膜片彈簧離合器設(shè)計

1、沈陽理工大學課程設(shè)計說明目錄1結(jié)構(gòu)方案分析11.1從動盤數(shù)的選擇11.2 壓盤的驅(qū)動方式12離合器主要參數(shù)的選擇22.1后備系數(shù)22.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t22.3摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b22.4單位壓力P033離合器參數(shù)優(yōu)化33.1設(shè)計變量43.2目標函數(shù)43.3約束條件43.3.1 最大圓周速度43.3.2 摩擦片內(nèi)、外徑之比c43.3.3 后備系數(shù)53.3.4 扭轉(zhuǎn)減震器的優(yōu)化53.3.5 單位壓力P054膜片彈簧設(shè)計64.1膜片彈簧基本參數(shù)的選擇64.1.1比值H/h和h的選擇64.1.2 R/r比值和R、r的選擇64.1.3 的選擇64.1.4分離指數(shù)目n的選擇6

2、4.1.5膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定64.1.6切槽寬度1、2及半徑re的確定74.1.7壓盤加載點的半徑R1和支撐環(huán)加載點的半徑r1的確定74.2膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計74.3膜片彈簧的彈性特性曲線74.4強度校核85扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計105.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)105.1.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj105.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度105.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T105.1.4 預緊轉(zhuǎn)矩Tn105.1.5 減振彈簧的位置半徑R0115.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj115.1.7 減振彈簧總壓力115.2 減振彈簧的計算115.2.1 減振彈簧的分布半徑R1115.2.2 單個減振器的工作壓力P11

3、5.2.3 減振彈簧尺寸116從動盤總成的設(shè)計146.1 從動盤轂146.2 從動片146.3 摩擦片147壓盤設(shè)計157.1對壓盤的設(shè)計要求157.2壓盤材料158離合器蓋設(shè)計168.1離合器蓋總成結(jié)構(gòu)設(shè)計要求168.2離合器蓋材料16參考文獻17171結(jié)構(gòu)方案分析1.1從動盤數(shù)的選擇單片離合器：單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證接合平順。雙片離合器：一般用于傳遞轉(zhuǎn)矩且徑向尺寸受到限制的場合。多片離合器：主要用于最大質(zhì)量大于14噸的商用車的行星齒輪變速器換擋機構(gòu)中。對乘用車和最大質(zhì)量小于6噸的商用

4、車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，在布置尺寸容許的條件下，離合器通常只設(shè)有一片從動盤。所以選擇單片離合器。1.2 壓盤的驅(qū)動方式壓盤的驅(qū)動方式主要有凸塊窗孔氏、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同特點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產(chǎn)生沖擊和噪聲，而在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片是今年來廣泛采用的驅(qū)動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器和壓盤以鉚釘和螺栓連接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。彈性傳動片的驅(qū)動方式結(jié)構(gòu)簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。綜上，選用三組傳動片。2離合器主要參數(shù)的選擇2

5、.1后備系數(shù)后備系數(shù)是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳動發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時，應(yīng)考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車選擇：1.201.75，本次設(shè)計取=1.3。2.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因數(shù)。根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表2-4可知，摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數(shù)f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和

6、金屬陶瓷材料的摩擦因數(shù)f較大且穩(wěn)定。本次取f=0.25（石棉基材料）。摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本次設(shè)計取單片離合器Z=2。離合器間隙t是指離合器處于正常接合狀態(tài)、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(nèi)端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm。本次設(shè)計取t=4mm。2.3摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式2-9， (2.1)式中摩擦片外徑，mmTemax發(fā)動

7、機最大轉(zhuǎn)矩，N· mKd為直徑系數(shù)，根據(jù)車型選取14.6，根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm，C=d/D=0.7,1-C3=0.657。 2.4單位壓力P0由公式: D3fZP（1-C3）=12Temax （2.2）得：P0=0.223Mpa。3離合器參數(shù)優(yōu)化3.1設(shè)計變量后備系數(shù)取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計變量選為： (3.1)3.2目標函數(shù)離合器基本參數(shù)優(yōu)化設(shè)計追求的目標，是

8、在保證離合器性能要求的條件下使其結(jié)構(gòu)尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為 f(x)=min/4(D2-d2) (3.2)3.3約束條件設(shè)計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響離合器的工作性能和結(jié)構(gòu)尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)。3.3.1 最大圓周速度摩擦片的外徑D（mm）的選取應(yīng)使最大圓周速度VD不超過6570m/s，即 VD= （3.3）式中 ：VD為摩擦片最大圓周速度（m/s）；nemax為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/min）。符合要求。3.3.2 摩擦片內(nèi)、外徑之比c摩擦片的內(nèi)、外徑比c應(yīng)在0.530.70范圍內(nèi)，本次設(shè)計

9、取c=0.7，符合要求。3.3.3 后備系數(shù)為了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，不同的車型值應(yīng)在一定的范圍內(nèi)，最大的范圍為1.24.0，本次設(shè)計取=1.30，符合要求。3.3.4 扭轉(zhuǎn)減震器的優(yōu)化為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器彈簧位置直徑R0約為50mm，即d2R0+50mm。而減震器彈簧位置半徑R0=0.3d=0.3x140=42mm，取R0=42mm，d-2 R0=140-42=5650mm。3.3.5 單位壓力P0為了降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同的車型，單位壓力P0根據(jù)所用的摩擦材料在一定的范圍內(nèi)選取，P0的最大范圍為0.1

10、01.50MPa。本次設(shè)計P0=0.223MPa，符合要求。4膜片彈簧設(shè)計4.1膜片彈簧基本參數(shù)的選擇4.1.1比值H/h和h的選擇為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.52.0，板厚h為24mm取h=2.3mm ，即 H=1.7h=4mm。4.1.2 R/r比值和R、r的選擇研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.201.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值宜為大于或等于，而=85mm ， 取R=94mm，而r=6978mm，則r=76

11、mm。4.1.3 的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切，一般在9º15º范圍內(nèi)。= arctan H/(R-r)=12.5º ，符合要求。4.1.4分離指數(shù)目n的選擇分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12。取分離指數(shù)目n=18。4.1.5膜片彈簧小端內(nèi)半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。應(yīng)大于。初選=32mm ，=35mm4.1.6切槽寬度1、2及半徑re的確定1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值滿足r-re 2。本次設(shè)計取1=3.4mm ，2=10

12、mm， re r-2=76-10=66mm，故取re=65mm。4.1.7壓盤加載點的半徑R1和支撐環(huán)加載點的半徑r1的確定r1應(yīng)大于r且盡量接近r，R1應(yīng)略小于R且盡量接近R。故取R1 =88mm, r1=78mm。4.2膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設(shè)計要求，以達到最佳的綜合效果。（1）為了滿足離合器的使用性能要求，彈簧的H/h與初始錐角H/(R-r)應(yīng)在一定的范圍內(nèi)，即：1.5H/h=1.72.0；9 ºH/(R-r)=12.5 º15 º （2）膜片彈簧各部分有關(guān)尺

13、寸的比值應(yīng)符合一定的范圍，即：1.20R/r=1.21.35，702R/h=81100。（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤的加載點半徑應(yīng)位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即：（D+d）/4R1=88mmD/2（4）根據(jù)彈簧的結(jié)構(gòu)布置要求，R1與R，r1與r，r0與rf只差應(yīng)在一定的范圍內(nèi)，即：1R- R1=67，0r1- r=26，0rf -r0=24（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應(yīng)在一定范圍內(nèi)選取：2.3=4.24.5，符合要求。4.3膜片彈簧的彈性特性曲線假設(shè)膜片彈簧承載過程中，其子午斷面上的某中性點轉(zhuǎn)動。設(shè)通過支撐環(huán)和壓盤的加載膜片彈簧上的

14、載荷F1(N)集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形為（mm），則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： (4.1)式中：E彈性模量，鋼材料取E=2.0×105MPa；泊松比，鋼材料取=0.3；R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm；r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm；R1壓盤加載點半徑，mm；r1支撐環(huán)加載點半徑，mm；H自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)錐高度，mm；h膜片彈簧鋼板厚度，mm。膜片彈簧的彈性特性曲線如圖4-1所示：圖4-1由圖可知：1M=2.3mm,P1M=4620N, 1N=4.7mm，P1N=3600N, 1H=3.5mm, 1B=3.4mm,1c=4.95mm, 1A=1.75mm。

15、4.4強度校核 彈簧最大變形量為5.1mm。 (4.2) 帶入相關(guān)數(shù)據(jù)得：1549N (4.3) (4.4)帶入相關(guān)數(shù)據(jù)得1658Mpa，小于1700Mpa符合要求。 5扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計5.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)5.1.1 極限轉(zhuǎn)矩Tj根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（231）知極限轉(zhuǎn)矩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)，一般可取 Tj=(1.52.0) Temax （5.1）系數(shù)取2.0則Tj=2.0×118236（N·m）5.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），由經(jīng)驗公式初選k Tj即kTj13×23

16、63068（N·m/rad）5.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（236）可知,可按公式初選T T（0.060.17)Temax （5.2）取系數(shù)為0.1 T=0.1×118=11.8(N·m)5.1.4 預緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），Tn滿足以下關(guān)系： Tn（0.050.15）Temax （5.3） TnT11.8N·m 而（0.050.15）Temax5.917.7N·m則初選Tn10N·m5.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0=

17、(0.600.75)d/2 (5.4)則取R0=0.6d/2=0.6×70=42(mm),可取為42mm。5.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（26）知，當摩擦片外徑D=250325mm時，Zj=68故取Zj=65.1.7 減振彈簧總壓力當減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為 Tj/R0=236/0.042=5.619KN (5.5)5.2 減振彈簧的計算5.2.1 減振彈簧的分布半徑R1根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， R1的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取R1=0.6d/2=42mm。5.2.2

18、 單個減振器的工作壓力P P= /Z=5619/6=936.5 (N) (5.6)5.2.3 減振彈簧尺寸(1)彈簧中徑Dc根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常Dc=1115mm，故取Dc=11mm(2)彈簧鋼絲直徑d d= (5.7) 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取550600Mpa,故取為550Mpa 所以d=372mm，取3.7mm，符合d=35(3) 減振彈簧剛度k根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版），應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸R1確定，即 k= (5.8)則K=0.29N/mm(4)減振彈簧有效

19、圈數(shù)根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， i=4.01 (5.9)(5)減振彈簧總?cè)?shù)n一般與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為 n=+(1.52)=6 (5.10)減振彈簧最小高度 =24.62mm (5.11)彈簧總變形量 =P/K=936.5/290=3.23mm (5.12)減振彈簧總變形量 =27.85mm (5.13)減振彈簧預變形量 =10x1000/(290×6×42)=0.14mm (5.14)減振彈簧安裝工作高度 =27.5-0.14=27.71mm (5.15) (6)從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，其值為

20、 =3.24° (5.16)(7)限位銷與從動盤轂側(cè)邊的間隙11=R2sin，1的一般為2.5-4mm，所以取1為3mm，則R2=53mm。(8)限位銷直徑d，一般為9.5-12mm，所以取為10mm。6從動盤總成的設(shè)計6.1 從動盤轂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(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵可根據(jù)摩擦片的外徑 D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩選取。根據(jù)汽車設(shè)計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于D=200mm,則查表可得：花鍵尺寸：齒數(shù)n=10，外徑=29mm,內(nèi)徑23mm 齒厚b=4mm,有效齒長l=25mm。6.2 從動片從動片對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應(yīng)滿足如下要求：（1）從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時齒輪間的沖擊。（2）從動盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。（3）應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。材料選用中碳鋼板（50號），厚度取為2mm，表面硬度為3540HRC。6.3 摩擦片摩擦片應(yīng)滿足以下要求： （1）摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小 （2）具有足夠的機械強度與耐磨性 （3）密度要小，以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量。 （4）熱穩(wěn)定性要好 （5）磨合性要好，不至