奥迪A7离合器设计-汽车轿车离合器【三维SW模型】【含CAD图纸】

喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的全都有，下载后全都有，图纸均为CAD原图，有疑问咨询QQ:414951605 或1304139763 附件1：学 号： 设 计 报 告题 目奥迪A7离合器设计学 院专 业班 级姓 名指导教师2019年12月20日目录1.主要参数32方案选择42.1 摩擦片设计42.1.1后备系数42.1.2摩擦片外径D，内径d和厚度b42.1.2 单位压力52.1.3 摩擦因数f、离合器间隙t、摩擦面数52.2 离合器基本参数的优化62.2.1 设计变量62.2.2 目标函数62.2.3 约束条件62.3 膜片弹簧的设计82.3.1膜片弹簧的弹性特性曲线82.3.2膜片弹簧的基本参数的选择92.3.3 膜片弹簧的应力计算112.3.4膜片弹簧材料及制造工艺112.4 扭转减震器的设计122.4.1极限转矩Tj122.4.2 扭转角刚度k122.4.3阻尼摩擦转矩T122.4.4 预紧转矩Tn122.4.5 极限转角j122.4.6减振弹簧的位置半径R0122.4.7减振弹簧个数Zj132.4.8 减振弹簧尺寸132.5离合器的操纵机构132.6从动盘毂162.7.从动片的结构形式162.8 从动轴的计算162.8.1选材162.8.2确定轴的直径162.10 离合器盖总成设计172.10.1 离合器盖设计172.10.2 压盘设计172.10.3离合器的散热通风182.11离合器分离装置设计183.课程设计总结18参考文献19参考车型奥迪A7 2018款 50 TFSI quattro 舒适型最大功率/转速245kw/5500-6500rpm最大转矩/转速440Nm/2900-5300rpm整车整备质量1980kg驱动轮规格参数255/40 R19最高车速250km/h2方案选择 2.1 摩擦片设计2.1.1后备系数 后备系数是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择时，应从以下几个方面考虑：（1）摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩（2）防止离合器本身滑磨程度过大（3）要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75，故选择=1.52.1.2摩擦片外径D，内径d和厚度b摩擦片的静压力：摩擦片外径D= 对于乘用车，=14.6，则=根据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=325mm， 内径=190mm， 摩擦片厚度=3.5mm，单面面积=546。2.1.2 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、材料及其质量和后备系数等因素。根据汽车离合器表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D325mm，故取1.18/=0.68Mpa。根据汽车设计【1】表2-2，0.15Mpa+ 50 mm。对于选取的摩擦片Ro。对于摩擦片内径d=190mm，不大于140mm。2.2.3.5 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0.101.50Mpa，由于已确定单位压力0.25Mpa，在规定范围内，故满足要求。2.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功为减少汽车起步时离合器的滑磨，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2000 r/min。单位摩擦面积滑磨功：故满足要求。2.3 膜片弹簧的设计2.3.1膜片弹簧的弹性特性曲线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； -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。2.3.2膜片弹簧的基本参数的选择2.3.2.1 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=2mm，=3.2mm。2.3.2.2 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。本设计中取R/r=1.2，摩擦片平均半径，故r=130mm，则R=156mm。2.3.2.3 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。2.3.2.4 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。2.3.2.5 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 2.3.2.6 切槽宽度、及半径根据要求，= 3.23.5mm，= 910mm，的取值应满足。取3.2mm，=9.0mm，=80，则=77-65=12mm=9.0mm，满足设计要求。2.3.2.7 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80mm，92mm。2.3.3 膜片弹簧的应力计算分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核碟簧的强度。B点的应力tB为tB=E1-2re-r22-e-r+h2tB达到极大值时的转角pp=+h2e-re 为中性点半径，e=R-rlnRr，在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力rB，其值为rB=6r-rfF2nbrh2n 为分离指数目，br为一个分离指根部的宽度（mm） br=2r018根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为jB=rB-tB带入设计参数得，jB=1113.5Mpa膜片弹簧选用材料弹簧钢，许用应力jB=15001700Mpa，故满足强度要求。2.3.4膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了 保证其硬度、几何形状、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，使其过分离38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。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弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，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、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 4550HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度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。上、下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于 0.81.0mm2.4 扭转减震器的设计2.4.1极限转矩Tj2.4.2 扭转角刚度k 2.4.3阻尼摩擦转矩T 2.4.4 预紧转矩Tn 2.4.5 极限转角j j一般取312。2.4.6减振弹簧的位置半径R0 R0=0.6-0.75d2.结合d2R0+50，取R0=75mm2.4.7减振弹簧个数Zj参照汽车设计表2-6，取Zj=82.4.8 减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力 根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用65Mn弹簧钢丝，设弹簧丝直径d=4mm，b=1620MPa，=0.5b=810MPa（2）选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比旋绕比荐用范围d/mm0.2-0.40.45-11.1-2.22.5-67-1618-42C7-145-125-104-94-84-6确定旋绕比C=4，曲度系数K=4C-14C-4+0.615C=1.40 （3）极限转角j=2arcsinl2R0=312 ，取j=3.5，则l=3.3mm。取总圈数为8.2.5离合器的操纵机构汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、 气压助力液压式等等。 离合器操纵机构应满足的要求是：（1）踏板力要小，轿车一般在80150N 范围内；（2）踏板行程对轿车一般在80-150mm内；（3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；（4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；（5）应具有足够的刚度；（6）传动效率要高；（7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。a2=120mm，a1=50mm，b2=95mm，b1=50mm，c2=50mm，c1=21.4mm，d2=135mm，d1=67mm（3）离合器踏板行程计算踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2 组成： S=S1+S2=S0f+ZSc2c1a2b2d22a1b1d12 式中Sof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S1一般为20-30mm，取Sof=1.5mm；d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数；S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：DS=0.85 1.30mm，取S=1.2 mm；a1 、a2 、b1 、b2 、c1 、c2 为杠杆尺寸。得：S=131mm，S1=27.77 mm，合格。（4）踏板力的计算 踏板力为： Ff=Fi+Fs 其中，F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；i 为操纵机构总传动比，i=a2b2c2d22a1b1c1d12； 为机械效率，液压式：=80%-90%；Fs为克服回位弹簧1，2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。F=F2=487.6N，i=43.26，=80%，则Ff=14N，合格。2.6从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax选取；一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般 2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。由汽车设计表2-7得 齿数n=10，D=40mm，d=32mm，t=5mm，l=45mm，c=11.6MPa。2.7.从动片的结构形式在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，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。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选整体式波形从动钢片。2.8 从动轴的计算2.8.1选材 40Cr 调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr 调质。2.8.2确定轴的直径dA3Pn式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表取A=100，n为轴的转速，n=5500r/min，P=245kw计算取d=30mm2.10 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。2.10.1 离合器盖设计为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。2.10.2 压盘设计对压盘设计的要求：（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（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小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。（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补低于1520g.cm。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。材料为灰铸铁HT200铸成，密度78000kg/m3。2.10.3离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超 过 200 180C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的 瞬时温度一般在180C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 1000C。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。2.11离合器分离装置设计分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉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。目前国外已采用角接触推力球轴承，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，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。3.课程设计总结为期10天的离合器课程设计终于接近尾声，回顾这10天，虽然大部分时间在十堰进行毕业实习，学习环境比较艰苦，可参考资料有限，但我们并没有因此气馁，在老师的指导下和参考文献的指示下，从零开始，由开始时对离合器结构的懵懵懂懂，到初步选择离合器相关参数，再到建立三维模型并进行装配，最后绘制二维图纸并编写课程设计说明书，我们经历了一段极其充实又有意义的设计经历。经历了本次经历后，我对离合器的结构有了更加深刻的了解，并熟悉了摩擦片、膜片弹簧、压片、波形片等离合器主要零件的参数设计和模型建立。本次课程设计，充分利用了SolidWorks软件和AutoCAD软件，为我们将来的工作和学习打下了良好的基础。经过此次设计，我也充分的意识到，CAD和SolidWorks对一个车辆工程专业学生的重要性，自己的CAD基本操作掌握的还不够熟练，这是自己需要改进的地方。通过这次课程设计，不仅加深了我对汽车设计这门课的认识，更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，这样才能做出自己更加出色的设计。最后，由于本次课程设计和汽车设计考试以及毕业实习的时间冲突，自己在一些设计的细节方面可能出现纰漏，恳请老师指正！参考文献1 王望予，汽车设计 第4版M，北京: 机械工业出版社， 20062 过学迅，汽车设计M，北京：人民交通出版社出版，20133 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，20004 徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，19845 王丰元、马明星，汽车设计课程设计指导书，北京：中国电力出版社，20096 陈家瑞，汽车构造M，北京：机械工业出版社出版，2005摩擦片数据：D=325mm d=190mm（按照设计指导书上的方法建模）减震弹簧安装位置：R=65mm减震弹簧数据：直径d=4mm，旋绕比=4 圈数=8 个数n=8花键：齿数n=10 外径D=40mm 内径d=32mm 齿厚t=5mm 有效尺长l=45mm膜片弹簧数据：R=156mmr=130mmh=2.5mmH=5mm圆锥底角=10.88切槽宽度：= 3.2mm，= 9mm=30mm 32mm =80mm=155mm 131mm压盘加载点半径r=131mm支撑环加载点半径R=155mm压盘数据：外径D=325mm 内径d=190mm 厚度=10mm 离合器设计 2016-1-1 目录 第 1 章 离合器介绍 . 2 1.1 离合器的起源与发展 . 2 1.2 离合器的分类 . 3 1.3 离合器的构造和功用 . 4 第 2 章 离合器设计 . 5 2.1 离合器的设计要求 . 5 2.2 离合器设计流程 . 5 2.3 离合器原始数据 . 6 2.4 从动盘整体设计 . 6 2.4.1 摩擦片设计 . 6 2.4.2 扭转减振器 . 10 2.4.3 从动盘毂 . 12 2.4.4 从动片的结构形式 . 13 2.5 膜片弹簧选择 . 13 2.5.1 压紧弹簧布置形式的选择 . 13 2.5.2 膜片弹簧参数的选择 . 14 2.5.3 膜片弹簧的优化设计 . 16 2.5.4 膜片弹簧的载荷与变形关系 . 17 2.5.5 膜片弹簧的应力计算 . 19 2.5.6 膜片弹簧材料及制造工艺 . 21 2.6 压盘的设计 . 22 2.7 操纵机构 . 22 2.8 从动轴的计算 . 25 2.9 分离轴承的寿命计算 . 25 2.10 离合器盖 . 26 2.11 离合器的散热通风 . 26 3 离合器的建模 . 26 3.1 摩擦片的绘制 . 27 3.2 膜片弹簧的绘制 . 30 3.3 其他主要零部件的绘制及装配 . 32 3.4 工程制图的导出 . 33 第 1 章 离合器介绍 1.1 离合器 的 起源 与发展 离合器 的发展： 出现摩擦片 逐渐 趋于 摩擦片 的材料： 1889 年戴姆勒发明 了钢轮汽车离合器。 锥形盘离合器 多片盘式离合器 单片干式离合 器 最初使用驼毛 做为锥形盘摩 擦面的材料。 皮革 石棉材料 铸铁等非石棉材料 选用 非石 棉 材 料 是 注重环保。 在早期研发的离合器中，锥形离合 器最为成功。现今所用的盘片式离 合器的先驱是多片盘式离合器，它 是直到 1925 年以后才出现的。 20 世纪 20年代末，直到进入 30年代 时，只有工程车辆、赛车和大功率 的轿车上才采用多片离合器。多年 的实践经验和技术上的改进使人 们逐渐趋向于首选单片干式离合 器。 近来，人们对离 合器的要求越 来越高，传统的推式膜片弹簧离合 器结构正逐步地向拉式膜片弹簧 离合器结构发展，传统的操纵形式 的操纵形式正向自动操纵的形式 发展。因此，提高离合器的可靠性 和延长其使用寿命，适应发动机的 高转速，增加离合器传递转矩的能 力和简化操纵，已成为离合器的发 展趋势。 1.2 离合器的分类 膜片 弹簧离合器 优点 ： 膜片弹簧有理想的非线性特征 ， 离合器 结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量 小；性能较稳定；通风散热好，使用寿命长；平衡性好；制造成本低。 膜片 弹簧离合器 螺旋 弹簧离合器 但膜片弹簧的制造 工艺较复杂，对材料 质量和尺 寸精度要 求高，其非线性特性 在生产中不易控制， 开口处容易产生裂 纹，端部容易磨损。 1.3 离合器的构造 和功用 离合器工作原理示意图 离合器 就相当于汽车 的 动力 开关。当不踩离合器踏板时，摩擦 片与飞轮结合传递力矩；当踩下离 合器踏板时，摩擦片与飞轮分离， 不传递力矩。 当踩下 离合器踏板时， 摩擦片 与 飞轮分离，不 传递转矩。 当踩下 离合器踏板时， 摩擦片 与 飞轮分离，不 传递转矩。 当不踩 离合器踏板时， 摩擦片 与 飞轮 结合并传递转矩。 当踩下 离合器踏板时， 摩擦片 与 飞轮分离，不 传递转矩。 第 2 章 离合器设计 2.1 离合器的设计要求 根据离合器的功用，它应满足下列主要要求： （ 1） 能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的 摩擦力矩（ cT ）应大于发动机最大扭矩（ maxeT ）； （ 2） 接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车 起步冲撞或抖动； （ 3） 分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有 一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声； （ 4） 从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量 就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低 ； （ 5） 具有吸收振动、噪声和冲击的能力 （ 6） 散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑； （ 7） 操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车， 非常重要； （ 8） 摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内， 要能通过调整，使离合器正常工作。 2.2 离合器设计流程 获取或 确定与计算 相关的参数 获取及确定前后连 接件的接口参数 结构方案确定 设计计算 其他机构设计 2.3 离合器原始数据 下面 举例对离合器进行设计： 汽车的 驱动形 式 汽车整 车整备 质量 发动机 最大转 速 发动机 最大扭 矩 汽车的 总质量 离合器 形式 传动比 汽车最 大时速 操纵形 式 42 1110 kg 3400 r/min 135N.m 1485 kg 机械、干 式、单 片、膜片 弹簧 i0=5.28 ig1=2.93 ig2=1.6 ig3=1 ig4=0.71 165 km/h 液压式 操纵机 构 2.4 从动盘整体设计 2.4.1 摩擦片设计 摩擦片在性能上要满足如下要求： （ 1） 摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响小 （ 2） 具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好，磨合性好，密度小 （ 3） 有利于接合平顺 ，长期停放离合器摩擦片不会出现粘着现象 （ 4） 摩擦片选用材料为铸铁非石棉材料，注重环保 单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑， 散热良好，维修调整方便，从动部分转 动惯量小，在使用时能保证分离彻底接 合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、 小型货车，因此该设计选择单片离合 器。摩擦片数为 2。 采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离 合器静摩擦 力矩 cT 应大于发动机最大扭矩 maxeT 。 摩擦片的静压力： maxeC TT ( mN ) 式中： 离 合器后备系数（ 1 ） 由原始数据有， max 135eT N.m 后备系数 是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程 度，选择 时，应从以下几个方面考虑： （ 1） 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩 （ 2） 防止离合器本身滑磨程度过大 （ 3） 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车 =1.2 1.75， 故选择 =1.5 离合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 轿车和轻型货车 1.20 1.75 中型和重型货车 1.50 2.25 带挂车的重型汽车和牵引汽车 2.00 2.75 越野汽车和工作恶劣的工程车辆 2.50 3.50 所以 m a x 1 .5 1 3 5 2 7 7 . 5CeT T N m 摩擦片的外径可有式： maxeD TKD 求得。 DK 为直径系数，取值见表 如下， 取 14.6DK ， 得 D=170mm。 直径系数的取值范围 车型 直径系数 DK 轿车 14.6 货车 15.8 18.3(单片离合器 ) 13.5 14.9(双片离合器 ) 重型货车 22.4 23.6 摩擦片的尺寸已系列化和标准化 ,标准如下表 (部分 )： 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 Dmm 160 180 200 225 250 280 300 325 内径 dmm 110 125 140 150 155 165 175 190 厚度 /mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 31 C 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 DdC 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积 cm2 106 132 160 221 302 402 466 546 在单位压力不超过许用范围条件下， d 可取大一些，能加大平均摩擦半径， 增大传递转矩能力，也便于布置扭转减振器。故取 D=180mm， d=125mm。 摩擦片的摩擦因数 f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑 磨速度等因素。可由表查得： 取 f =0.3 摩擦面数 Z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及 其结构尺寸。本题目设计单片离合器，因此 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器处 于正常接合状态、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接合，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。取 t=4mm。 滑动摩擦系数，表面许可温度，许用单位压力 参考范 围 摩擦副材料 uf 表面许可工作温度（ C） 0P 铸铁对非石棉类 摩擦材料 0.25 0.3 250 0.25 0.35 离合器的静摩擦力矩为： cc fFZRT 联立得： m a x 0 3 312 1eTP fzD C 代入数据得：单位压力 0 0.319p MPa 0P 摩擦片基本参数的优化和校核： （ 1）摩擦片外径 D（ mm）的选取应使最大圆周速度 0v 不超过 65 70m/s，即 330 m a x 1 0 3 4 0 0 1 8 0 1 0 3 2 .16 0 6 0ev n D m/s 7065 m/s 式中， 0v 为摩擦片最大圆周速度（ m/s）； maxen 为发动机最高转速 (r/min)。 （ 2）摩擦片的内、外径比 C 应在 0.53 0.70范围内，即 0.5 3 0.6 94 0.7C （ 3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同 车型的值应在一定范围内，最大范围为 1.2 4.0。 （ 4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧 位置直径 02R 约 50mm，即 502 0 Rd mm （ 5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转 矩应小于其许用值，即 00224 0 .0 1 0 5cccTTTZ D d 式中， 0cT 为单位摩擦面积传递的转矩 (N.m/mm2)，可按下表选取 经检查 ,合格。 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210 250210 325250 325 20 10/ cT 0 28 0 30 0 35 0 40 （ 6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 0p 的最 大范围为 0.11 1.50MPa,即 10.0 MPa 0 0.319p MPa 50.1 MPa （ 7）为了减少汽车起步 过程中离合器的滑磨，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 ,即 224 dDZ W 式中 , 为单位摩擦面积滑磨 (J/mm2)； 为其许用值 (J/mm2)，对于乘用车： 40.0 J/mm2， W为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 220 22218 00 grae ii rmnW 式中， am 为汽车总质量 (Kg)； r 为轮胎滚动半径（ m）； gi 为汽车起步时所用变 速器挡位的传动比； 0i 为主减速器传动比； en 为发动机转速 r/min，计算时乘用 车取 2000 r/min，商用车取 1500 r/min。其中： 0 5.28i 1 2.43gi 0.3rr m 1485am Kg 代入式得 8800.14W J，代入得 0 .4 0 .4 0 ，合格。 （ 8）离合器接合的温升 mcWt 式中 ,t为压盘温升 ,不超过 108 C ； c为压盘的比热容， 4.481c J/(KgC)； 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘 0.5 ， m 为压盘的质量 15.3m Kg。 代入， 2.9t C ，合格。 2.4.2 扭转减振器 减震器极转矩 m ax1. 5 20 2. 5jeTTNm 摩擦转矩 m a x0 . 1 7 2 2 .9 5ueTTNm 预紧转矩 m a x0 . 1 5 2 0 . 2 5neTTNm 极限转角 123j 扭转角刚度 13 26 32 .5jkT N m/rad 减振弹簧的安装位置 2)75.060.0(0 dR ， 结 合 502 0 Rd mm，得 0R 取 40mm， 则 0 0.64 2Rd 。 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径 D/mm 225 250 250 325 325 350 350 Z 4 6 6 8 8 10 10 图 2.1 扭转减振器 减振弹簧尺寸 （ 1） 选择材料，计算许用应力 根据机械原理与设计 (机械工业出版社 )采 用 65Mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝 直径 4d mm, 1620b MPa, 8105.0 b MPa。 （ 2） 选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比 旋绕比的荐用范围 d/mm 4.02.0 145.0 2.21.1 65.2 167 4218 C 147 125 105 94 84 64 确定旋绕比 4C ，曲度系数 40.1615.0)44()14( CCCK （ 3） 极限转角 123 2a rc s in2 0 Rlj 取 3.5j ，则 3.3l mm 取 总圈数为 8n 2.4.3 从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部 转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可 根据摩擦片的外径 D与发动机的最大转矩 maxeT 选取： 一般取 1.0 1.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，并经调质处理， 表面和心部硬度一般 26 32HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用 镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。取 10n ， 26D mm， 21d mm， 3t mm， 20l mm， 11.6c MPa。 验证 ： 挤压应力的计算公式为： nltR c 式中， P 为花键的齿侧面压力，它由下式确定： ZdD TP e )( 4 max 从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻 底， D ， d 分别为花键的内外径； Z 为从动盘毂的数目；取 Z=1 h 为花键齿工作高度； 2/)( dDh 得 11.49P N， 11.49c MPa 11.6 MPa，合 格。 花健的的选取 摩擦片 的外径 D /mm maxeT /N.m 花健尺寸 挤压应 力 c /MPa 齿数 n 外径 D /mm 内径 d /mm 齿厚 t /mm 有效齿 长 l /mm 160 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 147 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 325 373 10 40 32 5 45 11 4 350 471 10 40 32 5 50 13 0 2.4.4 从动片 的结构形式 在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋 转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，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。具有轴向弹性的从动片有 以下 3种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动 片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从 动片。故选整体式波形从动钢片。 2.5 膜片弹簧选择 2.5.1 压紧弹簧布置形式的选择 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片 弹簧式 等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片 弹簧与其他几类相比又有以下几个优点： （ 1） 由于膜片弹簧有理想的非线性特征 ,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保 证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分 离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力； （ 2） 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺 寸小，零件数目少，质量小； （ 3） 高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显 下降； （ 4） 由于膜片弹簧大断面环形 与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨 损均匀，可提高使用寿命； （ 5） 易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （ 6） 平衡性好； （ 7） 有利于大批量生产，降低制造成本。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特 性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料 性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因 此，我选用膜片弹簧式离合器 。 膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为 60SiMnA。为了提高膜片弹簧的承载能力，要 对膜片弹簧进行调质处理，得具有 高抗疲劳能力的回火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处 理（将弹簧压平并保持 1412 小时），使其高压力区产生塑性变形以产生残余 反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，喷丸是 0.8的白口铁小丸， 可 提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式 镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取为 1500 1700N/mm2。 2.5.2 膜片弹簧参数的选择 1. 比较 H/h 的选择 此值对膜片弹簧的弹性特性影响极 大，分析载荷与变形 1 之间的函数关系 可知，当 2hH 时， F2为增函数； 2hH 时， F1有一极值，而该极值点又 恰为拐点； 2hH 时， F1有一极大值和极小值；当 2hH 时， F1极小值在 横坐标上，见图。 1- 2/ hH 2- 2/ hH 3- 22/2 hH 4- 22/ hH 5- 22/ hH 膜片弹簧的弹性特性曲线 为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 通 常在 1.5 2 范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为 2 4mm，本设计 2hH ， h=2.5mm ，则 H=5mm 。 2. R/r 选择 通过分析表明， R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响 越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求， R/r常在 1.2 1.3 的 范围内取值。本设计 中取 25.1rR ，摩擦片的平均半径 7 6 .2 54 c DdR mm， cRr 取 78r mm 则 97.5R mm 取整 100R mm 则 1.282Rr 。 3.圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在 159 范围内，本设计中 arctan H R r 得 12.8 在 159 之间，合格。分离指数常取为 18，本 设计所取分离指数为 18。 4.切槽宽度 5.32.31 mm， 1092 mm，取 31 mm， 102 mm， er 应满足 2 err 的要求。 膜片弹簧的尺寸简图 5.压盘加载点半径 1R 和支承环加载点半径 1r 的确定 1r 应略大于且尽量接近 r， 1R 应略小于 R且尽量接近 R。本设计取 1 106R mm， 1 90r mm。膜片弹簧应用优质合金弹簧钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高 。 国内常用的碟簧材料的为 50CrVA。 6. 公差与精度 离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度 （从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高， 耐磨性要好。 2.5.3 膜片弹簧的优化设计 （ 1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的 hH 与初始锥角 rRH 应在一定范围内，即 2.226.1 hH 9 1 2 .8 1 5H R r （ 2）弹簧各部 分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 1 .2 0 1 .2 8 2 1 .3 5Rr 7 0 2 8 0 1 0 0Rh （ 3） 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 1R （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 1r ）应位于摩擦片的平均半径与外半径 之间，即 拉式： 1( ) / 4 7 6 .2 5 8 2 / 2 9 0D d r D （ 4） 根据弹簧结构布置要求， 1R 与 R ， fr 与 0r 之差应在一定范围内选取， 即 11 4 6RR 10 4 6rr 40 0 rrf （ 5） 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内 选取，即拉式： 0.95.3 11 1 rR rR f 由（ 4）和（ 5）得 30fr mm， 0 28r mm。 2.5.4 膜片弹簧的载荷与变形关系 碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图，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 1，则压紧力 F1与变形 1之间的关系式为 : 2111111211211 hrR rR2HrR rRHrR r/RIn16 EhF 式中： E 弹性模量，对于钢， aMPE 5101.2 泊松比，对于钢， =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 膜片弹簧的尺寸简图 膜片弹簧弹性特性所用到的系数 R r R1 r1 H h 100 78 96 82 5 2.5 代入得 321 1 1 1 14 7 1 4 5 1 4 .7 4 1 1 9 6 6 .5Ff 对式求一次导数，可解出 1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。 凸点： 1 1.87 mm 时， 1 9316.7F N 凹点： 1 4.51 mm 时， 1 5726.3F N 拐点： 1 3.2 mm 时， 1 6679.3F 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 F2，对应此载荷作用点的变形为 2。由 112 1 1 1 0 .2 7f RrF F Frr 121 11 3 frrRr 列出表 : 膜片弹簧工作点的数据 1 2.96 7.04 5 2 9.18 2.182 15.5 1F 11796.93 6748.98 9273 2F 3775.02 2159.67 2967.36 膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐 点 H对应着膜片弹簧压平位置，而 2111 NMH 。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 H 之间，且靠近或在 H 点处，一般 H1B1 0.18.0 ,以保证摩擦 片在最大磨损限度范围内压紧力从 F1B 到 F1A 变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 B变到 C ，为最大限度地减小踏板力， C点应尽量靠近 N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦 因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力 AF1 应大于或等于新摩擦片时的压紧 力 BF1 。 2.5.5 膜片弹簧的应力计算 假定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。断面在 O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零， O点以 外 的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性 点 O。令 X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的 切向应力为： xe y2/x1 E 2t 膜片弹簧工作点位置 式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起） 碟簧部分子有状态时的圆锥底角 e 碟簧部分子午断面内中性点的半径 e=（ R-r） /In(R/r) 为了分析断面中断向应力的分布规律，将（ 3.14）式写成 Y与 X轴的 关系式 ： E e1XE12Y t 2t2 t 由上式可知，当膜片弹簧变形位置 一定时，一定的切向应力 t 在 X-Y 坐 标系里呈线性分布。 当 0t 时 X)2(Y ，因为 )2( 的值很小，我们可以将 )2( 看成 )2(tg ，由上式可写成 X)2(tgY 。此式表明，对于一定的零应力分布在 中性点 O 而与 X 轴承 )2( 角的直线上。从式（ 3.16）可以看出当 eX 时无 论取任何值，都有 e)2(Y 。显然，零应力直线为 K 点与 O 点的连线，在 零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其 应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点 B 处切向压应力最大， A 处切向拉应力 最大，分析表明， B 点的 切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核 B 处应力 就可以了，将 B 点的坐标 X=（ e-r）和 Y=h/2 代入式有： 2221 22 hdrereretB 令 0 d Bd t 可以求出切向压应力达极大值的转角 re2 hP 由于： 9 6 7 8 8 6 . 6 8 l n ( ) l n ( 9 6 / 7 8 )Rre Rr mm 所以： 0.346P ， -229.12tB N/mm2 B 点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力 F2 作用下还受有弯曲应力： 2 r 2frB hbn Frr6 式中 n 分离指数目 n=18 br 单个分离指的根部宽 02 2 28 9. 7718 18r rb mm 因此： 633.5rB N/mm2 由于 rB 是与切向压应力 6 3 3 .5 2 2 9 .1 2 8 6 2 .6B j r B tB tB 垂直的拉 应力，所以根据最大剪应力强度理论， B 点的当量应力为： N/mm2 170 0 BjBj N/mm2 膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能 力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回 火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 12 14h），使其高应 力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提 高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。 故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范 围，所以用设数据合适。 2.5.6 膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了 保证其硬度、几何形状、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，使其过分离 3 8 次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。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弹簧表面，使表层产生塑性 变形，形成一定厚度的表面 强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿 命。 为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了 防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，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、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 45 50HRC，分离指端硬度为 55 62HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3 个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一 般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为 0 025mm，初始底锥角公差为 10 。上、下表面的表面粗糙度为 1.6 m， 底面的平面度一般要求小于 0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相 互高度差一般要求小于 0.8 1.0mm。 2.6 压盘的设计 压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。采用传力片与离合器盖相连。它要有 一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压 盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其 端面粗糙不低于 0.8。压盘壳用 M8 3mm螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一 端固定在压盘端面 上。 压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘应具有足够的质量；压盘应具 有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于 10mm），而且在内 缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还 应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。 根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为 180mm，内径为 125mm， 厚度为 10mm，材料为 3号灰铸铁。 2.7 操纵机构 汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套 机构。它始于离合器踏板，终止于离合 器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁， 因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器 踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按 分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、 气压助力液压式等等。 离合器操纵机构应满足的要求是： （ 1） 踏板力要小，轿车一般在 80 150N 范围内； （ 2） 踏板行程对轿车一般在 15080 mm 范围内； （ 3） 踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复 原； （ 4） 应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏； （ 5） 应具有足够的刚度； （ 6） 传动效率要高； （ 7） 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。 机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作 可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距 离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。 离合器液压式操纵机构示意图 1.踏板， 2.主缸， 3.储液室， 4.分离杠杆， 5.分离轴承， 6.分离叉， 7.推杆， 8.工作缸， 9.油管 本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构 有如下优点： （ 1） 液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏 板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉； （ 2） 可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷， 正由 于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、 工作缸、管路系统等部分组成。 1202 a mm， 501a mm， 1352 d mm， 671d mm 502c mm， 4.211c mm， 501b mm， 952b mm 离合器踏板行程计算 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 组成： 2111 2222 1 2021 dba dbaccSZSSSS f 式中， fS0 为分离轴承的自由行程，一般为 0.35.1 mm，取 5.10 fS mm； 反映到踏板上的自由行程 1S 一般为 3020 mm； 1d 、 2d 分别为主缸和工作缸的 直径； Z 为摩擦片面数； S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： 30.185.0S mm，取 2.1S mm； 1a 、 2a 、 1b 、 2b 、 1c 、 2c 为杠杆尺寸。 得： 131S mm， 77.271 S mm，合格。 c 1 c 2 S 0f b 1 b 2 d 2 d 1 a 1 a 2 S 图 3.6 液压操纵机构示意图 踏板力的计算 踏板力为 sf FiFF 式中， F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； i 为操纵机构总传动比， 21111 22222 dcba dcbai ； 为机械效率，液压式： 9080 %，机械式： 8070 %； sF 为克服回位弹簧 1、 2 的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。 2 3074 .5FF N， 26.43i ， 80 %；则 88.8fF N 合格。 2.8 从动轴的计算 1选材 40Cr调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr调质。 2确定轴的直径 3 nPAd 式中， A为由材料与受载情况决定的系数，见表 3.11: 轴常用几种材料的 及 A 值 轴的材料 Q235-A， 20 Q275， 35 （ 1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn 38SiMnMo,3Cr13 aMP/ 15 25 20 35 25 45 35 56 A 149 126 135 112 126 103 112 97 取 100A ， n 为轴 的转速， 3400n r/min，取 24d mm。 2.9 分离轴承的寿命计算 分离轴承的参数 分离轴承参数表 型号 Cr pf n 7014C 48.2KN 1.2 3 3400r/min 则由下式： 610 ()60 h CL nP rpFfP 得： 62530hL h 2.10 离 合器盖 离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度 （丛承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高， 耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线 不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同 心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措 施，采用 101 2.11 离合器的散热通风 试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超 过 200180 C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的 瞬时温度一般在 180 C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能 达到 C1000 。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温 度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通 风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离 合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风； 在离合器外壳内装导流罩。 膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效 果，故不需作另外设置。 3 离合器的建模 当 离合器设计完成后， 需要运用 三维绘图软件对离合器 进行 建模。 在 这一章， 我们将对离合器的绘制做出一些简单的介绍， 举例 绘制出一些典型零件，方便读 者对 所设计 的离合器 进行分析 。 并 运用 CAD软件 ， 将 所绘制的三维图 导成 工程图。 3.1 摩擦片 的绘制 对于 第二章所设计好的摩擦片，我们通过 CATIA进行 绘制，具体绘制方法与 步骤如下： 1.绘制 基本轮廓 打开 CATIA， 进入机械设计中的零件设计。选择 XY 平面 作为草图绘制平面， 单机 草图工具 进入 平面草图绘制。 使用 草图工具，绘制如图所示的草图。 绘制 完成后，退出草图工具 。选择 旋转体命令 ， 定义旋转体。 2 绘制销钉孔 选择孔命令 ，定位草图，在圆环表面定位一点并进行约束。这里的位置应 该考虑相关销钉的位置及销钉的个数。 完成第一个孔之后选择矩形阵列命令， 再次使用矩形阵列命令将销钉孔绘制出来，销钉的数量应该根据摩擦片的尺寸 确定。 使用圆形阵列命令将销钉孔平均分配。 3 凹槽以及倒角 点击摩擦片表面，进入草图模式，绘制出所示草图，使用凹槽命令绘制出凹 槽。之后使用倒圆角命令 对摩擦片的边进行倒圆角处理。 完成 之后如图所示 3.2 膜片弹簧 的绘制 1.绘制碟簧部分打开 CATIA，进入机械设计中的零件设计。选择 XY平面作为草 图绘制平面，单机草图工具 进入平面草图绘制。使用草图工具，绘制如图所 示的草图。 绘制完成后，退出草图工具 。选择旋转体命令 ，定义旋转体 。 2.绘制分离 指考虑到分离指的制造工艺，选择的绘制方法应该如下所示：首先单机平面，创 建一个平面与膜片弹簧的边对齐。接着以该平面为草图平面，进入草图绘制出分 离指的投影草图。 画好之后退出工作台，单机凹槽命令完成一个分离指的创建。之后使用圆形阵列 命令选择 Z轴为参考元素将分离指全部阵列出来。 完成后对周边进行倒圆角处理 。 3.3 其他主要 零部件的绘制 及 装配 压盘 从动盘 毂 波形片 压盘 从动盘 将离合器所有主要零部件绘制完成后，将进行离合器的装配。对离合器进 行装配的过程较为简单，我们只对其略微进行介绍。首先打开 CATIA，进入机 械设计的装配设计，选择现有部件 ，然后选择装配的名称，将之前所绘制的 CATIA零件图全部导入装配图中。之后的工作比较简单，但是比 较繁琐，重复 利用约束工具，对所有零部件进行约束。 在必要时，可以双击模型树上的零件模块，对零部件进行修改，同时也可 以添加绘制销钉，螺栓等小零件。 3.4 工程制图的导出 以下将以摩擦片为例，将摩擦片 CATIA文件导出生成 CAD图纸。 点击打开之前画好的摩擦片 CATIA 文件，进入机械设计中的工程制图，单击确 定。选择视图工具中的正视图，然后选择菜单栏的窗口，进入三维图中。双击 摩擦片的表面，之后便会在图纸中出现摩擦片的正视图。 选择对齐剖视图工具，沿着如图所示的方向画出剖视图。 当剖视完成之后，将文件保存，保存的格式为 .dwg。之后通过 CAD将该保 存的文件打开，并在 CAD中进行标注。 其他所需要的零件也是通过相同的步骤完成，在此就不再累赘。