目录，TOC \o 1 - 5 \h \z ，目，录，序言 ，1 。设计，任务，及，结构，方案，的，分析 ，2 。2.1设计，任务 ，2 。2.2结构，方案，分析 ，2 。离合器，主要，参数，的，选择，和，优化 ，4 。3.1离合器，主要，参数，的，选择 ，4 。3.2离合器，基本，参数，的，优化 ，7 。膜片，弹簧，的，设计 ，9 。4.1膜片，弹簧，的，弹性，特性，曲线 ，9 。4.2膜片，弹簧，的，基本，参数，的，选择 ，9 。4.3强度，校核 ，12 。4.4膜片，弹簧，的，优化，设计 ，13 。离合器，盖，及，压盘，总成，的，设计 ，13 。5.1离合器，盖，的，设计 ，13 。5.2压盘，的，设计 ，13 。结束语 ，14 。参考文献 ，15 。1序言，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。当下，各类汽车普遍采用的摩擦离合器这家伙呀，那是一种靠主从动部分之间二者的摩擦去传递动力、并且还能予以分离掉情形的装置，它关键包含主动之类成分、从动那边部分、起到压紧之机构、以及专门得以当作操纵功效的机构呢还有等四 那般部分哟。离合器的功用，主要是切断动力，以及实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时能把发动机与传动系平顺接合，以确保汽车可以平稳起步，在换档时还需将发动机和传动系分离，从而减少变速器中换档齿轮间的冲击，在工作中若受到较大动载荷时，要限制传动`系所承受的最大转，借此防止传动系各零件因过载而损坏，并且能有效降低传动系里的振动和噪声。膜片弹簧离合器，是一种近年来于轿车以及轻型汽车上被广泛采用的离合器，它转矩容量大呀，并且较为稳定，操作起来轻便，还有极佳的平衡性，还能进行大量生产，现在对于它的研究已然变得越发重要。这份设计说明书，简单介绍了蒙迪欧GLX2.0推式膜片弹簧离合器的设计，参数的选择以及计算的流程及过程。根据任务书要求，本设计题目是蒙迪欧GLX2.0推式膜片弹簧离合器设计，本设计的离合器所适用发动机的主要性能参数如下表2 - 1所示。其中，汽车布置方式为前置前驱，总长是4810mm，总宽为1800mm，轴距呈1450mm，前轮距为2754mm，后轮距为1520mm，整备质量是1535kg，总质量为1810kg，发动机型式为汽油/4，排量是1.999L，最大功率143kw，最大转矩185Nm，压缩比10.8，变速器档数5，轮胎类型与规格为205/55R16km/h 。本设计的参考车型是蒙迪欧GLX2.0经典型，发动机最大转矩为185N - M ，单片离合器由于结构简单，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，故而被广泛使用于轿车和中、小型货车，既然如此所以此次设计选择单片离合器。在本设计里的2.1.2膜片弹簧的支撑形式，采用的乃推式膜片弹簧双支承环的支承形式，也就是借助台肩式铆钉把膜片弹簧、两个支撑环以及离合器盖定位铆合到一块，其结构并不复杂。就如其中图2 - 1所示那般，这里呈现的是推式膜片弹簧双支承环的支承形式。而在2.1.3中，关于压盘传力结构的选择部分，鉴于传统的像凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式等，均存在传力处相互之间存有间隙的情况，那么在传力起始的那一瞬间，就会产生冲击以及噪声。并且容易出现滑动磨损现象。同时，其传动效率还比较低下。故而此项设计采用了那种已经被广泛运用的传动片传动样子，它除却消除了上述那些缺点之外，还让压盘结构得到了简化，这对压盘的定中是有利的。另外当选定膜片弹簧作为压紧弹簧之际，在压盘上面铸有一圈凸起来用以支承膜片弹簧。3离合器主要参数的挑选与优化3.1离合器主要参数的挑选3.1.1后备系数B后备系数B是离合器设计里的一个重要参数，它体现了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度 。选择B的时候，要考虑摩擦片在使用中磨损后，离合器仍能可靠传递发动机最大转矩，防止离合器滑磨时间过长，防止传动系过载并有操纵轻便等因素。所设计的离合器是膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片磨损时工作压力几乎不变小（开始时还有所增加）。乘用车后备功率大，使用条件好。参考车型结构紧凑，要求离合器尺寸小。同时为减少传动系过载，保证操纵轻便。依据离合器后备系数的取值范围（查看表3-1 ），鉴于最大总质量不超过6吨的载货汽车，其取值范围在1.20至1.75之间，再结合设计实际状况，所以选取B =1.25 。表3 - 1，离合器后备系数的取值范围，车型，后备系数B，乘用车及最大总质量小于6t的商用车，取值范围是1.20至1.75，最大总质量为6至14t的商用车，取值范围是1.50至2.25，挂车，取值范围是1.80至4.00，3.1.2，初选摩擦片外径D、内径d、厚度b，摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，它对离合器的质量有决定性的影响，它对离合器的使用寿命有决定性的影响。当离合器的结构形式以及摩擦片所用材料已经被选定，发动机的最大转矩Temax被了解清楚，适当地挑选后备系数B和单位压力P0，就能够估算出摩擦片的外径。摩擦片的外径D(mm)，它也能够依据发动机的最大转矩Temax(N.m)借由以下经验公式来选用，D = K^Temax，在这里，Kd是直径系数，其取值范围在表3-2中可查看。由选车型得出Temax等于185N·m，Kd等于14.6 ，接着把各参数的值代入式中予以计算，得出D等于198.58mm ，表3 - 2显示直径系数Kd的取值范围是，车型对应的为乘用车时Kd取值14.6 ，对于取大总质量是1.8至14.0t的商用车，若为单片离合器Kd取值在16.0至18.5之间，若为双片离合器Kd取值在13.5至15.0之间，对于取大总质量大于14.0t的商用车Kd取值在22.5至24.0之间 ，依据离合器摩擦片的标准化、系列化原则，参考下表2 - 3表3 - 3离合器摩擦片尺寸系列和参数，也就是GB145—74 ，其中外径D/mm有160、180、200、225、250、280、300、325、350这些数值，内径d/mm有110、125、140、150、155、165、175、190、195这些数值，厚度h/有3.2、3.5、3.5、3.5、3.5、3.5、3.5、3.5、4这些数值，C等于d/D，其值分别为0.687、0.694、0.700、0.667、0.589、0.583、0.585、0.557、0.540 ，1减C的值分别为0.676、0.667、0.657、0.703、0.762、0.796、0.802、0.800、0.827 ，单位面积F/ cm分别有106、132、160、221、302、402、466、546、678这些数值，应该选取摩擦片相关标准尺寸为，外径D等于280mm ，内径d等于165mm ，厚度h等于2.8mm ，内径与外径比值C等于0.583 ，1减C等于0.796 。单位压力Po决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有着很大影响，选取时要考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于乘用车，摩擦片基础是以有机材料所构成。依据公式 D 3n fZP （1-c 3）=12 b Temax 得出 p=0.278mpa ，按照表3-4显示，当摩擦片材料选定为石棉基材料之际，0.15MpaP00.35Mpa ，这与要求相符，符合要求。呈现于表3 - 4之中的，是摩擦材料单位压力P的取值范围，其中，就有着摩擦是石棉基材料的情况，对于模压而言，其取值范围是0.15至0.25；对于编织来说，取值范围是0.25至0.35。再来看看属于是粉末冶金材料的，若为铜基，其取值范围是0.35至0.50。还有铁基金属陶瓷材料，取值范围是0.70至1.50的。在3.1.4那儿提到的摩擦因数f、离合器间隙等情况，这里得说，摩擦片的摩擦因数f，它是取决于摩擦片所使用的材料的，并且跟其工作温度、单位压力以及滑磨速度等着诸多因素有关，摩擦因数f的取值范围由此可见于如下表格 。表3 - 1，摩擦材料的摩擦因数，f的取值范围，摩擦材料摩擦因数f，石棉基材料模压，为0.20 至0.25，编织为0.25 至0.35，粉末冶金材料铜基为0.25 至0.35，铁基为0.35 至0.50，金属陶瓷材料为0.70 至1.50，摩擦片材料选取石棉基材料，取f = 0.3，离合器间隙t = 3mm，单盘离合器摩擦面数取Z = 2，3.2离合器基本参数的优化设计，离合器要确定离合器的性能参数以及尺寸参数，这些参数的变化会直接对离合器的工作性能和结构尺寸产生影响。对于这些参数的确定来说，在前面所采用的是，先一步进行初步选定，往后再进行严格校核这样一种方法。而到了下面，则转变方式，采用经过优化后的方法去实现对这些参数的确定。其中那个设计变量后备系数B，它是由离合器工作压力F、以及离合器的主要尺寸参数D和d共同来决定的。单位压力P同样也是由离合器工作压力F、以及离合器的主要尺寸参数D和d决定的。因此，选为：^t -T 目标函数离合器基本参数优化设计变量的，是离合器基本参数优化设计去追求的目标，该目标是在保证离合器性能要求的情形下让其结构尺寸尽量达到最小化，也就是目标函数为昇 2 2f（X）二 min4323，约束条件最大圆周速度依据约束条件得出，那么摩擦片外径（mm 的选取要使得最大圆周速度 vD 不超过 65?70m/s。Vd，nemaxD 10，其数值为4500，又有280，还有10’ ，对应的速度是64.94m/s ，此速度接近65m/s，且60与60的关系使得其符合要求。式中，Vd代表摩擦片最大圆周速度，单位是（m/s），nm是发动机最高转速，单位为（r/min ）。说到摩擦片内、外径之比，也就是所说的c，摩擦片的内、外径比c应当处于0.53至0.70的范围之内，换句话说即为0.53 _ c _ 0.70，而c通过计算等于0.583，该数值满足约束要求。D165 后备系数 B，其目的在于确保离合器能够可靠地将发动机的转矩予以传递，并且防止传动系出现过载情况，不同车型的 B 值应当处于一定范围之内，该范围最大是 1.2 至 4.0，此次设计初步选定后备系数为 1.25，此乃满足约束要求的。扭转减振器进行安装，是为了确保其安装得以保证，摩擦片内径 d 务必要大于减振器弹簧位置直径 2尺，大概是50mm，也就是卩 d 2Ro + 50 mmo 对于 friction area内径d 为 165mm 的这种情况，应当符合 d2R（0 + 5Omm ，初步选取 R0 是 40mm ，这符合优化条件，单位压力 P0 ，是为了降低离合器滑磨时候的加热负载，避免摩擦片受到损伤，选取单位压力 P。的最大范围是 0.15?0.35Mpa ，因为已经确定了单位压力 P。 ， 。= 0.28Mpa，处于规定范围以内，所以满足要求3.236，单位摩擦面积滑磨功w的作用是减少汽车起步时离合器的滑磨现象，避免因摩擦片表面温度过高而出现烧伤情况，对于离合器而言，每一次接合时单位摩擦面积滑磨功w应当小于其许用值M］ 。汽车起步时，离合器接合一次所产生的总滑磨功是W，把参考车型的相关数据代入下面这个式子，能够计算得出，2 2 2n ng marrW g(-^) 3065.41800 i0i2，式子当中，ma指的是汽车总质量，单位是kg，r「是轮胎滚动半径，单位是m，ig是汽车起步时所用变速器档位的传动比，io为主减速器传动比，ne是发动机转速，单位是r/min，乘用车ne取2000 r/min，单位摩擦面积滑磨功w4Wn Z(D4Wn Z(D2 -d2)4 3065.4n(2802 -1652)(J/mm2)0.038 :: 二 0.40( J/mm2)，所以满足要求，对于膜片弹簧的设计，膜片弹簧的弹性特性曲线如图4-1所示，即图4-1膜片弹簧的弹性特性曲线，假设膜片弹簧在承载过程当中。， 其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。 。 。 。 。。 。 。 。 。 。 。 。 。使得通过支承环以及压盘来加载膜片弹簧上的地载荷 Fi（n）集中于支承点处，加载点之间的相对轴向变形为（此处省略具体内容），那么膜片弹簧的弹性特性以如下式子表示：R1 —r1 2 R1 —r1 2 R1— r15。其中，E 是弹性模量，钢材料选取 E=2.1 X 10 Mpa ，b 是泊松比，钢材料选取 b=0.3 ;R 为自由状态下碟簧部分大端半径，单位是 mm ；r 是自由状态下碟簧部分小端半径，单位是 mm；R 是压盘加载点半径，单位是 mm；r1 是支承环加载点半径，单位是 mm；H 是自由状态下碟簧部分内截锥高度，单位是 mm；h 是膜片弹簧钢板厚度，单位是 mm。4.2，膜片弹簧基本参数的选择，421比直半和h的选择，为保证离合器压紧力变化不大以及操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的Hh一般是1.5到2.0，板厚h为2至4mm，H￡等于1.727，c是2.0，所以初选h h为2.8mm，H是5mm，那么h ，满足要求，R4.2.2r比值和R r的选择，Rr越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，且应力越高，根据结构布置和压紧力的要求。首先，R/r通常是处于1.20至1.35这个范围之内。其次，为了让摩擦片上面的压力分布能够更加均匀一些，对于推式膜片弹簧来说，其r值适宜的状况乃大于或者等同于尺。1403减去82.532，2140减去82.52结果是90.37（毫米），1403减去82.532，2140减去82.52这个特定的差值得到90.37（毫米），摩擦片平均半径R等于3倍的（R2和R1相关的值这里假设就是这么个关系），为了满足r大于等于R即90.37毫米，故而选取，所以选取r等于96毫米，另外选取R与r的比值为1.25，那么R就等于96乘以1.25等于120毫米，4.2.3中，膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系很紧密，这个大于号一般处于9°到15°范围，等于反正切（这里反正切后面内容不完整无法准确表述），范围内。HR - r等于反正切5，等于反正切内。HR - r等于反正切5120减去96再减去11.7，满足要求4.2.4分离指数目n的选取，分离指数目n常选取18，大尺寸膜片弹簧可以取24，小尺寸膜片弹簧可以取12。本设计中，选取分离指数目n等于18。4.2.5膜片弹簧小端内半径r。膜片弹簧小端内半径由离合器的结构来决定它，其最小值需大于变速器第一轴花键的外径，不过必须要同时协调配合好分离轴承的尺寸那个。查阅相关资料得出其结果是，在本设计里参考车型，按照要求去取，膜片弹簧小端内半径r0是等于25mm的；分离轴承作用半径「f 是等于30mm426的，然后切槽宽度、2及半径re依据要求，°1是在3.2至3.5mm的范围，①是在9至10mm的范围，「e的取值得满足「到^2有这样的规定那个。从中选取6等于3.2毫米，2等于10毫米，r°等于86，那么r减去r**96减8**得10，这呈现出满足设计要求的状况。4.2.7压盘加载点半径ri以及支承环加载点半径尺的确定，针对拉式膜片弹簧，依据相关要求：压盘加载点半径ri应当略微大于r，并且尽可能地贴近r；支承环加载点R应当略微小于R而且尽可能地靠近R。故而选取ri等于100毫米，R|等于116毫米，4.2.8中膜片弹簧工作点位置的确定方面，对M点、N点进行确定，对H点进行确定，上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，并且1H等于（1M减1N）除以2，那么1H等于2.1752和4.34032除以2.1752以及4.34032，结果为3.25775毫米，之后对B点进行确定，新离合器处于接合状态时，膜片弹簧工作点B通常取在凸点M和拐点M之间，且靠近或处于H点处，或者在H点处，一般而言，1B等于（0.8至1.0）乘以1H，也就是1B等于（0.8至1.0）乘以3.2577，等于（2.606至3.257）毫米，取Ab等于3.2毫米，那么Rb等于4191.9，一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值相较于设计值处B点的增加量应不大于12%，Rm减去Rb再除以F，1B为4607.7 - 4191.9除以4191.9，等于9.19% 小于12%，满足设计要求，对A点进行确定，A点是摩擦片磨损的极限位置，要依据B点的位置再通过摩擦片总磨损量来求得。要保证摩擦片有磨损后离合器依旧能够可靠地去传递转矩，就得要求在A点那儿的膜片弹簧工作压紧力比B点处稍微高些。摩擦片总磨损量等于二乙二￡，这里是说：Zc是摩擦片总的工作面数量，八So是每片摩擦工作面最大允许的磨损量，通常根据情况来看：S）处于0.65到1.1mm之间。选1 =1.45的那个点当作A点。A点所对应的压紧力值是F1A等于4231.1N，F1b的值同样是4231.1N，而F1b等于4191.9N，在这个时候数值3.2减去1.45等于0.875，该结果满足使用设计要求。接下来要说一说C点的确定情况，在C点处于离合器彻底分离的状态时 ，膜片弹簧大端的那种呈现出来的状态就是离合器分离时刻的膜片弹簧的工作位置。C点的位置受压盘升程所左右，1f。的相关情况乃是Zc这个，同时，SS的取值范围是0.75到1.0mm。而且，在式子当中，S这个取值范围也是0.75到1.0mm。为了把踏板力减到最大程度小值，致使C点贴近，使其靠着去取，取S等于0.75毫米，那么1f等于2乘以0.75毫米，这个时候，膜的变形量是，1c减去1B，1f等于3.2减去1.5之后的结果是4 。
