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1、 汽车设计课程设计题目: 汽车离合器设计 专 业： 车辆工程 班 级： 083班 学 号： 200800205* 姓 名： 姚* 指导老师： 韦* 完成日期： 2011年11月15日 一、目录二、前言2三、正文.3任务与背景分析3（1）根据已知参数，确定离合器形式4（2）离合器主要参数的确定42.1 后备系数42.2 单位压力42.3 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b42.4 摩擦因数f、离合器间隙t5（3）摩擦片尺寸校核与材料选择。53.1 判断d/D：53.2 判断D是否符合要求：53.3 判断d是否符合要求：5扭转减震器的设计：6（4）扭转减震器选型：7扭转减震器主要参数的确定6（5）减
2、震弹簧尺寸确定7减振弹簧的分布半径R07减振弹簧尺寸7弹簧中径Dc7单个减震器的工作压力P7弹簧钢丝直径d8减振弹簧刚度k8减振弹簧有效圈数8减振弹簧总圈数n8减振弹簧最小高度8全部减震弹簧总的工作负荷8单个减震弹簧的工作负荷P8减震弹簧总变形量9减震弹簧自由高度9减震弹簧预变形量9减震弹簧安装高度9从动片相对从动毂的最大转角9（6）膜片弹簧的设计96.1 膜片弹簧的基本参数的选择96.1.1 比值 和h的选择96.1. 2比值和R、r的选择106.1.3 的选择106.1.4 分离指数目n的选取106.1.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定106.1.6 切槽宽度1、2及半径
3、106.1.7 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定116.2 膜片弹簧的弹性特性11136.3.1 B点：136.3.2 A点：146.3.3 C点：146.4 强度校核14（7）从动盘总成的设计157.1 从动盘毂157.2 从动片167.3 波形片和减振弹簧16（8）压盘设计168.1 离合器盖168.2 压盘16分离轴承17(9) 总结17（10）致谢17（11）参考文献17二、前言设计的背景：离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合
4、器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、散热通风性能好、使用寿命长，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。（汽车构造第五版下册）设计的目的和意义：本次设计，我力争把离合器设计系统化，让离合器在任何行驶条件下，既能可靠的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。结合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。分离是要迅速、彻底。从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。
5、应有猪狗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。操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。为离合器设计者提供一定的参考价值三、正文设计任务书1）广泛查阅离合器资料，参考车型，根据使用条件，确定离合器结构，进行膜片弹簧离合器的总体结构设计。2）确定膜片弹簧的结构参数，对压盘、摩擦盘和离合器壳体的结构、参数进行选择，对主要的零部件进行强度计算。3）绘制一张（A3图纸）离合器膜片弹簧图。5）完成设计说明书。任务与背景分析由于本人学号在班上的排名为23，所以选择方案：汽车型号发动机最大功率整备质量发动机最大扭矩轮胎规格 最高车
6、速车轮半径最高转速后桥主减速器比载重量变速器挡的传动比本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，是操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼其压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著的缩短了其轴向尺寸；另外，由于
7、膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断的提高，因而这种离合器在轿车及微型轻型客车上得到了广泛的应用，而且逐渐扩展到了载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一个结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求有有利于压盘定中。（1）根据已知参数，确定离合器形式从动盘数：由于设计的是乘用车，发动机扭矩一般不大，所以选择：单片离合器。压紧弹簧和布置形式选择：综上所述，本次设计选择推式膜片弹簧离合器。离合器设计：（2）
8、离合器主要参数的确定 后备系数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），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故初取。 单位压力查汽车设计表2-2,选择粉末冶金材料铁基，取： 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b查汽车设计表2-3，得乘用车的直径系数由公式估算得：根据汽车设计课程设计指导书（王国权，龚国庆编著，机械工业出版社出版）表2-5可知，摩擦片（圆环形）推荐值外径D/mm内径d/mm厚度t/mm单面面积a/cm2225150221250155302取D=250mm，d=155 摩擦因数f、离合器间隙t5 离合器间
9、隙一般为34mm， 此处取 t=3mm选用单片从动片所以摩擦面数取 Z=2（3）摩擦片尺寸校核与材料选择。3.1 判断d/D：因为：d/D=155/250=0.62, 符合d/D=0.70)的要求！3.2 判断D是否符合要求： 因为发动机的最高转速为：6000(r/min), 故根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）公式（2-10）得： 所以D当慎重选择！3.3 判断d是否符合要求： 为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm即：d2R0+50mm先确定R0：一般 R0=（0.60-0.75）d/2，此处取：R0d/2，所以：R0=0.60*155
10、/2=4(mm)，即： 2R0+50=143mm，而d=155mm，所以：d2R0+50mm符合！（参考：汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）-Page62）3.4 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，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许可值，即： ， ，W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可以由下式求的： 计算时，对于乘用车ne=2000r/min，由以上公式求得：W= （J），w= 0.23（J/mm2,），所以：w=，则 x1,f=fminbnd(fun,1,3)x1 =f = -3.8708e+003N点：fun=inl
11、ine(pi*(2.1*105)*2.5*x1/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( -x1*(120-97)/(119-98)*(-(x1/2)*(120-97)/(119-98)+2),x1); x1,f=fminbnd(fun,4,6)x1 =f = 3.1989e+003M点P1：(pi*(2.1*105)*2.5*2.6372/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( -2.6372*(120-97)/(119-98)*(-(2.6372/2)*(120-97)/(119-98)+2)ans = 3.8708e+00
12、3B 点P1：(pi*(2.1*105)*2.5*/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( -*(120-97)/(119-98)*(-(/2)*(120-97)/(119-98)+2)ans = 3.6872e+003A 点P1：(pi*(2.1*105)*2.5*/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( -*(120-97)/(119-98)*(-(/2)*(120-97)/(119-98)+2)ans = 3.7106e+003C点P1：(pi*(2.1*105)*2.5*5.49/(6*(1-0.32)*log(120
13、/97)/(119-98)2)*( -5.49*(120-97)/(119-98)*(-(5.49/2)*(120-97)/(119-98)+2)ans = 3.e+003得坐标：M点（, 3.8708e+003）,N点（, 3.1989e+003）,C点（, 3.2469e+003）特性曲线如下图：6.3膜片弹簧工作点位置的选择6.3.1 B点：通过膜片弹簧的特性曲线，由MATLAB得：由特性曲线图可查得膜片弹簧在B点的压紧力：校核后备系数： 计算时一般取 0.25-0.30 ，此处取：1.49在范围：内，所以合格！6.3.2 A点： 由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知
14、： 为每摩擦工作面最大允许磨损量（珋钉头外露），考虑到弹力衰减，A点（1.99，3.7106e+003）处的膜片弹簧预紧力较B（，3.6872e+003）点略高，所以 符合要求！6.3.3 C点：由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，它一般在特性曲线凹点附近，此时分离力较小，C点位置确定于压盘升程 为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取：0.751mm，此处取 由汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式子（2-18）得：所以：膜片弹簧大端的最大变形量（离合器彻底分离时） 强度校核 由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，膜片弹簧最大应力发生在离
15、合器分离状态时，因此只需校核离合器在分离状态时B点(汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）图2-13)的当量应力是否符合要求即可。膜片弹簧大端的最大变形量:1C=5.49mm，对应的力P2=3N由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）公式（4.6.8）知:推式膜片弹簧宽度系数：由汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）公式）：=1MPa15001700MPa所以强度符合要求!（7 ） 从动盘总成的设计7.1 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，以免在32=。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2
16、632HRC。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27查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=250mm，发动机最大转矩Te=138 N*m则查表2-7可得：从动盘外径D/mm发动机最大转矩Te/(N*m)花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力Mpa22514710322643011.3250196103528435取花键尺寸：齿数n=10， 外径=32mm, 内径26mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=30mm, 积压应力Mpa7.2 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），
17、厚度为取为,表面硬度为3540HRC7.3 波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn,厚度取为1mm,硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。（8） 压盘设计8.1 离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取4mm，乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。8.2 压盘8.2.1 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。根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）P77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。8.2.2
18、传动片根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）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4片，每片厚度为，一般由弹簧钢带65Mn制成。8.3分离轴承由于=6000r/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。(9) 总结本次课程设计中，设计的是推式膜片弹簧离合器。这种离合器具有较理想的非线性弹性特性，压力分布均匀、摩擦片接触良好、磨损均匀，设计简单、安装容易、膜片弹簧外径相对较小、夹紧载荷相对较小等诸多优点。在设计工作中，我认真负责、积极而勤奋的完成每一项任务。在困难面前，我不怕挫折，在数据计算的时候，往往一
19、处细小的错误都将颠覆前面所有的工作，但是我没有气馁，一鼓作气，重新再来；画图的时候，不断摸索、学习，遇到无法突破的瓶颈时候，和同学集思广益、共同解决问题。这用到的不仅仅是勇气、决心与耐力，更是让我明白了找方法使效率与资源利用率最大化的智慧。对于本人来说，主要在三方面有所进步。首先，学会做人，即学会与人沟通、与人协作。其次，学会做事。即做事情需要的不仅仅是毅力与执着，更要讲究方法技巧与专业知识的运用。只有这样，将智慧与恒心结合，才能取得最终的成功。第三，学会学习。一周的课程设计，是一个不断学习与进步的过程。有关设计的专业知识在反复的运用中被扎实的掌握，我增添了一份面对未知的信心，因为这次的设计不仅让我学到了知识，而且更让我学到了怎样去学习。（10）致谢经过努力，设计工作终于接近了尾声。设计的顺利完成，除了我个人的努力外，更多的功劳要归功于我们的课程老师韦老师。在此，我要感谢我的任课老师韦志林老师！谢谢你在百忙之中对我们的指正和教导，也因此使我在设计后的学习与人生的道路上向着更高更深层次地方向前进！（11）参考文献2 王望予，汽车设计，机械工业出版社，2011.63 陈家瑞，汽车构造，人民交通出版社，2009.65王国权，龚国庆。汽车设计课程设计指导书，机械工业出7孙德志，张伟华，邓子龙。机械设计基础课程设计，科学出版社，