商用车膜片弹簧离合器设计说明书

商⽤车膜⽚弹簧离合器设计说明书
⽬录
1 离合器概述..................................................................................... 错误!未定义书签。

1.1 离合器的简介 (2)
1.2汽车离合器的主要功⽤........................................................... 错误!未定义书签。

2膜⽚弹簧离合器结构分析与计算 . (3)
2.1膜⽚弹簧离合器的结构 (3)
2.2 设计变量 (4)
2.3 ⽬标函数...................................................................................... 错误!未定义书签。

2.4 约束条件 (6)
3 膜⽚弹簧的设计 (8)
3.1 膜⽚弹簧的基本参数的选择.................................................. 错误!未定义书签。

3.2 膜⽚弹簧的弹性特性曲线 (15)
3.3强度校核 (15)
4扭转减振器的设计 (15)
4.1扭转减振器主要参数 (15)
4.2 减振弹簧的计算 (15)
5 从动盘总成的设计 (16)
5.1 盘总成零件功能介绍 (17)
5.2 从动盘毂 (18)
5.3从动⽚ (18)
5.4波形⽚和减振弹簧 (18)
6 压盘设计 (19)
6.1 离合器盖 (19)
6.2 压盘 (20)
6.3传动⽚ (18)
6.4 分离轴承 (19)
7 总结 (20)
参考⽂献 (21)
1 离合器概述
1.1离合器的简介：
联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三⼤器。

它们涉及到了机械⾏业的各个领域。

⼴泛⽤于矿⼭、冶⾦、航空、兵器、⽔电、化⼯、轻纺和交通运输各部门。

离合器是⼀种可以通过各种操作⽅式，在机器运⾏过程中，根据⼯作的需要使两轴分离或结合的装置。

对于以内燃机为动⼒的汽车，离合器在机械传动系中是作为⼀个独⽴的总成⽽存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。

⽬前，各种汽车⼴泛采⽤的摩擦离合器是⼀种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动⼒且能分离的装置。

它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。

离合器作为⼀个独⽴的部件⽽存在。

它实际上是⼀种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动⼒且能分离的机构，见图1-1离合器⼯作原理图
图1-1离合器⼯作原理图
1—飞轮；2—从动盘；3—离合器踏板；4—压紧弹簧；5—变速器第⼀轴；6—从动盘毂
1.2汽车离合器的主要的功⽤：
1.保证汽车平稳起步：
起步前汽车处于静⽌状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，⼀旦挂上档，汽车将由于突然接上动⼒突然前冲，不但会造成机件的损伤，⽽且驱动⼒也不⾜以克服汽车前冲产⽣的巨⼤惯性⼒，使发动机转速急剧下降⽽熄⽕。

如果在起步时利⽤离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增⼤，⽽汽车的驱动⼒也逐渐增⼤，从⽽让汽车平稳地起步。

2.便于换档：
汽车⾏驶过程中，经常换⽤不同的变速箱档位，以适应不断变化的⾏驶条件。

如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动⼒齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿⾯间的压⼒很⼤⽽难于分开。

另⼀对待啮合齿轮会因⼆者圆周速度不等⽽难于啮合。

即使强⾏进⼊啮合也会产⽣很⼤的齿端冲击，容易损坏机件。

利⽤离合器使发动机和变速箱暂时分离后进⾏换档，则原来啮合的⼀对齿轮因载荷卸除，啮合⾯间的压⼒⼤⼤减⼩，就容易分开。

⽽待啮合的另⼀对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很⼩，采⽤合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从⽽避免或减轻齿轮间的冲击。

3.防⽌传动系过载：
汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，⽽与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产⽣远⼤于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。

由于离合器是靠摩擦⼒来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦⼒所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会⾃动打滑，因⽽起到了防⽌传动系过载的作⽤。

膜⽚弹簧离合器的优点：
（1）、弹簧压紧⼒均匀，受离⼼⼒影响⼩
（2）、即使摩擦⽚磨损，压紧负荷也不减⼩
（3）、离合器结构简单，轴向尺⼨⼩，动平衡性能好
由于离合器上述三⽅⾯的功⽤，使离合器在汽车结构上有着举⾜轻重的地位。

然⽽早期的离合器结构尺⼨⼤，从动部分转动惯量⼤，引起变速器换档困难，⽽且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不⽅便，平衡性能也⽋佳。

因此为了克服上述困难，可以选择膜⽚弹簧离合器，它的转矩容量⼤且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能⼤量⽣产，对于它的研究已经变得越来越重要。

2 膜⽚弹簧离合器结构分析与计算
2.1膜⽚弹簧离合器的结构：
图2-1 膜⽚弹簧离合器(剖视图1)
图2-2 膜⽚弹簧离合器(剖视图2)
图2-3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
(a) ⼀般压式操纵 (b)拉式操纵
图2-4
2.2 设计变量：
后备系数β取决于离合器⼯作压⼒F 和离合器的主要尺⼨参数D 和d 。

单位压⼒P 也取决于离合器⼯作压⼒F 和离合器的主要尺⼨参数D 和d 。

因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：
T
T FDd x x x X ][][321==
2.3 ⽬标函数：
离合器基本参数优化设计追求的⽬标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺⼨尽可能⼩，即⽬标函数为：
)]
(4min[)(22d D x f -=π
2.4 约束条件 1.最⼤圆周速度：
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－10）知：
s
m D n v e D /70~651060
3max ≤?=
-π
式中，D v 为摩擦⽚最⼤圆周速度（m/s ）;
m ax
e n 为发动机最⾼转速（r/min ）所以：
s
m s m D n v e D /70/8.6210300400060
1060
33max <≈=
=
--π
π
，
故符合条件。

2.摩擦⽚内、外径之⽐c
c=583
.0175300==D d ，满⾜0.5370.0≤≤c 的条件范围。

3.后备系数β
对于最⼤质量为6t-14t 的货车，β＝1.5-2.25，初选后备系数β＝1.7 4.扭转减振器的优化
对于摩擦⽚内径d=175mm, ⽽减振器弹簧位置半径R0＝(0.6~0.75)d/2，故取：
49
.121175300175300312233=--?=?0(mm)，取：
R0为122mm
5.单位摩擦⾯积传递的转矩
c
T
C
fFzR =c T
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－7）知，
=c T m )
553.468(N.=325.58×1.7max =e T β
故:c0T
＝)175300(2468
.55342
2-π
005937.0≈(N ·m /2mm )
根据根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）表（2－5）知，当摩擦⽚外径D>210-225mm 时，]Tc0[=0.30 N ·m /2
mm >0.005937 N ·m /2
mm ，
故符合要求 6.单位压⼒
P
为降低离合器滑磨时的热负荷，防⽌摩擦⽚损伤，选取单位压⼒0
P 的最⼤范围为0.15～.35Mpa ，
F=9321.874175
300225.0486.553F +?=
=C C fzR T
由于已确定单位压⼒
P ＝0.19Mpa ，在规定范围内，故满⾜要求
3 膜⽚弹簧的设计
3.1膜⽚弹簧的基本参数的选择
1.⽐值h H
和h 的选择：
为了保证离合器压紧⼒变化不⼤和操纵轻便，汽车离合器⽤膜⽚弹簧的h H
⼀般为1.5～2.0，板厚
h 为2～4mm 故初:
h=2.6mm, h H
=1.54则H=1.54h=4.3mm. 2.r R
⽐值和R 、r 的选择：
由于摩擦⽚平均半径:
Rc=)(75.1184175
3004mm d D =+=+，
对于推式膜⽚弹簧的R 值，应满⾜关系R ≥Rc=118.75mm. 故取R=120mm,再结合实际情况取R/r=1.257,则r=95.5mm 。

3.α的选择:
α＝arctanH/(R-r)=arctan4.3/(120-95.5)≈9.95°，满⾜9°～15°的范围。

4.分离指数⽬n 的选取
取: n=18。

5.膜⽚弹簧⼩端内半径0r
及分离轴承作⽤半径f r 的确定
r 由离合器的结构决定，其最⼩值应⼤于变速器第⼀轴花键的外径。

由《机械设计》d=Kd 3
max Te 公式，可求得d=28.89mm,则取0r
＝29mm,再取分离轴承f r ＝32mm.
6.切槽宽度δ1、δ2及半径e r
取:
δ1＝3.2mm, δ2=10mm, e
r 满⾜r-e r >=δ2,则e r
<=r-δ2=95.5-10=85.5mm
故取:
e
r ＝85mm.
7.压盘加载点半径R1和⽀承环加载点半径r1的确定
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）知，R1和r1需满⾜下列条件： 711≤-≤R R 610≤-≤r r
故选择R1＝103mm ， r1＝84mm. 3.2 膜⽚弹簧的弹性特性曲线
假设膜⽚弹簧在承载过程中，其⼦午线刚性地绕上地某中性点转动。

设通过⽀承环和压盘加载膜⽚弹簧上地载荷P1(N)集中在⽀承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜⽚弹簧的弹性特性如下式表⽰：
+-------?
-==222)1121)(111()11()
/ln()1(61)1(1h r R r R x H r R r R x H r R r R b Ehx x f P π
式中：E ――弹性模量，钢材料取E=2.0×5
10Mpa ； b ――泊松⽐，钢材料取b=0.3；
R ――⾃由状态下碟簧部分⼤端半径，mm ； r ――⾃由状态下碟簧部分⼩端半径，mm ； R1――压盘加载点半径，mm ；r1――⽀承环加载点半径，mm；
H――⾃由状态下碟簧部分内截锥⾼度，mm；
h――膜⽚弹簧钢板厚度，mm。

利⽤Matlab软件进⾏P1－x1特性曲线的绘制，程序和图形如下：
程序如下：
x1=0:0.2:7;%x1为膜⽚弹簧在压盘接触点处的轴向变形
E=2.0*10^5;%弹性模量（Mpa）
b=0.3;%泊松⽐
R=105;%⾃由状态下碟簧部分⼤端半径(mm)
r=83.5;%⾃由状态下碟簧部分⼩端半径(mm)
H=4.3;%⾃由状态下碟簧部分内截锥⾼度（mm）
h=2.6;%膜⽚弹簧钢板厚度（mm）
R1=103;%压盘加载点半径（mm）
r1=84;%⽀承环加载点半径（mm）
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^ 2)
以下⽤于绘图
clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,7,0,8000]);%设置坐标
hold on
hold off,grid on
xlabel('变形x1/mm')
ylabel('⼯作压⼒P1/N')
title('P1-x1特性曲线')
图形如下：
图3-2 P1－x1特性曲线
确定膜⽚弹簧的⼯作点位置:
可以利⽤Matlab 软件寻找P1－x1特性曲线中M,N的位置坐标，具体程序如下: x1=0:0.2:7;%x1为膜⽚弹簧在压盘接触点处的轴向变形
E=2.0*10^5;%弹性模量（Mpa）
b=0.3;%泊松⽐
R=105;%⾃由状态下碟簧部分⼤端半径(mm)
r=83.5;%⾃由状态下碟簧部分⼩端半径(mm)
H=4.3;%⾃由状态下碟簧部分内截锥⾼度（mm）
h=2.6;%膜⽚弹簧钢板厚度（mm）
R1=103;%压盘加载点半径（mm）
r1=84;%⽀承环加载点半径（mm ）
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2);
以下⽤于绘图 clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('⼯作压⼒P1/N') title('P1-x1特性曲线') zoom out [x,y]=ginput(1) x =2.6694 y =5.2515e+003 [x,y]=ginput(1) x =4.9767 y =4.5195e+003 则可知：
=M 1λ 2.6694mm ,=M P 1 5.2515003e N +
114.9767, 4.5195003N N mm P e N λ==+
上述曲线的拐点H 对应着膜⽚弹簧的压平位置，⽽且
2/)(111N M H λλλ+=则：
H 1λ＝2.6694 4.9767
3.82302mm
+≈
新离合器在接合状态时，膜⽚弹簧⼯作点B ⼀般取在凸点M 和拐点M 之间，且靠近或在H 点处，⼀般H B 11)0.1~8.0(λλ= 则取：
110.90.9 3.82 3.44B H mm λλ==?= 则此时校核后备系数β：
β
max 52520.2593.752
1.26
195000c c e P R Z T µ∑=
=≈
满⾜要求
离合器彻底分离时，膜⽚弹簧⼤端的变形量为：
f
M N 111λλλ+=（
f
1λ即为压盘的⾏程)f ?
故：
11 4.9767 2.6694 2.3073N M f mm
λλ?=-=-=
压盘刚开始分离时，压盘的⾏程：
'11 3.8230 2.6694 1.1536H M f mm
λλ?=-=-=
3.3 强度校核
膜⽚弹簧⼤端的最⼤变形量1 4.9767N mm λ=，
由公式：
()-?+-????? ?
---
---+?-?=11111111122222211ln 13r R r h r R r R r R H r R r r R E h P r r r N N N f B λλλµβπσ得：
1626B MPa σ=
4 扭转减振器的设计
4.1 扭转减振器主要参数：
1.极限转矩Tj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－31）知，
极限转矩受限于减振弹簧的许⽤应⼒等因素，与发动机最⼤转矩有关，⼀般可取：T
Tj=(1.5～2.0)
e
m ax
对于商⽤车，系数取1.5 则：
T＝1.5×325.58＝488.37（N·m）
Tj=2.0×
m ax
e
2.扭转刚度k?
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－35）可知，
≤Tj即：
由经验公式初选k?13
≤Tj＝13×488.37＝6348.81（N·m/rad）
k?＝13
3.阻尼摩擦转矩Tµ
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－36）可知,
可按公式初选Tµ
T取：
Tµ＝（0.06～0.17）
e
m ax
T=0.1×325.58=32.558 (N·m)
Tµ=0.1
m ax
e
4.预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有⼀定的预紧。

根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－37）知，Tn满⾜以下关系：
T且：
Tn＝（0.05～0.15）
m ax
e
Tn≤Tµ＝32.558 N·m ⽽：
T＝16.279-48.837 N·m
（0.05～0.15）
e
m ax
则初选Tn＝30N·m
5.减振弹簧的位置半径R0
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）式（2－38）知，R0的尺⼨应尽可能⼤些，⼀般取：
R0=(0.60～0.75)d/2
则取：
R0=0.65d/2=0.65×175/2=56.873(mm),可取为67mm.
6.减振弹簧个数Zj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械⼯业出版社出版）表（2－6）知，当摩擦⽚外径D≤250mm时：
Zj=4～6
故取：
Zj=6
7.减振弹簧总压⼒F∑
当减振弹簧传递的转矩达到最⼤值Tj时，减振弹簧受到的压⼒F∑为
F∑＝Tj/R0
10-)
＝488.37/(57×3
＝8.568(kN)
4.2 减振弹簧的计算：
图4-2 盘总成的减振机构
1.减振弹簧：
减振弹簧的作⽤在于减⼩振动的振幅，阻尼的作⽤在于让振动迅速停⽌。

两者组合形成⼀阶阻尼系统，具有良好的减振效果在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺⼨。

2.减振弹簧的分布半径R1
根据根据《汽车离合器》（徐⽯安，江发潮编著，清华⼤学出版社出版）知，
R1的尺⼨应尽可能⼤些，⼀般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦⽚内径
故：R1=0.65d/2=0.65×175/2=56(mm)，即为减振器基本参数中的R0
3.单个减振器的⼯作压⼒P
P= F /Z=8586/6=1428(N)
4.减振弹簧尺⼨
1）弹簧中径Dc
根据根据《汽车离合器》（徐⽯安，江发潮编著，清华⼤学出版社出版）知，其⼀般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm
故取： Dc=12mm 2）弹簧钢丝直径d d=3
]
[8τπPDc
式中，扭转许⽤应⼒τ[]可取550～600Mpa,故取为550Mpa 所以：
d=36
3
10550101214288-π=4.29mm
3）减振弹簧刚度k
根据《汽车离合器》（徐⽯安，江发潮编著，清华⼤学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k ?及其布置尺⼨R1确定，即： k=
)/(1000R k 2
1mm N n
则： K=
)/(337.06
)1056(10006344
2
3mm N ≈- 4）减振弹簧有效圈数i
根据《汽车离合器》（徐⽯安，江发潮编著，清华⼤学出版社出版）知，
===--33343643
410337.0)1012(8)1029.4(10103.88k
D Gd i c 4.6 5）减振弹簧总圈数n
其⼀般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为： n=i +(1.5～2)=6 减振弹簧最⼩⾼度：
dn d n l 1.1)(min ≈+=δ=28.31mm。