沈阳理工汽车设计说明书

沈阳理工大学车辆工程课程设计

1、概述

以内燃机为动力，采用离合器的汽车机械传动系中，离合器处于传动系的首

端，早期离合器的结构形式是锥形摩擦离合器。锥形摩擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其最大缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器再结合也不够柔和，容易卡住。

此后，在油中工作的即所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形离合器。但是多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油黏住（尤其是在冷天油液变浓时容易发生），致使分离不彻底，造成换挡困难。所以，它又被干式所取代。多片干式的主要优点是由于接触面数多，故结合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但是因为片数多，从动部分的转动惯量也大，还是感到换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨损，甚至烧伤和碎裂。如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底。

实际经验是人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有转动惯量小，散热性好，结构简单、调整方便、尺寸紧凑分离彻底等优点。而且只要在结构上采用一定的措施，也能使其结合平顺。因此，它不仅极为广泛的用在小轿车及中小型载重汽车上，今年来在大型载重汽车上（当发动机的最大扭矩小于100kg.m时）上的应用也日益增多。

如今，单片干式摩擦离合器在结构上设计方面相当完善：采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的结合平顺性；离合器中装有扭转减震器，防止了传动系的共振，减小了噪音；以及采用了摩擦较小的分离机构等。

随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断的改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看，今年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率的转速不断的提高，载重汽车趋于大型化，国内也有类似情况。此外，离合器的使用条件也日酷一日。因此，增加离合器的扭转能力，提高其使用寿命，简化操作（在某些车型上以至向自动操作发展），已成为离合器目前发展的趋势。

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1.1离合器设计的基本要求：

1) 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储

备，又能防止过载。

2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。 3) 分离时要迅速、彻底。

4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减

小同步器的磨损。

5) 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿

命。

6) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

7) 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。 1.2技术参数:

车型：轿车

整车质量（kg）： 1145

最大转矩／转速（N·m／rpm）：289/3900 主减速比：3.684 一挡速比：3.32 滚动半径（mm）：292 1.3膜片弹簧离合器结构

膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。 1) 离合器盖

离合器盖一般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2) 膜片弹簧

膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其

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截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。 3) 压盘

压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4) 传动片

离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。 5) 分离轴承总成

分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面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弧形端面。 1.4膜片弹簧离合器的优点

膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： 1) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；

2) 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，

零件数目少，质量小；

3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；

4) 膜片弹簧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) 易于实现良好的通风散热，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膜片弹簧离合器的工作原理

由图1.1可知，离合器盖1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧3

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被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘5的压紧力，使得压盘与从动盘6摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力

（1）接合位置 （2）分离位置

1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴

图1.1膜片弹簧离合器的工作原理图

要分离离合器时，将离合器踏板8踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成7前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。

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2、离合器基本结构

2.1确定摩擦片外径D及其他尺寸

2.1.1摩擦片外径D及内径d的确定： 由经验公式：

D=KDTemax=14.6×289

=248.2mm.

式中：Temax——发动机最大转矩（N.m）

KD——直径系数

根据实际情况按照统一标准，确定离合器的基本尺寸如下：

外径D=295mm； 内径d=175mm； 片厚h=3.5mm； 内外径比值c’=0.6

2.1.2摩擦片材料、紧固方法以及要求：

摩擦片的工作条件是比较恶劣的，为了保证它能够长期稳定的工作，根据汽车的使用条件，摩擦系数值比较稳定，不受工作温度、滑磨速度、单位压力变化的影响，摩擦片的性能应满足以下几方面的要求：

① 足够的耐磨性，尤其是在高温时应耐磨；

② 足够的机械强度，尤其是高温时的机械强度应较好； ③ 稳定性好，要求在高温时的粘合剂较少，无味，不易烧焦； ④ 磨合性好，不致刮伤飞轮以及压盘等零件的表面； ⑤ 油水对摩擦性能的影响应较小； ⑥ 结合时应平顺而无咬住或抖动的现象。

摩擦片采用目前最广泛的石棉塑料摩擦片是有耐磨以及化学稳定性都比较好的石棉与粘合剂以及其他辅助材料混合热压制成，其摩擦系数大约为0.3左右。

摩擦片和从动盘之间有两种紧固方法；铆接和粘接。

本次设计采用铆接法，其优点是可靠及磨损后换装摩擦片很方便。摩擦片上开有斜槽，其作用为：散热和排屑。

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2.1.3摩擦片的最大圆周速度的检验：

为了避免在发动机转速比较高时摩擦片飞离，一般允许最大圆周速度为65—70m/s之间。因为发动机的最高转速一般比最大功率时的转速要高10%，所以摩擦片外缘处最大速度为:

Vmax=(1+10%)?.D.Ne/60=(1+10%)?×295×10-3×3900/60

=66.23m/s.

式中：D——摩擦片外径（mm）

Ne——发动机最大功率时的转速（r/min） 由于Vmax在65-70m/s之间,所以索取的基本尺寸合格。

2.2确定离合器后备系数?

后备系数是离合器的一个重要的参数，它反应了离合器传递发动机最大转矩的能力和可靠程度，小轿车的后备系数?=1.3-1.75，由于发动机后备功率较大，使用条件比较好，因此可以选取较小的后备系数，使离合器结构重量轻，操纵轻便。初选?=1.4。

2.3确定单位压力P0

摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。

离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。选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系数等因素。

Tc=?Temax?1.4?289?404.6N?m

fp0ZD3(1?d3Tc??12)D3?

p0?12?Tc3f?ZD3(1?dD3)?12?404.630.3???2?2953(1?1756

2953)?0.13MPa

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式中，f为摩擦因数取0.3；

p0为单位压力（MPa）

Z为摩擦面数取2；

D为摩擦片外径取295mm；

d为摩擦片内径取175mm；

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0.10～1.5Mpa，

由于已确定单位压力P0＝0.13Mpa，在规定范围内，故满足要求

2.4摩擦片的材料选取

摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：

⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。

⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。

⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好

⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 ⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小

⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象

由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。

2.5单位摩擦面积传递的转矩Tc0

根据文献[2]式（2－11）知

Tc0=

4Tc4?404.6?0.0045(N·m/mm2) ?2222?Z(D?d)??2?(295?175)7

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式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩404.6N?m； 根据文献[2]表（2－5）知，

当摩擦片外径D?210mm时，[Tc0]=0.35 N·m/mm2>0.0045N·m/mm2， 故符合要求

2.6单位摩擦面积滑磨功

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]。

根据文献[2]式（2－13）汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：

22marr2π2ne3.142?200021145?0.292W = (22)ziyou = () =14298.9(J) 223.323..68418001800i0ig式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)

ma 为汽车总质量取1145kg； rr 为轮胎滚动半径0.292m；

ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.32； i0为主减速器传动比3.684；

ne为发动机转速(r/min),乘用车ne取2000 r/min; 根据文献[2]式（2－12）

w =

4W4?14298.9 = = 0.16 22223.14?2(295?195)πZ(D?d)式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取14298.9J 满足w < [w] = 0.4 0J/mm2要求。

摩擦片的相关参数如表1

表1

摩擦片外径D 295mm

摩擦片内径d 175mm

后备系数β

1.4

8

厚度b 3.5

单位压力Po 0.13MPa

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3、离合器零件的结构选型及设计计算

3.1膜片弹簧的设计

3.1.1 截锥高度H与板厚h比值

H和板厚h的选择 hHh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一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm 故初选h=2.5mm,

H=1.6则H=1.6h=4mm. h3.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和

R比值 rdD?d295?175??117.5(mm)， 当?0.6时，摩擦片平均半径Rc=44D对于拉式膜片弹簧的R值，应满足关系r?Rc=117.5mm 故取R=120,再结合实际情况取R/r=1.26,则r=95mm。 3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角

?的选择

?＝arctanH/(R-r)=arctan4/(120-95)≈9.17°，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 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=95-10=85mm 故取re＝80mm.

3.1.6 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定

根据文献[1]知，R1和r1需满足下列条件：

1?R?R1?7 0?r1?r?6

故选择R1＝115mm， r1＝100mm.

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3.1.7材料的选用：

由于弹簧簧丝直径不大，周围环境的工作温度也在正常范围之内，所以弹簧的材料大都选用65Mn钢或碳素弹簧钢。锰钢弹簧与碳素弹簧钢比较，优点是淬透性好和强度较高，脱碳倾向小，但是有过热敏感性和回火脆性的缺点。锰钢弹簧价格也便宜，原磁疗易得，故很适合于做离合器弹簧。本次选用65Mn钢为弹簧材料。

膜片弹簧的相关参数如表2

表2 截锥高度H 4mm

板厚h 2.5mm

分离指数n

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圆底锥角?

100C

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3.2从动盘设计

图3.1 带扭转减振器的从动盘及分开式弹性从动片

3.2.1从动盘的结构和组成：

从动盘有两种结构形式，带扭转减振器的和不带扭转减振器的。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻。但是目前小轿车上无一例外的都采用带扭转减振器的从动盘（如图3.1 所示），用以避免汽车传动系统的共振缓和冲击，减少噪音，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适型，并使汽车起步平稳。因此，本次设计采用带有扭转减振器的从动盘。

从动盘是由从动片、摩擦片、从动盘毂三个基本组成部分组成。在带有扭转减振器的从动盘中，其从动盘和从动盘毂之间是通过减振弹簧弹性的连接在一起。

当传动系发生扭转振动时，从动片和减震盘相对于从动盘毂的扭转振动能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。摩擦片用铆钉与波形片连接。波形片与从动

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片相铆接。减振盘与从动毂铆接在一起。同时铆钉也是限位销。 3.2.2从动盘设计要求：

(1)为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能的小； (2)为了保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应具有弹性；

(3)为了避免传动系的扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘中应该装有扭转减振

器。

3.2.3从动片设计：

设计从动片时要尽可能的减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。因为在汽车在行驶换挡时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要发生变化，这样将会引起惯性力，而使变速器换挡时齿轮间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与从动盘的转动惯量成正比，因此为了减小转动惯量，从动片一般都做的比较薄，通常是用1.3-2mm厚的钢板弹簧冲压而成，本次设计采用2mm后的钢板弹簧冲压。

为了使离合器结合平顺，以保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的从而保证了离合器所传递的力矩缓和增长。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的均匀磨损。既有轴向弹性的从动片有以下三种结构形式：

① 整体式弹性从动片； ② 分开式弹性从动片； ③ 组合式弹性从动片。

整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，但是其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度都完全一致。为了消除这个不足，从动片采用分开式的结构，波形片的从动片分开制作。然后铆接在一起，由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成的，故其刚度比较一致。另外，这种结构的从动片也容易得到较小的转动惯量。这种从动片在轿车上采用较多，组合式弹性从动片常用在中型车上，本次设计选用分开式从动片，为了安装减震弹簧，本从动片上开6个窗孔。从动片用低碳钢板作为材料。

在设计时为了保证从动片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可以取为0.8-1.1之间，本次设计方案选取为1.0mm,片厚为0.75mm，材料为弹簧钢板，从动盘轴向弹性的变化规律即轴向加载与其变形的关系，其大致的趋向是抛物线

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形，即在开始时力较小。而后随着变形的增加，力的增长很快，最后被压平。

3.3从动毂设计

从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax由文献[2]表3-1选取如表4

表4

摩擦片外

发动机最大转

齿数n

外

径

花键尺寸 内

径

齿t/mm

5 厚

有效尺长l/mm 40

12.5 挤压应力

径 矩

Temax/(N·m)

304

?c/MPa

D/mm 300

D’/mm

10

40

d’/mm 32

3.4压盘设计

图3.2 压盘的驱动方式

（a）凸块—窗孔式；（b）传力销式

压盘的设计包括传力方式的选择以及其几何尺寸的确定两个方面。 3.4.1压盘传力方式的选择：

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，本次设计采用传动片式传力机构。由弹簧钢带制成。一段铆接在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上。为了改善传动片的受力状况，它一般都沿着圆周切向布置。这种连接方式简化了压盘的结构，降低了对装配精

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度的要求，并且有利于压盘的定中。本次设计采用三个凸台三组传动片，每组两个，共六片的结构。

压盘的结构形状除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关，在采用沿圆周布置的圆柱螺旋弹簧作压紧弹簧时，压紧盘上应铸有圆柱形凸台作为弹簧的导向座，材料为铸铁。 3.4.2压盘的结构设计与选择

根据文献[2](2-44)式

t =

?Wmc (1)

D2?d2m = V?=h()?? (2)

4由(1)式和(2)得

t =

?WD2?d2h()??c4 =

0.5?14298.9=2.9?C

2952?175215()??7800?481.44式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=14298.9J

γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. γ=0.5； m为压盘质量(kg) V为压盘估算面积；

c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg·?C)；

?为铸铁密度，取7800 kg/m3；

D为摩擦片外径取200mm；

d为摩擦片内径取140mm； h为压盘厚度，取=15 mm； t为压盘温升（?C）

满足压盘温升不超过8~10?C要求。

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3.5离合器盖设计

离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支撑壳体。本设计时应特别注意以下问题： 3.5.1刚度：

离合器分离杠杆支撑在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时还可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。为了减轻重量和增加刚度，小轿车的离合器盖常用厚约为3-5mm的低碳钢板（08钢板）冲压成复杂形状。 3.5.2通风：

为了加强离合器的冷却，离合器盖上开有通风口。此通风口同时起到了方便安装的作用，本次设计采用三个窗口通风，同时，凸台伸出窗口。 3.5.3对中：

离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对飞轮轴线必须要有良好的对中性，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的正常工作。因此要采用定位销定位对中。

综上所述，本次设计的离合器盖采用08钢板弹簧冲压而成，板后为4mm,根据结构需要冲压成相应的形状。

3.6分离装置设计

离合器分离装置包括分离杆，分离轴承和分离套筒。本次是分离杠杆的设计。 分离杠杆结构形式的选择：在周置压簧离合器中一般采用3-6个分离杠杆。本次设计采用3个分离杠杆，采用冲压加工制成，又因为摆动式的分离杠杆是由钢板弹簧冲压而成，结构比较简单，分离杆在压盘上的支撑方法也很简单，此外，它具有磨损小，调整方便等优点，目前在中小型汽车上采用较多。因此本次设计选用次型式的分离杠杆。

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3.7扭转减振器设计

图3.3 扭转减振器

3.7.1扭转减振器的结构：

本次采用弹簧摩擦式扭转减振器设计方案（如图3.3所示）。使从动片与从动盘毂弹性的连接在一起的。从而改变了传动系统的刚度，同时，从动片、减振盘、与从动盘毂之间还装有减振摩擦片，作为振动能量消耗器。当传动系统中有扭转振动时，通过摩擦片与相邻件的相邻运动，使振动能量转化为热能，使振动衰减。从动片与减振盘毂铆接在一体，从动盘毂上开有相应的缺口，在缺口与限位销之间留有间隙，允许从动片与从动盘毂之间有一定的相对运动。同时限制了减振弹簧的最大变形量，以免过载。同时采用调整垫片和碟形弹簧来调整减振器减振摩擦片的预紧力的大小。目的是为了在阻尼片磨损后，保证预紧力变化不大。 3.7.2主要参数的选择：

由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。 极限转矩Tj

根据文献[2]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

对于乘用车，系数取2.0。

则Tj=2.0×Temax＝2.0×289＝578（N·m）

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扭转刚度k?

根据文献[2]（2－35）可知，由经验公式初选

k??13 Tj

即k?＝?13Tj＝13×578＝7514（N·m/rad） 阻尼摩擦转矩Tμ

根据文献[2]式（2－36）可知,可按公式初选Tμ

Tμ＝（0.06～0.17）Temax

取Tμ=0.1 Temax=0.1×102=28.9(N·m) 预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

根据文献[2]式（2－37）知， Tn满足以下关系：

Tn＝（0.05～0.15）Temax且Tn?Tμ＝28.9 N·m 而Tn＝（0.05～0.15）Temax＝14.45～43.35N·m

则初选Tn＝35N·m 减振弹簧的位置半径R0

根据文献[1]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=0.60×175/2=52.5(mm),可取为55mm. 减振弹簧个数Zj

根据文献[1]表（2－6）知，当摩擦片外径250?D?325mm时，

Zj=6～8

故取Zj=8

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＝578/(55×10?3)＝10.5091(kN)

减振弹簧的计算

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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。 减振弹簧的分布半径R1

根据文献[1]）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=0.60/2=0.63×175/2=55.1(mm)，即为减振器基本参数中的R0 单个减振器的工作压力P

P= F?/Z=10509.1/8?1313.6(N) 减振弹簧尺寸 1）弹簧中径Dc

根据文献[1]知，其一般由布置结构来决定，通常

Dc=11～15mm

故取Dc=11mm 2）弹簧钢丝直径d

d=38PDc=3.95mm ?[?]式中，扭转许用应力[?]可取550～600Mpa,故取为550Mpa d取4 mm 3）减振弹簧刚度k

根据文献[1]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=

7514k???310.4(N/mm) 2?321000?(55?10)?81000R1n4）减振弹簧有效圈数i 根据文献[1]知，

Gd48.3?104?(3.95?10?3)4i???6 3?3338Dck8?(11?10)?310.4?105）减振弹簧总圈数n

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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)=8 减振弹簧最小高度

lmin?n(d??)?1.1dn=21.78mm

弹簧总变形量

?l?P1313.6??34.2320mm k310.4减振弹簧总变形量l0

l0=lmin??l=34.76+4.2320=38.99mm

减振弹簧预变形量

?l'?35Tn=?0.2562mm kZR1310.4?8?55减振弹簧安装工作高度l

l?l0??l'=38.99-0.2562=38.73mm

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)=4.6096°

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3mm, R2为52mm. 8）限位销直径d'

d'按结构布置选定，一般

d'＝9.5～12mm。

可取d'为10mm

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扭转减振器相关参数表3

表3

极限转矩Tj 阻尼摩擦转矩Tμ 预紧转矩Tn 减振弹簧的位置半径R0 减振弹簧个数Zj 578 N·m

29.8N·m

36 N·m

55mm

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3.8离合器的平衡

为了保证离合器工作的平稳性，离合器的旋转零件和总成均应进行静平衡计算，这对高速发动机来说尤其重要。

消除不平衡的方法：可在相应零件上钻孔（如在弹簧导向座上钻孔，或在压盘外圆上钻孔等），或加平衡块（一般加在从动盘上）。

离合器总成与飞轮的相对位置靠定位销来保证，最后还必须对离合器总成与曲轴飞轮一体进行动平衡。

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小结

在老师的指导下，和同组搭档的共同努力下，我们圆满完成了本次课程设计。 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软件设计一个轿车螺旋弹簧离合器总成，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。

虽然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。

自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用课程设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些新的设计方法。尤其是在画图方面，进一步熟练、巩固，这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了基础。

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参考文献

[1].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 [M].北京：清华大学出版社,2005

[2].王望予.汽车设计[M]. 北京：机械工业出版社，2007 [3].陈家瑞.汽车构造[M].北京：人民交通出版社，2002 [4].刘惟信.汽车设计 [M].北京：清华大学出版社,2001

[5].巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳：东北大学出版社,2006

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