离合器设计说明书

中华人民共和国教育部X X X X X大学课程设计说明书设计题目：拉式膜片弹簧离合器设计学生：指导教师：学院：专业：拉式膜片弹簧离合器设计摘要离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，设计的离合器应在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机所在工况的最大转矩，有适当的转矩储备并且防止传动系过载。

本设计在参考了多种离合器结构形式的基础上，具体设计了一个拉式膜片弹簧离合器。

关键词：拉式；膜片弹簧离合器；结构设计目录1 离合器主要参数的选择 (1)2 离合器基本参数的优化 (1)2.1 设计变量 (1)2.2 目标函数 (1)2.3 约束条件 (2)3 膜片弹簧的设计 (3)3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 (3)3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 (4)3.3 强度校核 (4)4 扭转减振器的设计 (4)4.1 扭转减振器主要参数 (4)4.2 减振弹簧的计算 (6)5 从动盘总成的设计 (8)5.1 从动盘毂 (8)5.2 从动片 (8)5.3 波形片和减振弹簧 (8)6 压盘设计 (8)6.1 离合器盖 (8)6.2 压盘 (8)6.3分离轴承 (8)7 小结 (10)参考文献 (11)1 离合器主要参数的选择1.1 初选摩擦片外径D 、内径d 、厚度b根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式3.2.1，有D =AT e max100，对于小轿车 A=47，得D=10032847264.173=根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=325mm ，d=172mm ，b=3.5mm 1.2 后备系数β由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故取β＝1.25。

1.3 单位压力0P根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）3.2.3节可知，对于小轿车当D ≥230mm 时,则0P ＝1.18/D Mpa ； 当D< 230mm 时，则0P ＝0.25Mpa ； 所以由于D ＝325mm,取0P ＝0.165Mpa ；故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－2，摩擦片材料选择石棉基材料。

则取0P ＝0.2Mpa1.4 摩擦因数f 、离合器间隙Δt 故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－4摩擦因数f=0.3离合器间隙Δt=3mm选用单片从动片所以摩擦面数取 Z=22 离合器基本参数的优化2.1 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：TTFDd x x x X ][][321==2.2 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 Dx f -=π2.3 约束条件2.3.1 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 D n v e D /70~65068.6810325400060106033max ≤≈⨯⨯⨯=⨯=--ππ故符合条件。

2.3.2 摩擦片内、外径之比cc=531.0325172==D d ，满足0.5370.0≤≤c 的条件范围。

2.3.3 后备系数β对于3.5L 排量的小轿车，初选后备系数β＝1.25。

2.3.4 扭转减振器的优化对于摩擦片内径d=172mm, 而减振器弹簧位置半径0R ＝(0.6～0.75)d/2， 故取0R ＝0.65d/2＝0.65 9.552150=⨯(mm)，取0R 为55mm所以d-20R ＝172－2×55＝62mm>50mm 故符合d>20R +50mm 的优化条件 2.3.5 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=1.25×328=410 (N ·m) 故c0T ＝003433.0)172325(2410422≈-⨯⨯⨯π(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>250-325mm 时，]T [c0=0.35 N ·m /2mm >0.003433 N ·m /2mm ， 故符合要求。

2.3.6 单位压力0P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0.15～0.35Mpa ，由于已确定单位压力0P ＝0.2Mpa ，在规定范围内，故满足要求3 膜片弹簧的设计3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3.1.1 比值hH 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 。

故初选h=3mm, hH =1.8则H=1.8h=5.4mm 。

3.1.2rR 比值和R 、r 的选择由于摩擦片平均半径Rc= = mm对于推式膜片弹簧的R 值，应满足关系R ≥Rc=128.175mm 。

故取R=160mm,再结合实际情况取R/r=1.23,则r=130mm 。

3.1.3 α的选择 α＝arctan （H/(R-r)）=arctan （5.4/(160-130)）≈10.2°，满足9°～15°的范围。

3.1.4 分离指数目n 的选取 取为n=18。

3.1.5 膜片弹簧小端内半径0r 及分离轴承作用半径f r 的确定r 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 20=外R mm ，则取r 0=28mm ，再取分离轴承r f =35mm 。

3.1.6 切槽宽度δ1、δ2及半径e r取1δ＝3.2mm, 2δ=10mm, e r 满足r-e r >=2δ，则e r <=r-2δ=130-10=120mm ， 故取e r ＝115mm 。

3.1.7 压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，1R 和1r 需满足下列条件：23R3r3-R 2r 2-⋅23162.53863-162.52862-⋅128.175=711≤-≤R R601≤-≤r r故选择1R ＝159mm ， 1r ＝128mm 。

3.2 膜片弹簧的弹性特性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：⎥⎦⎤⎢⎣⎡+-------⎥⎦⎤⎢⎣⎡-==21111112112111)2)(()()/ln()1(6)(h r R r R x H r R r R x H r R r R u Ehx x f P π式中，E ――弹性模量，钢材料取E=2.1×510Mpa ； μ――泊松比，钢材料取μ=0.3；R ――自由状态下碟簧部分大端半径，160mm ； r ――自由状态下碟簧部分小端半径，130mm ； 1R ――压盘加载点半径，159mm ； 1r ――支点半径，132mm ；H ――自由状态下碟簧部分内截锥高度，5.4mm ；h ――膜片弹簧钢板厚度，3mm 。

x 1=λ13.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量λ1=5.92 mm 由公式()⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡-⋅+-⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅--⨯⎪⎪⎪⎪⎭⎫⎝⎛---+⋅-⋅=11111111122222211ln 13r R r h r R r R r R H r R r r R E hP rr r N N N fBλλλμβπσ得b σ=1057.1MP ≤1500—1700MP 所以强度符合要求。

4 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数 4.1.1 极限转矩Tj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，j T =(1.5～2.0) maxe T对于乘用车，系数取2.0。

则j T =2.0×max e T ＝2.0×328＝656（N ·m ） 4.1.2 扭转刚度ϕK根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－35）可知， 由经验公式初选ϕK 13≤ j T即ϕK ＝852********=⨯=≤j T （N ·m/rad ）4.1.3 阻尼摩擦转矩T μ根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－36）可知, 可按公式初选μTμT ＝（0.06～0.17）maxe T取)·(8.323281.01.0T max M N T e =⨯==μ 4.1.4 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－37）知，n T 满足以下关系： n T ＝（0.05～0.15）max e T且n T ≤μT ＝32.8 N ·m而（0.05～0.15）max e T ＝16.4～49.2 N ·m 则初选n T ＝30 N ·m4.1.5 减振弹簧的位置半径R0 根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－38）知，R 的尺寸应尽可能大些，一般取 0R=(0.60～0.75)d/2则取0R =0.65d/2=0.65×172/2=55.9(mm),可取为56mm 。

4.1.6 减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D ≥250mm 时，jZ=6～8取j Z =64.1.7 减振弹簧总压力F ∑当减振弹簧传递的转矩达到最大值j T 时，减振弹簧受到的压力F ∑为 F ∑＝0j /T R ＝328/(56×310-)＝5.857(kN)4.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

4.2.1 减振弹簧的分布半径R1根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，1R 的尺寸应尽可能大些，一般取 1R =(0.60～0.75)d/2式中，d 为离合器摩擦片内径故1R =0.65d/2=0.65×172/2=56(mm)，即为减振器基本参数中的0R 4.2.2 单个减振器的工作压力P P= F ∑/Z=5857/6=976(N) 4.2.3 减振弹簧尺寸 1）弹簧中径c D根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常c D =11～15mm 故取c D =12mm 2）弹簧钢丝直径d d=3][8τπcPD式中，扭转许用应力τ[]可取550～600Mpa,故取为550Mpa 所以d=3631055010129768⨯⨯⨯⨯⨯-π=3.8mm3）减振弹簧刚度k 根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k ϕ及其布置尺寸R1确定，即 k=)/(1000Rk 21mm N nϕ则K=)/(453.06)1056(1000852823mm N ≈⨯⨯⨯-4）减振弹簧有效圈数i 根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--33343643410453.0)1012(8)108.3(10103.88kD Gdi c 3.85）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为 n=i +(1.5～2)=5.5 减振弹簧最小高度dn d n l 1.1)(min ≈+=δ=23.00mm弹簧总变形量mmk p l 16.2453/976/===∆减振弹簧自由高度0l0l =l l ∆+min =+2.16=25.16mm减振弹簧预变形量197.0105664533031'≈⨯⨯⨯==∆-kZR T l n减振弹簧安装工作高度lmml l l 963.24197.016.25'0=-=∆-=6）从动片相对从动盘毂的最大转角α最大转角α和减振弹簧的工作变形量)('''''l l l l ∆-∆=∆∆有关，其值为)2/arcsin(21"R l ∆=α=3.21°7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1λ/αλsin 21R =式中，2R 为限位销的安装尺寸。