西华大学汽车设计课程设计

交通与汽车工程学院课程设计说明书课程名称: 汽车设计课程设计课程代码: 8203381 题目:中型载重车膜片弹簧离合器设计（后备功率小）年级/专业/班:学生姓名:学号: 开始时间: 2010 年 12 月 27 日完成时间: 2011 年 1 月 14 日课程设计成绩：学习态度及平时成绩（30）技术水平与实际能力（20）创新（5）说明书（计算书、图纸、分析报告）撰写质量（45）总分（100）指导教师签名：年月日摘要 (2)引言 (3)1 离合器基本参数及尺寸的确定 (4)1．1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定 (4)1.2离合器后备系数β的确定 (4)1.3单位压力P的确定 (5)2 离合器基本参数的约束条件 (7)3 离合器主要零部件的设计计算 (7)3.1膜片弹簧设计 (8)3.2压盘设计 (14)3.3离合器盖设计 (15)3.4从动盘设计 (15)4 操纵机构设计计算 (16)4.1选择操纵机构的型式 (17)4.2确定操纵机构尺寸参数 (17)4.3校核踏板行程 (18)4.4校核踏板力 (18)5参考文献 (20)6 致谢 (21)本次设计的是中型载重车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大转矩、最大转速、最大功率等基本参数确定离合器基本参数。

在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和性能进行了校核。

在设计过程中注重对膜片弹簧及操纵机构进行设计。

同时应用计算机语言编程对相关参数进行校核及调整。

关键词：膜片弹簧、膜片弹簧离合器、操纵机构、强度1 离合器基本参数及尺寸的确定1.1 摩擦片的外径D及其他尺寸的确定1.1.1 摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。

设计上通常首先确定摩擦片的外径D。

在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：D=K D T e max（1-1）为直径系数，Temax为最大转矩轿车：KD=14.5轻、中型货车：单片KD=16.0～18.5双片KD=13.5～15.0重型货车：KD=22.5～24.0本次设计所设计的是中型载重车（Temax/nT 为294.0Nm/2500rpm、Pemax/nP为80.05kw/4700rpm）的膜片弹簧离合器。

所设计的离合器摩擦片为单片，由于KD=16.0～18.5，所以D=（16.0～18.5）×147.0=274.4～317.27（mm）故取D=280mm。

1.1.2 摩擦片的内径d及摩擦片厚度b由表1所示的摩擦片尺寸系列可确定摩擦片的内径D及摩擦片厚度b表1：摩擦片的尺寸系列D(mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 d(mm) 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 B(mm) 3.2 3.5 4.0因此，由表1选取：D=280mm d=165mm B=3.5mm1.2 离合器后备系数β的确定后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。

为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。

当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，β取大些；货车总质量较大，β也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取β应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β也应选取小些。

在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。

汽车离合器后备系数推荐如下：轿车和微型、轻型货车：β=1.20～1.75中型和重型货车：β=1.50～2.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车：β=1.50～2.25 选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。

通常中型和重型货车β=1.50～2.25。

结合设计实际情况，故选择β=2。

1.3 单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。

离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P应取小些；后备系数较大时，可适当增大。

当摩擦片采用不同材料时，P按下列范围选取：石棉基材料 P=0.10～0.35MPa粉末冶金材料 P=0.35～0.60MPa金属陶瓷材料 P=0.70～1.50MPa 本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。

离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：T c =fFZRc(1-2)式中，Tc-------静摩擦力矩；f--------摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30；选取f=0.25 F--------压盘施加在摩擦表面上的工作压力；Rc------摩擦片的平均摩擦半径；Z--------摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=2假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F= P0 A= Pπ(D2-d2)/4 （1-3）式中，P------摩擦片单位压力；A------一个摩擦面面积；D------摩擦片外径；d-------摩擦片内径.摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：R c =(D3-d3)/3(D2-d2) (1-4)当d/D≥0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：Rc=（D+d）/4因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.589＜0.6，则Rc用（1-4）式计算将（1-3）、（1-4）式代入（1-2）得：T c =πfZ P3D(1-3c)/12 （1-5）式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D,一般在0.53～0.70之间。

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即T c =βTemax（1-6）式中，Temax=147.0N.m为发动机最大转矩；β=2为离合器的后备系数。

把（1-6）式代入（1-5）式得：P 0=12βTemax/[πfZ (D2-d2)（D+d）]代入各参数可得P=0.257MPa所得P0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取材料的单位压力P符合设计要求。

2 离合器基本参数的约束条件2.1 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过65～70m/s，即V D = nemaxD×10-3π/60≤65～70m/s式中，nemax 为发动机的最高转速（r/min）。

本次设计中nemax=4700 r/min，所以VD= 4700×280×10-3π/60=68.91m/s符合V D≤65～70m/s的约束条件。

2.2 摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内。

c=d/D=165/280=0.589符合约束条件2.3 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，不同车型的β值应在一定范围内，应使 1.2≤β≤4.0，在前面参数选取中，我们选取β=2.0，符合此约束条件。

2.4 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2Ro约50mm，即d＞2Ro+50 。

d=165mm，Ro=50mm符合要求。

减振弹簧的数目：62.5 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即Tc0=4Tc/πZ(D2-d2) ≤ [Tc0]式中：Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/mm^2）；[Tc0]为许用值（N.m/mm^2），按表2选取。

通过计算：Tc0=0.007 N.m/mm^2。

表2、单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器的规格D/mm ≤210 >210～250 >250～325 >325 [Tc0]/ 10-20.28 0.30 0.35 0.40通过表2比较，Tc0≤[Tc0]符合设计要求。

2.6 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P为0.10～1.50MPa。

我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P=0.257MPa，符合此约束条件。

3 离合器主要零部件的设计计算3.1 膜片弹簧设计3.1.1 材料选取我们选取60Si2MnA高精度钢板材料为膜片弹簧材料。

3.1.2 主要参数选择3.1.2.1 比值H/h和h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式1中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图1。

（1）式中： E——弹性模量，对于钢，μ——泊松比，对于钢，μ=0.3H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h——弹簧钢板厚度R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1——压盘加载点半径r1——支承环加载点半径1- 2-3-4- 5-图1 膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.5～2范围内选取。

常用的膜片弹簧板厚为2～4mm，本设计H/h=1.6，h=2.5mm ，则H=4mm 。

3.1.2.2 比值R/r和R、r的选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。

汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.20～1.35的范围内取值。

本设计中取R/r=1.20，摩擦片的平均半径25.1114=+=dDRcmm，R>c R取R=120mm则r=100mm。

3.1.2.3 α的确定汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中得α=11.46°在°之间，合格。

3.1.2.4 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2所示。

该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。

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H之间，且靠近或在H点处，一般λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。

当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。