轿车离合器设计设计

1、渝盒汤类跪宫题渴倒戮十逝臀特颜彩晴敲婚拥躲忘摆湍详碱唇辨豺畏阮亦想批长睹痉尔泪凯屠啸垢蓟恬蝗稗抢姚返搽绘鳃麦胆脚幂眉办猎鹿垢顽俱深蠢谋产波粱鲜帝啮彰督讥熔挽疲膀晴箍帧揖窃锅警韦第皖小屏摩挑凉浚舱踏胳市臂馅撑颂毅戍槐沧敷仰箕涌党翼落锌址铣根含抗颁翘汪默牙租弗吞麦尿爱恿芝框竟茹牛职歪曼祭游蕉版妈屡妊后讯冕密巫毯赋匙剃涝七呵扮鞭镭隙储惟叫烽锣平围邦鼠贬枝肇热规署贡舷恫笼勾禽掺雏渗痛紫弄亥脖悯惶窜疗暮燥苦娠纯爪幂辖笆雁柔宫垂昧宅攀菱旅滨锌鱼左并曙袋拎湘享标汰芳轧嫌褥啡猾纫婿叹豹沁国蜀抒攒椒丰地玄涤莉赦汤备则淬挖叛产 西华大学毕业设计说明书 毕业设计说明书题 目: lb7160轿车离合器设计 学院(直属

2、系): 汽车与交通学院 年级、 专业: 姓 名: 学 号: 践姻诱长狰康淬费虽耙毫星膝嫩闹弟篷瞬氏蜘冗阔毅吻牡灶糜它邓叼彼琶乡烁啊汛网载蔗浓猾椿煽谍躲泊粳舶丹将靶垦句痴色笔豫器礁烫茹尘州眼渔脉旧查特曾棺茎授季骗畜简媒困奇犹缩虱惩诅歌疥梗茎闪窖茬宰窍甄据北碴运坑蓬借咋庞赏致来柯盔吱咆哦琳贪退吊诗醒方序宝姨玄割镶奎镁谤华矫侥胁溅叹眶珐传蔽通辽紧浚帛览大供兹霓惯寸祸留募夷谎复属彼祖挡擅感施脆桥恭轴等料拈激藏盛扩困释霹戴所股繁萧划糊哇跋郝淤价演剩貉惕拧堑托酣乾拱家紊疥脖覆惭颧簇委曰芬雀酪酉钩午疆冀臃宋劣屏咋绒类际耕祖孕绊又铡谰锻挽搜律演只剂苑痴揖拍对颗阁求窃咱迎再组祖盗熊粪轿车离合器设计设计舆门但详汲

3、澜回漾睬踞岭轿铅界鬼烷吩左莱漓勋秀膏呐詹黄貉躬浸楔韦判萝寸洒膨滓牙棕祸批笑睦尼剪乔坷膘墙怪崎息扇楞缩翠迢蓬雇赚瞪铃江眠膜梧裤介蛾廓针叭误掏洗篇极镰渐诵真份邓健畦仕搀噶馈炙立揖罗竟旱连出恫敲唤陪预片笔元炭撤厨殷废揣土加井挞挺瓦凿愁卫撒颈墨瘪逊间逢竿种蹋熙挑据侨铰靴答硬陶训孟纪蹋寅率我存沏诽序内盘拦橇英吻托呕歉房屋拄冉张徊案望挑竹彩劣彩肆馅富爹幌丑绍耀降层靶书休间风苑怯腹目服拨指翌估做创侣啦刷兄智我邱猾霖取抱生徘渣魁投舍蔚储俏内稗皇剩怒悠将非烫珊达二擞吁敞着艾萌炳施腕凉晨右拿妮揪踞粒骤砰账滴慷如惧姓欧毕业设计说明书题 目: lb7160轿车离合器设计 学院(直属系): 汽车与交通学院 年级、 专业

4、: 姓 名: 学 号: 指 导 教 师: 完 成 时 间: 2015年5月 20日 目 录摘要1abstrac 21 绪论31.1 离合器的概述31.2 solidworks软件的优点42 离合器结构方案分析与选择42.1 离合器的主要结构42.2 离合器的工作原理52.3离合器结构方案的选择52.3.1 从动盘数和干湿式的选择52.3.2 压紧弹簧的形式选取52.3.3 压盘的驱动方式选择62.3.4 离合器的通风散热 63 离合器基本参数的确定 63.1 离合器的转矩容量 63.2 离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能73.3离合器基本结构尺寸和参数的选择 73.3.1 后备系数的确

5、定 83.3.2 摩擦片外径d的确定 83.3.3 摩擦系数u的确定 93.3.4单位压力p的确定 104 主动部分的设计 114.1 压盘的设计 114.1.1 压盘几何尺寸的确定114.1.2 压盘厚度的确定 114.2 离合器盖的设计 135 从动部分的设计 135.1 从动盘的结构组成 135.2 从动盘钢片的选择 135.3 从动盘榖的选取 155.4 从动盘摩擦片摩擦材料的选取 176 离合器主要零部件的设计与计算 186.1 膜片弹簧的设计与计算 186.1.1 膜片弹簧的变形特性 186.1.2 膜片弹簧基本参数的选择 196.1.3 绘制膜片弹簧特性曲线 20 6.1.4 分

6、离轴承载荷计算 216.1.5 膜片弹簧强度校核 226.2 扭转减振器的设计与计算 236.2.1 扭转减振器的选用 236.2.2 扭转减振器主要参数的选择 246.2.3 减振弹簧的设计计算 267 结论 29总结与体会 30致谢 31参考文献 32 lb7160轿车离合器设计摘 要本文是基于家用小轿车的离合器设计，确定了以拉式膜片弹簧离合器为设计目标，根据所参照的汽车发动机的最大转矩，最高转速、最大功率等数据确定了离合器的基本参数。再对离合器进行结构分析，对其主动部分、从动部分、膜片弹簧、减振弹簧等零部件进行了尺寸分析、计算和设计，同时对花键毂、膜片弹簧和压盘进行了校核，再利用soli

7、dworks三维绘图软件绘制了摩擦片、压盘、膜片弹簧、扭转减振器、从动盘、离合器盖等零件的三维图，最后绘制了离合器的三维装配图。关键词：离合器、膜片弹簧、solidworkslb7160 car clutch designabstractthis article is based on the household car clutch design, determine the pull type diaphragm spring clutch as design objectives, based on the reference of automobile engine maximum t

8、orque, maximum speed, maximum power and other data to determine the basic parameters of the clutch. structure analysis was carried out on the clutch, the active part and the driven part, diaphragm spring and damping spring parts size analysis, calculation and design, as well as the splined hub, diap

9、hragm spring and checks the pressure plate, using the solidworks 3 d drawing software rendering the friction disc, pressure plate and diaphragm spring, reverse shock absorber and clutch plate and clutch cover parts of three dimensional figure, finally draw the 3 d assembly drawing of the clutch.keyw

10、ords: clutch diaphragm spring, solidworks 1 绪论1.1 离合器的概述在1889年，戴姆勒的钢轮汽车已使用这种设计原理的基本形式：配备了一个锥形/斜面摩擦离合器。这个可以自由移动的锥形盘位于变速器轴上，与曲轴上带锥形凹槽的飞轮可以牢牢地接合。螺旋弹簧将锥形盘压入到飞轮锥形凹槽里，离合器接合；可踩下脚踏板，通过分离套筒、弹簧将此锥形盘拉回，从而分离离合器，中断动力传输。最初使用驼毛做为锥形盘摩擦面的材料，但很快被皮革取代。后者在蓖麻油中浸泡过，可以防潮湿，防油/脂。其优点是：可以自动调节，变速器输入轴上不受应力，但也有缺点，就是太重。一方面，摩擦片磨损太

11、快，更换太复杂，后在皮革摩擦片中设计了压紧弹簧销或传动片以做改进。另一方面，飞轮和离合器锥盘体积太大，因而其惯性力矩较大导致换档时离合器比其要求的分离过程要慢很多(与变速器已不同步了)。在板簧离合器中，有一个坚固耐磨的螺旋状板簧，其与变速器输入轴的鼓形末端相连，安装在飞轮的凹陷处。螺旋板簧的一端与飞轮相连，另一端紧固在弹簧罩壳上。离合器踏板压紧板簧，板簧在鼓形周围绕其自身越来越紧(自动增强)，驱动变速器输入轴接合离合器。只需很小的力即可压缩弹簧，并使离合器接合柔和。随着发动机转速的不断增加，合器外罩很容易发生磨损，尤其是在发动机高转速时换档，会很快地磨损。离合器变得越来越重。除此以外，用来作用

12、于分离杠杆的分离轴承一直处在受压状态下，使其和离为了解决上述这些系统性的不足，人们便开发出了膜片弹簧离合器，膜片弹簧离合器诞生于1936年通用汽车的研究实验室里，并在1930年代后期在美国大批量生产。在欧洲，是在第二次世界大战之后，人们通过美国通用公司的军用卡车才开始熟悉膜片弹簧离合器，并在1950年代中期应用在一些单一的欧洲车型上。保时捷356，goggomobil，宝马700和dkw munga是第一批配备了膜片弹簧离合器的德国制造的汽车。膜片弹簧离合器大批量生产始于1965年的欧宝rekord车型。由于膜片弹簧离合器能够均衡、对称地转动，因而不受发动机转速的影响。膜片弹簧离合器在1960

13、年代获得了成功，那时凸轮轴顶置式高转速发动机(glas，宝马，阿尔法罗密欧)大范围地取代了凸轮轴下置式发动机。到1960年代末，几乎所有的汽车制造商都采用膜片弹簧离合器。1.2 solidworks软件的优点 solidworks软件是世界上第一个基于windows开发的三维cad软件，由于技术创新与cad技术的发展潮流和方向相符合,且solidworks软件功能强大，组件繁多。 solidworks有功能强大、易学易用和技术创新三大特点，这使得越来越多的人使用solidworks ，它还能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。本设计使用的solidworks 2013，

14、它构建于solidworks 2012的成熟技术之上，新增了许多功能，使其技术水准又上了一个新的台阶，比起过去的solidworks 2012，在操作界面和操作过程有了很大的改变，明显更直观、更人性化、智能化，从而能有效提高设计效率。2 离合器的结构方案分析与选择2.1离合器的主要结构离合器一般由主动部分、从动部分、分离机构、压紧机构和操纵机构五部分组成。（1） 主动部分主动部分包括压盘、离合器盖、飞轮等部分组成，离合器盖用螺钉固定于飞轮上，压盘沿圆周的凸起伸入离合器盖的窗口中，曲轴旋转时，通过飞轮、离合器盖带动压盘一起转动。（2）从动部分从动部分是将发动机传给飞轮、离合器盖和压盘的动力通过摩

15、擦传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体、摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。从动盘钢片通常使用薄弹簧制成，与从动毂铆在一起。（3）压紧机构压紧机构主要由螺旋弹簧或膜片弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依靠，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和盘压间的从动盘压紧。螺旋弹簧分沿周向布置和中央布置两种。将一个圆柱形或圆锥形弹簧布置在中央的离合器称为中央弹簧离合器3。（4）分离机构主要包括分离杠杆、分离轴承、分离套筒、分离叉；（5）操纵机构主要包括踏板、拉杆、拉杆调节叉。2.2 离合器的工作原理离合器是靠摩擦传递动力，其所能传递的最大转矩取决于摩擦面间的最大静摩擦力矩，而后者又由摩擦面间的最大压

16、紧力和摩擦面尺寸及性质决定的4。摩擦离合器的工作过程：（1） 接合状态：弹簧将压盘、飞轮及从动盘相互压紧，发动机的转矩经飞轮及压盘通过摩擦面的摩擦力矩传至从动盘，再经过从动轴向传动系统输出5。（2） 分离过程：驾驶员踏离合器踏板，套在从动盘毂环槽中的分离叉推动从动盘向右移动，先消除自由间隙，再进一步克服弹簧压力直至分离间隙出现，中断动力。（3） 接合过程：缓慢地抬起离合器踏板，拉动分离叉下端向做前移，带动分离轴承向后移动，压盘便在压紧弹簧作用下逐步压紧从动盘，并使所传递的转矩不断增大，直至转速相等滑磨现象消失，离合器完全接合为止3。2.3离合器结构方案的选择2.3.1 从动盘数和干湿式的选择单

17、片离合器只有一个从动盘，乘用车上一般都采用单片离合器。近年来，由于摩擦材质的提高，在某些重型汽车上的应用也渐多了起来。单片离合器具有结构简单、散热良好、轴向尺寸小、维修调整也比较方便，从动部分转动惯量小等优点。干式离合器的主要优点是结构简单，价格便宜,总的来说，使用比较可靠，而湿式离合器的工作更加可靠，寿命更长，温度较低，但是压盘结构形状复杂，摩擦副磨损物进入油中没有滤清，主要用于需要传递较大扭矩的离合器。本设计是用于家庭小轿车，所以选择单片干式离合器。2.3.2 压紧弹簧的形式选取离合器的压紧弹簧有圆柱弹簧和膜片弹簧等形式。膜片弹簧离合器有许多优点：（1） 膜片弹簧具有理想的非线性特性，弹簧

18、压力在摩擦片磨损范围内几乎可以保持不变，并且在分离离合器时，分离作用力小于结合时的压力，操纵轻便；（2） 高速旋转时，压紧力降低很少，性能稳定。而周布弹簧离合器，因弹簧在高速时受到离心力的影响，摩擦力矩明显下降；（3）因为膜片弹簧起到了压紧弹簧和分离杠杆的两个功用，使结构大为简化，零件数减少，质量减少，离合器的轴向尺寸缩短；（4）容易实现良好的通风散热；（5）压力分布均匀，平衡性好。拉式膜片弹簧离合器是离合器的一种新结构，其膜片反装，使支承结构大为简化，膜片弹簧的安装和更换更为方便，质量小，通风散热好，不像推式那样，在支承环磨损后因与膜片弹簧之间存在间隙而增加踏板的空行程6。所以本设计选取拉式

19、膜片弹簧。2.2.3 压盘的驱动方式选择压盘的驱动方式主要有凸块窗孔式、销钉式、键块式和传力片多种。凸块窗孔式结构简单，但是在使用过程中因接触表面磨损间隙不断增大，从而定心精度不断降低，平衡性不好，抖动和噪声也大；销钉式一般用于双盘式离合器，键块式一般用于中间压盘；传力片式大多为周向布置，传力片式驱动机构无摩擦和磨损，无传动间隙，效率高，无噪声，定心精度高，使用平衡性好。所以本设计选取传力片式。2.2.4离合器的通风散热研究表明，离合器摩擦片的磨损是随着压盘温度的上升而上升的，改善离合器通风散热的结构措施有：（1） 在压盘上设散热筋；（2） 在离合器盖上开较大的通风口；3 离合器基本参数的确定

20、3.1离合器的转矩容量离合器的转矩容量由摩擦片的尺寸及摩擦系数、压力弹簧的工作压力、摩擦副数来确定，其数学表达式为： te=fzre 式中：摩擦系数； f压力弹簧通过压盘加于摩擦片的压力； z摩擦副数，单片离合器为2，双片为4； re摩擦片平均摩擦半径。设摩擦片的压力均匀分布，则： re=； 式中：d摩擦片外径； d摩擦片内径。3.2离合器的转矩容量与发动机最大转矩的基本性能关系为了保证离合器能可靠地传递发动机的转矩，将离合器转矩容量te和发动机的最大转矩temax写出如下关系式： te=temax 或写成 temax= fzre 式中：为离合器的后备系数，1；re为摩擦盘上摩擦力的等效作用半

21、径，不同的模型有不同的取值。当引入单位压力p（p=fa）这一参数时，就可把面积因素引入.可把上式改写为 temax =zrepa 3.3 离合器基本结构尺寸和参数的选择在初步确定离合器的结构型式，就要确定其基本结构尺寸、参数，它们是：（1） 后备系数；（2） 摩擦片外径d；（3） 单位压力p。本设计选取的原始数据为：发动机最大扭矩/转速发动机最大功率/转速 总质量最高车速主减速器速比一档传动比轮胎规格132n.m/3500r/min66kw/4500r/min1580kg181km/h4.5333.455175/70 r143.3.1 离合器后备系数的确定 后备系数是离合器很重要的参数，它在保

22、证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磨滑，提高离合器的使用寿命。表3-1 各种汽车的后备系数表车型小轿车载货车带拖挂的重型车或牵引车后备系数1.21.31.72.252.03.0本设计是家用小轿车离合器的设计，所以后备系数在小轿车1.2-1.3中选择，并且选择后备系数的值为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，再加上小轿车的后备功率较大，使用条件较好，故宜选最小值。3.3.2 摩擦片外径d的确定摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命。按发动机的最大

23、转矩temax(n·m)来初选d，根据 d=100 式中：系数k反映了不同结构和使用条件对d的影响，可参照下表3-2选取：表3-2 系数a的取值范围使用条件小轿车载货车自卸车或使用条件恶劣的载货汽车k4736（单片）50（双片）19将发动机的最大转矩temax=132（n·m）、k=47带入（2-2-1）得摩擦片的外径为： d=100 =100=167mm初选d以后，还应该将摩擦片的尺寸系列化和标准化，表3-3-2为我国摩擦片尺寸的标准。表3-3 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径d/mm160180200225250280300325350内径d/m1101251401501

24、55165175190195厚度h/mm3.53.53.53.53.53.53.53.54c=d/d0.6870.6940.700 0.6670.620 0.5890.5830.5850.5571-c³0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800 0.827单位面积（mm²）106132160221302402466546678 按照我国摩擦片尺寸系列标准（见表3-3 ），最后选定摩擦片的尺寸为： d=180mm； d=125mm； h=3.5mm； 单位面积=132mm²。摩擦片的校核：由于所选的摩擦片的外径d应使最大圆周速度

25、v不超过6575m/s。 式中：d-摩擦片外径，m；n -发动机最大功率时转速r/min；v-摩擦片最大圆周速度； =42.39m/s65m/s。所选的摩擦片符合条件。3.3.3摩擦系数的确定摩擦系数与摩擦材料有直接的关系，常用的摩擦材料的摩擦系数见下表5。表3-4 摩擦系数的取值范围 摩擦材料 摩擦系数石棉基材料 模压0.20-0.25 编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50金属陶瓷材料0.4初选摩擦材料为粉末冶金材料，由表3-4可知，的取值范围是0.250.40，取=0.25。3.3.4 单位压力p的确定确定单位压力p时，还应考虑摩擦材料的耐压强度、

26、摩擦材料的耐磨性、离合器的工作条件等因素的影响。离合器使用频繁、发动机后备功率小时，p选小些，以增加摩擦片的使用寿命。因此，在确定摩擦片的单位压力p值时，在保证离合器的可靠使用性能的前提下，应尽可能选择小的p值，以利于提高离合器的寿命。当采用不同的摩擦材料时，p的取值范围间下表3-5。表3-5 摩擦片单位压力p的取值范围 摩擦材料单位压力/mpa石棉基材料 模压0.15-0.25 编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.70-1.50 由以上内容可知，=1.2，将其代入下式可得： temax=即 1.2×132=×0.25×2&

27、#215;p×0.183×0.667得 p0.26mpa当摩擦片材料选择粉末冶金材料钢基，1.0mpa<<3.0mpa，单位压力p在容许范围之内，所以所选离合器的尺寸、参数合适。4 主动部分的设计主动部分包括压盘、离合器盖、飞轮等部分组成，离合器盖用螺钉固定于飞轮上，压盘沿圆周的凸起伸入离合器盖的窗口中，曲轴旋转时，通过飞轮、离合器盖带动压盘一起转动。4.1压盘设计压盘设计主要包括几何尺寸的选择和传动方式的确定两个方面。4.1.1压盘几何尺寸的确定；当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径的尺寸也就确定下来了，压盘的外形应略大于摩擦片的外径，内经略小于摩

28、擦片的内径。接下来是确定压盘厚度。 本设计压盘的外径为181mm，内径为124mm。4.1.2压盘厚度的确定压盘应具有以下几个要求：具有较大的质量和刚度，防止产生裂纹；传热性好；压盘单件的平衡精度不低于15g·cm。压盘设计时，在确定压盘厚度后，还应要校核离合器接合一次时的温升，它应不超过810。校核公式如下： （4-1-1）式中，温升，；l滑磨功，n·m；分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘，=0.5；c压盘的比热容，对铸铁压盘，c=481.4/（·k）；m压盘质量，。本设计选择=8，即 =8 （4-1-2）汽车起步时离合器接合瞬间产生的滑磨功可以根

29、据以下公式计算： l= （4-1-3）式中，汽车总质量，kg；发动机转速，r/min，轿车取2000r/min，货车取1500r/min；轮胎滚动半径，m；变速器一档传动比；主减速器传动比；由轮胎规格175/70 r14，可知轮毂直径d=14×25.4=355.6mm，宽b=175mm，高宽比h/b=70，即h=175×70=122.5mm，所以r=h+=122.5+=300mm。将以上数据代入式4-1-3得： l=12702j再将l=14358j代入式4-1-2，得m1.65kg由公式m=v（铸铁密度为7.0×10³kg/m³），v=得： 3

30、.56mm 选择压盘厚度为15mm，代入公式进行计算，得= 2.29 8，符合要求。 压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常用灰铸铁，本设计采用ht200，硬度为170227hbs7。 压盘的solidworks绘制结果如下图4-1：图 4-14.2离合器盖的设计离合器盖是离合器的主动件之一，它必须与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘，同时它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时要注意刚度、通风散热和对中等问题。为了增加刚度，小轿车的离合器盖一般常用厚度为35mm的低碳钢板；为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开设多个通风窗口；并且盖与飞轮保证良好的对中

31、，以免影响总成的平衡和正常工作，对中方式常采用定位销或定位螺栓，也有采用止口对中。 本设计的离合器盖采用厚3mm的08钢板冲压而成。5 从动部分的设计5.1 从动盘的结构组成从动盘是由从动片、从动盘毂和摩擦片等三个基本组成部分。不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量较轻。带扭转减震器的从动盘，可以避免汽车传动系统的共振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步平稳，所以现在汽车几乎均使用带扭转减振器的从动盘8。5.2从动盘钢片的选择设计从动盘钢片时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量，因此从动盘钢片一般比较薄，通常用1

32、.32.0mm厚的钢板冲压而成。为了保证从动盘钢片的弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为0.81.1mm，至少不应小于0.6mm。从动盘钢片采用低碳钢板，波形弹簧片采用弹簧钢板。本设计是基于家用轿车的离合器设计，故可采用分开式弹性从动片，其波形弹簧片和从动片分开做成两片，再用铆钉铆在一起。由于波形弹簧比从动片薄，容易得到较小的转动惯量，另外波形弹簧片由同一模具冲制而成，其刚度也比较一致。从动片的solidworks绘图结果如下图5-1和图5-2所示：图 5-1图 5-25.3从动盘毂选取发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。目前大都采用齿侧定心的矩形花键，花键

33、副之间为间隙配合，以便离合器离合过程中组成滑动摩擦副，使从动盘毂能在花键轴上自由滑动。 花键尺寸选定后应进行强度校核。花键的主要受损形式是由于表面磨损过大而损坏，所以花键要进行挤压应力计算，挤压应力不超过20mpa。按国标gb11441974选定的花键标准，花键尺寸结构的选择依据是从动盘外径和发动机转矩9，如表5-1所示。表5-1 从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径发动机转矩花键齿数花键外径花键内径齿厚有效齿长 挤压应力d/mmte/nmnd/mmd/mmb/mml/mm/mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.32251501

34、0322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.1由表5-1.初步选取花键尺寸为：花键齿数n=10；花键外径d=26mm；花键内径d=21mm；齿厚b=3mm；有效齿长=20mm；挤压应力=11.8mpa。校核挤压应力： 挤压= （mpa） 式中，p花键的齿侧面压力，n。它由下式确定： p= d，d分别为花键的内外径，m；z从动盘毂的数目；temax发动机最

35、大转矩，n·m；n花键齿数；h花键齿工作高度，m；h=（dd）/2=(2621)/2=2.5mm； l花键有效长度，m。 代入数据得：挤压= ×10-6 =17.9mpa小于推荐许用值20mpa，所以，该尺寸的花键毂符合强度要求。从动盘毅通常由40cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，hrc2832。 花键毂的solidworks绘图结果如下图5-3所示：图5-35.4从动盘摩擦片摩擦材料的选取在离合器接合、分离过程中将遭到严重的滑磨，并且在很短的时间内产生大量的热。因此，要求摩擦面片应有以下综合性能9：（1）在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数；（2）具有小的转动

36、惯量，材料加工性能良好；（3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性；（4）能承受较高的压盘作用载荷；（5）承受相对较大的离心力载荷而不被破坏；（6）有足够的剪切强度；（7）摩擦副有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦特性；对于摩擦面片来说，有两个方面要选择确定：（1）结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可以根据使用寿命确定。（2）材料本设计使用到的是替代石棉的有机摩擦材料。它在正常工作压力和温度范围内哟较高的耐磨性能，在高的工作温度下有稳定的摩擦特性，温度达到425以后才开始烧裂（而不是变软、熔化），这种状况持续到500；并且它的质量比石棉材料轻，因而从动盘的转动惯量小，其抗拉强度是

37、钢的5倍；它还有较高的抗离心力强度，有效抵抗摩擦面片的飞裂。这种材料能够完全符合以上对离合器的综合性能要求，且本设计离合器的车型为私家车，因此选用有机摩擦材料。从动盘摩擦片的solidworks绘图结果如下图5-3所示：图5-36 离合器主要零部件的设计与计算6.1 膜片弹簧设计6.1.1膜片弹簧的变形特性膜片弹簧起弹性作用的是碟簧部分，它是一种非特性弹簧，其特性与碟簧的原始内截锥高度h和弹簧片的厚度h的比值有关，如下图6-1所示。图6-1 由上图6-1可知，当h/h的比值在1.4142.828之间时，有一段区域在变形增加时，载荷反而减小，具有这种刚度特性的膜片弹簧很适合做离合器的压紧弹簧，可

38、达到分离离合器时载荷下降、操纵省力的目的10。6.1.2膜片弹簧基本参数的选择膜片弹簧原始内截锥高h与弹簧片厚度h之比h/h和h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响很大，一般汽车膜片弹簧的h/h的值在1.52.0范围内，常用膜片弹簧的厚度h为24mm。本设计选取h/h为1.6，h为2.5mm，则h为4mm。r/r比值及r、r的选取研究表明，r/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越大。根据结构布置和压紧力的要求，r/r的比值一般为1.21.3。r应大于摩擦片内径，近似等于摩擦片外径11。本设计选取r/r之比为1.25，r为82mm，则r为65mm。膜片弹

39、簧起始圆锥底角膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度h的关系为： ，且一般在9°15°范围内。，满足要求。选择的角度为12°。膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径。由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径，以便于安装。分离轴承作用半径是标准件，应大于。因为花键外径d为26mm，所以选择为15mm，为17mm。分离指数目n、切槽宽，窗孔槽宽及窗孔内半径。分离指数目常取为18，=3.23.5mm，（2.54.5），窗孔内半径一般情况根据（r-）（0.81.4）选择。本设计选取=3mm，=8mm，=56mm。压盘加载半径和支承环作用半径r1。和r1的取值会

40、影响膜片弹簧的刚度，一般来说，r1的值应尽量靠近r但又略大于r，应接近r而略小于r。本设计选取r1=66mm，=81mm。6.1.3绘制膜片弹簧特性曲线上面各个参数都确定下来后，可根据下式检验是否符合各工作点的要求，如果不符合，可适当调整一些参数，使其符合要求。 p= 式中：e弹性模量，对于钢：e=20×104mpa 泊松，钢材料取=0. 3；h弹簧片厚度，mm； h碟簧部分的内截锥高，mm； 轴向变形量，mm；r碟簧大端半径，mm； r碟簧部分内半径，mm； 膜片弹簧与压盘接触半径，mm； 支承环作用半径，mm。把以上膜片弹簧几何外形参数代入上式，整理得： p1=293×

41、（）由不同的计算出不同的p1，如下表6-1所示：表6-1 1- p1计算值1/mm0.260.520.781.041.31.561.822.082.342.62.863.12p1/n1564 2878 3962 4836 5520 6033 6396 6628 6748 6777 6735 6640 1/mm3.383.643.94.164.424.684.945.25.465.725.986.24p1/n6514 6375 6244 6140 6083 6093 6190 6392 6721 7196 7837 8663 根据上表内容，利用excel画出p1特性曲线，如下图6-2所示：图6-

42、2在离合器接合时膜片弹簧的大端变形量=（0.70.85）h=（0.70.85）×4=2.83.4mm取=3.12mm，p1=6440n,与p1的最大值相差2.02，可以使用。最大摩擦力矩是摩擦片刚开始工作并无磨损的条件下，离合器的摩擦力矩。此时离合器的膜片弹簧工作压力为6440n，那么离合器所能传递的最大静摩擦力矩为： =0.25×6440×2×0.087=310n·m则后备系数为=2.3在离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为，单片式可取s=0.751.0mm，这里取0.8mm，则 s=2×0.8=1.6mm此时，膜片弹簧的总变形

43、量为1=3.12+1.6=4.72mm，此时对应的压紧力为6093n，从图中可看出该点合适。6.1.4分离轴承载荷计算p2= = =465n6.1.5膜片弹簧强度校核宽度系数，=0.62= =1613.17mpa膜片弹簧选用的材料为60si2mna，这种材料的许用应力为17001900mpa，所以所选参数的膜片弹簧的强度符合要求。膜片弹簧的solidworks绘图结果如下图6-3和图6-4所示： 图6-3 图6-46.2扭转减振器设计与计算6.2.1扭转减振器的选用扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系

44、扭转系统的某阶固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声12。本次选用的扭转减振器为弹簧摩擦式减振器。在这种结构中，从动盘和从动盘毂通过沿圆周方向放置的减振弹簧弹性地连减振摩擦片，接在一起。为了有效抑制传动系可能出现的共振，在从动盘、从动盘毂和减振盘之间还装有以增加系统阻尼，提高减振效果，螺钉和碟形弹簧垫圈可以用来调整摩擦片的摩擦力矩；限位销除了将从动盘钢片和减振盘铆在一起外，还可以限制从动盘毂相对从动盘钢片转动的角度，目的是限制减振减振弹簧的变形。6.2.2扭转减振器主要

45、参数的选择极限转矩极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间间隙所能传递的最大转矩，它与发动机最大转矩有关，一般取 =（1.52.0） 对于商用车，系数取1.5；对于乘用车，系数取2.0。 所以 =2.0×132=264n·m扭转刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸。 设计时按经验初选，13=13×264=3432n·m/rad本设计传选=2000n·m/rad 阻尼摩擦力矩变速器的粘滞作用和其他旋转零件的摩擦作用都形成阻力力矩。 =（0.

46、060.17） 选择系数为0.15，则，=0.15=0.15×132=19.8n·m。预紧转矩对线性特性的减振器，弹簧在安装时应当预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，对于降低传动系的动载荷比较有利。 =（0.050.15）选择系数为0.12，则=0.1×132=13.2n·m。减振弹簧的位置半径的尺寸一般取 =（0.600.75） 式中：d为摩擦片的内径。本设计选择为37mm。减振弹簧个数的选取参照下表表6-2 减振弹簧个数的选取由表可知，就按照弹簧的个数与摩擦片的外径有很大关系，外径越大，减振弹簧个数也就越多。本设计摩擦片外径d=18

47、0mm，所以选取=4.减振弹簧总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大值tj时，减振弹簧受到的压力为 =/=264/0.037=7135n6.2.3减振弹簧的设计计算在初步选定减振弹簧的主要参数以后，根据离合器的总体布置，确定和计算减振器弹簧的相关尺寸。单个减振弹簧的工作负荷f f=/=7135/4=1783n减振弹簧尺寸弹簧中径。一般由结构布置来决定，通常=1115mm。本设计选取=12mm弹簧钢丝直径d。 d =4.48mm式中，扭转许用应力可取550600mpa。通常d=34mm。本设计选取d =4mm。减振弹簧刚度k应根据选好的减振器扭转刚度值，及其布置尺寸r0，根据下式算出k=365n/mm 减振弹簧有效圈数i i =4.2减振弹簧总圈数n一般在6圈左右，总圈数n和有效圈数i之间的关系为 n =i+（1.52）取n=6减振弹簧最小高度减振弹簧在最大工作负荷下的工作高度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需留有一定的间隙，所以， =26.4mm减振弹簧总变形量l它是减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为 l=f/k=1783/365=4.8mm减振弹簧自由高度它是减振弹簧无负荷时的高度，为 =+l=26.4+4.8=31.2mm减振弹簧预变形量l它是减振弹簧安装时的预压缩变形，它和