离合器课程设计说明书

目录1.序言--------------------------------------------------- 22.设计任务及结构方案的分析------------------------------- 2 2.1设计任务---------------------------------------------22.2 结构方案分析------------------------------------------------23.离合器主要参数的选择和优化--------------------------------- 4 3.1 离合器主要参数的选择----------------------------------------43.2 离合器基本参数的优化----------------------------------54.膜片弹簧的设计----------------------------------------7 4.1 膜片弹簧的弹性特性曲线--------------------------------------8 4.2 膜片弹簧的基本参数的选择------------------------------------ 13 4.3 强度校核---------------------------------------------------- 134.4 膜片弹簧的优化设计------------------------------------------ 135.离合器盖及压盘总成的设计------------------------------15 5.1 离合器盖的设计---------------------------------------------- 155.2 压盘的设计-------------------------------------------------- 166.小结--------------------------------------------------177.参考文献----------------------------------------------188.文献检索摘要------------------------------------------18WUT0601-80型拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成设计1 序言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。

目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。

它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。

离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机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；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以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。

2 设计任务及结构方案的分析2.1 设计任务根据任务书要求，本设计题目:拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成本设计离合器所适用发动机的主要性能参数为：最大转矩为Nemax=62N·m，额定转速为4500r/min。

选取参考车型：比亚迪福莱尔7081 BD主要技术参数：整备质量 720kg总质量 1020kg主减速比04.350i=；变速器一档传动比13.5833gi=；轮胎型号轮胎 155/65 R132.2 结构方案分析2.2.1 从动盘数的选择对乘用车和最大质量小于6t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。

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。

本设计的参考车型为微型轿车，发动机最大转矩较小，要求结构布置紧凑，故选用单片离合器。

2.1.2 膜片弹簧的支撑形式这里采用了支承环的支承形式，即将膜片弹簧的大端支承在支撑环上。

2.1.3压盘传力结构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，在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。

且易华东磨损，传动效率较低。

故本设计采用已被广泛使用的传动片传动方式，不但消除了以上缺点，还简化了压盘结构，有利于压盘的定中。

另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。

3 离合器主要参数的选择和优化3.1 离合器主要参数的选择3.1.1 后备系数β后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。

在选择β时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。

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）；乘用车的后备功率比较大，使用条件较好；加之考虑到参考车型为微型车，结构紧凑，要求离合器尺寸较小；同时为减少传动系过载，保证操纵轻便，故β宜取较小值，取β＝1.20。

3.1.2 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

按照离合器结构布置和飞轮尺寸，先初选摩擦片外径D 。

根据《汽车设计》【1】式2-9，经验公式D =emax D T K对于乘用车，D K =14.6，则D =mm mm 115626.14=⨯而且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2Ro 约50mm根据《汽车离合器》【2】表2-1《离合器摩擦片尺寸系列和参数标准》，最后选定摩擦片尺寸为：摩擦片外径D =200mm, 内径d =140mm ，c=7.0200140==D d 摩擦片厚度b =3.5mm ，单面面积A =1602mm 。

3.1.3 单位压力0P单位压力0P 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，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。

根据《汽车离合器》【2】表3.2.1可知，对于乘用车，以有机材料为摩擦片基础，当D ≥230mm 时,则0P ＝1.18/D Mpa ；当D <230mm 时，则0P ＝0.25Mpa 。

由于D ＝200mm ，故取0P ＝0.25Mpa 。

根据《汽车设计》【1】表2－2可知，当摩擦片材料选择粉末冶金材料时，0.15Mpa<0P <0.35Mpa ，符合要求。

3.1.4 摩擦因数f 、离合器间隙Δt 、摩擦面数摩擦片的摩擦因数f 取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。

摩擦因数f 的取值范围见下表。

表3-1 摩擦材料的摩擦因数f 的取值范围摩擦片材料选择粉末冶金材料，取f=0.25。

离合器间隙Δt=3mm ，单盘离合器摩擦面数取 Z=23.2 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。

这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。

下面采用优化的方法来确定这些参数。

3.2.1 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：T T FDd x x x X ][][321==3.2.2 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)](4min[)(22d D x f -=π3.2.3 约束条件3.2.3.1 最大圆周速度根据《汽车设计》【1】式（2－10）知，摩擦片外径D （mm ）的选取应使最大圆周速度D v 不超过65～70m/s 。

s m s m D n v e D /65/75.4710160570060106033max <≈⨯⨯⨯=⨯=--ππ故符合要求。

式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ），m ax e n 为发动机最高转速（r/min ）。

3.2.3.2 摩擦片内、外径之比c摩擦片的内、外径比c 应在0.53～0.70范围内，即0.5370.0≤≤cc=7.0200140==D d ，满足约束要求。

3.2.3.3 后备系数β为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。

本设计初选后备系数β＝1.20，满足约束要求。

3.2.3.4 扭转减振器的安装为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器弹簧位置直径02R 约50mm ，即 d > 02R + 50 mm 。

对于选取的摩擦片Ro 。

对于摩擦片内径d=140mm ,符合优化条件。

3.2.3.5 单位压力P 0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0P 的最大范围为0.15～0.35Mpa ，由于已确定单位压力0P ＝0.25Mpa ，在规定范围内，故满足要求。

3.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功w为减少汽车起步时离合器的滑磨，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w 应小于其许用值[]w 。

汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为W ，将参考车型的相关数据带入下式，计算可得JJ i i r m n W g r a e 54.7613)316.3217.4258.01020(1800450014.3)(180022222220222=⨯⨯⨯⨯==π 式中，a m 为汽车总质量(kg)；r r 为轮胎滚动半径(m)；g i 为汽车起步时所用变速器档位的传动比；0i 为主减速器传动比；e n 为发动机转速(r/min)；乘用车e n 取4500 r/min 。

单位摩擦面积滑磨功w)(24.0)()140200(214.354.76134)(4222222mm J mm J d D Z W w =-⨯⨯⨯=-=π故满足要求。

4 膜片弹簧的设计4.1膜片弹簧的弹性特性曲线图4-1 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷1F (N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为1λ(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：⎥⎦⎤⎢⎣⎡+-------⎥⎦⎤⎢⎣⎡-==222)1121)(111()11()/ln()1(61)1(1F h r R r R x H r R r R x H r R r R b Ehx x f π 式中，E----弹性模量，钢材料取E=2.1×510Mpa ； 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 ； 1R ----压盘加载点半径，mm ； 1r ----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 。