汽车设计课程设计-北京现代途胜2.7离合器设计【全套图纸】 .pdf

武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 i 武汉理工大学华夏学院 课程设计（说明书） 北京现代途胜 2.7 离合器设计 教学系： 汽车工程系 指导老师： 专业班级： 车辆 1102 学生姓名： 学号 10412710106 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 ii 轿车离合器设计 学生姓名：学生姓名： 指导教师：指导教师： 武汉理工大学华夏学院 摘摘 要要 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。 本文通过对北京现代途胜 2.7 整车参数的分析，并在拆装北京现代途胜 2.7 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。 首先对轿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，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，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。 关键词关键词：轿车离合器 膜片弹簧 设计 校核 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 iii 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 目 录 摘要 . i 目录 ii 第一章 绪论 1 1.1 研究动机与目的 . 1 1.2 研究背景 . 1 1.3 研究方法与系统描述 . 2 1.4 论文內容概述 . 2 第二章 轿车离合器的结构型式选择 4 2.1 从动盘数及干、湿式的结构型式 4 2.1.1 单片干式摩擦离合器 . 4 2.1.2 双片干式摩擦离合器 . 4 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 iv 2.1.3 多片湿式离合器 . 4 2.2 压紧弹簧的结构型式及布置 5 2.2.1 周置弹簧离合器 . 5 2.2.2 中央弹簧离合器 . 5 2.2.3 斜置弹簧离合器 . 5 2.2.4 膜片弹簧离合器 . 6 2.3 从动盘的结构型式 7 2.4 所选离合器的结构型式 8 第三章 离合器基本参数的确定 9 3.1 离合器后备系数 9 3.2 单位压力 . 10 3.3 摩擦片外径、内径和厚度 . 10 3.4 所选离合器基本参数的确定 . 11 第四章 离合器零件的结构选型及设计计算 . 13 4.1 从动盘总成设计 . 13 4.2 离合器盖总成设计 . 14 4.2.1 离合器盖设计 14 4.2.2 压盘设计 14 4.3 膜片弹簧设计 . 17 4.3.1 膜片弹簧主要参数的选择 17 4.3.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 19 4.3.3 确定膜片弹簧的工作点位置 19 4.3.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 20 4.3.5 求分离轴承的行程 20 4.3.6 膜片弹簧强度校核 20 4.3.6 膜片弹簧材料及制造工艺 . 2 第五章 结论 . 21 参考文献 22 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 v 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 1 - 第一章第一章 绪论绪论 1.1 研究动机与目的 了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，掌握 从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法， 通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相 关书藉，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出 满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合 器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次的课程 设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人 员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对 于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。 1.2 研究背景 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。 随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的 要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐 步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此， 提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能 力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。 汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响，而离合器又是汽车传 动系中的重要部件。在离合器设计中，合理地选择离合器的结构型式和设计参数不仅保证 了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，还使其有足够的使用寿命。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 2 - 1.3 研究方法与系统描述 通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧 的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的 基本工作原理，结构组成及功能；通过自己动手拆装北京现代途胜 2.7 轿车膜片弹簧离合 器，对其有进一步的了解，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。 为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： 1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。 4)离合器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。 5)应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。 6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。 8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保 证有稳定的工作性能。 9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 1.4 论文內容概述 现在轿车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦式离合器。摩擦式离合器主要由主动 部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵 机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。 本次课程设计的基本内容有： 1.摩擦式离合器的基本结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径 d、 离合器后备系数和单 位压力 p)及计算。 2.离合器零件的结构选型及设计计算 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 3 - 1) 绘制离合器装配图； 2) 从动盘总成设计； 3) 离合器盖总成设计； 4) 膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核； 表 1-1 北京现代途胜 2.7 项目 参数 汽车的驱动形式 44 最高车速 maxa v=170 km/h 发动机最大转矩及转速 maxe t=245nm t n=4000 r/min 主减速器传动比 0 i=4.444 变速器最大传动比 g i=3.455 轮胎型号 195/60r1485h 滚动半径 r=0.28m 整备质量 m=1220kg 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 4 - 第二章第二章 轿车离合器的结构型式选择轿车离合器的结构型式选择 现代汽车离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造 条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结 构。 2.1 从动盘数及干、湿式的结构型式 2.1.1 单片干式摩擦离合器 单片干式摩擦离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯 量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺。因此，广泛用于各级轿车及 微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于1000nm的大型客车和重型货车上也有 所推广。当转矩更大时可采用双片离合器。 2.1.2 双片干式摩擦离合器 双片干式摩擦离合器与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接 合也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺 寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤碎 裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅用于 传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。 2.1.3 多片湿式离合器 摩擦面更多，接合更加平顺柔和，摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程大、 分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时，轴向尺寸大，从动部分的转动惯量大， 故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有 采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间 打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出56倍。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 5 - 2.2 压紧弹簧的结构型式及布置 离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧 等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置，离合 器分为： 2.2.1 周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。有的重型 汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结构简单、制造方便，过去 广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高(最高转速高达50007000r min或更高)，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低 压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严重磨损甚至出现断裂现象。因此， 现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。但在中、重型货车上，周置弹簧离 合器仍得到广泛采用。 2.2.2 中央弹簧离合器 采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接 触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是 经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧 力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形 弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上 以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于400450nm时， 常常采用中央弹簧离合器。 2.2.3 斜置弹簧离合器 斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为 压紧弹簧，分别以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后 者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹 簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 6 - 角亦减小，而余弦值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保 持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘 的压紧力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性 能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35。 2.2.4 膜片弹簧离合器 图1.1 膜片弹簧离合器结构图 图1.1为膜片弹簧离合器的结构图。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，因此当摩擦片磨损后，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，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称 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 兼起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 显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均 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。 膜片弹簧离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货 汽车上。国外已设计生产了传递转矩为802000nm，最大摩擦片外径达420mm的膜片弹 簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上。甚至某些总质量达2832t的 重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的。但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 7 - 弹簧离合器的操纵曾经都是采用推式结构。当前，膜片弹簧离合器的推式操纵已为拉式操 纵结构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简 化、零件减少、拆装方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损 后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。拉式杠杆比大于推式杠杆比， 传动效率更高，使用寿命长，它的分离与分离轴承套筒总成装在一起，需专门分离轴承， 结构复杂。而在推式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。推式摸片弹 簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。 2.3 从动盘的结构型式 简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用 于重型汽车尤其是双片离合器中。 轿车一般采用带扭转减振器的从动盘。从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具有切 向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘间有减振摩擦片，装碟 形垫片作弹性夹紧后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低 频振动。扭转减振器按发动机及传动系专门设计并经试验修正，则可得到最佳减振、降噪 效果。线性弹性特性的扭转减振器，减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成，常用于汽油机汽 车。柴油机怠速旋转不均匀度较大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二级或三级 非线性扭转减振器并使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速 器怠速噪声。 为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹 性。最简单的方法是在从动片上开t形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不 同方向弯曲的波浪形。 两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。 在离合器接合时， 从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐 增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲，其缺点是很难保证每片扇形 部分的刚度完全一致。这就是整体式弹性从动片。 分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由 同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为 0.7mm)，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。 在载货汽车上常采用一种所谓组合式从动片。这种结构在靠近压盘一侧的从动片上铆 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 8 - 着波形弹簧片，摩擦片则铆在波形弹簧片上，而靠近飞轮一侧的摩擦片则直接铆在从动片 上。其转动惯量较大，但对于要求刚度较高、外形稳定性较好的大型从动片来说，这种结 构也是可以采用的。当载货汽车离合器的直径小于380mm时，则从动片仍可采用前两种结 构。 2.4 所选离合器的结构型式 本次课程设计所选离合器的结构型式是单片干式摩擦离合器，采用膜片弹簧作为压紧 弹簧，采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片）。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 9 - 第三章第三章 离合器基本参数的确定离合器基本参数的确定 在初步确定离合器的结构形式（如单片干式、采用有机面片、膜片弹簧等）之后，就 要确定基本结构尺寸及参数：摩擦片外径d、单位压力p0和后备系数。 在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对其有重大影响： （1） 发动机最大转矩 temax ； （2） 整车总质量 ma ； （3） 传动系总的速比（变速器传动比主减速器速比）i ； （4） 车轮滚动半径 rk 。 离合器的基本参数主要有性能参数和p0，尺寸参数d和d及摩擦片厚度b。 3.1 离合器后备系数 后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转 矩的可靠程度。后备系数保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽 车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。 在选择时，应考虑以下几点： 1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 2)要防止离合器滑磨过大。 3)要能防止传动系过载。 显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为使离 合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；当发动机后备 功率较大、使用条件较好时，可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高 起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；货车总质量越大，也应选得越大；采用柴 油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越 多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定， 选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的值应大于单片离合器。 汽车离合器的后备系数推荐如下（供参考）： 小轿车：=1.201.3 ； 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 10 - 载货车：=1.72.25 ； 带拖挂的重型汽车或牵引车：=2.03.0。 国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片 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较大，使用条件较好，故宜取小值。 3.2 单位压力p0 单位压力p0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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频 繁，发动机后备系数较小时，加应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处 的热负荷，p0应取小些；后备系数较大时，可适当增大p0。 当摩擦片采用不同材料时，p0按下列范围选取： 石棉基材料 p0=0.100.35mpa 粉末冶金材料 p0=0.350.60mpa 金属陶瓷材料 p0=0.701.50mpa 3.3 摩擦片外径d、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合 器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转 矩是重要参数，当按发动机最大转矩 temax（nm）来选定 d 时，有下列经验公式参考： max d100 a e t = （3.1） 式中，系数 a 反映了不同结构和使用条件对 d 的影响，可参考下列范围： 小轿车 a=47； 一般载货汽车 a=36（单片）或 a=50（双片） ； 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 a=19。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 11 - 按 temax初选 d 以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表 25 为我国摩擦片尺 寸的标准。 表 2-5 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 d/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/d 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- c 3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 单位面积/cm 2 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 c 为摩擦片内、外径之比，c=d/d，一般在 0.530.70 之间。 对摩擦片的厚度 h,我国已规定了 3 种规格：3.2mm，3.5mm 和 4mm。 3.4 所选离合器基本参数的确定 本次课程设计所选离合器的基本参数确定： 北京现代途胜 2.7 的发动机最大转矩 temax=245nm ，根据经验公式 max d100 a e t =初 选摩擦片外径 d，小轿车 a=47，则摩擦片外径为 = 47 245 100100 max a t d e 228mm 表 2-10 从动盘毂花键尺寸系列 从动盘外 径 d/mm 发动机转 矩te （n.m） 花键齿数 n 花键外径 d/mm 花键内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 12 - 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 按照我国离合器摩擦片尺寸系列标准（见表 2-5 和表 2-10） ，最后选定摩擦片的尺寸 为 d=280mm，d=165mm，h=3.5mm，c=0.589。 表 2-4 后备系数 车 型 后备系数 乘用车及最大总质量小于6t 的商用车 1.201.75 最大总质量为614t 的商用车 1.502.25 挂车 1.804.00 采用膜片弹簧离合器，使用条件较好，故取后备系数=1.2。 表 2-7 摩擦因数与许用单位压力 摩擦材料 摩擦因数 许用单位压力 石棉基材料 模压 0.2 0.100.25 编制 0.3 0.250.35 摩擦面片采用编制石棉基材料，许用单位压力 p0为 0.250.35mpa。 取 u=0.3 用公式n dddz ddt f e 8714 15182523 . 0 4452452 . 13000 )d(u )(3000 22 max = = + + = 22 . 0 40193 8714 a p0=f 验算单位压力 p0 ：式中，z 为摩擦面数，单片离合器的 z=2。 （3.2） 则 p0=0.22mpa 单位压力 p0在容许范围之内，认为所选离合器的尺寸、基本参数合适。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 13 - 第四章第四章 离合器零件的结构选型及设计计算离合器零件的结构选型及设计计算 4.1 从动盘总成设计 从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。从动盘对离合器工作 性能影响很大，应满足如下设计要求： 1)转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2)应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 摩擦面片采用有机材料。 采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片），从动片通常用1.32.0mm厚的钢 板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性 从动片一般用高碳钢（如50）或65mn钢板，热处理硬度3848hrc。 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般 采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。 从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般 取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40cr等)，表面和心部硬度一 般在2632hrc。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 及与从动片配合处应进行高频处理。 减振弹簧常采用60si2mna、50crva、65mn等弹簧钢丝。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 14 - 花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标gb11441974选取。 表2-10所选从动盘毂花键参数 从动盘外 径 d/mm 发动机转 矩t（n.m） 花键齿数 n 花键外径 d/mm 花键内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而 破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。 挤压应力计算公式： 挤压= p nhl （mpa） （4.1） 式中，p为花键的齿侧面压力，n。它由下式确定： 花键的齿侧面压力 max 4 (d) e t p d z = + 式中，d，d分别为花键的内外径，m； z为从动盘毂的数目； temax为发动机最大转矩，nm； n为花键齿数； h为花键齿工作高度，m； 1 () 2 hdd= l为花键有效长度，m。 则 n zdd t p e 87.14626 1032 . 0 035 . 0 2454 )( 4 max = + = + = ）（ = = 004 . 0 0015 . 0 10 87.14626 nhl p 挤压 2.437mpa 时，具有载荷为负值的区域。一 般汽车离合器膜片弹簧的 h/h 值在 1.52 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 24mm， 本设计取1.54h h =。 1. 2/hh 图 4.1 膜片弹簧的弹性特性曲线 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 18 - （2）r 及 r/r 的确定 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 . 1 r = r ， 摩 擦 片 的 平 均 半 径112 4 d = + = d rcmm ， c rr取 r=114mm 则 mm95 2 . 1 114 r= （3）膜片弹簧起始圆锥底角 汽车膜片弹簧一般起始底角在 1014之间，()()rrhrrh= arctan。 本设计取=11.5，则，。 mm8 . 319 180 5 . 11) r(= o rh mm5 . 2 54 . 1 8 . 3 54 . 1 h= h （4）膜片弹簧小端半径 rf及分离轴承作用半径 rp 膜片弹簧小端半径 rf值应大于变速器第一轴花键的外径，取 rf=14.5mm，rp=18mm。 （5）分离指的数目 n 和切槽宽1、2 及半径 re n 取为 18，1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值应满足（r-re）2。本设计取 n=18，1=3.2mm；2=10mm。 （6）支承圈平均半径 l 和膜片弹簧与压盘的接触半径 l l 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 l=78mm，l=64mm。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 60si2mna，当量应力可取为 17001900n/mm 2。 4.3.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 根据工作压力 f1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形1关系式 ()() 2 11 11 2 2 26 1 r in ehrrrr r fhhh llll ll =+ g （4.4） 画出 f11特性曲线。 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 19 - 设 2 11 4 6(1)()ll ff eh = ， 1 1 h = 则 1 111 1 2 rhrrhrr fin rhllhll =+ g （4.5） 已知 5 2.0 10 a emp=，0.3 =，把数值代入得， 11 11413ff= 11 2.1= 23 1111 0.7720.620.158f =+ 由不同的 1 计算出的 1 f及 1 f 和 1 ，结果列表如下： 表4.1 载荷f与变形之间的关系 1 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.026 1.2 1.4 1.6 1.896 2.0 1 f 0.071 0.131 0.220 0.274 0.302 0.310 0.307 0.299 0.295 0.312 0.328 1 /mm 0.21 0.42 0.84 1.26 1.68 2.15 2.52 2.94 3.36 3.98 4.20 1 f/n 812 1494 2508 3129 3443 3539 3499 3414 3367 3559 3743 画出 f11特性曲线，如图 4.2。 图 4.2 膜片弹簧的 f1-1弹性特性曲线 0 5 0 0 1 0 0 0 1 5 0 0 2 0 0 0 2 5 0 0 3 0 0 0 3 5 0 0 4 0 0 0 4 5 0 0 5 0 0 0 012345 变 形 变 形 / m m 工作压力工作压力f/n 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 20 - 4.3.3 确定膜片弹簧的工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为2 b1 = 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：nf3000 1= 校核后备系数： 22 . 1 u max = e cc t zrf 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 111 () dbf ff=+ 即为 压盘的行程 1 2 0.751.5 fc fzsmm =，故 1 2.475 1.53.975 d mm=+= 离合器刚开始分离时，压盘的行程1fmm=，此时膜片弹簧大端的变形量为 11 2.475 13.475 cb fmm=+=+ = 摩擦片磨损后，其最大磨损量1.2mm=，故 11 2.475 1.21.275 ab mm= 4.3.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷f2 由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力 f2时膜片弹簧压盘接触处的变形1和 f2的 关系式 ()()() 1 2 1 21 2 26 1 p r eh in rrrr r fhhh lllllllr =+ g （4.6） 取 11d =则得 ()()() ()()() 1 2 1 21 2 5 2 2 ln 26 1 80 2.0 102.1 3.975 ln 8063.63.975 8063.6 63.6 3.33.9753.32.1 7864278646 1 0.3786464 18 1055 d d p r eh rrrr r fhhh lllllllr n =+ =+ = g g 4.3.5 求分离轴承的行程2 由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形1和小端分离轴承处的轴向变形2的关系式 武汉理工大学华夏学院本科课程设计说明书 - 21 - 21 p lr ll = ，取 1 f = 得， 2 64 18 1.54.93 7864 p lr fmm ll = = 宽度系数 1 1 3.2 18 110.73 ()(1553.6) fe n rr = = = + 2 2 10 18 110.51 ()(53.663.6) e n rr = = = + 在 f2力作用下膜片弹簧的小端变形2由两部分组成：在 f2力作用下，由于压盘接触 处膜片弹簧的轴向变形1而引起的小端变形2，以及因分离指受 f2力作用引起的弯曲 附加变形 2 。 即 222 =+ 2 222 2 2 3222 12 6 1111 121ln2ln 22 p eeeee pppppppp f r rrrrrrrr ehrrrrrrrr = + （4.7） 代人有关数值，得 2 1.9mm=，则 222 4.93 1.96.83mm =+=+= 4.3.6 膜片弹簧强度校核 膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时） 1 3.975 d mm=。 1112 22 2 31 1 122 () ln p ddd b rr ferrhh r rhrrllllr ll r r =+ 当 （4.8） 代人有关数值，得1580 ab mp= 当 =1700 a mp 故满足强度要求。 4.3.