1.序言2
2.設計任務及結構方案的分析2
2.1 設計任務2
2.2 結構方案分析2
3.離合器主要引數的選擇和優化4
3.1 離合器主要引數的選擇4
3.2 離合器基本引數的優化5
4.膜片彈簧的設計7
4.1 膜片彈簧的彈性特性曲線8
4.2 膜片彈簧的基本引數的選擇13
4.3 強度校核13
4.4 膜片彈簧的優化設計13
5.離合器蓋及壓盤總成的設計15
5.1 離合器蓋的設計15
5.2 壓盤的設計16
6.小結17
7.參考文獻18
8.文獻檢索摘要18
wut0601-80型拉式膜片彈簧、離合器蓋及壓盤總成設計
1 序言
對於以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為乙個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛採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和實現發動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩起步；在換檔時將發動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的衝擊；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雜訊。
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:
拉式膜片彈簧、離合器蓋及壓盤總成
本設計離合器所適用發動機的主要效能引數為：
最大轉矩為nemax=62n·m， 額定轉速為4500r/min。
選取參考車型：比亞迪福萊爾7081 bd
主要技術引數：整備質量 720kg
總質量 1020kg
主減速比；
變速器一檔傳動比；
輪胎型號輪胎 155/65 r13
2.2 結構方案分析
2.2.1 從動盤數的選擇
對乘用車和最大質量小於6t的商用車而言，發動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，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，採用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。
本設計的參考車型為微型轎車，發動機最大轉矩較小，要求結構布置緊湊，故選用單片離合器。
2.1.2 膜片彈簧的支撐形式
這裡採用了支承環的支承形式，即將膜片彈簧的大端支承在支撐環上。
2.1.3 壓盤傳力結構的選擇
由於傳統的凸台式連線方式、鍵式連線方式、銷式連線方式存在傳力處之間有間隙，在傳力開始的瞬間，將產生衝擊和雜訊。且易華東磨損，傳動效率較低。故本設計採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，有利於壓盤的定中。
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 離合器主要引數的選擇和優化
3.1 離合器主要引數的選擇
3.1.1 後備係數β
後備係數β是離合器設計中的乙個重要引數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮摩擦片在使用中的磨損後離合器仍能可靠地傳遞發動機最大轉矩、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。
由於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）；乘用車的後備功率比較大，使用條件較好；加之考慮到參考車型為微型車，結構緊湊，要求離合器尺寸較小；同時為減少傳動系過載，保證操縱輕便，故宜取較小值，取＝1.20。
3.1.2 初選摩擦片外徑、內徑、厚度
摩擦片外徑是離合器的重要引數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。
按照離合器結構布置和飛輪尺寸，先初選摩擦片外徑。根據《汽車設計》【1】式2-9，經驗公式
=對於乘用車， =14.6，則
=而且為了保證扭轉減震器的安裝，摩擦片內徑d必須大於減震器彈簧位置直徑2ro約50mm
根據《汽車離合器》【2】表2-1《離合器摩擦片尺寸系列和引數標準》，最後選定摩擦片尺寸為：
摩擦片外徑=200mm, 內徑=140mm，c=
摩擦片厚度=3.5mm ，單面面積=160。
3.1.3 單位壓力
單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作效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、發動機後備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和後備係數等因素。根據《汽車離合器》【2】表3.2.
1可知，對於乘用車，以有機材料為摩擦片基礎，當d230mm時,則＝1.18/mpa；當d230mm時，則＝0.25mpa。
由於d＝200mm，故取＝0.25mpa。根據《汽車設計》【1】表2－2可知，當摩擦片材料選擇粉末冶金材料時，0.15mpa<<0.35mpa，符合要求。
3.1.4 摩擦因數f、離合器間隙δt、摩擦面數
摩擦片的摩擦因數f取決於摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數f的取值範圍見下表。
表3-1 摩擦材料的摩擦因數f的取值範圍
摩擦片材料選擇粉末冶金材料，取f=0.25。
離合器間隙δt=3mm，單盤離合器摩擦面數取 z=2
3.2 離合器基本引數的優化
設計離合器要確定離合器的效能引數和尺寸引數，這些引數的變化直接影響離合器的工作效能和結構尺寸。這些引數的確定在前面是採用先初選、後校核的方法。下面採用優化的方法來確定這些引數。
3.2.1 設計變數
後備係數β取決於離合器工作壓力f和離合器的主要尺寸引數d和d。單位壓力p也取決於離合器工作壓力f和離合器的主要尺寸引數d和d。因此，離合器基本引數的優化設計變數選為：
3.2.2 目標函式
離合器基本引數優化設計追求的目標，是在保證離合器效能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函式為
3.2.3 約束條件
3.2.3.1 最大圓周速度
根據《汽車設計》【1】式（2－10）知，摩擦片外徑d（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65～70m/s。
故符合要求。
式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s），為發動機最高轉速（r/min）。
3.2.3.2 摩擦片內、外徑之比c
摩擦片的內、外徑比c應在0.53～0.70範圍內，即
0.53
c=，滿足約束要求。
3.2.3.3 後備係數β
為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，並防止傳動系過載，不同的車型的β值應在一定範圍內，最大範圍為1.2～4.0。
本設計初選後備係數β＝1.20，滿足約束要求。
3.2.3.4 扭轉減振器的安裝
為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大於減振器彈簧位置直徑約50mm，即 d > + 50 mm。對於選取的摩擦片ro。
對於摩擦片內徑d=140mm,符合優化條件。
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範圍為0.15～0.35mpa，由於已確定單位壓力＝0.25mpa，在規定範圍內，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生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小於其許用值。
汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功為，將參考車型的相關資料帶入下式，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；為發動機轉速(r/min)；乘用車取4500 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面上的某中性點轉動。設通過支承環和壓盤載入膜片彈簧上地載荷(n)集中在支承點處，載入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=2.1×mpa；
b----泊松比，鋼材料取b=0.3；
r----自由狀態下碟簧部分大端半徑，mm ；
r----自由狀態下碟簧部分小端半徑，mm ；
----壓盤載入點半徑，mm ；
----支承環載入點半徑，mm；
h----自由狀態下碟簧部分內截錐高度，mm ；
h----膜片彈簧鋼板厚度，mm 。
4.2 膜片彈簧的基本引數的選擇
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1.5～2.0，板厚為2～4mm。
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