离合器设计说明书

中华人民共和国教育部

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课程设计说明书

设计题目：拉式膜片弹簧离合器设计学生：

指导教师：

学院：

专业：

拉式膜片弹簧离合器设计

摘要

离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，设计的离合器应在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机所在工况的最大转矩，有适当的转矩储备并且防止传动系过载。本设计在参考了多种离合器结构形式的基础上，具体设计了一个拉式膜片弹簧离合器。

关键词：拉式；膜片弹簧离合器；结构设计

目录

1 离合器主要参数的选择 (1)

2 离合器基本参数的优化 (1)

2.1 设计变量 (1)

2.2 目标函数 (1)

2.3 约束条件 (2)

3 膜片弹簧的设计 (3)

3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 (3)

3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 (4)

3.3 强度校核 (4)

4 扭转减振器的设计 (4)

4.1 扭转减振器主要参数 (4)

4.2 减振弹簧的计算 (6)

5 从动盘总成的设计 (8)

5.1 从动盘毂 (8)

5.2 从动片 (8)

5.3 波形片和减振弹簧 (8)

6 压盘设计 (8)

6.1 离合器盖 (8)

6.2 压盘 (8)

6.3分离轴承 (8)

7 小结 (10)

参考文献 (11)

1 离合器主要参数的选择

1.1 初选摩擦片外径D 、内径d 、厚度b

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式3.2.1，有D =A

T e max

100

，对于小轿车 A=47，得D=100

32847

264.173=

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=325mm ，d=172mm ，b=3.5mm 1.2 后备系数β

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），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故取β＝1.25。 1.3 单位压力0P

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）3.2.3节可知，对于小轿车

当D ≥230mm 时,则0P ＝1.18/D Mpa ； 当D< 230mm 时，则0P ＝0.25Mpa ； 所以由于D ＝325mm,取0P ＝0.165Mpa ；

故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－2，摩擦片材料选择石棉基材料。则取0P ＝0.2Mpa

1.4 摩擦因数f 、离合器间隙Δt 故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－4摩擦因数f=0.3

离合器间隙Δt=3mm

选用单片从动片所以摩擦面数取 Z=2

2 离合器基本参数的优化

2.1 设计变量

后备系数β取决于离合器工作压力F 和离合器的主要尺寸参数D 和d 。单位压力P 也取决于离合器工作压力F 和离合器的主要尺寸参数D 和d 。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：

T

T

FDd x x x X ]

[]

[321==

2.2 目标函数

离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使

其结构尺寸尽可能小，即目标函数为

)]

(4

min[

)(2

2

d D

x f -=π

2.3 约束条件

2.3.1 最大圆周速度

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－10）知，

s

m D n v e D /70~6510

60

3

max ≤?=

-π

式中，D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；max e n 为发动机最高转速（r/min ）,所

以

s

m D n v e D /70~65068.6810

325400060

10

60

3

3

max ≤≈???=

?=

--π

π

故符合条件。

2.3.2 摩擦片内、外径之比c

c=

531

.0325

172==D d ，满足0.5370.0≤≤c 的条件范围。

2.3.3 后备系数β

对于3.5L 排量的小轿车，初选后备系数β＝1.25。 2.3.4 扭转减振器的优化

对于摩擦片内径d=172mm, 而减振器弹簧位置半径0R ＝(0.6～0.75)d/2， 故取0R ＝0.65d/2＝0.65 9

.552

150=?

(mm)，取0R 为55mm

所以d-20R ＝172－2×55＝62mm>50mm 故符合d>20R +50mm 的优化条件 2.3.5 单位摩擦面积传递的转矩c0T

c0T =

][)

(402

2c T d D Z Tc

≤-π

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－7）知， Tc=max e T β=1.25×328=410 (N ·m) 故c0T ＝

003433.0)

172325(2410

42

2≈-???π(N·m /2

mm )

根据根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－5）知， 当摩擦片外径D>250-325mm 时，]T [c0=0.35 N ·m /2mm >0.003433 N ·m /2mm ， 故符合要求。 2.3.6 单位压力0P

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0P 的最大范围为0.15～0.35Mpa ，

由于已确定单位压力0P ＝0.2Mpa ，在规定范围内，故满足要求

3 膜片弹簧的设计

3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3.1.1 比值

h

H 和h 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h

H 一般为1.5～2.0，板厚h 为2～4mm 。 故初选h=3mm, h

H =1.8则H=1.8h=5.4mm 。

3.1.2

r

R 比值和R 、r 的选择

由于摩擦片平均半径Rc= = mm

对于推式膜片弹簧的R 值，应满足关系R ≥Rc=128.175mm 。 故取R=160mm,再结合实际情况取R/r=1.23,则r=130mm 。 3.1.3 α的选择 α＝arctan （H/(R-r)）=arctan （5.4/(160-130)）≈10.2°，满足9°～15°的范围。

3.1.4 分离指数目n 的选取 取为n=18。

3.1.5 膜片弹簧小端内半径0r 及分离轴承作用半径f r 的确定

r 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 20

=外R mm ，则取r 0=28mm ，再取分离轴承r f =35mm 。

3.1.6 切槽宽度δ1、δ2及半径e r

取1δ＝3.2mm, 2δ=10mm, e r 满足r-e r >=2δ，则e r <=r-2δ=130-10=120mm ， 故取e r ＝115mm 。

3.1.7 压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，

1R 和1r 需满足下列条件：

2

3R

3

r

3

-R 2r 2-?23162.5

3

86

3

-162.52862-?128.175=

711≤-≤R R

601≤-≤r r

故选择1R ＝159mm ， 1r ＝128mm 。

3.2 膜片弹簧的弹性特性

假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm)，则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：

??

????+-------?????

?-==2

1

111112

112111)2)(()()

/ln()1(6)(h r R r R x H r R r R x H r R r R u Ehx x f P π

式中，E ――弹性模量，钢材料取E=2.1×5

10Mpa ； μ――泊松比，钢材料取μ=0.3；

R ――自由状态下碟簧部分大端半径，160mm ； r ――自由状态下碟簧部分小端半径，130mm ； 1R ――压盘加载点半径，159mm ； 1r ――支点半径，132mm ；

H ――自由状态下碟簧部分内截锥高度，5.4mm ；

h ――膜片弹簧钢板厚度，3mm 。 x 1=λ1

3.3 强度校核

膜片弹簧大端的最大变形量λ1=5.92 mm 由公式

()???

??

?

??????-?+-?

???

? ??-?--???????

??---+

?

-?=

1111111

112

2

22

221

1ln 13

r R r h r R r R r R H r R r r R E h

P r

r r N N N f

B

λλλμ

βπ

σ

得b σ=1057.1MP ≤1500—1700MP 所以强度符合要求。

4 扭转减振器的设计

4.1 扭转减振器主要参数 4.1.1 极限转矩Tj

极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，

j T =(1.5～2.0) max

e T

对于乘用车，系数取2.0。

则j T =2.0×max e T ＝2.0×328＝656（N ·m ） 4.1.2 扭转刚度?K

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－35）可知， 由经验公式初选?K 13≤ j T

即?K ＝852********=?=≤j T （N ·m/rad ）

4.1.3 阻尼摩擦转矩T μ

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－36）可知, 可按公式初选μT

μT ＝（0.06～0.17）max

e T

取)·

(8.323281.01.0T max M N T e =?==μ 4.1.4 预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－37）知，

n T 满足以下关系： n T ＝（0.05～0.15）max e T

且n T ≤μT ＝32.8 N ·m

而（0.05～0.15）max e T ＝16.4～49.2 N ·m 则初选n T ＝30 N ·m

4.1.5 减振弹簧的位置半径R0 根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－38）知，

R 的尺寸应尽可能大些，一般取 0

R

=(0.60～0.75)d/2

则取0R =0.65d/2=0.65×172/2=55.9(mm),可取为56mm 。 4.1.6 减振弹簧个数Zj

当摩擦片外径D ≥250mm 时，

j

Z

=6～8

取j Z =6

4.1.7 减振弹簧总压力F ∑

当减振弹簧传递的转矩达到最大值j T 时，减振弹簧受到的压力F ∑为 F ∑＝0j /T R ＝328/(56×310-)＝5.857(kN)

4.2 减振弹簧的计算

在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

4.2.1 减振弹簧的分布半径R1

根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，

1R 的尺寸应尽可能大些，一般取 1R =(0.60～0.75)d/2

式中，d 为离合器摩擦片内径

故1R =0.65d/2=0.65×172/2=56(mm)，即为减振器基本参数中的0R 4.2.2 单个减振器的工作压力P P= F ∑/Z=5857/6=976(N) 4.2.3 减振弹簧尺寸 1）弹簧中径c D

根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常c D =11～15mm 故取c D =12mm 2）弹簧钢丝直径d d=3

]

[8τπc

PD

式中，扭转许用应力τ[]可取550～600Mpa,故取为550Mpa 所以d=3

6

3

10

55010

129768?????-π=3.8mm

3）减振弹簧刚度k 根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13

知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k ?及其布置尺寸R1确定，即 k=

)/(1000R

k 21

mm N n

?

则K=

)/(453.06

)10

56(10008528

2

3

mm N ≈???-

4）减振弹簧有效圈数i 根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，

=????????=

=

--3

3

3

43

643

410

453.0)10

12(8)

108.3(10103.88k

D Gd

i c 3.8

5）减振弹簧总圈数n

其一般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为 n=i +(1.5～2)=5.5 减振弹簧最小高度

dn d n l 1.1)(min ≈+=δ=23.00mm

弹簧总变形量

mm

k p l 16.2453/976/===?

减振弹簧自由高度0l

0l =l l ?+min =+2.16=25.16mm

减振弹簧预变形量

197.010

56645330

3

1

'

≈???=

=

?-kZR T l n

减振弹簧安装工作高度l

mm

l l l 963.24197.016.25'

0=-=?-=

6）从动片相对从动盘毂的最大转角α

最大转角α和减振弹簧的工作变形量)('''''l l l l ?-?=??有关，其值为

)2/arcsin(21"

R l ?=α=3.21°

7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1λ/

αλsin 21R =

式中，2R 为限位销的安装尺寸。1λ值一般为2.5～4mm 。

所以可取1λ为3.5mm, 2R 为63mm 。 8）限位销直径'd

'

d

按结构布置选定，一般'd ＝9.5～12mm 。可取'd 为10mm

5 从动盘总成的设计

5.1 从动盘毂

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0～1.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.2×32=38.4mm 。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC 。根据摩擦片的外径D 的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－7查出从动盘毂花键的尺寸。 由于D=325mm ，则查表可得，

花键尺寸：齿数n=10， 外径'D =40mm, 内径'd ＝32mm 齿厚t=5mm,

有效齿长l=45mm, 积压应力c σ=11.4Mpa

5.2 从动片

从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。 材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为3.5mm,表面硬度为35～40HRC 5.3 波形片和减振弹簧

波形片一般采用65Mn,厚度取为1mm,硬度为40～46HRC ，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA 钢丝。

6 压盘设计

6.1 离合器盖

应具有足够的刚度，板厚取4mm ，乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。 6.2 压盘

6.2.1 压盘传动方式的选择

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的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）P77另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。 6.2.2 传动片

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。

传动片可选为3组，每组4片，每片厚度为1.2mm ，一般由弹簧钢带65Mn 制成。

6.3分离轴承

由于

n=4000r/min，离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向

e

max

推力球轴承。

7 小结

本次课程设计中，设计的是拉式膜片弹簧离合器。这种离合器具有较理想的非线性弹性特性，压力分布均匀、摩擦片接触良好、磨损均匀，结构简单、紧凑、零件少、质量轻等优点。经过反复比较与研究，我们选择了这种结构形式。

在设计工作中，我们小组所有成员认真负责，团结协作，积极而勤奋的完成每一项任务。在困难面前，我们不怕挫折，在数据计算的时候，往往一处细小的错误都将颠覆前面所有的工作，但是没有人气馁，大家一鼓作气，重新再来；画图的时候，不断摸索、学习，遇到无法突破的瓶颈时候，大家集思广益、共同解决问题。我们用到的不仅仅是勇气、决心与耐力，更是懂得找方法使效率与资源利用率最大化的智慧。在做之前，我们统一了软件的版本，并且对工作进程有着良好的规划。组长负责监督整个工作的进展，及时修正方向与进度。组员既各司其职又对整体有着清晰的把握与认识。在工作中，大家充分展现了集体的聪明才智与积极进取的良好品质。

对于每个人来说，主要在三方面有进步。首先，学会做人。即学会与人沟通、与人协作。个人的力量即使再强大也不可能独自撑起一片天空，只有团结协作，融入团队才能创造最大的价值。其次，学会做事。即做事情需要的不仅仅是毅力与执着，更要讲究方法技巧与专业知识的运用。只有这样，将智慧与恒心结合，才能取得最终的成功。第三，学会学习。两周的课程设计，对于我们是一个不断学习与进步的过程。有关设计的专业知识在反复的运用中被扎实的掌握，我们更拥有了一种面对未知的信心，学到了知识，更学到了怎样去学习。

短短的两周时间，我们组员朝夕相处，相互学习，相互激励，共同进步。

参考文献

[1] 徐石安，江发潮。《汽车离合器/汽车设计丛书》，清华大学出版社，2005.8

[2] 王望予。《汽车设计》，机械工业出版社，2007.6

[3] 陈家瑞。《汽车构造》，人民交通出版社，2002.6

[4] 骆素君，朱诗顺。《机械课程设计简明手册》，机械工业出版社，2006

致谢

在此要感谢李老师对我们悉心的指导，感谢老师给了我们这样的锻炼机会。在整个课程设计过程中我们懂得了许多东西，也培养了我们团结协作的精神，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我们充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功的喜悦。虽然这个设计还不是很完善，但是在过程中所学到的是这次设计的最大收获和财富，使我们终身受益！