《汽车设计》课程设计-拉式膜片弹簧离合器设计

《汽车设计》——课程设计题目拉式膜片弹簧离合器设计学院物流学院专业交通运输班级姓名指导教师目录一离合器车型的选定 (1)二离合器基本结构参数的选择 (2)1 摩擦片主要参数选择 (2)2 离合器后背参数 的确定 (3)3 单位压力0P的确定 (4)4 摩擦片基本参数的优化 (5)5 摩片弹簧基本参数的选择 (7)6 膜片弹簧的优化设计 (8)7 离合器压盘设计 (9)8 离合器盖设计 (10)9 从动盘总成设计 (11)参考文献 (13)心得 (14)附图一离合器车型的选定1.本设计针对的车型是长安福特汽车2.基本参数如下：车型：长安福特整车质量：1084 (kg)最高车速：n=170 (km/h)主要尺寸：3950*1722*1467 长/宽/高 (mm)最大功率：63/6000 (Kw/rpm)最大扭矩：123/3500 (N.m/rpm)二 离合器基本结构参数的确定1.摩擦片主要参数的选择摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩m ax e T 已知，适当选取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。

摩擦片外径D （mm ）也可以根据发动机最大转矩m ax e T （N.m ）按如下经验公式选用max e D T K D （2.1）式中，D K 为直径系数，取值范围见表2-1。

由选车型得max e T = 123 N ·m ，D K =14.6， 则将各参数值代入式后计算得 D=161.9218 mm表2-1 直径系数D K 的取值范围根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表2-2表2-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）2.离合器后备系数β的确定后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。

通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。

本设计的是1.1吨微型轿车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2-3），并根据乘用车及最大总质量小于6t的商用车β=1.20—1.75，结合设计实际情况，故选择β=1.5。

表2-3 离合器后备系数的取值范围3、单位压力0P的确定摩擦面上的单位压力0P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(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力0P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0P。

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0P应随摩擦片外径的增加而降低。

摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。

可由表2.4查得：取f=0.3由于单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器,又因为摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，所以Z=2，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。

离合器间隙Δt是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。

该间隙Δt一般为3～4mm。

取Δt=4mm。

表2.4摩擦材料的摩擦因数的取值范围D=（2.2）由式（2.2）得：max03312(1)e T p fZD c βπ=- （2.3）代入数据得：单位压力： 00.29p MPa=表2.5 摩擦片单位压力的取值范围4. 摩擦片基本参数的优化（1） 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） 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（3）约束条件 a 摩擦片的内、外径比'C 应在0.53～0.70范围内，即7.062.0'3.50≤=≤Cb 为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。

c 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器振器弹簧位置直径02R 约50mm ，即5020+>R d mm对于摩擦片内径d=155 mm, 而减振器弹簧位置半径0R ＝(0.6～0.75)d/2， 故取)(4.50215565.02/5.600mm d R =⨯==取0R 为50mm所以d-20R ＝155－2×50＝55 mm>50 mm 故符合d>20R +50 mm 的优化条件d 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即】【0m ax00031.0)d (4C e C T D Z T T ≤=-=πβ经检查,合格。

表.2.6 单位摩擦面积传递转矩的许用值e 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力0p 的最大范围为0.11～1.50MPa ,即00.100.29 1.50p MPa MPa≤=≤5. 膜片弹簧基本参数的选择(1) 比值H/h 的选择为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 通常在1.5～2.0范围内选取。

常用的膜片弹簧板厚h 为2～4mm ，本设计2=h H ，h=3mm ，则H=6mm 。

(2) R/r 选择通过研究表明，R/r 越大，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。

汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在1.20～1.35 的范围内取值，且为使摩擦片的压力分布均匀，拉式膜片弹簧的r 值宜取为大于或等于C R 。

本设计中取25.1=r R ，摩擦片的平均半径25.1014=+=dD R C mmC R r ≥ 取102=r mm 则5.127=R mm 取整128=R mm 则255.1=r R 。

(3)圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在15~9°范围内，本设计中())r R H r R H -≈-=arctan α 得99.12=α°在15~9°之间，合格。

(4)分离指数目的选择分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。

(5)切槽宽度5.3~2.31=δmm ，10~92=δmm ，取4.31=δmm ，102=δmm ，e r 应满足2δ≥-e r r 的要求。

(6)压盘加截点半径和支承环加截点半径的确定1r 和1R 的取值将影响膜片弹簧的刚度。

1r 应略大于r 且尽量小于r ，1R 应略小于R 且尽量接近R 。

本设计中取1041=r mm ，1261=R mm 。

6. 膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的h H 与初始锥角()r R H -=α应在一定范围内，即2.226.1≤=≤h H1599.12)/(9≤=-≈≤r R H α（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即35.1255.120.1≤=≤r R 10033.85/270≤=≤h R（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径1r 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即1252/10425.1014/)(1=≤=≤=+D r d D（4）根据弹簧结构布置要求，1R 与R ，f r 与0r 之差应在一定范围内选取，即6211≤=-≤R R6201≤=-≤r r400≤-≤r r f（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选取，即推式： 5.43.2111≤--≤r R r r f拉式： 0.95.3111≤--≤r R r R f由（4）和（5）得48=f r mm ，460=r mm 。

7. 离合器压盘设计（1）压盘的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）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=256㎜ 压盘内径d=150㎜(3)压盘的厚度确定主要依据以下两点： a.压盘应有足够的质量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。

b.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15㎜。

.(4）压盘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。

8. 离合器盖设计离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。

此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。

因此，在设计中应注意以下几个问题：（1）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。