起亚秀尔说明书

汽车离合器设计说明书目录绪论30.1 离合器设计的目的及离合器概述30.2 起亚秀尔参数4第一章 设计方案概述41.1汽车离合器设计的基本要求6 1.2离合器设计的任务6 1.3设计原则、目标6第二章 离合器结构方案选择7 2.1离合器种类选择7 2.2从动盘数选择72.3压紧弹簧和布置形式选择72.4压盘驱动形式选择82.5扭转减振器82.6离合器的操纵机构选择8第三章 离合器主要参数的选择103.1 后备系数103.2 单位压力103.3摩擦片外径D，内径d 和厚度h103.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t的确定113.5摩擦片参数约束条件的检验11第四章 离合器主要零件的设计计算124.1从动盘124.1.1从动片的结构形式、材料及基本尺寸124.1.2 从动盘毂124.1.3 从动盘摩擦材料124.2压盘和离合器盖134.2.1 压盘传力方式的选择134.2.2 压盘几何尺寸的确定134.2.3 压盘及传动片的材料144.2.4 传动片的设计及强度校核144.2.5 离合器盖设计154.3膜片弹簧设计164.3.1 H/h比值选择164.3.2膜片弹簧工作点位置的选择164.3.3 比值Rr和R、r的确定174.3.4 膜片弹簧起始圆锥底角的选择174.3.5 膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承作用半径rp174.3.6 分离指目n和切槽宽度1 、窗孔槽宽度2 及半径rc174.3.7支承环加载点r1和压盘加载点R1184.3.8 膜片弹簧及工艺184.3.9 膜片弹簧各参数的约束条件184.3.10 膜片弹簧的强度验算194.4扭转减振器主要参数的选择194.4.1极限转矩Tj204.4.2扭转角刚度204.4.3 阻尼摩擦转矩204.4.4预紧转矩214.4.5减振弹簧的位置半径Ro214.4.6减振弹簧个数214.4.7减振弹簧总压力214.4.8极限转角针 214.4.9减振弹簧计算21结束语24附表及参考文献25引言0.1 离合器设计的目的及离合器概述 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、相关书籍，培养动手设计项目、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。通过这次课程设计，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，对于我们向工程技术人员转变有着重大的实际意义。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的一种依靠主、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（飞轮、离合器盖和压盘）、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）四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。图0-1 膜片弹簧离合器结构图离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；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，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。0.2为保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求:(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，又能防止传动系过载。(2）接合时完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。(3）分离时要迅速、彻底。(4）从动部分转动惯量小，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）有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，延长使用寿命。(6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。(7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶疲劳。(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，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，以保证工作可靠、使用寿命长。(10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。0.3 离合器设计的任务(1) 从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出总成设计方案，为各零件设计提供整体参数和设计要求；(2) 对各零件进行合理布置和运动校核；(3) 对整体性能进行计算和控制，保证汽车主要性能指标实现；(4) 协调好整体总成与零件之间的匹配关系，配合零件完成布置设计，使整体的性能、可靠性达到设计要求。0.4设计原则、目标（1）离合器的选型应根据汽车型谱、市场需求、产品的技术发展趋势和企业的产品发展规划进行。（2）选型应在对同类型产品进行深入的市场调查、使用调查、生产工艺调查、样车结构分析与性能分析及全面的技术、进行分析的基础上进行（3）应从已有的基础出发，对原有离合器和引进的样本进行分析比较，继承优点，消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先进技术与结构，开发新型离合器。（4）涉及应遵守有关标准、规范、法规、法律，不得侵犯他人专利。（5）力求零件标准化、部件通用化、产品系列化。 0.5 起亚秀尔参数 本次设计的对象为起亚秀尔，各参数如下车身参数起亚秀尔1.6L GLS手动型排量1.6L长宽高(mm)409617851663轴距(mm)2550前轮距/后轮距(mm)1557/1561最小离地间距(mm)141最小转弯半径(m)5.250最高车速（km/h）170整车整备质量(kg)1198车门数5座位数5油箱容积(L)48发动机型号G4FC发动机放置位置前置发动机，横向发动机结构形式直列发动机进气方式自然吸气供油方式多点喷射气缸排列形式L气缸数4每缸气门数4最大功率KW(PS)/rpm90.4/6300最大扭矩(N.m/rpm)155/4200凸轮轴和气门的布置顶置气门，双顶置凸轮轴排放水平欧燃料类型汽油 93#缸盖材质铝合金缸体材质铝合金档位个数5变速器类型手动档把类型地排式驱动方式前置前驱前悬挂类型麦弗逊是独立悬挂后悬挂类型扭力梁式后悬挂转向助力方式机械液压助力前制动器类型通风盘式后制动器类型盘式手刹类型手拉式前轮胎规格205/55R16后轮胎规格205/55R16备胎规格非全尺寸第一章 离合器的结构方案选择根据设计原则，目标和用户的需求特点，设计人员要提出被开发离合器的整体结构方案，主要包括以下几部分：（1）从动盘数选择离合器种类选择（2）压紧弹簧和布置形式选择（3）压盘驱动形式选择（4）扭转减振器（5）离合器的操纵机构选择1.1离合器种类选择离合器有摩擦式，电磁式，液力式三种类型。离合器大都根据摩擦原理设计的。摩擦式应用广泛。摩擦式工作表面形状包括锥形、鼓形和盘形，锥形和鼓形其从动部分转动惯量太大，引起变速器换档困难，且结合不够柔和，易卡住。故选择盘形摩擦式离合器。1.2从动盘数选择单片离合器（图2-1）结构简单，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、接合平顺。双片离合器（图2-2）传递转矩的能力较大，径向尺寸较小，踏板力较小，接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，分离也不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小，使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。 对于乘用车，选择单片离合器。 图2-1单片离合器 图2-2双片离合器1.3压紧弹簧和布置形式选择周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力降低，另外，弹簧到它定位面上，造成接触部位严重磨损，会出现弹簧断裂现象。中央弹簧此结构轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用，突出优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。膜片弹簧弹簧压力在摩擦片允许范围内基本不变，能保持传递的转矩大致不变，另外它兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，质量小。由于它大断面环形与压盘接触，其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。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。故选择推式膜片弹簧。（图2-3）图2-3 推式膜片弹簧离合器1.4压盘驱动形式选择窗孔式、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。传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可，寿命长。故选择传动片式。1.5扭转减振器它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。1.6离合器的操纵机构选择离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式，杠系传动结构简单，工作更可靠，但是传动效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。机械式操纵机构一般用于排量1.6L以下的汽车离合器。对于大排量客车，应采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生动载荷。故选择液压式操纵机构。第二章 离合器主要参数的选择2.1 后备系数后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；5）汽车总质量越大，也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的值应大于单片离合器。由附表3.1， 初取=1.752. 2 单位压力单位压力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，P0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取小些；后备系数较大时，可适当增大P0。 本次设计中摩擦片用石棉基材料P0=0.100.35MPa取P0=0.15MPa2.3摩擦片外径D，内径d 和厚度h D=kDTemax （3-1）对于乘用车单片离合器，取kd=14.6。D=kDTemax=14.6155=182mm根据离合器摩擦片尺寸和系列参数表由附表3.2，得到D=200mm d=140mm b=3.5mm C=0.700mm Z=2所选的D应使摩擦片最大圆周速度不超过6570ms，以免摩擦片发生飞离。 VD=60nemaxD （3-2）=60630020010-3=65.97m/s6575m/s满足条件为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时TC应大于发动机最大转矩: TC=Temax=1.75*155=271.25Nm （3-3） 摩擦因素f取0.3，校核P0即0.329MPa （3-4） 0.1MpaP01.5Mpa 故合格，即用石棉基(编织)材料合理。2. 4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t的确定摩擦系数f=0.30,摩擦面数Z=2，在操纵机构中采用间隙自动调整装置，离合器间隙可以取t=0。2.5摩擦片参数约束条件的检验1) VD=65.74m/s2R0+50,且R0=（0.50.75）d/2,取R0=40mm。5) TC0为单位摩擦面积所传递的转矩（Nm/mm2）, TC0为其许用值（Nm/mm2），根据附表3.3，选取： Tco=0.30Nm/mm2 Tco=4TCZD2- d2=8.4610-3Nm/mm2 （3-5） TcoTco满足要求。第三章 离合器主要零件的设计与计算3.1从动盘3.1.1从动片的结构形式、材料及基本尺寸在从动盘设计时应要满足以下三个方面的要求：（1）为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小。（2）为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性。（3）为避免传动系扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。其主要包含从动片，从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计。 在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，保证汽车的平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选分开式弹性从动片。从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动片（即整体式）一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。采用波形片（即开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。从动片直径对照摩擦片尺寸确定。为减小从动盘转动惯量，从动片一般比较薄，通常为1.32.0mm 厚钢板冲压而成，取值为1.5mm。从动片的外沿部分（即波形弹簧那片）厚度在0.651.0mm之间，取值为0.8mm。3.1.2 从动盘毂花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。 mO|;GK! 根据附表3.4，由从动盘外径和发动机转矩可选取花键的结构尺寸：花键齿数n=10，花键外径D=35mm，花键内径d=28mm，齿厚t=4mm，有效齿长l=35mm，挤压应力=10.4MPa。花键齿工作高度h=D-d2=3.5mm 花键尺寸的强度校核：花键侧面压力P=4TemaxD+d =9841.2N （4-1）挤压=Pnlh=8.03MPa12Mpa （4-2）故花键的强度符合要求。3.1.3 从动盘摩擦材料离合器摩擦面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦片应有较好的摩擦性能、较高的摩擦系数、较小的转动惯量，在短时间内可以吸收相对高的能量，且具有较好的耐磨性能。摩擦的材料基本上有三种：石棉基摩擦材料、有机摩擦材料及金属陶瓷摩擦材料，有机摩擦材料可以满足较高的性能标准，成本低等特点，选择有机摩擦材料。故选石棉基摩擦材料。3.2压盘和离合器盖压盘设计包括传力方式的选择及几何尺寸的确定两个方面。3.2.1 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，但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台-窗孔式、键块式、传力销式和传动片式。 nZn|,Th 现在使用最广泛的是传力片的传动方式，因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况，还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。3.2.2 压盘几何尺寸的确定确定了摩擦片内外径，与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。因此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。 7nImF 压盘厚度确定主要依据以下两点： y*k5X 1）压盘应该具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量。 H&0* V1 2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。 G)%C:%33 压盘厚度一般为1525mm。 %*$ ; 取压盘厚度为20mm。在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过810.选择：压盘外径D=200mm，压盘内径d=140mm，压盘厚度h=20mm。校核公式如下： =Wm压c （4-3）式中， -温升； C W:滑磨功；Nm:分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘 =0.50; c:压盘的比热 选取铸铁，C=481.4 J/（Kg） m压:压盘的质量 kg；m压铁D2-d2h4=3.16kg （4-4）经计算可知 ig=0.377rnuai0 （4-5） 其中：16in=40.64cm，r=2050.55+406.4=519.15mm ig=1.0 乘用车，传动比范围为3.04.5。取3.0，则ig1=3一次滑磨功W=2n21800mr2i02ig2=11518J （4-6） 单位摩擦面积的滑摩功 w=4WZD2-d2=0.359J/mm2 （4-7）n为发动机转速（r/min），计算时乘用车取2000r/min 许用单位面积的滑摩功w=0.4J/mm2 ww 满足条件将其带入式（4-3）得：=0.5314558.63481.4=3.79810满足条件此外，压盘还应与飞轮保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520gcm。压盘高度（从支承点到摩擦面的距离）公差要小。3.2.3 压盘及传动片的材料压盘形状一般都比较复杂，而且要求耐磨、传热性好和、且具有较理想的摩擦性能，故选择由灰铸铁铸成，并添加少量合金材料，硬度为HB170227。汽车中间压盘传动片采用中碳钢（35），硬度HRC5562，渗碳处理。3.2.4 传动片的设计及强度校核传动片在膜片弹簧离合器中除了承担传递发动机的转矩外，还要依靠传动片的弹性作用使压盘分离。根据现有数据，初定离合器压盘传动片的谁参数如下：共设3组传动片（i=3），每组3片（n=3），传动片的几何尺寸为：宽b=18mm，厚h=1mm，传动片两孔的距离l=80mm，孔的直径d=8mm，传动片切向布置，圆周半径=180mm，传动片选择45钢，弹性模量E=2.1105MPa。校核传动片的应动：传动片的有效长度为传动片的弯曲总刚度： （4-8）根据上述分析，计算以上3中工况的最大驱动应动及传动片的最小分离动：（1）彻底分离时，按设计要求f=0, =0,由公式可知=0。（2）压盘和离合器盖组装成盖总成时，=0,通过分析计算可知，则可计算最大应动： （4-9）（3）离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动，出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知=4.74mm。 正向驱动 max=3fmaxEhl12-6TemaxfmaxinRbh2+TemaxinRbh （4-10） =34.742.11051682-6375.24.74103331801812+375-2100034180181=185MPa 反向驱动 max=3fmaxEhl12-6TemaxfmaxinRbh2+TemaxinRbh （4-11） =34.742.11051682-6375.24.74103331801812 +375-2100033180181 =1106.6MPa由上式可知，传动片的许用应动符合所需的应动要求。可见压盘与离合器盖组装成总成时最危险，由于计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传动片的许用极限可取其屈服极限。鉴于上述传动片的应力状况，应选用80号钢。（4）传动片的最小分离动发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据相关数据确定f=1.74mm。则：传动片弯曲总刚度=0.32MN/m，当f=1.74mm时，其弹性恢复动为：=f=0.321.74/1000=556.8N （4-12） 符合要求。3.2.5 离合器盖设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩传递给压盘，此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。离合器盖主要要求离合器盖具有较好的刚度，使得在离合器分离的时候能保持不产生较大的变形，而且在离合器上需要开一些通分窗口，以加强离合器的冷却。根据现有数据，初定离合器盖使用4mm的08钢板进行冲压，采用定位销对中。3.3 膜片弹簧设计3.3.1 H/h比值选择D设计膜片弹簧时，要利用其非特性弹性变形规律，以获得最佳使用性能。汽车用膜片弹簧H/h一般在1.5-2.0之间，板厚h在2-4之间。取H/h=1.56h=2.3H=3.63.3.2 膜片弹簧工作点位置的选择 （4-13）式中：膜片弹簧在离合器压盘支承处的载荷（N） 膜片弹簧在压盘支承处的变形量，也即压盘的行程mm弹性模量 对钢取MPa 材料的泊松比 对60Si2MnA取膜片弹簧弹性特性曲线，如图所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=(1M+1N)2。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1B=(06508)H且lH，以保证摩擦片在最大磨损限度入范围内压紧力从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点心尽量靠近N点。B点：新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置，一般来说，在该点要保证膜片弹簧有足够的压紧力，满足P1=F1B ，此时，在压盘作用处的轴向变形量1b=(06508)H （4-14）1b=0.8H=0.83.6=2.88mm F1=5740N A点：为摩擦片磨损到极限的位置。要依据B点的位置再由摩擦片总磨损量求得。=ZS0=ZcS0=20.7=1.4mm （4-15） S0为每摩擦工作面最大允许磨损量，在0.651.1mm之间。C点：为离合器分离时膜片弹簧的光盘内工作位置。它一般在特性曲线的凹点附近，此时分离力较小。C点的位置取决于压盘升程1f= ZS ：S=0.8mm1f= ZS=20.8=1.6mmS为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取0.751mm，双片式可取小一点，约为0.5mm3.3.3 比值Rr和R、r的确定比值R/r的关系到碟形材料的利用。通常取R/r12，一般为18左右，采用偶数，便于制造时模具分度；切槽宽度1约为3.5mm；窗孔槽宽度2约为10mm ；对于半径re一般说，r-re2，则选取re=72取n=18 1=3.5mm 2=10mm re=723.3.7 支承环加载点r1和压盘加载点R1取r1=74mm R1=88mm3.3.8 膜片弹簧及工艺膜片弹簧材料多为60Si2MnA硅锰钢，许用应力1500-1700Mpa。汽车离合器膜片弹簧尺寸要求严格，弹簧自由高度、原始锥角、内径、外径、板厚及表面状态等均要严格控制，载荷公差控制在8%以内；热处理：淬火、回火，回火后硬度为HRC44-50。选用60Si2MnA3.3.9 膜片弹簧各参数的约束条件1、弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围 1.20R/r1.35 （4-18） 702R/h100 （4-19） 3.5Rr05.0 （4-20）经计算，得：R/r=1.25；2R/h=78；Rr0=3.75符合要求2、为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推氏膜片弹簧压盘的加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即 (D+d)/4R1D/2 （4-21）符合要求3、根据弹簧结构布置要求, 与,与,与之差应在一定范围内。即 1R-R17 （4-22） 0r1-r6 （4-23） 0rf-r07 （4-24）经计算，得：R-R1=2mm；r1-r=2；rf-r0=2mm符合要求4、膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定范围内先取,即推式： 2.3R1-rfR1-r14.5 （4-25）经计算，得R1-rfR1-r1=4.4符合要求3.3.10 膜片弹簧的强度验算根据摩片弹簧的强度分析理论，其最大的应力值可由下式计算 B=t+r （4-26）其中t=E1-2e-r22-e-r+h2 （4-27） r=6(r-rf)F2nbrh2 （4-28）式中 n 分离指数 n=18 br一个分离指的根部宽度 br=2rf-1nn=24.43mm (4-29) e中性的半径 e=R-rInRr=103.07mm (4-30) 弹簧部分自由状态的圆锥底角=10=0.1745rad 弹簧部分子午断面的转角 =1B+1H=0.1764 (4-31)t=-865.2N/m2=-865.2MPa根据离合器的计算公式可求F2=R1-r1R1-rfF1=1291.5Nr=6r-rfF2nbrh2=273.19MPajB=r-t=273.19+865.2=1138.391，这样可以缓和更大的冲击。从动盘毂缺口 (4-49)取1=0.2mm，2=0.3mmB=10+0.2+0.3=10.5mm写在后面的话-结束语本次课程设计是在周萍老师的精心指导下完成的。感谢导师在最初的设计，绘图的细节，论文的撰写和最后的答辩的整个过程中给予我悉心的指引和教导，使我对离合器有了更近一步的了解，并最终完成课程设计。导师渊博的