2022年汽车离合器课程设计 .pdf

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1、汽车离合器设计课程设计说明书实训类别：汽车离合器课程设计院别：机电学院专业：车辆工程班级：10 车辆本姓名：吴奕琦学号：2010095243030 指导教师：朱玉平教务处制二 0 一三年六月二十八日名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 20 页 - - - - - - - - - 1 摘要离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递， 保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分

2、离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。本文通过对整车参数的分析，并在拆装车轻型膜片弹簧离合器及对其进行结构分析的基础上， 对轿车离合器进行重新设计，使得轿车离合器设计更合理。首先对货车离合器的结构型式进行合理选择，主要是对从动盘数及干湿式的选择、压紧弹簧的结构型式及布置和从动盘的结构型式选择，并利用 cad 电子图板软件绘制轿车膜片弹簧离合器装配图；再进行离合器的基本结构尺寸和参数的选择及计算；最后进行离合器零件的结构选型及设计计算，主要是对从动盘总成设计，压盘、传力片的设计校核

3、，膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核，并绘制离合器零件图。关键字：轿车离合器，膜片弹簧，设计，校核名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 20 页 - - - - - - - - - 目录摘要 . 1 目录 . 1 1.绪论 . 1 1.1 离合器概述 . 1 1.2 拉式膜片弹簧离合器的优点. 1 2.离合器结构方案选取. 1 2.1 离合器车型的选定. 1 2.2 离合器设计的基本要求. 1 2.3 离合器结构设计. 2 2.31 摩擦片的选择:单片离合器

4、 . 2 3.离合器基本参数的确定. 3 3.1 摩擦片主要参数的选择. 3 3.2 离合器后备系数的确定 . 4 3.3 单位压力 P 的确定 . 5 4.离合器从动盘设计. 5 4.1 从动盘设计 . 5 4.1.1 从动盘的选择和设计. 5 4.1.2 从动盘毂的设计. 6 4.1.3 摩擦片材料的选取及与从动片的紧固方式. 7 5.离合器压盘的设计. 7 5.1 压盘的传力方式的选择:传动片式 . 7 5.2 压盘的几何尺寸的确定. 7 5.3 压盘传里片的材料选择. 7 5.4 压盘的升温校核. 8 5.5 离合器盖的设计. 8 6.离合器膜片弹簧的设计. 9 6.1 膜片弹簧主要数

5、据的选择. 96.1.1H/h 值的选择 . 9 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 20 页 - - - - - - - - - 6.1.2 比值 R/r 值的选择 . 9 6.1.3 圆锥底角的确定. 9 6.1.4 切槽宽度 . 10 6.1.5 压盘加载点半径L和支撑环加载点半径e的确定 . 10 6.1.6 公差与精度 . 10 6.2 膜片弹簧的设计. 10 6.3 膜片弹簧的载荷和变形关系. 11 结论 . 15 参考文献 . 16 致谢 . 1

6、6 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 20 页 - - - - - - - - - 1 1.绪论1.1 离合器概述离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。 为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于

7、离合器基本参数和主要尺寸。1.2 拉式膜片弹簧离合器的优点与推式相比，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，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约%30%25；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片

8、弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。2.离合器结构方案选取2.1 离合器车型的选定其基本参数如下：发动机型号发 动机 最 大转矩【Nm/(r/min)】传动比驱 动 轮类 型 与规格汽 车 总质量（Kg）使用工况离合器形式1 挡主 减速比492QA2E 179.3/2500 5.594 4.875 6.50-15-10PR 3700 城乡单片名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 20

9、 页 - - - - - - - - - 2 2.2 离合器设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求： 在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。 分离要迅速、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，便于换挡和减小同步器的磨损。 具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 作用在从动盘上

10、的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 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。 结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。2.3 离合器结构设计2.31 摩擦片的选择 :单片离合器单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑， 散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。对乘用车和最大质量小于7t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。所以选择单片式离合器，材料选择粉末冶金材料。2.32 压

11、紧弹簧布置形式选择 : 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。膜片弹簧有以下优点： 由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 20 页 - - - - - - - - - 3 弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力； 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作

12、用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小； 高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命； 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 平衡性好； 有利于大批量生产，降低制造成本。拉式膜片弹簧离合器（图 1）拉式膜片弹簧单支承环形式 ( 图 2）2.3.3 压盘的驱动方式的选择：弹性传动片驱动压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动方式，传动片

13、式此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，简单可靠，寿命长。3.离合器基本参数的确定3.1 摩擦片主要参数的选择摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。摩擦片外径D（ mm）也可以根据发动机最大转矩maxeT（N.m）按如下经验公式选用maxeDTKD（3.1 ）由选已知得maxeT=179.3Nm，式中，DK为直径系数，取值范围见表3-1 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 7 页，共 20 页 - - - - - - -

14、- - 4 表 3-1 直径系数DK的取值范围车型直径系数DK乘用车14.6 最大总质量为1.8 14.0t的商用车16.018.5( 单片离合器 ) 13.515.0( 双片离合器 ) 最大总质量大于 14.0t 的商用车22.524.0 DK=17 则将各参数值代入式后计算得D=227.97 mm 。根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2 表 3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145774）外径 D/mm 160 180 200 225 250280 300 325 350 内径 d/mm 110 125 140 150 155165 175 190 195 厚度 h

15、/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.53.5 3.5 3.5 4 C=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.6200.589 0.583 0.585 0.557 13C0.676 0.667 0.657 0.703 0.7620.796 0.802 0.800 0.827 单位面积F/3cm106 132 160 221 302402 466 546 678 可取：摩擦片相关标准尺寸：外径 D=250 mm 内径 d=155 mm 厚度 h=3.5 mm 3.2 离合器后备系数的确定表 3-3离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t 的商用车

16、1.20 1.75 最大总质量为614t 的商用车1.50 2.25 挂车1.80 4.00 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 8 页，共 20 页 - - - - - - - - - 5 结合设计实际情况，故选择=1.5。3.3 单位压力 P 的确定前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径 D=250 内径 d=155 厚度 h=3.5 内径与外径比值C=0.620 材料选择粉末冶金材料摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.20 0.25 编织

17、0.25 0.35 粉末冶金材料铜基0.25 0.35 铁基0.30 0.50 金属陶瓷材料0.4 取3 .0f由公式)1(12330maxCDpfZTce得0p=0.1965 Mpa 满足约束条件：a0a0.010MPP1.50P4.离合器从动盘设计4.1 从动盘设计从动盘总成应满足如下设计要求： 为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小； 为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性； 为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器； 要有足够的抗爆裂强度。4.1.1从动盘的选择和设计在本设计中，采用组合式弹性从动片，离合器从

18、动片采用2 厚的 08 钢板冲压而成，波形弹簧2mm 厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取250 ，内径名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 20 页 - - - - - - - - - 6 由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口. 4.1.2从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采

19、用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D 与发动机的最大转矩maxeT按国标 GB114474 选取。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在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。从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr 等） ，并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选挤压应力的强度校核公式如下：nlhFp/压（4.1）式中，n 是花键齿数； h 是花键工作高度，2)(dDh；l是花键有效长度 （mm） 。P是花键的齿侧面压力（N）它由下式确定zdDTFep

20、) /(4max式中，d，D分别是花键的内、 外径；z 是从动盘的数目；maxeT是发动机最大转矩 （N m）其余参数见表（4-1）表 4-1 离合器从动盘毂花键尺寸系列从动 盘 外径 D/mm 发 动 机转矩)/(mNTe花键 齿 数n 花键外径mmD /花键 内 径mmd /齿厚 b/mm 有效 齿 长l/mm 挤压应力MPa/250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 根据摩擦片的外径D=250mm 与发动机的最大转矩maxeT=179.3 Nm，由表 4-1 查得n=1

21、0，D =35 mm， d=28mm，b=4 mm，l=35 mm ， =10.4 Mpa，则由公式校核得：h=3.5 mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 10 页，共 20 页 - - - - - - - - - 7 PF=11384.1 N MpaMpa4.1029.9压所以，所选花键尺寸能满足使用要求。4.1.3摩擦片材料的选取及与从动片的紧固方式在该设计中选取的是粉末冶金的摩擦材料。固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工

22、作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。离合器间隙t 是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t 一般为 34mm 。本次设计取t =3 mm 。5.离合器压盘的设计5.1 压盘的传力方式的选择:传动片式本设计采用采用传动片式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压

23、盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。5.2 压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。压盘外径 D=260 压盘内径d=165 压盘的厚度确定主要依据以下两点： 压盘应有足够的质量 压盘应具有较大的刚度在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为20 。5.3 压盘传里片的材料选择压盘形状需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。在本设计中用材料为ht250，密度工作表面光洁度取为 1.6。

24、名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 20 页 - - - - - - - - - 8 5.4 压盘的升温校核校核离合器接合一次时的温升（每次接合大约3s 左右），它不应超过810. 校核公式为：压cmL0式中：0为温升（） ，L 为滑磨功（ J） ，c 为压盘的比热 ,c=481.48J/(.),压m为压盘质量（ kg） ，4/22hdDpm）（铁压BmBBJnJJJnL180)11(11802020式中：mJ为离合器主动部分的转动惯量；BJ为整个汽车的惯性

25、质量转化到离合器从动部分上的当量转动惯量；0n为发动机最大转矩时的转速；而2202graBiirgmJ，am为汽车的总质量（ kg）,rr为驱动轮的滚动半径（m）,0i为主传动比；gi为变速器传动比；为分配压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合压盘=0.50，双片离合器压盘=0.25，双片离合器中间压盘为=0.50。经计算0=4.58,符合要求。5.5 离合器盖的设计在设计中应注意以下几个问题： 离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底， 引起摩擦片的早期磨损，

26、还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4 的低碳钢板（如08 钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。 离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。 离合器的对中问题离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另一种是用定位销或定位螺栓对中，名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 20 页 - - - - - - - - - 9 由于本设计选用的是传动片传动方式，因而

27、离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。6.离合器膜片弹簧的设计6.1 膜片弹簧主要参数的选择6.1.1H/h 值的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形1 之间的函数关系可知，当2hH时， F2 为增函数；2hH时， F1 有一极值，而该极值点又恰为拐点；2hH时， F1 有一极大值和极小值；当2hH时， F1 极小值在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h 通常在 1.52范围内选取。 常用的膜片弹簧板厚为24mm，本设计8.1hH，h=3mm ，则 H=5.4mm 。 H / h 对膜片弹簧弹性特性的影响（图）6.1.

28、2 比值 R/r 值的选择通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在 1.21.3 的范围内取值。本设计中取2.1rR，摩擦片的平均半径25.1014/)(dDRc，cRr取102rmm则4.122Rmm 取整123Rmm 则206.1rR。6.1.3圆锥底角的确定汽车膜片 弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在159范围内，本设计中rRHrRHarctan得4 .14在159之间，合格。分离指数常取为 18，大尺寸膜片弹簧有取24 的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12 的，本设计所取分离指数为18。名师资料总

29、结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 20 页 - - - - - - - - - 10 6.1.4切槽宽度5 .32 .31mm ，1092mm ， 取5.31mm ，102mm ，er应 满 足2err的要求。6.1.5压盘加载点半径 L 和支撑环加载点半径e 的确定e 应略大于且尽量接近r，L 应略小于R 且尽量接近R。本设计取121Lmm，104emm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA ，当量应力可

30、取为16001700N/2mm。6.1.6公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度 （从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。6.2 膜片弹簧的设计 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的hH与初始锥角rRH应在一定范围内，即2 .28 .16.1hH154.149rRH 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即35.1206.120.1rR10082/270hR膜片弹簧（图1） 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径L（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径e）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，

31、即拉式：1252/10425.1014/)(DedD 根据弹簧结构布置要求，1R与R，fr与0r之差应在一定范围内选取，即721LR620re400rrf 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 14 页，共 20 页 - - - - - - - - - 11 拉式：95 .3eLrLf由和得32frmm，300rmm。6.3 膜片弹簧的载荷和变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，膜片弹簧（图1） ，它具有独特的

32、弹性特征，广泛应用于机械制造业中。 膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时） 。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1 表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则压紧力F1 与变形 1 之间的关系式为: （3.10）式中： E弹性模量，对于钢，aMPE5101 .2 泊松比，对于钢，=0.3 H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度h弹簧钢板厚度R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟

33、簧部分的小端半径L压盘加载点半径e支承环加载点半径代入（ 3.10）得121311189562357180fF（6.11）对（ 3.11）式求一次导数，可解出 1=F1 的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：8.21Mmm 时，105491MFN 凹点：9.51Nmm 时，77621NFN 21122112ln16heLrRHeLrRHeLrREhFP名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 20 页 - - - - - - - - - 12 拐点：35.41Hmm

34、 时，91751HFN 公式 3.11绘图如下：B 点新离合器压紧状态时膜片弹簧工作点位置，一般取在凸点M 和拐点 H 之间，且靠近或在H 点处，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从BPF1到APF1变化不大。在该点要保证膜片弹簧有足够大的压紧力BPF1，此时 B 点变形量B1=(0.650.8) H。取B1= 4.3mm 则BPF19241 重新计算后备系数:731.1max1maxmaxeccpecTZfRFTT当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - -

35、- - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 20 页 - - - - - - - - - 13 F2，对应此载荷作用点的变形为2。由123.4)()(eLref（6.12）112233.0)()(FreFeLFf（6.13）列出表 3.8 表 3.8膜片弹簧工作点的数据12.8 5.9 4.35 212.04 25.37 18.92 1F10461 7798 9136 2F2437.4 1816.9 2128.7 a)自由状态b)压紧状态C)分离状态膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图（图4-14）分析出，该曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧压平位置，而

36、2111NMH。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M和拐点H 之间，且靠近或在H 点处，一般HB118.065.0,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从F1B 到 F1A 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B 变到 C ，为最大限度地减小踏板力，C 点应尽量靠近 N 点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力AF1应大于或等于新摩擦片时的压紧力BF1，见图 .7.4 膜片弹簧的应力计算。假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O 转动 （图 3.4） 。断面在O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切

37、向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令 X 轴平行于子名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 20 页 - - - - - - - - - 14 午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：)(1()2(2exyExt（6.14）式中碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r）/In(R/r) （6.15）为了分

38、析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y 与X 轴的关系式：EeXEYttt)1()1()2(22由上式可知，当膜片弹簧变形位置一定时，一定的切向应力t在 X-Y 坐标系里呈线性分布。当0t时X)2(Y，因为)2(的值很小， 我们可以将0)2(dBdt看成)2(tg，由上式可写成X)2(tgY。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点 O 而与 X 轴承)2(角的直线上。从式（3.16）可以看出当eX时无论取任何值，都有e)2(Y。显然，零应力直线为K 点与 O 点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 B 处

39、切向压应力最大，A 处切向拉应力最大，分析表明，B 点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B 处应力就可以了， 将 B 点的坐标 X=（e-r）和 Y=h/2 代入（3.17）式有：2)(2)()1(22hrererEtB（6.17）令可以求出切向压应力达极大值的转角)(2rehP由于：125)/ln()(rRrRemm 所以：414.0P，-1874tBN/mm2 B 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2 作用下还受有弯曲应力：22)(6nbhFrrfrB（6.18）式中n 分离指数目n =18 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - -

40、 - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 20 页 - - - - - - - - - 15 br 单个分离指的根部宽47.101820rbrmm 因此：7 .566rBN/mm2 由于 rB是与切向压应力tB垂直的拉应力， 所以根据最大剪应力强度理论，B 点的当量应力为：3.130718747.566tBrBBjN/mm2 1700BjBjN/mm2 故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。结论本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及拉式膜片弹簧离合器及其操纵机构的工作原理和使用要求，通过对其工作原理的阐述、结构方案

41、的比较和选择、相关零件参数的计算， 大致确定了离合器及其操纵机构的基本结构和主要尺寸以及制造相关零部件所用的材料。结构方面： 根据设计要求， 考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭转减振器的单片拉式膜片弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动，分离轴承采用自动调心式分离轴承，操纵机构采用液压式。计算方面：确定了离合器的主要参数 、0p、D、d，结果按照基本公式运算得出并通过约束条件， 检验合格。 根据膜片弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了膜片弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了膜片弹簧尺寸的优化值，并进一步确定了膜片弹簧的工作点，同时进行了强度校核。选材方面： 摩擦片选用无石棉有机材料，保证

42、其有足够的强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象。膜片弹簧采用65Si2MnA ，其中所含硅成分提高了机件的弹性，所含錳，加强了耐高温性；传动片采用80 刚，满足其强度需要；压盘采用HT200，提高了耐磨性；离合器盖从用铸铁，提高了散热能力；设计后的离合器温升校核合格。综上所述，本次设计遵从了：（1）分离彻底；（2）接合柔和；（3）操纵轻便，工作特征稳定； （4）从动部分转动惯量小的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合适，适宜安装，能最高效率传递发动机扭矩，符合计划书及国家标准。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下

43、载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 20 页 - - - - - - - - - 16 由于自己的水平有限，本次设计中可能有很多错误和遗漏，希望各位老师批评指正。参考文献1 陈家瑞 .汽车构造M. 机械工业出版社.2005. 2 王望予 .汽车设计 M. 机械工业出版社.2006. 3 机械设计手册编委会.机械设计手册M. 机械工业出版社.2004. 4 王国权 .汽车设计课程设计指导书.机械工业出版社.2009. 致谢对于本次的课程设计，总的来说：学到点了东西。从一开始的不懂，到网上查询资料，再到看书，计算，画图，调整，各种事情做下，费时费事。过程中困难很多，克服过，失败过。是学校让我们在大四第一个学期末有这样一个课程设计，为下学期的毕业设计打下了基础。最感谢的是朱仪平老师的指导，让我们少走弯路，减少了很多不必要的麻烦。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 20 页 - - - - - - - - -