离合器设计计算说明书

广西科技大学《汽车设计》课程设计说明书题目:汽车离合器设计专业：Vehicle Engineering班级： 090学号：************姓名： czx指导老师：Mr Wei完成日期：2012年某月某日《汽车设计》课程设计指导书一、课程设计的题目：离合器的设计二、课程设计的要求请根据所给的基本参数，设计一套离合器装置。

具体完成任务：（1）离合器膜片弹簧（A3图）1张（2）设计计算说明书1份三、课程设计内容及步骤1、离合器主要参数的确定（1）根据已知参数，确定离合器形式。

（2）确定离合器主要参数：①后备系数；②单位压力；③摩擦片内外径D、d和厚度b；④摩擦因素f、摩擦面数Z和离合器间隙。

（可采用单片式或双片式离合器）（3）摩擦片尺寸校核与材料选择。

2、扭转减震器的设计（1）扭转减震器选型（2）扭转减震器主要参数确定（3）减震弹簧尺寸确定3、膜片弹簧的设计（1）膜片弹簧基本参数确定（2）膜片弹簧强度计算四、设计要求1、设计计算说明书（1）设计计算说明书要包括：目录、任务书、设计内容、参考资料、对课程设计的心得体会等。

（2）设计内容要主要体现：①分析几种不同类型离合器方案，论证自己所选方案的合理性；②进行参数选择与计算时的理论依据、计算步骤及对计算结果合理性的阐述；③对课程设计结果的合理性进行分析。

（3）最终上交的课程设计说明书统一用A4纸打印或撰写，要求排版整洁合理，字迹工整。

2、设计图纸离合器膜片弹簧A3图纸一张。

尺寸标注、公差标注、技术要求、明细栏等完整。

3、装订顺序按封面、汽车设计指导书、设计计算说明书、图纸顺序装订。

七、成绩评定1、设计完成后于11月26日下午4点交给指导老师(137****3071)。

2、成绩评定：指导教师按学生独立完成工作情况、设计计算说明书及图纸质量等综合考虑后给出成绩。

3、成绩分五等：优、良、中、及格、不及格。

设计计算说明书（注：本设计中所引用的理论依据、图表、公式等除特殊说明外均来自《汽车设计》机械工业出版社第四版王望予主编）设计课题及内容根据所给的基本参数，设计一套离合器装置。

具体完成任务：（1）离合器膜片弹簧（A3图）1张（2）设计计算说明书1份目录一、离合器的结构方案分析 (5)二、离合器主要参数的选择 (5)三、摩擦片尺寸校核与材料选择 (7)四、扭转减震器的设计 (8)五、减震弹簧尺寸确定 (9)六、膜片弹簧的设计 (10)1、膜片弹簧基本参数确定 (10)2、膜片弹簧强度计算 (12)七、从动盘总成设计 (12)1、从动盘毂 (12)2、从动片 (12)3、波形片和减振弹簧 (13)八、压盘设计 (13)1、离合器盖 (13)2、压盘 (13)九、参考文献 (14)十、心得体会 (14)十一、附件 (16)一、离合器的结构方案分析1、从动盘数的选择：单片离合器对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩不大，从而选用单片离合器。

单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，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，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。

2、压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。

膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：①具有较理想的非线性弹性特性。

②兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。

③高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。

④以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。

⑤通风散热良好，使用寿命长。

⑥膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。

与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。

由于拉式膜片弹簧离合器的综合性能优越，所以选择拉式膜片弹簧离合器。

离合器主要参数的选择二、离合器主要参数的选择1、后备系数β后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

在选择β时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。

乘用车β选择：1.20～1.75 ，本次设计取β = 1.24。

表2-1 离合器后备系数β的取值范围2、单位压力p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很大影响，选单位压力p取时应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=0.35 ；0.10 MPa ≤p0 系数等因素。

该车为乘用车，离合器使用频繁，后备系数小，则取p≤ 1.50 MPa 取值范围见表2-2。

0的取值范围3、摩擦片外径D 、内径d 和厚度b摩擦片外径D （mm ）可根据发动机最大转矩max e T (N m ⋅)按如下经验公式选用D K =式中， D K 为直径系数，取值范围见《汽车设计》表2-3，则D K 取14.6。

离合器摩擦片尺寸系列和参数D K = =mm 17213814.6= ，为了满足滑磨功、减震弹簧的安装、许用单位面积传动扭矩的要求，取D=225mm ，d=126mm 。

c = d/D = 0.56，摩擦片厚度b 主要有3.2 mm 、3.5 mm 、4.0 mm 三种。

取b = 3.5 mm 。

T c = βT emax = 1.25⨯138=172.5 N.m 4、摩擦因数f 、摩擦面数Z 和离合器间隙△t磨擦片的摩擦因数f 取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。

各种摩擦材料的摩擦因素f 的取值范围见下表。

取f=0.27, 单片离合器Z=2，△t 一般取3-4mm,这里取△t=3mm 。

表2-4 摩擦材料的摩擦因素f 的取值范围三、摩擦片尺寸校核与材料选择1、摩擦片的内、外径比c 应在0.53～0.70范围内，即c=d/D=0.56，符合要求。

2、为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0 ，取β=1.25在要求范围内。

3、为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器弹簧位置直径2R 0约50mm ，即 d > 2R 0+ 50 mm 且R 0=（0.60~0.75）d/2 ，系数取0.6则 R 0=0.6d/2=0.6×126/2 =37.8mm 因为d= 126mm又2R0+50= 125.6mm 所以d>2R0+50mm 符合要求。

5、为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积穿的低转矩应小于其许用值，即符合要求表2-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值6、降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力p 0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p 0的最大范围为0.10～1.50 Mpa 。

本次设计取p 0 = 0.35 MPa 。

7、为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每 一次结合的单位摩擦面积滑磨功w 应小于其许用值[w]。

汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功为()()[]CO C CO T d D Z T T ≤=-⨯⨯=-=003.0126225214.3172.5442222π3082r Fd r mmπ=≈由《汽车理论》可知滚动半径公式： ，d 为轮胎的自由直径；F 为计算常数；子午线轮胎F=3.05，斜交轮胎F=2.99；乘用车n=2000r/min 。

则代入上式得W =14118（J ） J/mm ²＜[w]=0.40J/mm ²，满足要求。

四、扭转减震器的设计 1、扭转减震器选型扭转减震器具有线性和非线性两种特性。

单级线性减震器的弹性元件一般采用圆柱螺旋 弹簧，广泛应用于汽油机汽车中，所以本次选用单级线性减震器。

2、极限转矩T j极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙△1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。

它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 T j = (1.5～2.0) T emax 乘用车：系数取2.0 即 T j = 2 T emax = 276 N ·m 3、扭转角刚度 Kϕ≤13T j =13*276=3588(N.m/rad)4、阻尼摩擦转矩T μ由于减振器扭转刚度k ϕ受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机 工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T μ 。

一般可按下式初选：T μ=(0.06～0.17)T emax 取T μ= 0.1T emax =13.8N ·m 5、预紧转矩T n减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

研究表明，T n 增加，共振频率将向减小频率的方向 移动，这是有利的。

但是T n 不应大于T μ ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工 作，故取 T n = (0.05～0.15)T emax =6.9~20.7N ·m取T n =16N ·m 6、减振弹簧的位置半径R 0R 0 的尺寸应尽可能大些，一般取 R 0 =(0.60～0.75)d/2，则取 R 0 = 0.6d/2 = 37.8mm⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=2202221800g r a e i i r m n W π()26.0422=-=d D Z Wπω7、减振弹簧个数Z jZ j 参照摩擦片外径D = 225~250 mm ，可选择Z j 为4～6，选取Z j =4 8、减振弹簧总压力 F ∑ = T j /R 0 = 276000N.mm/50.38mm =7301.59 N五、减震弹簧尺寸确定 1、弹簧中径c D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dP= F ∑/Z=7301.59 N /4=1825 (N) d=3][8τπcPD 式中，扭转许用应力τ[]可取430～710Mpa,故取为550Mpa 所以 d=4.66mm 。

3、减振弹簧刚度k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ϕK 及其布置尺寸R 1确定，即4、减振弹簧有效圈数i5、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) 取n=7 减振弹簧最小高度dn d n l 1.1)(min ≈+=δ=35.88mmj Z R K k 211000ϕ=mm N /65540.0378********2=⨯⨯=kD Gd i C 348= 4.365510128104.66108.333-4-34=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=）（）（弹簧总变形量 1825.4/655=2.79mm 减振弹簧自由高度0l0l =l l ∆+min =35.88+2.79=38.672mm 减振弹簧预变形量0.162mm 37.8465510163=⨯⨯⨯ 减振弹簧安装工作高度l38.672-0.162=38.51mm6、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)2.628m m ('''''=∆-∆=∆∆l l l l 有关，其值为六、膜片弹簧的设计 1、膜片弹簧基本参数确定 （1）比值H/h 和h 的选择为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H/h 一般为1.5～ 2.0 ，板厚 h 为2～4 mm 。