目 錄第一章 緒論31.1 前言31.2 課程設計目的31.3 設計要求41.4 技術參數及設計要求51.5 設計步驟5第二章 離合器摩擦片參數的確定62.1 后備系數62.2 單位壓力62.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩62.4 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t62.5 摩擦片參數的選擇72.5.1 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b72.6 離合器基本參數的校核82.6.1 最大圓周速度82.6.2 直徑誤差82.6.3 單位摩擦面積傳遞的轉矩82.6.4單位摩擦面積滑磨功8第三章 膜片彈簧的設計103.1 膜片彈簧的基本參數的選擇103.1.1 截錐高度H與板厚h和板厚h的選擇103.1.2 自由狀態下碟簧部分大端R、小端r的選擇103.1.3 膜片彈簧起始圓錐底角的選擇103.1.4 分離指數目n的選取103.1.5 切槽寬度、及半徑103.1.6 壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定103.1.7 膜片彈簧工作點位置的選擇113.1.8 膜片彈簧材料123.2 膜片彈簧的彈性特性曲線133.3 膜片彈簧的相關參數如表3-113第四章 扭轉減振器的設計144.1 扭轉減振器主要參數144.1.2 扭轉剛度k144.1.3 阻尼摩擦轉矩154.1.4 拉緊力矩154.1.5 減振彈簧的位置半徑154.1.6 減振彈簧個數Z154.2 減振彈簧的計算164.2.1 減振彈簧的分布半徑R164.2.2 單個減振器的工作壓力P164.2.3 減振彈簧尺寸16第五章 離合器其它主要部件的結構設計195.1 從動盤轂的設計195.2 從動片的設計205.3 離合器蓋結構設計的要求：205.4 壓盤的設計215.5 壓盤的結構設計與選擇21第六章 參考文獻23第一章 緒論1.1 前言對于內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。目前，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器是一種依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構和操作機構等四部分。離合器是設置在發動機與變速器之間的動力傳遞機構，其主要功用是：切斷和實現發動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發動機與傳動系統平順地結合，確保汽車平穩起步；在換擋時將發動機與傳動系統分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系統所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。隨著汽車發動機轉速、功率的不斷提高和汽車電子技術的高速發展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發，傳統的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發展，傳統的操縱形式正向自動操縱的形式發展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發展趨勢。1.2 課程設計目的汽車設計課程是培養學生具有汽車設計能力的專業基礎課，課程設計則是學生在學習了汽車構造、汽車設計等課程后一項重要的實踐性教學環節，基本的目的是：通過課程設計，綜合運用汽車設計課程和其它選修課程的理論和實踐知識，解決汽車設計問題，掌握汽車設計的一般規律，樹立正確的設計思想，培養分析和解決實際問題的能力。學會分析和評價汽車及各總成的結構與性能，合理選擇結構方案及有關參數，掌握一些汽車主要零部件的設計與計算方法。學會考慮所設計部件的制造工藝性、使用、維護、經濟和安全等問題，培養汽車設計能力 。通過計算，繪圖，熟練運用標準，規范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料，進一步培養學生的專業設計技能。鼓勵學生充分利用計算機進行參數的優化設計，CAD繪圖，鍛煉學生利用計算機進行設計和繪圖的能力。1.3 設計要求通過課程設計，對轎車離合器的結構、從動盤總成、壓盤和離合器蓋總成及膜片彈簧的設計有比較深入的熟悉并掌握。首先通過查閱文獻、上網查閱資料，了解汽車離合器的基本工作原理，結構組成及功能；通過對車型分析，路況分析和型式分析，制定出總體設計方案。并對轎車膜片彈簧離合器進一步的認知和建模，并在指導老師的幫助下完成膜片彈簧離合器設計。為了保證離合器具有良好的工作性能，設計的汽車離合器應滿足如下基本要求： （1）在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備。為此，離合器的摩擦力矩應大于發動機最大扭矩；（2）接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。 （3）分離時要迅速、徹底。 （4）離合器從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 （5）應具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 （6）應避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、緩和沖擊和減小噪聲能力。（7）操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞，尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要； （8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中的變化要盡可能小，以保證有穩定的工作性能。 （9）摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，摩擦襯面磨損在一定范圍內時，要能通過調整，使離合器正常工作（10）應有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、壽命長。 （11）結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。1.4 技術參數及設計要求表1.1 車型參數爬坡度最大功率/轉速最大轉矩/轉速車身 總質量一檔 傳動比主減 速比4574kw/52000rpm155Nm/38000rpm1140kg3.4554.111本次設計要求如下：（1）離合器裝配圖一張 視圖投影準確，結構合理，畫法規范，圖面整潔，字體按規定用工程字書寫，標題欄及零件明細表完整。（2）零件圖（四號圖紙，非標準零件由老師指定）要求結構合理，尺寸公差標注規范，基準選擇恰當。（3）課程設計說明書一份（用統一規格）。1.5 設計步驟（1）熟悉離合器結構及相關理論知識。（2）根據所給題目進行車型分析，道路情況分析，所設計部件型式分析，進行主要參考型選擇以及設計計算。（3）繪制離合器總成裝配圖。（4）繪制主要零件圖。（5）編寫設計說明書。第二章 離合器摩擦片參數的確定2.1 后備系數 后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應考慮到摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞發動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系統過載以及操縱輕便等因素。 各類汽車離合器的取值范圍見表2-1。表2-1 離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大質量小于6t的商用車1.20-1.75最大總質量為6-14t的商用車1.50-2.25掛車1.80-4.00 根據設計要求本次課程設計的后備系數范圍為1.20-4.0，取=1.2。2.2 單位壓力 當摩擦片采用不用的材料時，取值范圍見表2-2。表2-2 摩擦片單位壓力P0的取值范圍摩擦片材料單位壓力/MPa石棉基材料模壓0.15-0.25編織0.25-0.35粉末冶金材料銅基0.35-0.50鐵基金屬陶瓷材料0.70-1.50 選擇：,本次設計選取2.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩2.4 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。各種摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍見表2-3表2-3 摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍摩擦材料摩擦因數f石棉基材料模壓0.20-0.25編織0.25-0.35粉末冶金材料銅基0.25-0.35鐵基0.35-0.50金屬陶瓷材料0.4 本次設計取f=0.20。摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。在前面的設計分析中已經陳述了本次設計選用的是雙片推式膜片彈簧離合器，因此Z=4。離合器間隙t是指離合器處于正常結合狀態、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm。本次設計取t=3mm。2.5 摩擦片參數的選擇2.5.1 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉矩大小有一定關系。D= =178mm (2-1)取D =180mm離合器摩擦片尺寸系列和參數表2-4外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積1061321602213024024665466787299081037摩擦片標準系列尺寸，取 。2.6 離合器基本參數的校核2.6.1 最大圓周速度 式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發動機最高轉速取4000； 為摩擦片外徑徑取180；故符合條件。2.6.2 直徑誤差 摩擦片的內、外徑比c應在0.530.70范圍內，本次設計取c = =0.694 ,代入（2-1）中 得D=176mm, D與D的誤差在13mm之間，符合要求。2.6.3 單位摩擦面積傳遞的轉矩=(N/)式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩186； 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩（Nm/）；為其許用值（Nm/），按下表2-5選取。表2-5 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規格D/mm0.280.300.350.40當摩擦片外徑D210mm時，=0.28N/0.0008N/，故符合要求2.6.4單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值w。 汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為： W = () = () = 11143.0(J)式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J) m 為汽車總質量取1140kg； rr 為輪胎滾動半徑0.3m； i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比3.455； i為主減速器傳動比4.111； n為發動機轉速(r/min),乘用車n取2000 r/min;w = = = 0.38J/mm 式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功取11143J滿足w =2,則=r-2=100-10=90mm故取80mm.3.1.6 壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定 和需滿足下列條件：故選擇115mm， 106mm. 校核： (壓緊) (分離) (壓緊) (分離)故滿足條件。3.1.7 膜片彈簧工作點位置的選擇 膜片彈簧工作點位置如圖3.1所示，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且。新離合器在接合狀態時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的壓緊力從到變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減小踏板力，C點應盡量靠近N點。圖3.1 膜片彈簧工作點位置3.1.8 膜片彈簧材料制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA。3.1.9 膜片彈簧強度計算與應力校核 分析表明，B點的應力值最高，通常只計算B點的應力來校核膜片彈簧碟簧的強度。由參考文獻1P65可知B點的應力為=E/（12）/r(e-r) 2/2（e-r）+h/2 令對的導數等于零,可求出達到極大值時的轉角 =+h/(e-r)/2 自由狀態時碟簧部分的圓錐底角=0.245 rad; 中性點半徑e=(R-r)/(R/r)=（96-82）/(96/82)=108.629 mm。此時 =0.245+3/(108.629-82)/2=0.386 rad 離合器徹底分離時,膜片彈簧子午斷面的實際轉角為 f=2*1f /(R1-r1)/2=2* 1.4/（90-82）/2=0.088rad 此時，則計算時取，所以 =2.1100000/（1-0.32）/80（108.629-98）0.0882/2-（108.629-98）0.245+6/2 0.088=-753.55（） 為一個分離指根部的寬度, =2r/n=23.1482/18=28.6 mm。所以 =6（82- 35）675.2/（1828.662）=102.7（） 考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉應力，根據最大切應力強度理論，B點的當量應力為 =102.7（753.55）=856.25（） 在這次設計中，膜片彈簧材料采用60Si2MnA，所以=846.25符合jB15001700MPa的強度設計要求。3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。 向變形為(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：式中，E彈性模量，鋼材料取E=2.06Mpa； b泊松比，鋼材料取b=0.3； R自由狀態下碟簧部分大端半徑，mm； r自由狀態下碟簧部分小端半徑，mm； 壓盤加載點半徑，mm； 支承環加載點半徑，mm； h膜片彈簧鋼板厚度，mm。 圖形如下：圖3.2 彈性特性曲線3.3 膜片彈簧的相關參數如表3-1表3-1截錐高度H板厚h分離指數n圓底錐角4.8mm2.4mm1814第四章 扭轉減振器的設計4.1 扭轉減振器主要參數 4.1.1 帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式:圖4.1 帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖1從動盤；2減振彈簧；3碟形彈簧墊圈；4緊固螺釘；5從動盤轂；6減振摩擦片7減振盤；8限位銷 由于現今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取，T=(1.52.0) 其中，對于乘用車，系數取2.0。 則 T=2.02.0155310（）4.1.2 扭轉剛度k 由經驗公式初選k 即kT133104030（Nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦轉矩 可按公式初選（0.060.17）取 =0.1 =0.1155=15.5()4.1.4 拉緊力矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 滿足以下關系：（0.050.15）且15.5 而（0.050.15）7.7523.25 則初選20Nm4.1.5 減振彈簧的位置半徑的尺寸應盡可能大些，一般取=(0.600.75)d/2則取=0.65d/2=0.65125/2=40.6(mm),可取為42mm.4.1.6 減振彈簧個數Z表4-1 減振彈簧的選取摩擦片外徑 當摩擦片外徑D250mm時，Z=46故取=44.1.7 減振彈簧總壓力F 當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力F為FT/R0310/(42)7.38(kN)4.1.8 極限轉角 本次設計= 4.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。4.2.1 減振彈簧的分布半徑R R的尺寸應盡可能大些，一般取R=(0.600.75)d/2式中，d為離合器摩擦片內徑故R=0.65d/2=0.65125/2=40.625(mm)，即為減振器基本參數中的R4.2.2 單個減振器的工作壓力PP= F/Z=7380/41845(N)4.2.3 減振彈簧尺寸1）彈簧中徑D 其一般由布置結構來決定，通常D=1115mm故取D=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd=4.84mm式中，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為580Mpad取5.0 mm3）減振彈簧剛度k 應根據已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R1確定，即k=407.4(N/)4）減振彈簧有效圈數 彈簧的切變模量，E=19600,GB/T 123676，表30.2-4 所以 =4.55）減振彈簧總圈數n 其一般在6圈左右，與有效圈數之間的關系為 n=+(1.52)=6 減振彈簧最小高度=33mm 彈簧總變形量mm 減振彈簧總變形量=33+4.52=37.52mm 減振彈簧預變形量=0.201mm 減振彈簧安裝工作高度=37.52-0.201=37.31mm6）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為3.8mm, 為72mm.7）限位銷直徑 按結構布置選定，一般9.512mm。可取為10mm8）選擇旋繞比，計算曲度系數 根據下表選擇旋繞比表4-2 旋繞比的薦用范圍d/mmC 確定旋繞比，曲度系數扭轉減振器相關參數表4-3極限轉矩阻尼摩擦轉矩預緊轉矩減振彈簧的位置半徑減振彈簧個數216 Nm10.8 Nm10 Nm46mm4第五章 離合器其它主要部件的結構設計5.1 從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據摩擦片的外徑D與發動機的最大轉矩T表5-1 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑 D/mm發動機最大轉矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0 本次設計D = 180 mm ，T= 155Nm 故選擇花鍵類型為：摩擦片外徑 D/mm發動機最大轉矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應力/齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm1806910262132011.6 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力 ()及剪切應力()的強度校核： 式中： ，分別為花鍵外徑及內徑，mm； n花鍵齒數； ，b分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬，mm； z從動盤毅的數目； 發動機最大轉矩，N.mm。 從動盤毅通常由40Cr ， 45號鋼、35號鋼鍛造，并經調質處理，HRC2832。 由表3-1選取得： 花鍵齒數n=10； 花鍵外徑D=26mm； 鍵內徑d=21mm；鍵齒寬b=3mm； 有效齒長l=20mm；擠壓應力=11.6MPa； 校核計算如下： =6.60MPa； =4.99MPa；符合強度得要求。5.2 從動片的設計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1) 從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3) 應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本次設計初選從動片厚度為2mm5.3 離合器蓋結構設計的要求： 1) 應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的