蒙迪歐GLX20推式膜片彈簧離合器設計

1、- 17 -汽車設計課程設計說明書目 錄1. 序言 12. 設計任務及結構方案的分析 22.1 設計任務 22.2 結構方案分析 23. 離合器主要參數(shù)的選擇和優(yōu)化 43.1 離合器主要參數(shù)的選擇 43.2 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 74. 膜片彈簧的設計 94.1 膜片彈簧的彈性特性曲線 94.2 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 94.3 強度校核 124.4 膜片彈簧的優(yōu)化設計 135. 離合器蓋及壓盤總成的設計 135.1 離合器蓋的設計 135.2 壓盤的設計 136. 結束語 147. 參考文獻 151 序言對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳

2、動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。離合器的功用主要的功用是切斷動力和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。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(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能

3、大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。此設計說明書簡單介紹了蒙迪歐GLX2.0推式膜片彈簧離合器設計，參數(shù)選擇以及計算過程。2 設計任務及結構方案的分析2.1 設計任務根據任務書要求，本設計題目: 蒙迪歐GLX2.0推式膜片彈簧離合器設計本設計離合器所適用發(fā)動機的主要性能參數(shù)如下表2-1所示： 表2-1 主要性能參數(shù)參數(shù)名稱 數(shù)值 單位汽車布置方式 前置前驅 總長 4810 mm總寬 1800 mm軸距 1450 mm前輪距 2754 mm后輪距 1520 mm整備質量 1535 kg總質量 1810 kg發(fā)動機型式 汽油/4排量 1.999 L最大功率 143 kw最大轉矩 185 Nm

4、壓縮比 10.8變速器檔數(shù) 5輪胎類型與規(guī)格 205/55R16 km/h2.2 結構方案分析2.2.1 從動盤數(shù)的選擇本設計的參考車型為蒙迪歐GLX2.0經典型，發(fā)動機最大轉矩為185NM。單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。2.1.2 膜片彈簧的支撐形式本設計中采用的推式膜片彈簧雙支承環(huán)的支承形式，即用臺肩式鉚釘講膜片彈簧、兩個支撐環(huán)與離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單。如圖2-1所示。圖2-1 推式膜片彈簧雙支承環(huán)的支承形式2.1.3 壓盤傳力結構的選擇由

5、于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式等都存在傳力處之間有間隙，在傳力開始的瞬間，將產生沖擊和噪聲。且易滑動磨損，傳動效率較低。故本設計采用已被廣泛使用的傳動片傳動方式，不但消除了以上缺點，還簡化了壓盤結構，有利于壓盤的定中。另選用膜片彈簧作為壓緊彈簧時，在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧。3 離合器主要參數(shù)的選擇和優(yōu)化3.1 離合器主要參數(shù)的選擇3.1.1 后備系數(shù)后備系數(shù)是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、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。由

6、于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加）；乘用車的后備功率比較大，使用條件較好；參考車型結構緊湊，要求離合器尺寸較??；同時為減少傳動系過載，保證操縱輕便。參照離合器后備系數(shù)的取值范圍（見表3-1），并根據最大總質量不超過6噸的載貨汽車=1.201.75，結合設計實際情況，故選擇=1.25。表3-1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1.804.003.1.2 初選摩擦片外徑、內徑、厚度摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、

7、質量和使用壽命有決定性的影響。當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，適當選取后備系數(shù)和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。摩擦片外徑D（mm）也可以根據發(fā)動機最大轉矩（N.m）按如下經驗公式選用 式中，為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-2。由選車型得= 185Nm，=14.6，則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=198.58mm表3-2 直徑系數(shù)的取值范圍車 型直徑系數(shù) 乘用車14.6 最大總質量為1.814.0t的商用車16.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器) 最大總質量大于14.0t的商用車22.524.0根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表2-3表3-

8、3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB145774）外徑D/mm160180200225250280300325350內徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/106132160221302402466546678 應取：摩擦片相關標準尺寸：外徑D=280mm 內徑d=165mm 厚度h=2.8mm 內徑與外徑比值

9、C=0.583 1=0.7963.1.3 單位壓力單位壓力 決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。對于乘用車，以有機材料為摩擦片基礎。由公式D fZP（1-c ）=12得P=0.278mpa根據表3-4可知，當摩擦片材料選擇石棉基材料時，0.15Mpa + 50 mm。對于摩擦片內徑d=165mm, 應符合d+50mm，初取R0為40mm，符合優(yōu)化條件。3.2.3.5 單位壓力P0為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.150.35Mpa，由于已

10、確定單位壓力0.28Mpa，在規(guī)定范圍內，故滿足要求。3.2.3.6 單位摩擦面積滑磨功為減少汽車起步時離合器的滑磨，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單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值。汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功為，將參考車型的相關數(shù)據帶入下式，計算可得式中，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檔位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速(r/min)；乘用車取2000 r/min。單位摩擦面積滑磨功故滿足要求。4 膜片彈簧的設計4.1膜片彈簧的彈性特性曲線圖4-1 膜片彈簧的彈性特性曲線假設膜片彈簧在承載過程中，其子斷面剛性地繞此斷

11、面上的某中性點轉動。設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷(N)集中在支承點處，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：式中，E-彈性模量，鋼材料取E=2.1Mpa； b-泊松比，鋼材料取b=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 ； -壓盤加載點半徑，mm ； -支承環(huán)加載點半徑，mm； H-自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度，mm ； h-膜片彈簧鋼板厚度，mm 。4.2 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇4.2.1 比值和的選擇為了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一般為1.52.0，板厚為24mm。故初

12、選h =2.8mm, =5mm，則，滿足要求。4.2.2 比值和R、r的選擇越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求。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。摩擦片平均半徑=，為滿足r=90.37mm，故取故取r=96mm，另取R/r=1.25，則R=961.25=120mm4.2.3 的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內截錐高度H關系密切，一般在915范圍內。，滿足要求。4.2.4 分離指數(shù)目的選取分離指數(shù)目常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12 。本設計中，取

13、分離指數(shù)目。4.2.5 膜片彈簧小端內半徑 及分離軸承作用半徑的確定膜片彈簧小端內半徑由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑，但同時應協(xié)調配合分離軸承的尺寸。查閱相關資料可知，本設計中參考車型，根據要求取：膜片彈簧小端內半徑 =25mm ；分離軸承作用半徑 30mm 4.2.6 切槽寬度、及半徑根據要求，= 3.23.5 mm，= 910 mm，的取值應滿足。取 3.2mm, =10mm, =86，則 ，滿足設計要求。4.2.7 壓盤加載點半徑 和支承環(huán)加載點半徑 的確定對于拉式膜片彈簧，根據要求：壓盤加載點半徑應略大于，且盡量接近；支承環(huán)加載點應略小于且盡量接近。故取 10

14、0mm， =116mm。4.2.8 膜片彈簧工作點位置的選擇4.2.8.1 M點、N點的確定4.2.8.2 H點的確定上述曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，且，則4.2.8.3 B點的確定新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點M之間，且靠近或在H點處，一般，即，取，則N。一般要求，膜片彈簧壓緊力的峰值較設計值B點的增加量應不大于12%，滿足設計要求。4.2.8.4 A點的確定A點為摩擦片磨損的極限位置，要依據B點的位置再由摩擦片總磨損量 求得。且為保證摩擦片磨損后離合器仍能可靠的傳遞轉矩，要求在A點處的膜片彈簧工作壓緊力較B點處略高。摩擦片總磨損量 式中：為摩擦片總的工

15、作面數(shù)，為每片摩擦工作面最大允許磨損量，一般視情況在0.651.1mm之間。選取的點作為A點。A點對應壓緊力值為，此時，滿足使用設計要求。4.2.8.5 C點的確定C點離合器徹底分離時，膜片彈簧大端為離合器分離時膜片彈簧的工作位置。 C點的位置取決于壓盤升程。式中，為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式可取=0.751.0mm。為最大限度減小踏板力，使C點盡量靠近N點，取=0.75mm，則此時，膜片彈簧總的變形量 。4.3 強度校核拉式膜片彈簧小端分離軸承載荷計算，公式如下 由，計算得膜片彈簧的應力計算公式如下式中,為寬度系數(shù)。 膜片彈簧選用材料彈簧鋼，許用應力16001700Mpa。膜片

16、彈簧分離時最大變形量，由上述公式算得，滿足強度要求。4.4 膜片彈簧的優(yōu)化設計膜片彈簧的優(yōu)化設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計要求，以達到最佳的綜合效果。4.4.1 目標函數(shù)膜片彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)大致有五種，為了既保證離合器使用過程中傳遞轉矩的穩(wěn)定性，又不致嚴重過載，且能保證操縱省力，通常選取“在分離過程中，駕駛員作用在分離軸承上的分離操縱力的平均值最小。”和“在摩擦片磨損極限范圍內，彈簧壓緊力變化的絕對值的平均值為最小。” 作為目標函數(shù)，通過兩個目標函數(shù)分配不同的權重來協(xié)調他們之間的矛盾，并用轉換函數(shù)將兩個目標合成一個目標，構成

17、統(tǒng)一的總目標函數(shù)，則式中，和分別為兩個目標函數(shù)和的加權因子，視設計要求選定。4.4.2 設計變量從膜片彈簧彈性特征計算式可以看出，應選取H、h、R、r、這六個尺寸參數(shù)以及在結合工作點相應于彈簧工作壓緊力的大端變形量為優(yōu)化設計變量，即4.4.3 約束條件4.4.3.1 為了保證各工作點A、B、C有較合適的位置（A點在凸點M左邊，B點在拐點H附近，C點在凹點N附近），應正確選擇相對于拐點的位置，一般 ，即滿足使用設計要求。4.4.3.2 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h 與初始底錐角應在一定范圍內，即 滿足使用設計要求。4.4.3.3 彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即滿足使用

18、設計要求。4.4.3.4 為了使摩擦片上的壓緊力分布較均勻，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，滿足使用設計要求。4.4.3.5 根據彈簧結構布置要求，R1與R，rf與r0之差應在一定范圍內，即滿足使用設計要求。5 離合器蓋及壓盤總成的設計5.1 離合器蓋的設計離合器蓋是離合器的主動件之一，它必須與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓盤。此外，它還是離合器的壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。應具有足夠的剛度，否則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。本設計中，為了增加其剛度，采用厚度為3mm的08低碳鋼板，沖壓成

19、形。應與飛輪保持良好的對中，以免影響系統(tǒng)總成的平衡和離合器正常工作。本設計采用止口對中，即離合器蓋的外緣與飛輪內圓止口對中的形式。蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開設多個較大的通風窗孔。5.2 壓盤的設計5.2.1 壓盤幾何尺寸的確定壓盤的結構形狀與傳力、壓緊和分離方式有關。壓盤與摩擦片配合工作，故其內外徑尺寸參照摩擦片尺寸選定。壓板厚度的確定主要依據以下幾點：（1）、壓盤應具有較大的質量，以增大熱容量，減小溫升，防止其產生裂紋和破碎。（2）、壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離。（3）、與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于1520 gcm 。5.2.2 溫升校核校核離合器一次接合的溫升t，一般要求t不超過810；壓盤質量 式中，為鑄鐵密度，取7800 kg/m，V為壓盤估算面積則壓盤溫升 ，滿足要求。式中， c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg)；m為壓盤質量(kg)；為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤：=0.5。6 結束語本次課程設計，我的題目是“蒙迪歐GLX2.0推式