1、學校代碼：10410 序 號：050603本本 科科 畢畢 業業 論論 文文題目：題目： 膜片彈簧離合器設計 學學 院：院： 工 學 院 姓姓 名：名： 丁惠斌 學學 號：號： 20040565 專專 業：業： 機械設計制造及其自動化 年年 級：級： 機制 051 指導教師：指導教師： 涂建平 二二 OO 九年九年 五五 月月膜片彈簧離合器設計摘 要汽車離合器位于發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，使發動機與變速箱暫時分離和逐漸接合，以切斷或傳遞發動機向變速器輸入的動力。

2、其功用為：（1）使汽車平穩起步；（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 ClutchesAbstract: Automobile Clutch in the engine and

3、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 separat

4、ion 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, fric

5、tion disc膜片彈簧離合器設計目 錄第 1 章 緒 論.11.1 引言.11.2 離合器概述.11.2.1 離合器的特點.11.2.2 離合器的功用.21.2.3 現代汽車離合器應滿足的要求.21.2.4 離合器工作原理.3第 2 章 離合器結構方案選取.52.1 參數和結構設計要求.52.2 結構設計.52.2.1 從動盤數及干濕式選取.52.2.2 壓緊彈簧的結構形式及布置.5.2.2.3 壓盤的驅動方式.82.2.5 分離軸承的類型.92.2.4 離合器的散熱通風.9第 3 章 離合器的設計計算及說明.113.1 摩擦片的設計 .113.1.1 摩擦片主要參數的選擇.113.1.2

6、 摩擦片基本參數的優化.133.2 從動盤設計.143.2.1 從動盤結構簡要介紹.143.2.2 從動盤設計.153.2.3 從動片的選擇和設計.153.2.4 從動盤轂的設計.173.2.5 摩擦片的材料選取及與從動片的固緊方式.183.3 扭轉減振器設計 .193.3.1 減振彈簧的設計.193.4 壓盤的設計.213.4.1 壓盤傳力方式的選擇.213.4.2 壓盤的幾何尺寸的確定.223.5 離合器蓋的設計.223.6 膜片彈簧的設計 .233.6.1 膜片彈簧主要參數的選擇.233.6.2 膜片彈簧的優化設計.243.6.3 膜片彈簧的載荷與變形關系.253.7 從動軸的計算.30

7、3.8 分離桿的設計.303.9 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、技術方面大力發展汽車工業，使其發展速度明顯比其它工業要快的多，因此汽車工業迅速成為一個國家工業發展水平的標志。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。 在早期研發的離合器中，錐形離合器最為成功。現今所用的盤片式離合器的先驅是多片盤式離合器，它

8、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展，傳統的操縱形式的操縱形式正向自動操縱的形式發展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。 隨著汽車發動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發展，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，傳統的推式

9、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展，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。隨著計算機的發展，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

10、力的傳遞，保證汽車平穩地起步；保證傳動系換檔時工作平穩；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動機最大扭矩的前提下，有以下優點： （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

11、；（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定） ；maxeT（9）使用壽命長。1.2.2 離合器的功用離合器可使發動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩起步。如前所述，現代車用活塞式發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。發動機啟動后，得以穩定運轉的最低轉速約為 300500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發動機，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，就是發動機熄火。所以

12、離合器可使發動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發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起步了。雖然利用變速器的空檔，也可以實現發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動機還是連接的，要轉動發動機，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，如沒有離合器來分離發動機和傳動系，發動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發動機和傳動系的聯系，以便于發動機起動。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，

13、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

14、地傳遞發動機的最大扭矩。為此，離合器的摩擦力矩（）應大于發動機最大扭矩（） ；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

15、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。離合器在接合狀態時，發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，發動機的扭矩

16、就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態。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，這樣發動機的扭矩又傳入變速器。膜片彈簧離合器設計41-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42汽車最大加載質量2000 kg汽車的質量4325 kg發動機位置前置發動機最大功率75KW發動機最大轉速4500r/min發動機最大扭矩170N.m

17、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mm15080i0=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

18、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

19、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。當離合器分離時，分離軸承前移膜片彈簧壓前支承

20、圈并以其作為支點發生反錐形的轉變，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

21、具有上述一系列優點，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 802000N.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 2832t 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

22、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； （b）壓緊狀態； （c）分離狀態圖 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，在傳遞發動機轉矩時它和飛

23、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 34 組（每組 23 片）沿圓

24、周切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時，當發動機傳動片時受拉，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92.2.5 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

25、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 HRC4351）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

26、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 34mm 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

27、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 180200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

28、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

29、動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應大于發動機最大扭矩cTmaxeT摩擦片的靜壓力： （3.1） maxeCTT （ 式中：離合器后備系數（） 1發動機的最大扭矩可由式: （3.2）求得peenPTmaxmax9549式中： Kw,r/min。 在 1.11.3 之間 ，取 =1.16，則75maxeP4500pnN.m196maxeT（1）后備系數 是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，選擇 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

30、貨車 =1.21.75。結合設計實際情況，故選擇 =1.5。則有 可有表 3.1 查得 1.5。表 3.1離合器后備系數的取值范圍車型后備系數 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1.201.75最大總質量為 614t 的商用車1.502.25掛車1.804.00摩擦片的外徑可有式: （3.3） 求得 maxeDTKD 為直徑系數，取值見表 3.2 取 得 D=221.11mm。DK16DK表 3.2直徑系數的取值范圍車型直徑系數DK乘用車14.616.018.5(單片離合器)最大總質量為 1.814.0t 的商用車13.515.0(雙片離合器)最大總質量大于 14.0

31、t 的商用車22.524.0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 Dmm160180200225250280300325內徑 dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.53 1 C0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.585DdC 0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積 cm2106132160221302402466546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

32、速f度等因素。可由表 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 t 是指離合器處于正常接合狀態、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 t 一般為34mm。取 t=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0.200.25石棉基材料編織0.250.35膜片彈簧離合器設計13銅基0.250.35粉末冶金材料鐵基0.300.50金屬陶瓷材料0.4離合器的靜摩擦力矩為： （3.4）c

33、cfFZRT 與式（3.1）聯立得： （3.5） 3 3max112CfzDTe代入數據得：單位壓力MPa。23. 00p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0.150.25石棉基材料編織0.250.35模壓粉末冶金材料編織0.350.50金屬陶瓷材料0.701.503.1.2 摩擦片基本參數的優化（1）摩擦片外徑 D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過 6570m/s，即0vm/sm/s （3.6）01.531022560106033maxDnveD7065式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s） ；為發動機最高轉速(r/min)。0vmaxen（2）摩擦片的內、

34、外徑比應在 0.530.70 范圍內，即C7 . 067. 053. 0 C（3）為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的 值應在一定范圍內，最大范圍為 1.24.0。（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02Rmm 5020Rd（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） 0220212. 04cccTdDZTT式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)，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

35、值離合器規格210250210325250325 2010/cT028030035040 （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 0.111.50MPa,即0pMPaMPaMPa10. 023. 00 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） 224dDZW式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；為其許用值(J/mm2)，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. 033. 0質量大于

36、 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25. 0滑磨功（J） ，可根據下式計算 （3.9）2202221800graeiirmnW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amrrgi位的傳動比；為主減速器傳動比；為發動機轉速 r/min，計算時乘用車取0ienr/min，商用車取r/min。其中： m Kg2000150017. 60i913. 51gi6 . 0rr4325am代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。527.14431W33. 0327. 0（8）離合器接合的溫升mcWt膜片彈簧離合器設計15式中,

37、t 為壓盤溫升,不超過C；c 為壓盤的比熱容，J/(KgC)； 為傳1084 .481c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 . 0m15. 3m代入，C，合格。76. 4t3.2 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

38、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。當系統發生扭轉振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發生來回轉動，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；

39、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生

40、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 1.32.0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 0.651.0,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

41、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

42、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 612 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

43、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 與發動機的最大轉矩由表 3.7 選取：maxeT一般取 1.01.4 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 2632HRC。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，10n35Dmm，mm，mm，MPa。28d4t35l2 .10c驗證：擠壓應力的計算公式為： nltRc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

44、計18ZdDTPe)(4max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；DdZ 為從動盤轂的數目；取 Z=1h 為花鍵齒工作高度；2/ )(dDh得N，MPaMPa，合格。44.12P16.10c2 .10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/mmD內徑/mmd齒厚/mmt有效齒長l/mm擠壓應力/MPac160491023183209818069102621320116200108102923425111225147103226430113250196103528435102280275103532

45、4401253003041040325401053253731040325451143504711040325501303.2.5 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：應具有較穩定的摩擦系數，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小。要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好熱穩定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面油水對摩擦性能的影響應最小結合時應平順而無“咬住”和

46、“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

47、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點。3.3 扭轉減振器設計減震器極轉矩 Nm 2945 . 1maxejTT摩擦轉矩 Nm98.4917. 0maxeuTT預緊轉矩 Nm1 .4415. 0maxenTT極限轉角 123j扭轉角剛度 Nm/rad 382213jTk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. 060. 0(0dR 結合mm，得取 49mm，則。 5020Rd0R6533. 020dR2全部減振彈簧總的工作負荷ZPN60001R

48、TPjZ3單個減振彈簧的工作負荷PN1000ZPPZ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/mm225250250325325350350Z466881010 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,4d1620bMPa。 8105 . 0b（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/mm4 . 02 . 0145. 02 . 21 . 165 . 21674218C147125105948

49、464確定旋繞比，曲度系數4C40. 1615. 0)44() 14(CCCK（3）強度計算mm，與原來的 d 接近，合格。 482CKFdj膜片彈簧離合器設計21中徑 mm；外徑 mm162 CdD202dDD（4）極限轉角取 ，則mm1232arcsin20Rlj823. 3j269. 3l（5）剛度計算彈簧剛度 mm95.152)(21lFFk其中，為最小工作力，2F125 . 0 FF 彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數80000G086. 488331kCGdCFdGnl取，總圈數為4n61n（6）彈簧的最小高度mm16min dnl（7）減振彈簧的總變形量mm538. 6kPl

50、（8）減振彈簧的自由高度mm538.22min0lll（9）減振彈簧預緊變形量mm538. 001kZRTl（10）減振彈簧的安裝高度mm2210lll（11）定位鉚釘的安裝位置取mm，則，mm，mm，522R859364477. 3j30. 3l52.151k12. 4n合格。3.4 壓盤的設計3.4.1 壓盤傳力方式的選擇壓盤（其結構見零件圖）是離合器的主動部分，在傳遞發動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器膜片彈簧離合器設計22的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合

51、器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。3.4.2 壓盤的幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑 D=230 壓盤內徑 d=145 那么壓盤的的尺寸歸結為確定其厚度。壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：（1） 壓盤應有足夠的質量在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又短（大約在 3 秒鐘左右） ，因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數的下降，磨損加劇，嚴重時甚至

52、會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質量以吸收熱量。（2） 壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于 15） ，但一般不小于 10 在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為 18。在初步確定該離合器壓盤厚度以后，應校核離合器接合一次時的溫升，其接合一次的溫升不得超過 810。若溫升過高可以適當增加壓盤的厚度。根據下面公式

53、（5.1）來進行校核： = 式 (5.1)壓cmL式中：溫升， L滑磨功，N.m,L=0.5J W= ,m=m =a2o22221800graeiirmn壓av分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比：單片離合器壓盤=0.50C壓盤的比熱容，對鑄鐵壓盤，C=544.28J/(K)膜片彈簧離合器設計23m壓盤質量，壓根據公式（5.1）代入相關數據可得；=5 此數值=5810故該厚度符合要求3.5 離合器蓋的設計離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。因此，在設計中應注意以下幾個問題：離合器的剛度離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的

54、剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為 4的低碳鋼板（如 08 鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。離合器的通風散熱為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。離合器的對中問題離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或

55、定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中。3.6 膜片彈簧的設計3.6.1 膜片彈簧主要參數的選擇1. 比較 H/h 的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形 1 之間的函數關系可知，當時，F2為增函數；時，F1有一極值，而該極值點2hH2hH又恰為拐點；時，F1有一極大值和極小值；當時，F1極小值在橫2hH2hH坐標上，見圖 3.1。膜片彈簧離合器設計241- 2- 3-2/hH2/hH22/2hH4- 5-22/hH22/hH圖 3.1 膜片彈簧的彈性特性曲線為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用

56、膜片彈簧的 H/h 通常在1.52 范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為 24mm，本設計 ，h=3mm ，2hH則 H=6mm 。2. R/r 選擇通過分析表明，R/r 越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r 常在 1.21.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取25. 1rR75.934dDRccRr mm 則mm 取整mm 則。94r5 .117R118R255. 1rR3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態時，圓錐底角 一般在范圍內，本設計中159 得在之間，合格。分離指數常取為rRHrRH arctan3

57、2.1415918，大尺寸膜片彈簧有取 24 的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取 12 的，本設計所取分離指數為 18。4.切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足5 . 32 . 31109231102er的要求。2err5. 壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定1R1r應略大于且盡量接近 r，應略小于 R 且盡量接近 R。本設計取mm，1r1R1161Rmm。膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常961r膜片彈簧離合器設計25用的碟簧材料的為 60SizMnA，當量應力可取為 16001700N/mm2。6. 公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的

58、尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。3.6.2 膜片彈簧的優化設計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在hHrRH一定范圍內，即2 . 226 . 1hH1532.149rRH（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即35. 1255. 120. 1rR10067.78270hR（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，1R1r即推式： 24/ )(1DRdD拉式： 5 .1122/9475.934/ )(

59、1DrdD（4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即1RRfr0r6211RR6201rr400rrf（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用， ，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即推式： 5 . 43 . 2111rRrrf拉式： 0 . 95 . 3111rRrRf膜片彈簧離合器設計26由（4）和（5）得mm，mm。34fr320r3.6.3 膜片彈簧的載荷與變形關系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖 3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟

60、形彈簧完全相同（當加載點相同時） 。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用 F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為 1，則壓緊力 F1與變形 1之間的關系式為: （3.10）2111111211211hrRrR2HrRrRHrRr /RIn16EhF式中： E彈性模量，對于鋼，aMPE5101 . 2 泊松比，對于鋼，=0.3 H膜片彈簧在自由狀態時，其碟簧部分的內錐高度 h彈簧鋼板厚度 R彈簧自由狀態時碟簧部分的大端半徑r彈簧自由狀態時碟簧部分的小端半徑R1壓盤加載點半徑r1支承環加載點半徑圖 3.2膜片彈簧的尺寸