离合器毕业设计设计

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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

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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

dTe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?Kmax ，

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。 1.3 单位压力P0

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

当D=>230mm时,则P0＝1.18/DMpa； 所以由于D＝350mm,取P0＝0.7Mpa.

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， 当0.7Mpa

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

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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：

X?[x1x2x3]T?[FDd]T

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

f(x)?min[?4(D2?d)]

22.3 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，

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vD??60nemaxD?10?3?65~70m/s

式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）; nemax为发动机最高转速（r/min） 所以vD??60nemaxD?10?3??60?3000?350?10?3?65m/s?70m/s，所以D<=414.01mm,

故符合条件。

2.3.2 摩擦片内、外径之比c

c=

dD?195350?0.55，满足0.53?c?0.70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＝0.6?1952?68.25(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P0

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P0的最大范围为0.1Mpa—1.5Mpa，

由于已确定单位压力P0＝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?4WπZ(D2?d)2???w?，其中

W=

?ne180022(marri0ig222)

ma为汽车总质量9310kg，rr为轮胎轨动半径485mm，ig为汽车起步时所用变速器挡位

的传动比7.6；i0为发动机转速7.31. W=

?ne180022(marrii220g2)?3.14*3000180022(9310*0.48529.31*7.31*7.6*7.6)?0.247Jmm

w?4WπZ(D2?d)2?0.247???w??0.25Jmm. 符合要求。

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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

Hh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

为1.5～2.0，板厚h为2～4mm 故初选h=4mm, 3.1.2

RrHh一般

=1.6则H=6.4.

比值和R、r的选择

D?d4?350?1954?136.25(mm)，

由于摩擦片平均半径Rc=

对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系R?Rc=136.25mm. 故取R=168mm,再结合实际情况取R/r=1.2,则r=140mm。 3.1.3 α的选择

α＝arctanH/(R-r)=arctan6.4/(168-140)≈12.88°，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r0 及分离轴承作用半径rf的确定

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－28） 推式： （D+d）/4<=<=D/2 1<=R-R<=7

1 0<=r1?r<=6 2.3??r1?rfR1?r1??4.5

r0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。初选r0=45mm，rf=48mm，r1=165mm

3.1.6 切槽

宽度δ1、δ2及半径re

取δ1＝3.2mm, δ2=10mm, re满足r-re>=δ2,则re<=r-δ2=140-10=130mm 故取re＝130mm.

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3.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知， R1和r1需满足下列条件： 1?R?R1?7 0?r1?r?6 故选择R1＝165mm，r1＝145mm.

3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线

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：

??Ehx1?ln(R/r)P1?f(x1)??2?26(1?b)?(R1?r1)?R?rx1R?r?2?(H?x1)(H?)?h ??R1?r12R1?r1??式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.0×105Mpa；

b――泊松比，钢材料取b=0.3；

R――自由状态下碟簧部分大端半径，mm； r――自由状态下碟簧部分小端半径，mm； R1――压盘加载点半径，mm； r1――支承环加载点半径，mm；

H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；

h――膜片弹簧钢板厚度，mm。

利用DPlot软件进行P1－x1特性曲线的绘制，曲线如下：

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利用DPlot软件找出最大压力点，正常压力点，压平点，最小压力，点摩擦后

的正常压力点。

X1H=(X1M+X1N)/2=4.575.mm X1B=(0.8︿1.0)X1H=4.12mm

X1M=3.34mm,F1M=16701.23N,X1N=5.81,F 1N=15098.37N FB1=16319.83N,FY=4866.72N FB1 >FY,所以满足要求 此时校核后备系数?

?=p*μ*Rc*Zc/Temax=16319.83*0.3*136.25*2/353000=1.49 满足要求；

3.3 强度校核

膜片弹簧大端的最大变形量?1N?4.6mm，

由公式4 .6.13(根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）)可知:

3r?rfrP2E1??2?B?????2h2???????R?r?H?1N1????1????????rlnR?R?r2R1?r1???r??????1N?1N?h???R?r?2r??R?r??1111????

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σB=1673Mpa得.许用值1500-1700MPa,故符合要求。

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

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－31）知，

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， Tj=(1.5～2.0) Temax 系数取1.5。

则Tj=1.5×Temax＝1.5×353＝529.5（N·m） 4.1.2 扭转刚度k?

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k??13 Tj

即k?＝?13Tj＝13×529.5＝6883.5（N·m/rad）

4.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ 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Tμ Tμ＝（0.06～0.17）Temax

取Tμ=0.1 Temax=0.1×353=35.3(N·m)

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， Tn满足以下关系： Tn＝（0.05～0.15）Temax 且Tn?Tμ＝35.3N·m

而（0.05～0.15）Temax＝17.65～52.95 N·m

则初选Tn＝25 N·m

4.1.5 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， R0的尺寸应尽可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2

则取R0=0.65d/2=0.6×195/2=68.25(mm),可取为68mm. 4.1.6 减振弹簧个数Zj

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根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－6）知， 当摩擦片外径D=325～350mm时， Zj=8～10 故取Zj=10

4.1.7 减振弹簧总压力F?

当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F?为 F?＝Tj/R0 ＝529.5/(68×10?3)

＝7.787（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， R1的尺寸应尽可能大些，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2

式中，d为离合器摩擦片内径

故R1=0.6d/2=0.6×195/2=68.25(mm)取68mm，即为减振器基本参数中的R0 4.2.2 单个减振器的工作压力P

P= F?/Z=7787/10=778.7 (N) 4.2.3 减振弹簧尺寸 1）弹簧中径Dc

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Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）弹簧钢丝直径d d=38PDc?[?]

式中，扭转许用应力[?]可取550～600Mpa,故取为550Mpa 所以d=

8?778.7?12?10?33??550?106=3.52mm符合d=3～4

3）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?及其布置尺寸R1确定，即 k=

k?1000R21n(N/mm)

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则K=

6883.51000?(68?10?3)?102?148.6(N/m)

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，

i?Gd438Dck?8.3?10?10?(3.52?108?(12?10?3346?3)4)?148.86?103?6.192

5）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)=7 减振弹簧最小高度

lmin?n(d??)?1.1dn=30.976mm

弹簧总变形量

△l=P/K=778.7/148.86=5.23mm

减振弹簧总变形量l0

l0=lmin??l=30.976+5.23=36.206mm

减振弹簧预变形量

?l?'TnkZR1=25/(148.86*8*0.068)=0.309mm

减振弹簧安装工作高度l

l?l0??l'=36.206-0.309=35.897mm

6）从动片相对从动盘毂的最大转角?

最大转角?和减振弹簧的工作变形量?l''(?l''??l??l')有关，其值为

??2arcsin(?l/2R1)=4.14°

\

7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙?1

?1?R2sin?

式中，R2为限位销的安装尺寸。?1值一般为2.5～4mm。 所以可取?1为4mm, R2为83mm.

8）限位销直径d'

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d'按结构布置选定，一般d'＝9.5～12mm。可取d'为10mm

5 从动盘总成的设计

5.1 从动盘毂

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.2×24=28.8mm。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－7查出从动盘毂花键的尺寸。

由于D=350mm,则查表可得，

花键尺寸：齿数n=10， 外径D'=40mm, 内径d'＝32mm 齿厚t=5mm,

有效齿长l=50mm, 积压应力?c=13.2Mpa

花键尺寸选定后应进行挤压应力?j和剪切应力?j校核： ?j?8Temax(D?d)Znl22?8?353(40?32)?1?10?5022?9.8Mpa?[?j]?30Mpa

?j?4Temax(D?d)Znlb?4?353(40?32)?1?10?50?5?7.8Mpa?[?j]?15Mpa

符合要求。

5.2 从动片

从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。 材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为35～40HRC 5.3 波形片和减振弹簧

波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm,硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。

6 压盘设计

6.1 离合器盖

应具有足够的刚度，板厚取9mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。 6.2 压盘

6.2.1 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。

另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。

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6.2.2 压盘几何尺寸的确定

传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2?105M Pa

6.3 传动片

由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。

传动片可选为3组，每组3片，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。 6.4 分离轴承

由于nemax=3000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。

小结

在老师的指导下，我圆满完成了本次设课程计。在设计过程中，得到了张亮老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！

本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AUTOCAD软件设计一个载重9.31吨的载重汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。

本次设计我利用AUTOCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。

这次设计内容要求较多，涉及范围较广，比如材料力学、汽车构造、CAD制图软件、汽车设计、一些生产工艺等，但它使我对实际项目的设计过程有了充分的了解。作为设计人员，必须充分考虑车间加工及客户使用要求。另外，也加深了我对一些相关知识的了解，因先前课本上学到的基础知识中，很多零部件的型号及标准都已更换，其材料选择、处理工艺等都已改进提高，可见我在这方面的认知度还不够。设计不是想

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当然的事，我们只有首先了解到加工工艺，国家相关标准，你设计出的产品才是一件成功的产品。

在为课程设计写说明书时，为了让说明书内容更充实，使自己的书面语言更趋向于专业化，我们组到图书馆去借了相关的书籍来翻阅。在查找资料、阅读资料的同时，我还知道了更多以前课本上没有学到过的知识。我不仅把离合器的相关知识理解得更透彻，还加深了对《汽车设计》这门课的认识。

总之，此次设计另我收获颇多，我发现自己的专业知识还很欠缺，尤其是实际运用能力不足。自己的知识结构还需不断拓宽，分析问题和解决问题的能力还需进一步提高，以后还需要不断学习和加强锻炼。

在设计过程中，张老师给予了我的大量指导和帮助，对此，我再次表示谢意！由于我的水平有限，设计中难免存在缺点和错误，殷切欢迎老师进行批评和指正。

参考文献

[1] 王望予，汽车设计 第4版[M]，北京: 机械工业出版社, 2006。 [2] 陈家瑞，汽车构造[M]，北京：机械工业出版社出版，2005。 [3] 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，2000。

[4] 徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，1984。 [5] 申永胜，机械原理教程[M]，北京：清华大学出版社，2004。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/ko32.html