汽车与交通工程学院

毕业设计（论文）开题报告

专       业：交通运输

班       级：0803班

姓       名：陈志杰

学       号：200803147096

指 导 教 师：赵显心

开 题 日 期：20##年3月11日

 

第二篇：膜片弹簧离合器的设计

河南科技大学

膜片弹簧离合器的设计

目录

第一章 概述.................................... 2

第二章 离合器的结构方案分析................... 4

§2.1 离合器的主要结构.......................... 4

§2.2 离合器的工作原理.......................... 5

§2.3 离合器的功用及其结构方案的选择............. 6

第三章 离合器主要参数的选择.................. 10

§3.1 离合器参数的选择......................... 10

§3.2摩擦片的约束计算......................... 11

第四章 离合器主要零部件的设计计算........... 14

§4.1膜片弹簧的设计........................... 14

§4.2 扭转减震器的设计计算..................... 21

第五章 主要零件的设计计算.................. 24

§5.1 从动盘总成设计计算....................... 24

§5.2轴径的计算............................... 26

§5.3 压盘和离合器盖得设计..................... 26

第六章 离合器的操纵系统设计.................. 29

结论........................................... 31

参考文献....................................... 32

致谢........................................... 33

第一章 概述

汽车诞生之前马车是人类最好的陆上交通工具。1770年法国人呢古拉斯古诺将蒸汽机装在板车上，制造出第一辆蒸汽板车，这是世界上第一辆利用机器为动力的车辆。1769年，瑞士军官普兰捷尔也造出一辆以蒸汽机为动力的自由行驶的板车，于是又人将普兰捷尔也认定为汽车的始祖之一。1860年，法国人艾迪勒努瓦发明了一种内部燃烧的汽油发动机，1885年德国工程师卡尔奔驰在曼海姆制成一部装有0.85马力汽油机的三轮车。德国另一位工程师戈特利布戴姆勒也同时造出了一辆用1.1马力汽油机作动力的三轮车。他们两被公认为以内燃机为动力的现代汽车的发明者，1886年1月29日也被公认为汽车的诞生日。

汽车从无到有并迅猛发展。从20世纪初到20世纪50年代，汽车产量大幅增加，汽车技术也有很大进步，相继出现了高速汽油机、柴油机：弧齿锥齿轮和准双面锥齿轮传动、带同步器的齿轮变速器、化油器、差速器、摩擦片式离合器、等速万向节、液压减震器、石棉制动片、充气式橡胶轮胎等。

20世纪50年代到70年代，汽车的主要技术是高速、方便、舒适、流线型车身、前轮独立悬架、液力自动变速器、动力转向、全轮驱动、低压轮胎、子午线轮胎都相继出现。

20世纪70年代至今，汽车技术的主要发展是提高安全性、降低排放污染。由此各种保障安全、减少排放污染的新技术、新车型相继出现，如各种防抱死系统、电子控制喷油、电子点火、三元催化转化系统、电动汽车等。

现代汽车技术发展的方向主要表现在以下几个方面：

1）安全可靠 应用汽车防抱死制动系统（ABS）、汽车驱动防滑系统（ASR）、电控稳定程序（ESP）、电子巡航控制系统（CCS）、安全带、安全气囊（SRS）等。

2）环境保护 采用电控燃油喷射（EFI）、无分电器点火（DLI）、废气再循环控制系统、燃油蒸发排放控制系统、气门升程与配气相位可变控制系统、断油控制、进气压力波增压及废气涡轮增压控制、共轨电控柴油喷射系统等技术。

3）节约能源1、整车轻量化 美国专家认为今后轻量化的途径主要是将目前汽车质量70%的钢铁材料换成轻的其他材料，特别是塑料和铝。2、降低轮胎的滚动阻力 采用子午线轮胎、高性能专用轮胎。3、降低空气阻力 汽车造型更加光顺圆滑。

4）代用材料 采用合成燃料、液化石油气、压缩天然气、醇类燃料等代用燃料。

5）操纵轻便、乘坐舒适 采用自动变速器、电控动力转向、电控悬架、汽车空调、全球卫星定位系统、不停车收费系统、自动避撞系统等技术。

摩擦离合器是应用的最广泛也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于结合状态并能传动动力的基本机构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。

在以内燃机为动力的汽车机械传动系中，离合器用来切断和实现对传动系的动力传递，以保证：在汽车岂不是将发动机与传动系平顺结合，使汽车能平稳起步，在换挡时将发动机与传动系迅速彻底的分离，减少变速器中齿轮冲击，以便于换挡：在工作中受过大的载荷时，考离合器打滑来保护传动系，防止零件因过载而损坏。

随着汽车发动机转速和功率的不断提升、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片离合器结构正在逐渐的向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操作形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合器的发展趋势。

第二章 离合器的结构方案分析

§2.1 离合器的主要结构

一、主动部分

主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。这部分与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠传动片传递转矩的。

二、从动部分

从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力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。为了避免船东方向的共振，缓和传动系受到的冲击载荷，大对数汽车都不在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。

三、扭转减震器

离合器结合时，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震器盘转动。从动盘本体和减震器盘又通过六个减震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从动盘本体和减震器盘来回转动，夹在它们之间的减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。

为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和结合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在东盘本田圆周部分，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力沿翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到结合柔和的效果。

四、压紧机构

压紧机构主要由螺旋弹簧组成，与主动部分一起旋转，它以离合器盖为依托，将压盘压向飞轮，从而将处于飞轮和压盘间的从动盘压紧。

五、操纵结构、

操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与结合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用）、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、阻力机构等组成。

§2.2 离合器的工作原理

发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。

由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于结合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板，摊在分离套筒的环槽中的拨叉边推动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力的传递。

当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳，应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向结合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘结合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，既离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘结合紧密程度的逐渐增大，二者转速也逐渐相等。直到离合器完全结合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。

§2.3 离合器的功用及其结构方案的选择

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，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损害；有效地降低传动系中的振动和噪声。

一、 从动盘数及干、湿式的选择

单片干式摩擦离合器其结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能结合平顺。因此，广泛用于各级轿车及微、轻、中型客车与货车，在发动机转矩不大于1000牛/米的大型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可采用双片干式或双片湿式摩擦离合器。因本设计的离合器是用于微型货车上的，选用单片干式摩擦离合器。

二、 压紧弹簧的结构型式及布置的选择

周置弹簧离合器的压价弹簧均采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在同一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。其结构简单制造容易，因此用比较广泛。在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力：另外，压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，是弹簧压紧力下降，离合器传递转矩的能力随之降低。此外，弹簧靠到它的定为面上，造成接触部位严重磨损，甚至出现弹簧断裂的现象。

中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，这是压紧弹簧不与压盘直接接触，因此压盘由于摩擦而长生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力，使操纵轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧是离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：挡在货汽车的发动机转矩大于400～450牛/米时，常常采用中央弹簧离合器。

斜置弹簧离合器是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以倾角α斜向作用于传力套上，跟着在推动压杆并按杠杆比放大后作用与压盘上。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力可降低35%左右。

膜片弹簧离合器的结构主要特点是采用一个膜片代替传统的螺旋弹簧和分离杠杆。其结构特点如下：

1）膜片弹簧的轴向尺寸较小而径向尺寸很大，这有利于在提高离合器传递转矩能力的情况下离合器的轴向尺寸。

2）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，故不需专门的分离杠杆，使离合器结构大大简化，零件数目少，质量轻。

3）由于膜片弹簧轴向尺寸小，所以可以适当增加压盘的厚度，提高热容量；而且还可以在压盘上增设散热筋及在离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。

4）膜片弹簧离合器的主要部件形状简单，可以采用冲压加工，大批量生产时可以降低生产成本。

由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型和中型客车、货车上得到广泛的应用，而且逐渐扩展到大型货车上。

综上所述：本设计采用膜片弹簧。

三、 操纵机构的选择

由于机械式结构简单，制造容易，工作可靠多应用于货车，但该装置质量大，杠杆之间饺点多，因而摩擦损失较大，传动效率低，其工作受到发动机震动以及车身或车架变形的影响，不采用那种吊挂式的踏板结构。在平头汽车上杆系的结构复杂，合理布置杆系也较困难，踏板的自由行程将加大，刚度也变差。然而，液力操纵机构具有摩擦阻力小，转动效率高，质量小，布置方便，便于采用吊挂踏板，驾驶室容易密封，发动机的振动和车架或驾驶室的变形不会影响其正常工作，离合器接合柔和等优点。综上所述，本次设计选用液压式操纵机构。

四、 离合器的通风散热

实验表明，离合器的磨损是随温度的升高而增大的，当压盘工作表面温度超过一定温度时，摩擦片磨损急剧增加。在正常使用条件下的离合器压盘工作表面温度在180℃。在特别严酷的使用条件下，压盘表面的瞬时温度有可能高达1000℃。过高的温度能使压盘受热变形产生裂纹。为了使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够的重量以保证足够的热容量外，还要求通风散热性良好。改善离合器的通风措施有：

1）在压盘上设置散热筋；

2）在离合器盖上开较大的通风口，在离合器外壳上设有通风窗；

五、 膜片弹簧的支承形式

推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同可分三种：

1）双支承环形式 用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单；

2）单支承环形式 在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环，使架构简单，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，以消除膜片弹簧与支承环之间的轴向间隙；

3）无支承环形式 利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起，取消前后支承环，或在铆钉前侧以弹性当环代替前支承环，离合器盖上的环形凸台代替后支承环，使结构更简化或取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。本次设计选用双支承环式。

六 、压盘的驱动方式

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以他应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由作轴向移动。

压盘的驱动方式主要有凸块—窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间有间隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是最近广泛采用的驱动方式，沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别于离合器盖和压盘以铆钉或螺栓连接，传动片的弹性允许压盘做轴向移动。弹性传动片驱动方式简单，压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长。故本次选用弹性传动片式。

七 、分离轴承的类型的选择

分离轴承和支持总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作中主要承受轴向分离时，他那个是还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外以采用角接触推力轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平断面或凹弧形端面。本次设计选用推力球轴承。

第三章 离合器主要参数的选择

为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：

1）能可靠的传递发动机的最大转矩。

2）结合过程要平顺柔和，使汽车岂不是没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速彻底。

4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡是变速器轮齿间的冲击力并方便换挡。

5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡免受离心力的影响。

6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力。

7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。

以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。

§3.1 离合器参数的选择

设计所选发动机参数；功率38.5KW，转速5200r/min，最大转矩70.7 N.m

一、摩擦片外径的确定

摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩的大小有一定关系。发动机转矩是重要参数，安发动机最大转矩（N.m）来选定D，由下列公式可得：

D=                             (3-1)

取=18     =70.7 N.m

代入数据D=18×=151.3mm

在主要技术标准中摩擦片的外径选254mm左右。

查摩擦片尺寸的系列化合标准化，选取标准摩擦片外径D=225mm，内径d=150mm，厚度b=3.5mm,内外径之比d/D=0.667，单位面积A=221mm²。

二、离合器后备系数β的确定

后备系数β是离合器设计时应该确定的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应考虑一下几点：

1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩。

2）要能防止离合器滑磨过大。

3）要能防止传动系过载。

为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小，当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨，β应选取大些。采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，β选取值应大些。发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些。

考虑以上影响因素和设计车型为微型货车，根据β的取值范围β=1.20～1.75，同时参考其他同类车型选取β=1.5。

三、单位压力

单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应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。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，应取小些。当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外源出的热负荷，应取小些，后备系数较大时可适当增大。

采用石棉基材料时=0.15～0.35(MPa)

§3.2摩擦片的约束计算

1）摩擦片的外径D的选取应使最大圆周速度V不超过65～75m/s。

Ｖ＝                              （3-2）

式中：D-摩擦片外径mm；

n -发动机最大功率时转速r/min；

V-摩擦片最大圆周速度ｍ／ｓ；

V===26.17m/s＜65m/s

符合条件

2）摩擦片的内外径比c应在0.53～0.7范围内。

在本设计中c=0.620         符合要求

3）后备系数β的最大范围1.20～4.0。

在本设计中β=1.5 

4）单位压力。

摩擦离合器是靠摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：

=f FZ                          （3-3）

式中：-为静摩擦力矩牛每米。

f -摩擦面间的静摩擦因数，取f=0.30。

F-压盘施加在摩擦面上的工作压力，单位：N。

Z-摩擦面数，为从动盘数两倍。Z=2。

-摩擦片的平均摩擦半径，单位：mm。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有：

F=A=                     （3-4）

式中：-摩擦面单位压力，单位：M。

A-一个摩擦面的面积：m；

D-摩擦片外径：mm；

d -摩擦片内径：mm；

摩擦片的平均摩擦半径根据压力均匀假设，可表示

=                        （3-5）

将式（2-4）与（2-5）带入（3-3）得：

=f Z                  （3-6）

式中：c-摩擦片内外径之比，c=0.620。

为了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，设计时应大于发动机最大转矩，即

=β                        （3-7）

则根据以上相应计算公式及相关数据可得：

由（3-7）得：

=β=1.5×160=240 N.m

由（3-6）验算单位压力，则：

240=

=0.129M 在所要求范围内。

由式（3-5）：

=

有公式（3-3）：

第四章 离合器主要零部件的设计计算

§4.1膜片弹簧的设计

一、膜片弹簧主要参数的选取

1）比值H／ｈ和板厚ｈ的选择。比值H／ｈ对于膜片弹簧的弹性特性影响极大，如图4-1。通过分析可知，当H／ｈ＜时，＝为增函数；H／ｈ＝时，＝有一极值，该极值点恰为拐点；当H／ｈ＞时，＝有一极大值和一极小值；当H／ｈ＝2时，＝的极小值落在横坐标上。为保证离合器压紧力变化不大和操作轻便，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

图4-1膜片弹簧的弹性特性曲线

2）比值R/r和R、r的选择，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，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.2~1.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径。

3）α的选择。膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度关系密切，α≈／H（R－ｒ），一般在9～15°的范围内。

4）膜片弹簧工作点位置的选择。膜片弹簧工作点拐点H对着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在结合状态时，一般=（0.8～1.0），以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B到C。为了最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。

图4-2膜片弹簧工作点位置

5）分离指数ｎ的选取。分离指数ｎ常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸弹簧可取12。

6）膜片弹簧小端半径，及分离轴承作用半径的确定。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。应大于。

7）切槽宽度、及半径，＝3.2～3.5ｍｍ，＝9～10ｍｍ，的取值应满足ｒ－≥的要求。

8）压盘加载半径和支撑环加载点半径的确定。和的取值将影响膜片弹簧得刚度。应略大于ｒ，应略小于R且尽量接近R。

本次设计取，H/h=1.5，H=3mm，h=2mm，R/r=1.2，R=108mm，r=90mm，α=12.7，n=18，=20mm，=3.2mm，=10mm，=10mm，=21mm。

二、膜片弹簧的弹性特性

假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动。

通过支持环和压盘加载膜片弹簧上的载荷集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为（mm），则膜片弹簧的弹性特性如下式表达

=（4-1）

式中，E为材料的弹性模量（M），对于钢：E=2.1× M；为材料的泊松比，对于钢：=0.3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截面锥高度（mm）；h为膜片弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；、分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm）。

代入数据

=

=2038N

当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。设分离轴承对分离指端所加载荷为，相应作用点变形为(mm)；另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的角度，则有如下关系

=                  （4-2）

==11.4mm

=                  （4-3）

式中，为分离轴承和分离指的接触半径（mm）。

==466N

三、膜片弹簧得强度校核

子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变力和切向应力。建立坐标xOy，则断面上任意点（x、y）的切向应力     （M）为

=             （4-4）

式中，α为自由状态时圆锥底角 （rad）；为从自由状态起，子午断面的转角（rad）；e为中性点半径（mm），e=。

由上公式可知，当一定时，一定的切向应力在坐标轴系中呈现线性分布，当=0时有

y=                    (4-5)

因很小，≈则表明：对于一定的零应力分布在过O点而与x轴成角的直线上。实际上，当x=时，无论为何值，均存在y=，即对于一定的，等应力线都汇交与K点，其坐标为x=，y=。显然，ＯＫ为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉应力区；等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见，弹簧部分内上缘Ｂ点的切向压应力最大。当Ｋ点的纵坐标＞时，点的切向拉应力最大。

分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核其强度。将B点坐标和代入（4-4），可得B点的应力为

＝          （4-6）

代入数据可得：=1329M

令＝0，可求出达到极大值时的转角

＝                  （4-7）

式（4-7）表明，B点最大压应力发生在比其压平位置再多转动一个角度的位置。

当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角，计算时，取；如果，则取。，

在分离轴承推力的作用下，Ｂ点还受弯曲应力，其值为

＝                   （4-8）

式中，ｎ为分离指数目；为一个分离指根部的宽度（ｍｍ）。

代入数据可得：=136 M

考虑到弯曲应力是与切向压应力相互垂直的拉力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为

＝　                  （4-9）

代入数据可得=1465 M

实验表明，裂纹首先在最大应力点Ｂ点产生，但此时裂纹并不发展到损坏，且不明显影响其承载能力。继后，在点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的，一直发展到使其破坏。在实际设计中，当膜片弹簧采用时，不应大于1700M。.

四、膜片弹簧材料及制造工艺

国内膜片弹簧一般采用和等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何尺寸、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分3～8次，以产生一定的塑性变形，从而是膜片弹簧的表面产生于使用状态反方向的残余应力而达到强化的目的。一般说，经强化处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%～30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片表面，使表面产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可以提高承载能力和疲劳强度。

为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高温淬火、喷镀铬和镀镉或四氟乙烯。在膜片弹簧与压盘接触处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。

膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般在45～50HRC，分离指端硬度为55～62HRC，在同一片上同一范围的硬度差不应大于3个单位，碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层得深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10′。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6，地面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端得相互高度差一般要求小于0.8～1.0mm。

五、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得基本参数，使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。

a)目标函数

目前，国内关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几点：

1)弹簧工作时的最大应力为最小。

2)在从动盘摩擦片磨损前后，弹簧压紧力之差的绝对值为最小。

3)在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承扇的分离操纵力的平均值为最小。

4)在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值得平均值为最小。

5)选3）和4）两个目标函数为双目标。

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，选取5）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，并用转化函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则

=＋               （4-10）

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。

b)设计变量

从膜片弹簧弹性特性计算式可以看出，应选取H、h、R、r、、这六个尺寸参数以及在结合工作点相应与弹簧工作压紧力的大端变形量为优化设计变量，即

X=                     （4-11）

c)约束条件

1)应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求的压紧力相等，即

=

2)为了保证各工作点A、B、C有较适合的位置，应正确选择相对于拐点的位置，一般/=0.8～1.0，即

0.8≤≤1.0                （4-12）

3)为了保证摩擦片磨损后离合器仍可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片的压紧力，即

≥

4)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧得H/h与初始底锥角α≈应在一定范围内即

1.5≤H/h≤2.0

9°≤α≈≤15°

5)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即

1.20≤R/r≤1.35

3.5≤≤5.0

6)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推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，即

推式：               

7)根据弹簧结构布置要求，与R，与r，与之差应在一定范围内，即

1≤≤7

0≤≤6

0≤≤4

8)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择，即

推式：                   2.3≤≤4.5

9)弹簧在工作过程中，B点的最大压应力应不超过其允许值，即

≤

10)弹簧在工作过程中，A点的最大拉应力应不超过其相应的需用值，即

≤

11)弹簧在制造的过程中，由于其主要尺寸参数H、h、R和r都存在误差，对弹簧得压紧力有一定的影响。因此，为了保证在加工精度范围内弹簧得工作性能，必须使由制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即

0.05           （4-13）

式中，、、、分别为由于H、h、R和r的制造误差引起的弹簧压紧力的偏差。

12)在离合器装配误差范围内引起的弹簧压紧力的相对偏差，也不得超过某一范围即

≤0.05                     （4-14）

式中，为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。

§4.2 扭转减震器的设计计算

扭转减震器主要参数的选择

1)极限转矩：有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。

=（1.5～2.0）             （4-15）

式中的微型货车取=1.5=106.05 N.m

2)扭转刚度

为了避免引起系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。

决定于减震器弹簧得线刚度及其结构布置尺寸。设减震弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为

T=1000K                 （4-16）

式中，T为是从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩:；K为每个减震弹簧的线刚度；为减震弹簧的个数；为减震弹簧位置半径。

根据扭转减震器扭转刚度的定义，=则

=1000                  （4-17）

式中，为减震器扭转刚度

设计时可按经验来处选取

13   本设计中取=1000N.m/rad

3)阻尼摩擦转矩T

由于减震器扭转刚度T，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选

T=（0.06～0.17）               (4-18)

本设计中初选T=7.07N.m

4)预紧转矩T

减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，T增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是T不应大于T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取T=（0.05～0.15）T，本设计中初选T=6.36 N.m

5)减震弹簧的位置半径R

R的尺寸引进可能大些，一般取

R=（0.60～0.75）                  （4-19）

式中的d为摩擦片的直径。

本设计中取R=50mm

6)减震弹簧的个数Z（参考下表）

摩擦片外径为225式减震弹簧的个数可取4～6

本设计中Z=4

7)减震弹簧总压力

当限位销与从动盘毂之间的间隙△1与△2被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值时，减震弹簧收到的压力F为

F=/                      （4-20）

F=2121N
第五章 主要零件的设计计算

§5.1 从动盘总成设计计算

从动盘有两种结构形式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的，本次设计从动盘为带扭转减震器的形式。

从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求：

为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减震器；具有足够的抗暴裂强度。

一、从动片

设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用1.3～2.0mm厚的钢板冲制而成。本次设计的微型货车，故取从动片厚度为1.5mm。

为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。

具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种型式的优缺点，本次设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。

二、从动盘毂

发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴的花键结合方式采用齿侧定心的矩形花键。

设计花键的结构尺寸时参照国标GB1144-1974的花键标准，

表5-1从动盘毂花键的尺寸

从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n=10；花键外径：D=32mm；花键内径：d=26mm；齿厚：B=4mm；有效齿长：l=30mm。

由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。有公式：

                          （5-1）  

式中：P-花键的齿侧面压力，由下式确定：

P=                         （5-2）

式中：d，D-花键的内外径，ｍｍ；

Z-从动盘毂的数目；

-发动机的最大转矩，N.m；

ｎ-花键齿数；

ｈ-花键工作高度，ｍ，ｈ＝（D－ｄ）／2；

ｌ-花键有效长度，ｍ。

由已知条件：

P＝＝4876N

＝＝5.4M

从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故所选花键尺寸满足要求。

§5.2轴径的计算

轴的扭转强度条件为：

＝≤［］　　           （5——3）

式中：－轴的扭转切应力，ＭＰａ；

T－轴所传递的转矩，N.mm；

－轴的抗扭截面系数，；

对于实心轴，将＝π／16代入（5—1）可得：

ｄ≥＝ｃ= 106×0.1948=20.7mm

本地设计取值d=26mm。

§5.3 压盘和离合器盖得设计

一、压盘几何尺寸的确定

在摩擦片的尺寸确定以后，与它摩擦相接触的压盘内外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。

压盘厚度的确定主要依据以下两点：

1）压盘应具有足够的质量，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高：

2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约15～25mm。

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15～20g.cm。

4）压盘高度公差要小。

鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过8～10℃。

校核公式：

                                 （5-4）

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=0.50；

C-压盘的热容量，对于铸铁压盘：c=481.4J/(Kg.K)；

m-压盘质量，Kg。

m=v=7.0××3.14×（0.225×0.225－0.15×0.145）÷4×0.020=2.78Kg

==9.8℃＜10℃符合要求

二、离合器盖的设计

离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。

对离合器盖结构设计的要求：

1）应具有足够的刚度，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为2.5～4mm。

2）应与飞轮保持良好的队中性，以免影响总成的平衡和正常的工作。

3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。

经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度4mm。

三、支承环

支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3～4mm的碳素弹簧钢丝。本次设计取3mm。

第六章 离合器的操纵系统设计

一、对离合器操纵机构的基本要求

1）踏板力要尽可能小，

2）踏板行程一般在80～150mm内，最大不要超过180mm。

3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。

4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。

5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。

二、踏板位置

离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动80～100mm，作为离合器踏板中心线的位置。

三、踏板行程

踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即

S=+=               （6-1）

式中为分离轴承的自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程一般为20～30mm；本次取2mm。、分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：=0.85～1.30mm，本次取1mm。=320mm、a=60mm、=80mm、=70mm、=71mm、=18mm为杠杆尺寸。

图6-1液力操纵机构示意图

踏板力，且踏板力不得大于300N。本次设计取踏板力180N，=320mm，=60mm，踏板传动比i=5.333。

则主缸所受的力为F

F=F×i                    （6-2）

代入数据得F=180×5.333=960N

考虑到橡胶软管及其管接头的密封要求，最大允许油压一般为5～8MP则

P= 4F(πd)                （6-3）

代入数据得d最小值12.4mm，最大值15.6mm。

同理可得d的最小值12.4mm，最大值15.6mm。

故本次设计d=15 mm，d=12mm。

将数据代入公式6-1得

S=+==94.2mm

 结论

       随时间的推移，毕业设计已经接近尾声。回顾本次设计，其不可避免的存在着一些问题，主要体现在对本专业知识掌握不够扎实，另外缺少实战经验，故而在设计的过程中走了不少的弯路。所以我要在以后的学习与工作中对这方面加强练习，更深入、务实。

  本次设计，感到离合器液压操纵机构比较难，实验室中没有可以参考的资料，唯在网上收索部分的图片和很少一部分的参数，结合课本所讲解的原理画图。最简单的部分应该是计算，尤其是膜片弹簧的计算，这部分可以找到相当多的资料，计算起来比较轻松。

设计的过程中还有一些问题，就是电脑绘图，大一大二所学的绘图知识感到已经跟不上时代的进步，尤其在画图的过程中，更吃力。然而，学习中遇到的困难，一般不是最难的，酷夏手工绘图更是考验人，稍有不慎，则须从新画图，是对我们毅力的考验。 

问题是存在的，但是收获也是颇丰的。深入的了解了设计一个产品的基本过程及怎么样处理设计过程中遇到的问题；学会发现问题、思考问题、解决问题，并切实与团队合作的精神。毕业设计是我们毕业前的最后一次的总练兵，所谓稳固知新，在温习与回顾所学的知识的同时，得到新的体会与认识，将新接触到的与以前所知道的练习在一起，从新的角度出发另辟蹊径，开创新思维，使我受益匪浅。

设计的过程本是枯燥无味，但在本次老师与同学给创造的学习氛围中，我并没有感到其中乏味。相反从中寻觅到不少的乐趣，同学们的交流增多，进而认识到每位同学的优点，为我向他们学习提供了便利的条件，同时通过本次设计，也使我跟家了解自己，从新给自己定位，以便于自己在今后的工作与学习中能够快速的进步。

此次设计由于我能力有限，故设计中存在不少的不合理的地方，希望老师给予指正，是的我可以更进一步。

参考文献

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[2]徐石安，江发潮《汽车离合器》北京：清华大学出版社，2005

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[4]林世裕《膜片弹簧与蝶形弹簧离合器设计与制造》南京：东南大学出版社1995

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[6]阮忠唐《联轴器、离合器设计与选用指南》北京：化学工业出版社，2006

[7]林秉华《最新汽车设计使用手册》哈尔滨：黑龙江人民出版社，2005

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[13]《机械零件设计手册》.北京：冶金出版社，1992

[14]《汽车百科全书》.北京：机械工业出版社，1989

[15]《机械设计课程设计》高等教育出版社

[16]《工程力学》第二版兰州大学出版社

致谢

    大学阶段最后一次设计徐徐落下帷幕，我们的大学生活也即将画上句号。在这几个月的时间里，在绘图室里，留下了我们辛勤的汗水和忙碌的身影，这是我们走向工作岗位的一此很好的锻炼，也为将来的道路奠定基础。再设计的过程中，老师从一开始就严格的要求我们，使我们在整个设计过程中少走弯路，一路领先，致使我们有足够的时间完善。并且老师坚持定时、定期的和我们见面开会，他的敬业精神和工作态度，为我们以后工作树立了优秀的榜样。我们在设计中的相互帮助也给我留下了深刻的印象。我们即将踏上征程，这份宝贵的经历一定会让我在人生的道路上奋勇前进。

这里，要特别感谢本次设计的指导，同时还感谢其他老师和同学的帮助。百忙之中他们耐心的解答我们的疑惑，详细的讲解了离合器的工作原理，帮助我理清设计的一些主要思路，并给我极大的鼓舞和支持，使我始终在正常轨道上保持着良好的工作状态。

由于我的能力和水平有限，再设计中难免存在一些缺点和不足，希望老师多加帮助和指正，以便我能及时发现错误并改正。