每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)；Zj減振彈簧的個數(shù)；R0減振彈簧位置半徑(m)。減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計結(jié)果，設(shè)計時選kj為：kj13Tj。由于設(shè)計的是乘用車的發(fā)動機，常工作時的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，

24、所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 000Nm。這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1106 N/mm。(6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度kj受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tm，一般可選：Tm=(0.060.17)Temax(39) 式中Tm阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。按經(jīng)驗選Tm=0.12Temax=24N。(7)預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應(yīng)大于Tm，否則在反向工作時，

25、扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。篢n=(0.050.17) Temax(310)式中Tn預(yù)緊轉(zhuǎn)矩；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。取Tn=0.10Temax=20N。(8)極限轉(zhuǎn)角jj減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角jj為 (311)式中jj極限轉(zhuǎn)角；R減振彈簧位置半徑；Dl減振彈簧的工作變量。jj通常取3o12o，由于設(shè)計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以jj取9o8-9。4離合器壓盤總成設(shè)計4.1壓盤設(shè)計壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應(yīng)允許壓盤在離合器分離過

26、程中自由的做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結(jié)合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動效率10。為了消除上述缺點，在設(shè)計中采用傳力片式。在離合器的基本參數(shù)選定后，壓盤的基本尺寸應(yīng)和摩擦片的外徑和內(nèi)徑相同，確定壓盤的厚度應(yīng)符合下面兩點要求。(1)壓盤應(yīng)具有較大質(zhì)量，以增大熱容量，減少溫升，應(yīng)用下式校核壓盤的一次接合的溫升： (41)式中，t壓盤溫升(oC)；c壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4J/(kgoC)；m壓盤質(zhì)量(kg)，經(jīng)計算約為4.2kg；W汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功(J)

27、，經(jīng)上面計算得W=14983J；g傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤：g=0.5；根據(jù)式(41)得：t=3.7 oC8 oC。(2)壓盤應(yīng)具較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離8。與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于1520gcm基于以上兩點，選取壓盤的厚度為12mm。由于壓盤的形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，所以采用灰鑄鐵，采用HT300，硬度為170227HBS，另外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度10。4.2離合器蓋的設(shè)計(1)離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計要求。應(yīng)

28、具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內(nèi)的圓周處翻邊。和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度17。(2)離合器蓋的材料。由于設(shè)計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是4mm的 10號鋼板沖壓而成11。4.3傳力片的設(shè)計傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。傳力片為3組，每組2片，每片厚度為0.

29、8mm，由65Mn的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應(yīng)該受拉力11。傳力片的校核：用公式(4-2)計算傳力片的有效長度：(42)式中l(wèi)傳力片上兩孔之間的距離；孔的直徑。用公式(43)計算傳力片的彎曲總剛度：(43)式中E傳力片材料的彈性模量；截面慣性矩；n為傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；。用公式(4-4)計算壓盤和離合器蓋組裝時的最大應(yīng)力：(44)式中W傳力片的截面系數(shù)；n傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P傳力片作用力的大?。籱ax最大應(yīng)力值。帶入數(shù)值計算得到913MPa離合器傳扭時分為正向驅(qū)動和反向驅(qū)動，用公式(4-5)計

30、算正向驅(qū)動時的最大應(yīng)力:=204.5 MPa913MPa(45)式中max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n為傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P傳力片作用力的大小；max最大應(yīng)力值；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑；fmax傳力片軸向變形力最大值。用公式(46)計算反向驅(qū)動時的最大應(yīng)力:=823.5 MPa 913MPa(46)式中max最大應(yīng)力值；W傳力片的截面系數(shù)；n為傳力片數(shù)量；i 傳力片的組數(shù)；l傳力片上兩孔之間的距離；P傳力片作用力的大?。籱ax最大應(yīng)力值；b傳力片的寬度；l傳力片的有效長度；h傳力片厚度；R傳力片的圓周半徑

31、；fmax傳力片軸向變形力最大值。可見，傳力片的設(shè)計符合要求。5膜片彈簧設(shè)計5.1 膜片彈簧的初選設(shè)計膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選出合適的尺寸12。表51 膜片彈簧的主要參數(shù)的選用參考值基本參數(shù)常用范圍一般范圍外內(nèi)徑比 R/r1.21.31.21.35膜片鋼板厚度 h(mm)23.424高厚比 H/r1.72.01.62.2外徑厚度比 H/h759570100比值 R/r0453.55.0杠桿比（推式） (r1-rf)/(R1-r1)2.34.5-分離指的數(shù)目 n18-分離指舌尖切槽寬 1(mm)3.23.5-分離指舌根切槽寬2(mm)910-分離指舌部最

32、寬處半徑 re(mm)r-2-初始錐底角 a(o)1013915半徑差值(mm)D1=R-R12417D2=r1-r0.5 306D3=rf-r00304圖51 膜片彈簧的基本尺寸膜片的外徑R的大小約為摩擦片的平均半徑，即(D+d)/4，所以R的初選為106mm，根據(jù)表51和圖51以及R的大小，選擇膜片彈簧的以下數(shù)值13-15：大端半徑：R=120mm；碟簧部分內(nèi)徑：r=100mm；碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高：H=14mm；膜片鋼板厚度：h=2.45mm；膜簧壓盤加載點半徑：R1=118mm；膜簧支承環(huán)加載點半徑：r1=99mm；小端內(nèi)徑r0=25mm；分離加載半徑：rf=35mm；分離指舌尖切

33、槽寬：1=3.4mm；分離指舌根切槽寬：2=10mm；分離指舌部最寬處半徑：re=75mm。5.2膜片彈簧的分析圖52膜片彈簧的特征曲線膜片彈簧由于它的變形和載荷關(guān)系并不成線性關(guān)系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式： (51)式中材料的彈性模量(MPa)，對于剛材料：E=2.1105MPa；m材料的泊松比，對于鋼：m=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是圖51中的含義16-18。當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉(zhuǎn)移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設(shè)分離軸承的加載的力為

34、F2(N)，則有如下的關(guān)系： (52)把上式代入式(51)則F1與膜片彈簧末端變形l1關(guān)系為 (53)根據(jù)圖5-2 中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導(dǎo)數(shù)點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導(dǎo)數(shù)點為0點，所以： (54) (55)當=0時，得：(56)式(56)代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm而B點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而l1B：0.8l1Hl1Bl1H 則選l1B=3mm當=0時，得(57)式(57)代入R、r、R1、r1得l1=2.25mm和4.28mm，即l1M=2.25mm，l1N=4.28mm。而A點為摩擦片在最大磨損的情況

35、下的膜片彈簧的彈性變形，其：Dl=l1Bl1A=ZcDS0式中Zc離合器的摩擦片摩擦片表面數(shù)目，單片Zc=2；DS0每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為DS0=0.51mm。根據(jù)摩擦片的特點，Dl=1.6mm，也就是l1A=1.4mm。而C點為離合器徹底分離的的點，其l1C略大于l1N，所以l1N=4.4mm。將l1B，l1A，l1C分別代入：得F1B=442.5N，F(xiàn)1A=453N，F(xiàn)1B=98.1N，得到壓緊時的力為453N，分離軸承的分離終端時的用力為98.1N。5.3膜片彈簧的校核在圖51中，在點所受的應(yīng)力是最大的，應(yīng)對其進行許用應(yīng)力的校核： (58) (59) (510)式中st

36、II點的彎曲應(yīng)力(MPa)；srII點的切向壓應(yīng)力(MPa)；sjII點的當量應(yīng)力(MPa)；e中性點的半徑(mm)，e=(Rr)/ln(R/r)；j離合器撤離分離時膜片彈簧相對于自由狀態(tài)時的轉(zhuǎn)角；F2分離時的分離軸承的力；sjI材料的當量應(yīng)力的許用值，采用60Si2MnA時，sjI=15001700MPa19-20。經(jīng)過計算代入，sjI=stIsrI=1785MPa352.8MPa=1432.2MPasjI校核得知，膜片彈簧的設(shè)計在允許的范圍內(nèi)，設(shè)計是合理的。6結(jié)論 本文針對汽車設(shè)計了一款推式膜片彈簧離合器，汽車發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，是離合器設(shè)計的主要依據(jù)。設(shè)計膜片彈簧離合器，能夠滿足長城賽

37、弗汽車在正常行駛中，對離合器保證汽車平穩(wěn)起步、順利換擋、防止傳動系過載等基本要求。在選擇離合器后備系數(shù)時，適當增大離合器后備系數(shù)，以保證對離合器的要求。最終確定摩擦片的尺寸為：外徑250mm；內(nèi)徑155mm；厚度3.5mm。材料選用粉末冶金。膜片彈簧的尺寸，在經(jīng)過初選后，仔細分析其受力，結(jié)合離合器的要求，選擇符合設(shè)計要求的尺寸，最終確定尺寸為：大端半徑120mm；碟簧部分100mm；碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高14mm；膜片鋼板厚度2.45mm；膜簧壓盤加載點半徑118mm；膜簧支承環(huán)加載點半徑99mm；小端內(nèi)徑25mm；分離加載半徑35mm；分離指舌尖切槽寬3.4mm；分離指舌根切槽寬10mm；分離指舌部最寬處半徑75mm。膜片彈簧要求具有較高的尺寸精度，同樣在膜片彈簧的制造中，也需要好的加工工藝。參考文獻1嚴正峰. 汽車離合器行業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略探討J. 汽車與配件 , 2007,(10)：22242蔡興旺主編汽車構(gòu)造與原理北京：機械工業(yè)出版社，2004：67