膜片弹簧离合器的设计与分析第一章离合器概述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。

它们涉与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。

第二章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2-42.2 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：TT 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 -=π2.4 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：sm D n v e D /70~6510603max ≤⨯=-π式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）; max e n为发动机最高转速（r/min ）所以：sm s m D n v e D /70/6810225580060106033max <≈⨯⨯⨯=⨯=--ππ，故符合条件。

2.摩擦片内、外径之比cc=667.0225150==D d ，满足0.5370.0≤≤c 的条件范围。

3.后备系数β对于1.8L 排量的小轿车，初选后备系数β＝1.3 4.扭转减振器的优化对于摩擦片内径d=150mm, 而减振器弹簧位置半径R0＝(0.6~0.75)d/2，故取：R0＝0.65d/2＝0.6575.482150=⨯(mm)，取：R0为48mm所以：d-2R0＝150－2×48＝54mm>50mm故符合d>2R0+50mm 的优化条件 5.单位摩擦面积传递的转矩c0Tc0T =][)(4022c T d D Z Tc≤-π根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－7）知，Tc=max e T β=1.3×195=253.5(N ·m)故:c0T ＝)150225(25.253422-⨯⨯⨯π0057.0≈(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 /2mm >0.0057 N ·m /2mm ，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0P 的最大范围为0.15～.35Mpa ，由于已确定单位压力0P ＝0.25Mpa ，在规定范围内，故满足要求第三章 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hH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=)(75.9341502254mm d D =+=+，对于推式膜片弹簧的R 值，应满足关系R ≥Rc=93.75mm. 故取R=105mm,再结合实际情况取R/r=1.257,则r=83.5mm 。

3.α的选择:α＝arctanH/(R-r)=arctan4.3/(105-83.5)≈11.46°，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 与分离轴承作用半径f r 的确定0r 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 3max Te 公式，可求得d=24.355mm,则取0r ＝25mm,再取分离轴承f r ＝30mm.6.切槽宽度δ1、δ2与半径e r取:δ1＝3.2mm, δ2=10mm, e r 满足r-e r >=δ2,则e r <=r-δ2=83.5-10=73.5mm故取:e r ＝72mm.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 R610≤-≤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=2.0×510Mpa ；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clfplot(x1,P1,'-b');axis([0,7,0,8000]);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel('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clfplot(x1,P1,'-b');axis([0,7,0,8000]);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel('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 =2.6694y =5.2515e+003[x,y]=ginput(1)x =4.9767y =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： βmax 52520.2593.752 1.26195000c 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：fM 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=第四章扭转减振器的设计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：TTj=(1.5～2.0)maxe对于乘用车，系数取2.0。