离合器课程设计说明书

1、 武汉理工大学汽车设计课程设计说明书 目 录1. 序言- 22. 设计任务及结构方案的分析- 22.1 设计任务- 22.2 结构方案分析- 23. 离合器主要参数的选择和优化- 43.1 离合器主要参数的选择- 43.2 离合器基本参数的优化- 54. 膜片弹簧的设计- 74.1 膜片弹簧的弹性特性曲线- 84.2 膜片弹簧的基本参数的选择- 134.3 强度校核- 134.4 膜片弹簧的优化设计- 135. 离合器盖及压盘总成的设计- 155.1 离合器盖的设计- 155.2 压盘的设计- 166. 小结- 177. 参考文献- 188. 文献检索摘要- 18WUT0601-80型拉式膜片

2、弹簧、离合器盖及压盘总成设计1 序言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是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、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机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；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；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，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和

3、噪声。2 设计任务及结构方案的分析2.1 设计任务根据任务书要求，本设计题目: 拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成本设计离合器所适用发动机的主要性能参数为：最大转矩为Nemax=62Nm， 额定转速为4500r/min。选取参考车型：比亚迪福莱尔7081 BD主要技术参数：整备质量 720kg 总质量 1020kg主减速比 ；变速器一档传动比 ；轮胎型号轮胎 155/65 R132.2 结构方案分析2.2.1 从动盘数的选择对乘用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便

4、，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。本设计的参考车型为微型轿车，发动机最大转矩较小，要求结构布置紧凑，故选用单片离合器。2.1.2 膜片弹簧的支撑形式这里采用了支承环的支承形式，即将膜片弹簧的大端支承在支撑环上。2.1.3 压盘传力结构的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙，在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。且易华东磨损，传动效率较低。故本设计采用已被广泛使用的传动片传动方式，不但消除了以上缺点，还简化了压盘结构，有利于压盘的定中。另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。3 离

5、合器主要参数的选择和优化3.1 离合器主要参数的选择3.1.1 后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，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）；乘用车的后备功率比较大，使用条件较好；加之考虑到参考车型为微型车，结构紧凑，要求离合器尺寸较小；同时为减少传动系过载，保证操纵轻便，故宜取较小值，取1.20。3.1.2 初选摩擦片外径、内径、厚度摩擦片外径是离

6、合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。按照离合器结构布置和飞轮尺寸，先初选摩擦片外径。根据汽车设计【1】式2-9，经验公式=对于乘用车，=14.6，则=而且为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2Ro约50mm根据汽车离合器【2】表2-1离合器摩擦片尺寸系列和参数标准，最后选定摩擦片尺寸为：摩擦片外径=200mm, 内径=140mm，c=摩擦片厚度=3.5mm ，单面面积=160。3.1.3 单位压力单位压力 决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料

7、及其质量和后备系数等因素。根据汽车离合器【2】表3.2.1可知，对于乘用车，以有机材料为摩擦片基础，当D230mm时,则1.18/Mpa；当D230mm时，则0.25Mpa。由于D200mm，故取0.25Mpa。根据汽车设计【1】表22可知，当摩擦片材料选择粉末冶金材料时，0.15Mpa + 50 mm。对于选取的摩擦片Ro。对于摩擦片内径d=140mm,符合优化条件。3.2.3.5 单位压力P0为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.150.35Mpa，由于已确定单位压力0.25Mpa，在规定范围内，故满足要求。3.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功为减少汽车起步

8、时离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值。汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为，将参考车型的相关数据带入下式，计算可得式中，为汽车总质量(kg)；为轮胎滚动半径(m)；为汽车起步时所用变速器档位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速(r/min)；乘用车取4500 r/min。单位摩擦面积滑磨功故满足要求。4 膜片弹簧的设计4.1膜片弹簧的弹性特性曲线图4-1 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形

9、为(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：式中，E-弹性模量，钢材料取E=2.1Mpa； b-泊松比，钢材料取b=0.3； R-自由状态下碟簧部分大端半径，mm ； r-自由状态下碟簧部分小端半径，mm ； -压盘加载点半径，mm ； -支承环加载点半径，mm； H-自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm ；h-膜片弹簧钢板厚度，mm 。4.2 膜片弹簧的基本参数的选择4.2.1 比值和的选择为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的一般为1.52.0，板厚为24mm。故初选h =2mm, =3.2mm。4.2.2 比值和R、r的选择越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特

10、性曲受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。一般为1.201.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等于。摩擦片平均半径=，为满足r=85mm，故取故取r=90mm，另取R=108mm。4.2.3 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在915范围内。，满足要求。4.2.4 分离指数目的选取分离指数目常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。本设计中，取分离指数目。4.2.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定膜片弹簧小端内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，但同时应协调

11、配合分离轴承的尺寸。膜片弹簧小端内半径 =30mm ；分离轴承作用半径 32mm 4.2.6 切槽宽度、及半径根据要求，= 3.23.5 mm，= 910 mm，的取值应满足。取 3.2mm, =9.0mm, =80，则=90-80=10mm=9.0mm，满足设计要求。4.2.7 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定对于拉式膜片弹簧，根据要求：压盘加载点半径应略大于，且尽量接近；支承环加载点应略小于且尽量接近。故取 92mm， 105mm。4.2.8 膜片弹簧工作点位置的选择利用Matlab软件进行特性曲线的绘制，程序如下：function fun() x1=0:0.2:6;%x1为膜片

12、弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=108;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=90;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.2;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=105;%压盘加载点半径（mm）r1=92;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b); axis(0,4,0

13、,4000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力F1/N)title(F1-x1特性曲线)图形如下：图4-2 膜片弹簧特性曲线4.2.8.1 M点、N点的确定确定膜片弹簧的工作点位置，程序如下:function fun() x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=108;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=90;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.2;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R

14、1=105;%压盘加载点半径（mm）r1=92;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b); axis(0,4,0,4000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力F1/N)title(F1-x1特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)x,y=ginput(1)输出结果为: x=1.6521y=2

15、.538+e003x=2.970y=2.304+e003则可知 M点坐标（1.6521，2538）N点坐标（2.970 ， 2304）4.2.8.2 H点的确定上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，且，则4.2.8.3 B点的确定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M之间，且靠近或在H点处，一般，即，取，选取=2.300，对应的压紧力为2421N一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值较设计值B点的增加量应不大于12%，满足设计要求。此时校核后备系数将初选的后备系数由原来的1.2调整为1.24。4.2.8.4 A点的确定A点为摩擦片磨损的极限位置，要依据B点的位置再由摩擦片总磨

16、损量 求得。且为保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠的传递转矩，要求在A点处的膜片弹簧工作压紧力较B点处略高。摩擦片总磨损量 式中：为摩擦片总的工作面数，为每片摩擦工作面最大允许磨损量，一般视情况在0.651.1mm之间。结合与图3-2，选取A坐标为（1.25,2436），即对应的压紧力为2436N大于工作点B的压紧力，故满足要求。4.2.8.5 C点的确定C点离合器彻底分离时，膜片弹簧大端为离合器分离时膜片弹簧的工作位置。 C点的位置取决于压盘升程。式中，为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取=0.751.0mm。为最大限度减小踏板力，使C点尽量靠近N点，取=0.475mm，则此时，膜片弹

17、簧总的变形量。4.3 强度校核拉式膜片弹簧小端分离轴承载荷计算，公式如下 由，计算得=2333N膜片弹簧的应力计算公式如下式中,为宽度系数，。 膜片弹簧选用材料弹簧钢，许用应力16001700Mpa。膜片弹簧分离时最大变形量，由上述公式算得=1268MPa，满足强度要求。4.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。4.4.1 目标函数膜片弹簧优化设计的目标函数大致有五种，为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，通常选取“在分离过程中，驾驶员

18、作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值最小。”和“在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。” 作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则式中，和分别为两个目标函数和的加权因子，视设计要求选定。4.4.2 设计变量从膜片弹簧弹性特征计算式可以看出，应选取H、h、R、r、这六个尺寸参数以及在结合工作点相应于弹簧工作压紧力的大端变形量为优化设计变量，即4.4.3 约束条件4.4.3.1 为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置（A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近），应正确选择相对

19、于拐点的位置，一般 ，即满足使用设计要求。4.4.3.2 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角应在一定范围内，即 1.6H/h=1.62.2 ，满足使用设计要求。4.4.3.3 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20R/r=1.21.35702R/h=981003.5R/ro=3.65.0满足使用设计要求。4.4.3.4 为了使摩擦片上的压紧力分布较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，(D+d)/4=85r1=92D/2=100满足使用设计要求。4.4.3.5 根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即

20、1R-R1=37 0r1-r=26 0rf-ro=24满足使用设计要求。4.4.3.6 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选取，对于拉式膜片弹簧，即满足使用设计要求。4.4.3.7 弹簧在工作过程中，B点的最大压应力应不超过其许用值，即 =1268MPa =16001700Mpa满足使用设计要求。5 离合器盖及压盘总成的设计5.1 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。此外，它还是离合器的压紧弹簧和分离杆的支承壳体。5.1.1 应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升

21、程，严重时使摩擦面不能彻底分离。本设计中，为了增加其刚度，采用厚度为3mm的08低碳钢板，冲压成形。5.1.2 应与飞轮保持良好的对中，以免影响系统总成的平衡和离合器正常工作。 本设计采用止口对中，即离合器盖的外缘与飞轮内圆止口对中的形式。5.1.3 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。5.1.4 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开设多个较大的通风窗孔。5.2 压盘的设计5.2.1 压盘几何尺寸的确定压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。压盘与摩擦片配合工作，故其内外径尺寸参照摩擦片尺寸选定。压板厚度的确定主要依据以下几点：5.2.1.1 压盘应具有较大的质量，以增

22、大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎。5.2.1.2 压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离。5.2.1.3与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm 。5.2.1.4 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。故初选压盘尺寸具体尺寸为，宽b=31mm，厚h=19mm，10个凸起。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170227HBS。5.2.2 温升校核校核离合器一次接合的温升t，一般要求t不超過810；压盘质

23、量 式中，为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积则压盘温升 ，满足要求。式中， c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m为压盘质量(kg)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘：=0.5。5.2.3 压盘传力结构的设计5.2.3.2 传力片的设计传力片采用3组，每组3片的形式，每片厚度为1mm，由弹簧钢带65Mn制成。由于各传动片沿圆周均匀分布，布置半径它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。两孔间距为，螺钉孔直径为，传力片切向布置，圆周半径，传力片宽度，传力片弹性模量。5.2.3.2 传力片的强度校核离合器在正常工作时，压盘传力片即受弯又受拉。计

24、算传力片的有效长度1）正向驱动应力为2）反向驱动应力为 均满足使用要求。 上式中，为传力片组数；为每组传力片数；为材料弹性模量；轴向最大变形量；为传力片厚度；为传力片布置半径；为传力片宽度；为发动机最大转矩。6 小结本次课程设计，我的题目是“WUT0601-80拉式膜片弹簧、离合器盖及压盘总成设计” 。我选取的参考车型是长安铃木-新奥拓1.0L手动挡5座微型轿车。万事开头难，尽管以前有过做课程设计的经历，也参加过本田节能车等比赛，对汽车零件设计有些了解，但刚把任务书拿到手，却没什么头绪，感觉这次的设计工作还是有一定难度的。后来把课本的相关章节仔细复习了一遍，并上网进行了相关文献的检索，同时参照

25、离合器设计书的叙述，在指导老师黄老师的指导帮助下，才使得设计工作顺利的开始并进行了下来。我深深的体会到做设计之前的资料检索及相关准备工作是至关重要的。和其它课程设计一样，离合器设计也是一项要求严密复杂的工作。数据的计算经历了反复的计算，并利用Matalab软件对参数进行了多次调整才得到合适的结果；对于制图环节，对于一些结构和尺寸是经过反复的推敲才确定的。有些制图规则和表达方式记不太清了，查阅了参考资料后确定下来，完成了图纸绘制；对于说明书的编写，因为这次是我们第一次提交电子档，这让我很好的练习了公式编辑器，熟悉了文本文档的排版及其他功能。通过这次课程设计，不紧加深了我对汽车设计这门课的认识，更

26、重要的是将课本知识实践化，这样更有利于我们对知识全面系统的掌握。这次的课程设计也让我感触良多，做课程设计，亦或是做其他的设计，应该在已有的参考资料的基础上多下功夫，多琢磨，要吃透资料，全面考虑。同时，很重要的一点，是要加入自己的想法，这样才能作出自己更加出色的设计。最后，由于课程设计在学期中进行，时间上和汽车设计的理论考试有一定的冲突，在前一周未能按照时间安排进行，再加上要准备本田节能竞技大赛，每天后半下午到晚上都没有进行课程设计，导致最终没有按时完成设计任务，在此表示歉意。7.参考文献1 王望予主编. 汽车设计 第4版. 机械工业出版社，2004年 2 徐石安等编. 汽车离合器. 清华大学出版社，1981年3 陈家瑞主编. 汽车构造(下册) 第2版. 机械工业出版社，2002年 4 纪名刚等编. 机械设计 第8版. 高等教育出版社，2006年 5 林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.南京：东南大学出版社，1995年8.文献检索摘要李林，刘惟信. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计. 清华大学学报（自然科学版），2001年 第5期第30卷通过讨论汽车离合器膜片弹簧的工作情况，建立