1、 汽車設計課程設計題目: 汽車離合器設計 專 業： 車輛工程 班 級： 083班 學 號： 200800205* 姓 名： 姚* 指導老師： 韋* 完成日期： 2011年11月15日 一、目錄二、前言2三、正文.3任務與背景分析3（1）根據已知參數，確定離合器形式4（2）離合器主要參數的確定42.1 后備系數42.2 單位壓力42.3 初選摩擦片外徑d、內徑d、厚度b42.4 摩擦因數f、離合器間隙t5（3）摩擦片尺寸校核與材料選擇。53.1 判斷d/d：53.2 判斷d是否符合要求：53.3 判斷d是否符合要求：5扭轉減震器的設計：6（4）扭轉減震器選型：74.1扭轉減震器主要參數的確定6（

2、5）減震彈簧尺寸確定75.1減振彈簧的分布半徑r075.2減振彈簧尺寸75.2.1彈簧中徑dc75.2.2單個減震器的工作壓力p75.2.3彈簧鋼絲直徑d85.2.4減振彈簧剛度k85.2.5減振彈簧有效圈數85.2.6減振彈簧總圈數n85.2.6.1減振彈簧最小高度85.2.6.2全部減震彈簧總的工作負荷85.2.6.3單個減震彈簧的工作負荷p85.2.6.4減震彈簧總變形量95.2.6.5減震彈簧自由高度95.2.6.6減震彈簧預變形量95.2.6.7減震彈簧安裝高度95.2.7從動片相對從動轂的最大轉角9（6）膜片彈簧的設計96.1 膜片彈簧的基本參數的選擇96.1.1 比值 和h的選擇

3、96.1. 2比值和r、r的選擇106.1.3 的選擇106.1.4 分離指數目n的選取106.1.5 膜片彈簧小端內半徑 及分離軸承作用半徑 的確定106.1.6 切槽寬度1、2及半徑106.1.7 壓盤加載點半徑 和支承環加載點半徑 的確定116.2 膜片彈簧的彈性特性116.3膜片彈簧工作點位置的選擇136.3.1 b點：136.3.2 a點：146.3.3 c點：146.4 強度校核14（7）從動盤總成的設計157.1 從動盤轂157.2 從動片167.3 波形片和減振彈簧16（8）壓盤設計168.1 離合器蓋168.2 壓盤168.3分離軸承17(9) 總結17（10）致謝17（11

4、）參考文獻17二、前言設計的背景：離合器是汽車傳動系中的重要部件，主要功用是是切斷和實現發動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車平穩起步，保證傳動系統換擋時工作平順以及限制傳動系統所承受的最大轉矩，防止傳動系統過載。膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩定，操作輕便，高速是平衡性好、結構簡單且較緊湊、散熱通風性能好、使用壽命長，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式，參數選擇以及計算過程。（汽車構造第五版下冊）設計的目的和意義：本次設計，我力爭把離合器設計系統化，讓離合器在任何行駛條件下，既

5、能可靠的傳遞發動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止過載。結合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。分離是要迅速、徹底。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，便于換檔和減小同步器的磨損。應有豬狗的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。為離合器設計者提供一定的參考價值三、正文設計任務書1）廣泛查閱離合器資料，參考長城酷熊 09款1.5豪華型車型，根據使用條件，確定離合器結構，進行膜片彈簧離合器的總體結構設計。2）確定膜片彈簧的結構參數，對壓盤、

6、摩擦盤和離合器殼體的結構、參數進行選擇，對主要的零部件進行強度計算。3）繪制一張（a3圖紙）離合器膜片彈簧圖。5）完成設計說明書。任務與背景分析由于本人學號在班上的排名為23，所以選擇方案：汽車型號長城酷熊 09款1.5豪華型發動機最大功率整備質量發動機最大扭矩輪胎規格 最高車速車輪半徑最高轉速后橋主減速器比載重量變速器擋的傳動比本車設計采用單片膜片彈簧離合器。本車采用的摩擦式離合器是因為其結構簡單，可靠性強，維修方便，目前大多數汽車都采用這種形式的離合器。采用膜片彈簧離合器是因為膜片彈簧離合器具有很多優點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成摩擦片磨損后，彈簧壓力幾乎可以保持不變，

7、且可減輕分離離合器時的踏板力，是操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼其壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數目減少，質量減小并顯著的縮短了其軸向尺寸；另外，由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，是壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現良好的散熱通風等。由于膜片彈簧離合器具有上述一系列的優點，并且制造膜片彈簧的工藝水平也在不斷的提高，因而這種離合器在轎車及微型輕型客車上得到了廣泛的應用，而且逐漸擴展到了載貨汽車上。從動盤選擇單片式從動盤是一個結構簡單，調整方便。壓盤驅

8、動方式采用傳動片式是因為其沒有太明顯的缺點且簡化了結構，降低了裝配要求有有利于壓盤定中。（1）根據已知參數，確定離合器形式從動盤數：由于設計的是乘用車，發動機扭矩一般不大，所以選擇：單片離合器。壓緊彈簧和布置形式選擇：綜上所述，本次設計選擇推式膜片彈簧離合器。離合器設計：（2）離合器主要參數的確定2.1 后備系數由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取1.20。2.2 單位壓力查汽車設計表2-2,選擇粉末冶金材料鐵基，取：2.3 初選摩擦片外徑d、內徑d、厚度b查汽車設

9、計表2-3，得乘用車的直徑系數由公式估算得：根據汽車設計課程設計指導書（王國權，龔國慶編著，機械工業出版社出版）表2-5可知，摩擦片（圓環形）推薦值外徑d/mm內徑d/mm厚度t/mm單面面積a/cm22251503.52212501553.5302取d=250mm，d=155mm，b=3.5mm2.4 摩擦因數f、離合器間隙t故根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表24摩擦因數f=0.35 離合器間隙一般為34mm， 此處取 t=3mm選用單片從動片所以摩擦面數取 z=2（3）摩擦片尺寸校核與材料選擇。3.1 判斷d/d：因為：d/d=155/250=0.62, 符合d/d=(0.

10、530.70)的要求！3.2 判斷d是否符合要求： 因為發動機的最高轉速為：6000(r/min), 故根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）公式（2-10）得： 所以d當慎重選擇！3.3 判斷d是否符合要求： 為了保證扭轉減震器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減震器彈簧位置直徑2r0約50mm即：d2r0+50mm先確定r0：一般 r0=（0.60-0.75）d/2，此處取：r0=0.60d/2，所以：r0=0.60*155/2=46.5(mm)，即： 2r0+50=143mm，而d=155mm，所以：d2r0+50mm符合！（參考：汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）-page6

11、2）3.4 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，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許可值，即： ， ，w為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（j），可以由下式求的： 計算時，對于乘用車ne=2000r/min，由以上公式求得：w= 14133.27（j），w= 0.23（j/mm2,），所以：w=，則 x1,f=fminbnd(fun,1,3)x1 = 2.6372f = -3.8708e+003n點：fun=inline(pi*(2.1*105)*2.5*x1/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( 4.25

12、-x1*(120-97)/(119-98)*( 4.25-(x1/2)*(120-97)/(119-98)+2.52),x1); x1,f=fminbnd(fun,4,6)x1 = 5.1237f = 3.1989e+003m點p1：(pi*(2.1*105)*2.5*2.6372/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( 4.25-2.6372*(120-97)/(119-98)*( 4.25-(2.6372/2)*(120-97)/(119-98)+2.52)ans = 3.8708e+003b 點p1：(pi*(2.1*105)*2.5*3.492/(6*

13、(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( 4.25-3.492*(120-97)/(119-98)*( 4.25-(3.492/2)*(120-97)/(119-98)+2.52)ans = 3.6872e+003a 點p1：(pi*(2.1*105)*2.5*1.99/(6*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( 4.25-1.99*(120-97)/(119-98)*( 4.25-(1.99/2)*(120-97)/(119-98)+2.52)ans = 3.7106e+003c點p1：(pi*(2.1*105)*2.5*5.49/(6

14、*(1-0.32)*log(120/97)/(119-98)2)*( 4.25-5.49*(120-97)/(119-98)*( 4.25-(5.49/2)*(120-97)/(119-98)+2.52)ans = 3.246.9e+003得坐標：m點（2.6372, 3.8708e+003）,n點（5.1237, 3.1989e+003）,c點（5.49, 3.2469e+003）特性曲線如下圖：6.3膜片彈簧工作點位置的選擇6.3.1 b點：通過膜片彈簧的特性曲線，由matlab得：由特性曲線圖可查得膜片彈簧在b點的壓緊力：校核后備系數： 計算時一般取 0.25-0.30 ，此處取：0.2

15、71.49在范圍：1.201.75內，所以合格！6.3.2 a點： 由汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知： 為每摩擦工作面最大允許磨損量（珋釘頭外露），考慮到彈力衰減，a點（1.99，3.7106e+003）處的膜片彈簧預緊力較b（3.492，3.6872e+003）點略高，所以 符合要求！6.3.3 c點：由汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，它一般在特性曲線凹點附近，此時分離力較小，c點位置確定于壓盤升程 為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式可取：0.751mm，此處取 由汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式子（2-18）得：所以：膜片

16、彈簧大端的最大變形量（離合器徹底分離時）6.4 強度校核 由汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，膜片彈簧最大應力發生在離合器分離狀態時，因此只需校核離合器在分離狀態時b點(汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）圖2-13)的當量應力是否符合要求即可。膜片彈簧大端的最大變形量:1c=5.49mm，對應的力p2=3246.9n由汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）公式（4.6.8）知:推式膜片彈簧寬度系數：由汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）公式（4.6.13）：=1625.48mpa15001700mpa所以強度符合要求!（7 ） 從動盤

17、總成的設計7.1 從動盤轂根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。故取從動盤轂軸向長度取為1.2=1.232=38.4mm。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632hrc。根據摩擦片的外徑d的尺寸以及根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于d=250mm，發動機最大轉矩te=138 n*m則查表2-7可得：從動盤外徑d/mm發動機最大轉矩te/(n*m)花鍵齒數n花鍵外徑d/mm花鍵內徑d/mm鍵齒寬b/mm有效齒長

18、l/mm擠壓應力mpa22514710322643011.325019610352843510.2取花鍵尺寸：齒數n=10， 外徑=32mm, 內徑26mm 齒厚t=4mm,有效齒長l=30mm, 積壓應力=11.5mpa7.2 從動片從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為3.5mm,表面硬度為3540hrc7.3 波形片和減振彈簧波形片一般采用65mn,厚度取為1mm,硬度為4046hrc，并經過表面發藍處理。減振彈簧用60si2mna鋼絲。（8） 壓盤設計8.1 離合器蓋 應具有足夠的剛度，板厚取4mm，乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等

19、低碳鋼板。8.2 壓盤8.2.1 壓盤傳動方式的選擇由于傳統的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）p77另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。8.2.2 傳動片根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。傳動片可選為3組，每組4片，每片厚度為1.2mm，一般由彈簧鋼帶65mn制成。8.3分離軸承由于=6000r/min，離心力造成的徑向力很大，因此采用角接觸式徑向推力球軸承。(9) 總結本次課程設計中，設計的是推式膜片彈簧離合器。這種離合器具有較理想的非線性彈性特性，壓力分布均勻、摩擦片接觸良好、磨損均勻，設計簡單、安裝容易、膜片彈簧外徑相對較小、夾緊載荷相對較小等諸多優點。在設計工作中，我認真負責、積極而勤奮的完成每一項任務。在困難面前，我不怕挫折，在數據計算的時候，往往一處細小的錯誤都將顛覆前面所有的工作，但是我沒有氣餒，一鼓作氣