离合器的设计

10以上

基于proe的轿车离合器设计

sp; >350

6、扭转减振器减振弹簧的总压力

当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj

F = （4.7）

的计算应按Tj的大者来进行 F

=7714.3N

式中： F

每个弹簧工作压力 P=F/z=1928.5 （4.8） =169.64N。

7、从动片相对从动盘毂的最大转角

（4.9）

=12

8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙

（4.10）

式中：R2为限位销的安装半径，λ一般为2.5～4mm。本设计取λ=3。 9、限位销直径

限位销直径 按结构布置选定，一般 =9.5～12mm，本设计取 =10。

10、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸

为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图4.2所示。

图4.2 从动盘窗口尺寸简图

一般推荐A1-A=a=1.4～16mm。这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5 4.4.4减振弹簧的尺寸确定

在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。

弹簧的平均直径 ：一般由结构布置决定，通常选取 =11～15左右。本设计选取 =12。

弹簧钢丝直径：

（4.11）

式中：扭转许用应力 =550～600MPa，D2算出后应该圆整为标准值，一般为

3～4mm左右。代入数值，得 =3.398，符合上述要求。[8]

减振弹簧刚度：

（4.12）

=200.9N/mm 减振弹簧的有效圈数：

= （4.13）

式中：G为材料的扭转弹性模数，对钢

=83000N/mm2，代入数值，得 =3.984。

减振弹簧的总圈数 =5.98。

减振弹簧在最大工作压力P时最小长度：

（4.14）

=22.37

式中： =0.337为弹簧圈之间的间隙。

减振弹簧的总变形量：

（4.15）

=3.51

减振弹簧的自由高度：

（4.16）

=25.88

减振弹簧的预变形量：

（4.17）

=0.21

减振弹簧安装后的工作高度：

（4.18）

=24.13

4.4.5扭转减振器Pro/E绘图一些步骤 首先画出减振盘如图4.3，图4.4所示；

图4.3减振盘Pro/E建立过程1

图4.4减振盘Pro/E建立过程2 再画出减振弹簧如图4.5，图4.6所示；

图4.5减振盘Pro/E建立过程3

图4.6减振盘Pro/E建立过程4 最后进行装备如图4.7所示。

图4.7减振盘Pro/E建立过程5 4.5本章小结

本章对离合器从动盘各部件总成进行了设计计算及校核。从动盘包括摩擦片、扭转减振器、波形弹簧、从动盘毂及其他一些起紧固、传递力作用的零件。考虑了其各方面的要求及特征，改进了原零件的一些设计方案和材料，使整体效果更好一些。并能提高离合器本身的使用寿命及汽车的舒适性等。 第5章 膜片弹簧设计 5.1膜片弹簧的理解

膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。

5.2膜片弹簧的弹性特性

膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高H及弹簧的钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性特性(见图5.1)。当(H/h)<刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。当(H/h)==1.5≈

时，P为增函数，这种弹簧的

，特性曲线上有一拐点，若(H/h)

，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷P几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。当

，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。这种特性很适于作为

离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取1.5<(H/h)<2。当(H/h)=当(H/h)>2

则特性曲线的极小点落在横坐标轴上；

，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适于汽车液力传

，10，11]

动中的锁止机构[9

。

图5.1不同时的无弹性特性曲线

碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P与变形久之间有如下关系：

（5.1）

式中：E—弹性模量，对于钢：E=21 X 104MPa μ—泊松比，钢材料取μ=0. 3； h—弹簧钢板厚度，mm； H—碟簧的内截锥高，mm； R—碟簧大端半径，mm；

A—系数，

m—碟簧大、小端半径之比，m=R/r。

汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-10所示。

（a） 自由状态；（b）结合状态；（c）分离状态 图5.2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形

（b）

(5.2)

经过整理式（5.1）可得如下关系式：

（5.3）

利用式（5.3）可绘制出膜片弹簧的 — 特性曲线，如图5.3所示。

图5.3 膜片弹簧特性曲线

（5.4）

式（5.2）即为分离轴承推力 与膜片弹簧变形 的关系式。将（5.5）与（5.6）代入（5.4）中，

（5.5）

（5.6）

可得到 与 的关系式（5.7），式中 为分离轴承作用半径 =25mm

（5.7）

5.3膜片弹簧的强度计算

前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点O转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在O点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。O点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。若如图5.4所示以中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系，则截面上任意点的切向应力为：

（5.8）

式中： —碟簧部分子午截面的转角，rad；

—膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad；

图5.4中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系

—中性点O的半径，mm； 。

经计算 =537MPa，不大于1500~1700Mpa，符合适用强度。

5.4膜片弹簧基本参数的选择

1、膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择

此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取：

其中：h为钢板厚度，取3mm，H/h取等于1.5则膜片弹簧原始内截锥高H=4.5。 2、膜片弹簧工作点位置的选择

汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图5.5所示。选择好曲线上的几个特定工

图5.5膜片弹簧工作位置图

作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而

τ为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。

=(0.8～1.0)

τ

B点为新离合器(摩擦片无磨损)在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为的位置，以保证摩擦片在最大磨损 可按下式求得：

后的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量

（5.9）

式中： —离合器的摩擦片工作表面数目，例单片 =2；

—每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为 =0.5～lmm。

C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。

这里本离合器为单片式离合器，所以m。由上可知

=2mm。

=2，该车型以城市公路为主，再考虑经济性，故取 =lm

3、膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择

膜片弹簧的大端半径R应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R/r的选定影响到材料的利用效率。R/r愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.8～2.0为最大，用于缓和冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/r=1.2～1.3(即1.25左右) [17

，18]

。

膜片弹簧大端半径即为摩擦片外径取R=170mm。而R/r=1.25，所以r=136mm。 4、膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角

膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α在10°～12°范围内选择。 取α=10°。

5、膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径

膜片弹簧小端半径 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。

分离轴承作用半径mm，取

为标准件， 应大于 。按华健外径选用

=22.5， 也应大于华健外径35

=20mm。

6、分离指的数目和切槽宽及半径

分离指的数目n多取为18；切槽宽 )> δ2的要求。

=3.2～3.5mm； =9～l0mm；半径 的取值应满足(r-

选取

=3.3mm， =9mm； =90mm，其满足(r- )> 的要求[17

，18，19]

。

7、支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径

支承圈平均半径量接近r；

与膜片弹簧与压盘的接触半径 的取值将影响膜片弹簧的刚度。 应略大于r且尽

应略小于R且尽量接近于R。

5.5膜片弹簧的Pro/E绘图过程

先拉伸出一个整体的外形如图5.6，图5.7所示，

图5.6膜片弹簧Pro/E建立过程1

图5.7膜片弹簧Pro/E建立过程2

然后对其进行抽壳处理如图5.8所示，

图5.8膜片弹簧Pro/E建立过程3

最后把不需要的部分剪切出去，留下分离指如图5.9所示。

图5.9膜片弹簧Pro/E建立过程4

5.6本章小结

本章膜片弹簧进行了设计优化。使其可以更好的在该设计的离合器中工作，提高离合器的使用寿命及工作效率。膜片弹簧本身就兼起压紧弹簧和分离杠杆作用，是离合器上最重要的部件，将其设计做好可以是离合器的各项性能得到大幅度的提高。 第六章 离合器操纵机构 6.1 对操纵机构的要求

1、踏板力要小，轿车：80～150N，货车：<150～200N。

2、踏板行程在一定的范围内，轿车：80～150mm，货车：<180mm。 3、摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。

4、有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。 5、应具有足够的刚度。 6、传动效率要高。

7、发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。

6.2操纵机构结构形式选择

常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。 6.3离合器操纵机构的主要计算

踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成： \\

* MERGEFORMAT 式中，S0f为分离轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为0～30mm；d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；△S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm，双片：△S=0.75～0.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸 液压式操纵机构示意 踏板力Ff可按下式计算

式中，F＇为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； \\* MERGEFORMAT 为操纵机构总传动比；

\\* MERGEFORMAT 为机械效率，液压式： 80%~90%；机械式：；Fs为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。

不考虑回位弹簧的作用，分离离合器所作的功 为 \\* MERGEFORMAT

式中， 为离合器接合状态下压紧弹簧的总压紧力。

在规定的踏板力和行程允许的范围内，驾驶员分离离合器所作的功不能大于30J。工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为5～8Mpa。

对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。 第七章 从动轴的计算 7.1离合器盖的设计

对离合器盖结构设计的要求：应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作性能， 增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。此可采取如下措施：适当增大盖的厚度，一般为2.5~4.

0mm；在盖上冲制加强肋或盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。应于飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。盖的膜片弹簧支承处应有高的尺寸精度。为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔或在盖上加设通风扇片。乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车泽常用铸铁件或铝合金压铸件。 7.2分离杠杆的设计 1、杆装置的结构设计要求：

1）分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时杠杆弯曲变形过大，减小了压盘的行程，使分离不彻底 。 2）应使分离杠杆的支承机构和压盘的驱动机构在 运动上不发生干涉。

3）分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的同一1平面，其高度差不大于0.2mm。（它的基本结构如下图）

4）分离杠杆的支承处应采用滚针轴承，滚销，或刀口支承，以减小摩擦和磨损。 5）应避免高速转动时，因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力。 6）为了提高散热能力，可将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。

分离杠杆主要由08低碳钢板冲压和35等中碳钢铸造形（锻件硬度为131~156HBS）。

拉式自动调心式分离轴承（右图）---------------- 拉式自动调心式分离轴承装置（右图）———— 分离轴承形式（a）（b）（c） 7.3套筒和分离轴承的设计 1、支承环

支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。 支承环一般采用3.0~4.0 的碳素弹簧钢丝。 2、分离轴承总成

分离轴承总成由分离轴承、分离套

筒等组成。分离轴承在工作中主要受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力在作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触退轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时，采用平端面或凹端面。 7.4本章小结

本章主要是对离合器总成的一些简单设计，包括离合器盖，分离轴承的计算和选取等。 结 论

本设计分析了本设计所要采用的离合器，对离合器进行了分类，阐述了轿车离合器的基本原理和组成，及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了离合器的成品图。

主要叙述了离合器的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的离合器结构形式，选取了拉式膜片弹簧离合器，并且带有扭转减振器，为后面的计算提供了理论基础。 在计算中，首先确定摩擦片外径尺寸，然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸，计算选择出其他部件的外形尺寸，再对其进行校核，确定是否能达到设计要求。设计包

括对从动盘总成的设计校核，对压盘的设计校核，对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成

在上述工作完成之后，通过计算机Pro/E软件的学习运用，对离合器总体装配图、从动盘总成、压盘、膜片弹簧、摩擦片进行了绘制，在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解，并且完善了计算部分的遗漏。

心得：这次的设计，可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议，对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器，提高该型汽车使用性，舒适性，并提高了汽车的工作效率的目的。通过这次毕设我体会到：在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 第一，接到任务以后进行选题。选题是毕业设计的开端，选择恰当的、感兴趣的题目，这对于整个毕业设计是否能够顺利进行关系极大。好比走路，这开始的第一步是具有决定意义的，第一步迈向何方，需要慎重考虑。否则，就可能走许多弯路、费许多周折，甚至南辕北辙，难以到达目的地。。因此，选；题时一定要考虑好了。

第二，题目确定后就是找资料了。查资料是做毕业设计的前期准备工作，好的开端就相当于成功了一半，到图书馆、书店、资料室去虽说是比较原始的方式，但也有可取之处的。总之，不管通过哪种方式查的资料都是有利用价值的，要一一记录下来以备后用。

第三，通过上面的过程，已经积累了不少资料，对所选的题目也大概有了一些了解，这一步就是在这样一个基础上，综合已有的资料来更透彻的分析题目。

第四，有了研究方向，就应该动手实现了。其实以前的三步都是为这一步作的铺垫。 Proe画图真的是比较艰难也不是一天两天的事，真的要好好积累一步步地做下去之后，你会发现要做出来并不难，只不过每每做一会儿会发现一处错误要修改，就这样在不断的修改调试，再修改再调试。我的心得也就这么多了，总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。在此要感谢我的指导老师对我悉心的指导，感谢老师给我这样的机会锻炼。在整个毕业设计过程中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中的探索的艰难和成功的喜悦。虽然这个项目还不是很完善，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。 参考文献

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/1hv7.html