离合器毕业设计设计

1 离合器主要参数的选择 (2)

2 离合器基本参数的优化 (2)

2.1 设计变量 (2)

2.2 目标函数 (2)

2.3 约束条件 (2)

3 膜片弹簧的设计 (4)

3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 (4)

3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 (5)

3.3 强度校核 (7)

4 扭转减振器的设计 (7)

4.1 扭转减振器主要参数 (7)

4.2 减振弹簧的计算 (8)

5 从动盘总成的设计 (10)

5.1 从动盘毂 (10)

5.2 从动片 (10)

5.3 波形片和减振弹簧 (10)

6 压盘设计 (10)

6.1 离合器盖 (10)

6.2 压盘 (10)

6.3 传动片 (11)

6.4 分离轴承 (11)

7 小结 (12)

参考文献 (14)

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《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式2-9，有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）表3.2.1可知，取D=350mm,d=195mm, b=4mm

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），再加上车用车的后备功率比较大，使用条件较好，故取β＝1.5。

P

1.3 单位压力

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，对于小轿车

P＝1.18/D Mpa；

当D=>230mm时,则

P＝0.7Mpa.

所以由于D＝350mm,取

故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－2可知，P<1.5Mpa时，摩擦片材料金属陶瓷材料。

当0.7Mpa<

1.4摩擦因数f、离合器间隙Δt

摩擦因数f=0.4

离合器间隙Δt=3mm

摩擦面数 Z=2

1.5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。

1.5.1 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。

1.5.2 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。

1.5.3膜片弹簧的支撑形式

选择:拉式膜片弹簧离合器

拉式膜片弹簧的支承形式—单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖杀中的支承环上。如下图3-1.

图3-1

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，使其结构更为简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。

1.5.4 压盘传动方式的选择

由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。

2 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：

T T FDd 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

)](4

min[)(22d D x f -=π

2.3 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，

s m 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s m s m D n v e D /70/6510350300060

106033max <≈⨯⨯⨯=⨯=--ππ

，所以D<=414.01mm,

故符合条件。

2.3.2 摩擦片内、外径之比c c=55.0350

195==D d ，满足0.5370.0≤≤c 的条件范围。 2.3.3 后备系数β

对于沈阳丰田海狮，初选后备系数β＝1.4,满足1.2<=β<=4.0

2.3.4 扭转减振器的优化

对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径：

R0＝0.6d/2＝0.625.682

195=⨯(mm)，取R0为68mm 所以d-2R0＝195－2×68＝59mm>50mm

故符合d>2R0+50mm 的优化条件

2.3.5 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0.1Mpa —1.5Mpa ，

由于已确定单位压力0P ＝0.7Mpa ，在规定范围内，故满足要求

2.3.6总摩擦功w

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－13）

为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，既：

[]w d W w <=-=)πZ(D 422，其中W=)(1800220222g

r a e i i r m n π a m 为汽车总质量9310kg ，r r 为轮胎轨动半径485mm ，g i 为汽车起步时所用变速器挡位的传动比7.6；0i 为发动机转速7.31. W=mm J i i r m n g r a e 247.0)6

.7*6.7*31.7*31.9485.0*9310(18003000*14.3)(18002

222202

22==π []mm J w d W w 25.0247.0)πZ(D 422=<==-=. 符合要求。