XX大学 《汽车设计》课程设计 题目:汽车膜片弹簧离合器设计 学院：
机电工程学院 班级：
12级车辆工程班 学号：
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第X组 目 录 1.离合器主要参数的确定 2 1.1离合器的功用 2 1.2本次离合器设计所选车型基本技术参数 2 1.3离合器形式的确定 2 1.4离合器主要参数的选择 3 1.4.1 离合器基本性能关系式 3 1.4.2后备系数β 4 1.4.3单位压力P0 4 1.4.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 5 1.4.5摩擦片外径D、内径d和厚度b 5 1.5摩擦片材料选择和尺寸校核 6 1.5.1摩擦片材料选择 6 1.5.2摩擦片尺寸校核 7 2扭转减振器设计 8 2.1扭转减振器选型 8 2.2扭转减振器主要参数选择与设计计算 9 3.膜片弹簧的设计 10 3.1 膜片弹簧基本参数的选择 11 3.1.1比值H/h和h的选择 11 3.1.2 R和R/r值的选择 11 3.1.3α的选择 12 3.1.4分离指数目n和切槽宽δ1、δ2、及半径re的选取 12 3.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定 12 3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 12 3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择 12 3.2 膜片弹簧强度计算 13 3.2.1 P-λ图 13 3.2.2强度校核 14 参考文献 16 1.离合器主要参数的确定 1.1离合器的功用 离合器是汽车传动系中直接与发动机相关联的部件，其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动，通过主动、从动两部分的相互作用把发动机的动力扭距传递给驱动系统，来实现汽车的起步、换挡等功能。离合器的作用有三：一是保证汽车平稳起步，二是保证传动系换挡时工作平顺，三是防止汽车传动系过载。

1.2本次离合器设计所选车型基本技术参数 表1-1 捷达整车参数 汽车型号 捷达 GTI 16V 发动机最大功率（kw）/(r/min) 102/6100 总质量ma（Kg） 1470 发动机最大扭矩（N.m） 167 轮胎规格 185/60VR14 最高车速（km/h） 205 车轮半径r（mm） 233.3 最高转速（r/min） 6650 主减速比 3.67 载重量（kg） 460 变速器一档传动比 3.45 1.3离合器形式的确定 目前在汽车离合器中，摩擦式离合器用得最为广泛。摩擦式离合器按结构分可分主动部分（包括飞轮、离合器盖和压盘）、从动部分（从动盘总成）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（包括分离叉、分离轴承、分离踏板和传动部件）。在膜片弹簧离合器中膜片弹簧有压紧弹簧和分离杠杆的双重作用，所以膜片弹簧离合器的结构设计主要是包括从动盘总成、膜片弹簧和压盘总成三个部分。

根据车型技术参数，此次设计所选捷达离合器为推式操纵的拉式膜片弹簧离合器。它是目前汽车离合器中比较流行的第三代产品。拉式膜片弹簧的安装方向与推式相反，在接合位置时，膜片弹簧的大端支承离合器盖上，而以中部压紧在压盘上。它与推式相比具有许多优点：
（1）结构简化，捷达离合器盖总成中取消了膜片弹簧中间的支承各零件；

（2）扭矩容量更大；

（3）分离得更彻底；

（4）操纵踏板更为简单；

（5）使用寿命更长。

（a） (b) (c) 安装前位置 安装后 分离位置 图1-1 膜片弹簧离合器工作原理示意图 1—飞轮；

2—摩擦片；

3—离合器盖；

4—分离轴承；

5—压盘；

6—膜片弹簧；

7—支撑环 1.4离合器主要参数的选择 1.4.1 离合器基本性能关系式 离合器的基本功能之一是传递力矩，因此离合器转矩容量是离合器最为基本的性能之一。通常它只能用来初步定出离合器的原始参数、尺寸，它们是否合适最终取决于试验验证。

根据摩擦力矩公式 (1-1) 式中 Tc—离合器静摩擦力矩；
β—后备系数；
f—摩擦因数；
Z：摩擦面数；
po—单位压力；
D—摩擦片外径；
c—内外径之比。

为保证离合器在任何情况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即 Tc=βTemax (1-2) 有了上面的关系式，对于一定的离合器结构而言，只要合理选择其中的参数，并能满足上面的关系式，就可估算出所设计的离合器是否合适。

1.4.2后备系数β 后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，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，应该要注意到下面3点：
1）离合器在摩擦片磨损后还应能正常地传递发动机的最大转矩。

2）要防止离合器滑磨过大。

3）要能防止传动系过载。

显然，如果选择的β过小，发动机的最大转矩不能正常传递；
如果选择的β过大，那么离合器尺寸过大，会导致传动系超负荷，难以操作。我们可以根据使用条件的好坏来适当地选取β的大小。在摩擦片磨损之后，离合器的压力依然能够可靠平稳，所以选取的β值可以较小；
双片离合器的β值应大于单片离合器。

表1-2 离合器后备系数β的取值范围 车型 后备系数β 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 1.20~1.75 最大总质量为6~14t的商用车 1.50~2.25 挂车 1.80~4.00 本设计是捷达小轿车离合器的设计，故宜取小值，本次设计取β = 1.45 1.4.3单位压力P0 单位压力决定了摩擦表面的耐摩性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选择单位压力必须考虑离合器的工作条件、发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

当摩擦片采用不同材料时，按下表范围选取：
表1-3 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力P0 /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 根据车型的具体参数此次设计选用石棉基编织材料，取=0.30MPa。

1.4.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t 摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见下表。

表1-4 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围[3] 摩 擦 材 料 摩擦因数 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 本次设计采用石棉基编织材料，所以取f = 0.30 。

摩擦面数Z为离合器从动盘数是的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计为单片离合器 ，故Z = 2 。

离合器间隙△t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙△t一般为3～4mm 。本次设计取△t =3 mm 。

1.4.5摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

当离合器结构形式及摩擦片材料、后备系数β和单位压力已选定情况下，可根据公式 D=312βTemaxπfZP0(1-c3) (1-3) 摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩按如下经验公式选用：
D=kDTemax (1-4) 式中kD为直径系数，取值范围见表1-5 表1-5直径系数kD的取值范围 车型 直径系数kD 乘用车 14.6 最大质量为1.8-14.0t的商用车 16.0-18.5（单片离合器） 13.5-15.0（双片离合器） 最大质量大于14.0t的商用车 22.5-24.0 依据Tmax=167Nm,kD取14.6，且摩擦片内径可根据d/D在0.53～0.70之间确定，此处取内外径之比c=0.7由(1-3)计算得：D=198.5mm,d= 139.0mm. 初步确定D后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定。根据标准（GB1457-74）的规定：
表1-6离合器尺寸选择参数表 外径D/mm 内径d/mm 厚度h/mm 160 110 3.2 180 125 3.5 200 140 3.5 225 150 3.5 最后确定：外径D=200mm,内径d=140mm,内外径之比c=0.7而摩擦片的厚度b主要有3.2mm,3.5mm和4mm三种。此处取b=3.5mm 1.5摩擦片材料选择和尺寸校核 离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：
（1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度变化对其影响要小；

（2）具有足够的机械强度和耐磨性；

（3）材料密度要小，以减小从动盘转动惯量；

（4）热稳定性好，高温下比较稳定；

（5）磨合性好，不致刮伤飞轮和压盘表面；

（6）接合平顺，无“咬合”或“抖动”现象；

（7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象；

（8）油、水对其摩擦性能的影响要达到最小。

1.5.1摩擦片材料选择 离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约 0.3～0.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。目前主要应用于中、轻载荷下工作。

所以本次设计选取石棉合成物制成的摩擦材料. 1.5.2摩擦片尺寸校核 1）最大圆周速度 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65～70m/s，即 m/sm/s 式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；
为发动机最高转速取6650；
为摩擦片外径径取200mm；
故符合条件。

2)摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70 范围内：
c=0.70∈｛0.53～0.70｝ 3)保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，β应在1.2～1.75 之间，而由（1-1）计算的Tc=247.6Nm,将其代入（1-2）式得：
β= Tc/ Temax=1.48∈｛1.20～1.75｝ （2）单位面积滑磨转矩 单位面积滑磨转矩应小于其许用值，即 = （1-5） 所以＝(N·/) 式中，为单位面积滑磨转矩(N·m/mm2)，可按表1-7选择 表1-7许用单位面积滑磨转矩[T∞]的要求 外径D/mm ≤210 ＞210—250 ＞250―325 ＞320 T∞/（N/mm） 2.8 3 3.5 4 当摩擦片外径D＜210时，=1.30 N·/＜ 故符合要求。

4)为了减少汽车起步过程中的离合器的滑磨，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面积滑磨功应小于其许用值，即：
（1-6） 式中，ω—单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)；
[ω] —其许用值0.4 J/mm2；
是汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据下式计算 (1-7) 式中：ne—发动机转速，乘用车取2 000r/min；
ma—汽车总质量(kg)，为1470kg；
rr—汽车轮胎滚动半径，为233.3mm；
ig—汽车起步时所用变速器档位的传动比，数值取3.45；
i0—主减速器传动比，取3.67。

各个数值代入(7)式：得到W=10920.9J，再把W和摩擦片的各个数值代入式(6)，得：
w=0.34J/mm2≤[w]=0.4J/mm2。

经过校核可知，摩擦片的设计符合相应的设计要求 2扭转减振器设计 2.1扭转减振器选型 由于发动机传到汽车传动系中的转矩是周期地不断变化的，从而使传动系统产生扭转振动。若振动频率与传动系的自振频率相重合会发生共振，影响传动系中零件的寿命。为避免共振，缓和传动系所受的冲击载荷，在许多汽车的传动系统中装设了扭转减振器，且大多数将扭转减振器附装在离合器的从动盘中。

图2-1 扭转减振器工作示意图 1、2—减振弹簧；

3—从动盘本体；

4—阻尼片；

离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。

2.2扭转减振器主要参数选择与设计计算 扭转减振器的设计计算着重于减振弹簧。

1)减振弹簧的材料：采用60Si2MnA弹簧钢丝。

2)减振弹簧个数Zj的选取：
当摩擦片外径D250mm时，，由于D=180mm，所以Zj取4。

3)减振弹簧的位置半径R0 减振弹簧的位置半径R0一般取(0.60～0.75)d/2,即37.5~43.75mm,同时为了保证离合器可靠的传动发动机的转矩，减振弹簧位置直径2R0约小于摩擦片内径约50mm，所以取R0=40mm。

4)极限转矩Tj 极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它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：
Tj=(1.5～2.0)Temax (2-1) 式中，Temax—发动机最大转矩；
Tj—极限转矩。

乘用车取相应系数为2.0，所以Tj=334N×m。

5)扭转角刚度kj 为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度kj，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。kj取决于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸：
kj=KZjR02×103 (2-2) 式中K—每个减振弹簧的线性刚度(N/mm)；
Zj—减振弹簧的个数；
R0—减振弹簧位置半径(m)。

减振器的角刚度既要满足传递足够大的转矩的要求，又要满足为了避开共振而尽量降低其值的要求，这在实际上是做不到的。因此，减振器的角刚度kj的最后确定，常常是结构所允许的设计结果，设计时选kj为：kj ≤ 13Tj。

由于设计的是乘用车的发动机，常工作时的转速是较高的，且保证发动机的工作较稳定，所以选择kj较小，取kj=10Tj=3340N×m。

这样每个弹簧的线性刚度为K= kj/(ZjR02)=5.2×105 N/mm。

6)阻尼摩擦转矩Tm 由于减振器扭转刚度kj受结构及发动机最大转矩的限制，不肯能够很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器的阻尼摩擦转矩Tm，一般可选：
Tm=(0.06～0.17)Temax (2-3) 式中Tm—阻尼摩擦转矩；
Temax—发动机最大转矩。

按经验选Tm=0.12Temax=20.04N。

7)预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧力。研究表明，Tn的增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但Tn不应大于Tm，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：
Tn=(0.05～0.17) Temax (2-4) 式中Tn—预紧转矩；
Temax—发动机最大转矩。

取Tn=0.10Temax=16.7N。

8)极限转角jj 减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角jj为 (2-5) 式中 —极限转角；
R—减振弹簧位置半径；
Dl—减振弹簧的工作变量。

通常取3o～12o，由于设计的乘用车的离合器，所以对发动机的平顺性要求较高，所以取。

3.膜片弹簧的设计 3.1 膜片弹簧基本参数的选择 图3-1 膜片弹簧的基本尺寸 3.1.1比值H/h和h的选择 要准确选择比值H/h可以获得比较理想的特性曲线并获得最佳的使用性能，因为H/h的选择对膜片弹簧的弹性特性有着很大的影响。膜片弹簧的弹性特性由碟簧部分决定，与自然状态下内锥高H及弹簧钢板厚h有关。不同的H/h值有不同的弹性弹性（见下图），当 ＜(H/h)＜2 ，特性曲线有一段负刚度区域，即随着变形增加载荷反而减小；
该特性很适于作为离合器的压紧弹簧，可以利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，以达到操纵省力的目的。

图 3-2 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响 而实际的工作要求中，兼顾操纵简单和压紧力的落差不致过于灵敏，离合器膜片弹簧一般取 1.5＜(H/h)＜2，板厚h为 2～4mm。

取h =2.5mm，H/h =2，得H =5mm，h =2.5mm 。

3.1.2 R和R/r值的选择 要根据结构的要求和摩擦片的尺寸大小来选择膜片弹簧的大端半径R，R/r的选定影响材料利用效率，该比值越小，则弹簧材料的利用效率越好。对于汽车离合器膜片弹簧，通常取R/r =1.20～1.35。

此次设计取R/r =1.25，r大于摩擦片平均半径Rc，其中：
（3-1） 由式 3-1计算得Rc=85mm，故取r =86mm；
因为1.25r =107.5，故取R =108mm。

3.1.3α的选择 膜片弹簧在自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切， α=tan-1HR-r≈HR-r=12.8°一般在9°～14°范围内，故符合要求。

3.1.4分离指数目n和切槽宽δ1、δ2、及半径re的选取 分离指的数目n常取为18；
=3.2～3.5mm；
=9～10mm；

re的取值应满足（r-re）≥要求。

取分离之数目n =18，＝3.2mm,=10mm；

为re满足r -re≥，取re≤r -=86-10=76mm，可取：re＝76mm。

3.1.5膜片弹簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定 由离合器结构决定，膜片弹簧小端内径最小值应大于变速器第一轴花键的外径；
应大于。

由＜2，则取＝15mm,再取分离轴承＝18mm。

3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 r1和R1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r；
R1应略小于R且尽量接近于R。

故选择：r1＝87mm，R1 ＝107mm。

3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择 汽车离合器膜片弹簧特性曲线如图 4-2 所示，选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。曲线上拐点H对应膜片弹簧压平位置，且。

图 3-3 膜片弹簧工作点位置图[2] 新离合器处于接合的时候，一般在点M与点H之间选取膜片弹簧工作点B，为了保证其压紧力从P1B到P1A变化不大，摩擦片在最大磨损限度范围内应该选取。膜片弹簧在分离的情况下点从B变到C，而C点之所以要靠近N点。是为了尽量地减小踏板力。

3.2 膜片弹簧强度计算 3.2.1 P-λ图 1，碟形弹簧的形状如以锥型垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F1与变形λ1之间的关系式为: （3-2） 式中：
E——弹性模量，对于钢， μ——泊松比，对于钢，μ=0.3 H——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h——弹簧钢板厚度 R——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 R1——压盘加载点半径 r1——支承环加载点半径 表3-1膜片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 r1 H h 108 86 107 87 5 2.5 代入（3-2）得 (3-3) 对（3-3）式求一次导数，可解出λ1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。

凸点：mm时，N 凹点：mm时，N 拐点：mm时，N 2，当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为P2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由 表3-2膜片弹簧工作点的数据 2.69 6.40 4.55 9.28 22.08 15.69 6213.81 3555.09 4878.50 1801.10 1030.46 1414.106 3.2.2强度校核 膜片弹簧大端的最大变形量， 由公式：
得：
≤1500—1700MP 所以强度符合要求。

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