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1、湖南工业职业技术学院膜片弹簧离合器毕业设计 摘要离合器是汽车传动系中的重要部件，它的构造特性与发展和传动系紧密相关，本文针对长城赛弗汽车的各项参数，设计推式膜片弹簧离合器。离合器设计的内容主要包括压盘总成、从动盘总成、膜片弹簧、操纵机构四个部分。首先，对离合器各零件的参数、尺寸、材料、及结构进行设计，然后使用CATIA软件画出推式膜片弹簧的装配及零件的三维图形，最后转为AUTOCAD工程图。本文还重点研究了膜片弹簧在分离过程中的受力，对受力过程进行数学分析，并对其进行：，以提高膜片弹簧离合器的使用寿命，使膜片弹簧离合器在工作过程中处于最佳状态。 关键：离合器；膜片弹簧；设计目录摘要绪论3第一

2、章汽车离合器的整体描述41.1离合器的基本组成 .41.2膜片弹簧结构及工作原理.41.3离合器设计的基本要求.5第二章 离合器基本尺寸参数的选择.6 2.1离合器基本性能关系式 6 2.2离合器后备系数的选择.7 2.3单位压力和摩擦因数的选择.7 第三章 离合器从动盘总成设计83.1摩擦片尺寸的设计.83.2 从动片和波形片的设计103.3 从动盘毂的设计103.4 扭转减振器的设计12第四章离合器压盘总成设计154.1 压盘的设计164.2 离合器盖的设计184.3 传动片的设计.19第五章膜片弹簧设计205.1 膜片弹簧的结构特点215.2膜片弹簧的基本参数的选择215.3膜片弹簧的优

3、化设计23第六章离合器的操纵机构 236.1操纵机构形式选择. 246.2操纵力传动比的计算246.3操纵机构踏板行程266.4操纵力的：27结论28 参考文献28 致谢29绪论离合器是传动系统中直接与发动机相连接的装置。它的作用是平稳接合、切断发动机和传动系之间的动力传递。离合器可以保证汽车平稳起步；避免变速器换挡时，轮齿间发生剧烈的冲击；防止传动系中各零部件由于过载而损坏。目前，汽车在社会的地位越来越重要。它已经成为一个生活必需品，伴随我们的生活，学习，工作以及娱乐。汽车工业正在不断壮大，不断发展。各种能满足不同需求的汽车以及豪华型汽车越来越多，人们对汽车的要求也越来越高。在大

4、众对汽车的要求中，汽车的舒适性和安全性占重要地位。在汽车的舒适性和安全性中，离合器是其决定性因素之一。研究离合器就相当于研究人们的安全和舒适，我们有责任将汽车做得更完美，更适合人们使用，让人民生命安全更有保障本次设计，我力争把离合器设计系统化，为离合器设计者提供一定的参考价值。第一章离合器的整体描述1.1离合器的基本组成离合器位于发动机和变速器之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压

5、盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。1.2膜片弹簧离合器结构及工作原理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.在以内燃机作为动力的机械传动汽车中，离合器作为一个独立的部件存在。虽然发展自动传动系统是汽车传动系的

6、发展趋势，但根据德国出kok电子竞技的2003世界汽车年鉴，2002年世界各国114家汽车公司生产的1864款乘用车中，手动机械变速器车款数为1337款；在我国，乘用车中自动挡车款式只占全国平均数的26.53%；若考虑到商用车中更是多数采用手动变速器，手动挡汽车目前仍然是世界车款的主流。可以说，从目前到将来离合器这一部件将会伴随着内燃机一起存在，不可能在汽车上消失。（1）膜片弹簧离合器的构造 (2) 膜片弹簧离合器的工作原理1.3 离合器的设计的基本要求为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：(1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。(2)接合时

7、要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。(3)分离时要迅速、彻底。(4)离合器从动部分转动惯量要。约跚峄坏彩北渌倨鞒萋旨涞某寤，便于换挡和减小同步器的磨损。(5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。(6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。(7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。(8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能。员(9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。(10)结构应简单、紧凑、质量。圃旃ひ招院，拆装、维修、调整方便等。2离合器基本尺寸参数的选

8、择2.1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Tc-bTemax-bpfZPDD2(1-c2)12(2-1) 式中TC离合器静摩擦力矩；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。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。2.2 离合器后备系数的选择后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可

9、靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。其数值按表21选。杓瞥擞贸档睦牒掀髌湟蟊冉系拇，初步选择为1.60。  表21 离合器后备系数的取值范围  车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 1.201.75  最大总质量为614t的商用车 1.502.25  挂车 1.804.002.3摩擦材料中单位压力和摩擦因数的取值石棉基摩擦材料的密度。圃烊菀、价格低廉等优点，但受工作温度、单位压力、滑磨速度影响大，主要用于中、轻载荷的工作条件下，而粉末冶金材料的传热性好、

10、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数高，故在选择摩擦片材料是粉末冶金材料中的铁基。初选Po根据表22中可得：为0.5MPa，f为0.5。表2-2 摩擦材料中的单位压力和摩擦因数的取值摩擦材料单位压力PoMPa摩擦因数石棉基材料模压0.150.250.200.25编织0.250.350.250.35粉末冶金材料铜基0.350.500.250.35铁基0.350.500.350.50金属陶瓷材料0.701.500.43离合器从盘总成设计3.1摩擦片的设计(1)摩擦片基本尺寸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重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩有一定的关系。根据摩擦力矩公式(31)

11、：D=312femaxfZPo(1-C2)(3-1)式中Temax发动机最大转矩；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 得到D=240mm。计算离合器的外径D同时参考经验公式(32)：D=100TAemaxA(32)式中A参考系数；D摩擦片外径；Temax发动机最大转矩；乘用车A取47，计算得到D=234mm。初选D以后，还需根据摩擦片尺寸的系列化和标准化进一步确定。查找标准(GB145774)的规定：表31 离合器尺寸选择参数表摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Temax/Nm单片离合器重负荷中等负荷极限值2251301501702501702

12、00230最终确定：外径D=250mm；内径d=155mm，内外径之比c=0.620，单片面积F=30200mm2。对摩擦片的厚度h，我国以规定了3种规格：3.2 mm，3.5 mm，4 mm，这里选择厚度为3.5 mm。(2)摩擦片的：嗽诔醪饺范ㄍ昴Σ疗幕境叽绾，要对摩擦片：：1)摩擦片外D(mm)的选择应使最大圆周速度VD不超过6570m/s：VD-60nemax×10-3(33) 式中：nemax发动机的最高转速（r/min）；当nemax取6 000时，代入可得：VD=70 6570m/s。

13、0; 2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70 范围内：c=0.6200.530.70。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，应在1.21.75 之间，代入式(21) ：= Tc/  nemax=1.601.201.75。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：-4WZ(D2-d2)< (34)  式中，单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)； 其许用值0.4 J/mm2；W汽车起步时离合器接合一次

14、产生的总滑磨功(J)，可以根据下式计算：w-2ne21800narr2io2ig2(35)式中：ne发动机转速，取2 000r/min；ma汽车总质量(kg),取1 200kg；rr汽车轮 胎滚动半径(m)；ig汽车起步时所用变速器档位的传动比；数值取3.8；i0主减速器传动比，取4.2。各个数值代入(35)式：得到W=14 983J。 把W=14 983J和摩擦片的各个数值代入式(34)得：w=0.338J/mm2w=0.4J/mm2。经过：丝芍，摩擦片的设计符合相应的设计要求3.2从动盘毂的设计发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，花键之间为动配合，

15、在离合器分离合的 过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。我国生产的离合器，其从动盘毂花键用SAE标准，其有关尺寸见表表32 从动盘毂花键的尺寸摩擦片的外径发动机的 矩 花键尺寸 挤压应力D/mm TemaxNm最大转齿数n外径D /mm  内径d/mm  齿厚t/mm 有效齿长/mm s/MPa 18089102621320116200108102923425111 255 150 10 32 26 4 30 113250200103528435102根据表32中选择n=10，D=35mm，d=28mm，t=4mm，l=35mm。花键尺寸选定后应进行强

16、度：。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。花键尺寸的挤压应力s 3i-8Temax(D2-dznl2)znl=170mPa<i-30MPa (6) 式中Temax发动机最大转矩；D花键毂的外径；d花键毂的内径；n花键毂的齿数；l花键毂的有效长度。从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应大于30MPa。从动盘毂采用锻钢（40Cr），采用调质处理，表面和心部硬度在2632HRC。提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及从动片配合处，应进行高频处理。

17、3.3从动片和波形弹簧片的设计设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了减小转动惯量，从动片做的比较。话阍1.3mm2.2mm。根据设计的需要采用从动片的厚度为2mm，材料为中碳钢板（50号），表面硬度为3540HRC，结构采用分开式弹性从动片结构。波形片材料采用65Mn，厚度为0.7mm，硬度为4046HR并经过表面发蓝处理。3.4扭转减振器的设计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

18、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。 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。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。罕33 减振弹簧个

19、数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350>350Zj4668810 >10根据表33，由于D=250mm，所以Zj取6。(3)减振弹簧的位置半径R0 减振弹簧的位置半径R0一般取(0.600.75)d/2,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=55mm。(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。篢J=(1.52.0)Temax(3-7)式中，Temax发动机

20、最大转矩；TJ极限转矩。乘用车取相应系数为2.0，所以TJ=400m。(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：k=kZjR02×103(38) 式中K每个减振弹簧的线性刚度(N/mm)；TJ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

21、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。j=10Tj=4 000N×m。这样每个弹簧的线性刚度为K= kj/(KZjR02)=2.1×106 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。篢m=(0.060.17) Temax(39)式中Tm阻尼摩擦转矩；Temax发动机最大转矩。按经验选Tm=0.12Temax=24N。(7)预紧转矩减振弹簧在安装时都有一

22、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。 Tn  =(0.050.17) Temax(310)式中Tn预紧转矩；Temax发动机最大转矩。取Tn=0.10Temax=20N。(8)极限转角jj减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角jj为j =2cscsinl2Ro(311) 式中jj极限转角；R减振弹簧位置半径；Dl减振弹簧的工作变量。jj通常取30120，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jj取90。4离合器压盘

23、总成设计4.1压盘设计对压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，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，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。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，厚度约为1525 mm 。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 g·cm 。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用

24、HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。1.压盘的传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。采用传动片式的传力方式，由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。2.压盘几何尺寸的确定确定了摩擦片内外径，与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。因此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。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在离合器的接合过程中，由于滑磨的存在

25、，每接合一次的过程中都要产生大量的热，而每次接合的时间又短(大约3s左右)，因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和艰难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数下降，加剧磨损，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的烧损。由于用石棉(或其他有机物)材料制成的摩擦片导热很差，在滑磨过程中所产生的热主要有飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。2)压盘应具有较大的刚度压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两

26、个原因，压盘一般都做的比较厚(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，近年来这种结构也开始在单片离合器的压盘中采用。在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15mm。压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应：死牒掀鹘雍弦淮问钡奈律，它不应超过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。：思扑愎：t = （5-1）式中，t为压盘温升()，不超过810；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

27、单片离合器压盘：=0.5，对双片离合器压盘：=0.25，中间压盘：=0.5。其中压盘质量：整备质量ma=9310kg，滚动半径R=0.306m，汽车起步时发动机转速ne=2000r/min，主减速器传动比i0=3.38，变速器最大的传动比ig=3.45。故滑磨功为 将各参数代入式（5-1），得所以压盘设计合理。3.压盘传动片的材料选择压盘形状一般比较复杂而且还需要耐磨，传热性好具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170227，其摩擦表面的光洁度不低于1.6。为了增加机械强度，还可以另外增加少量合金元素。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS-1，工作表面光洁

28、度取为1.6。4.2离合器盖的设计(1)离合器盖结构设计要求。应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采用如下的措施：适当的增大盖的板厚，使钢板厚度达到4mm；在盖内的圆周处翻边。和飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。(2)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。(3)离合器盖的材料。由于设计的离合器是乘用车用的，所以离合器盖的加工工艺为冲压制造，所以采用的是4mm的10号钢板冲压而成4.3传力片的设计

29、传力片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可以利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。传力片为3组，每组2片，每片厚度为0.8mm，由65Mn的弹簧钢带制成。在布置传力片时要注意，通常情况下传力片应该受拉力。传力片的：： 用公式(4-2)计算传力片的有效长度：l1 =l-1.5d (42)式中l传力片上两孔之间的距离；d孔的直径。用公式(43)计算传力片的弯曲总刚度：k=12EJXnill13(43)式中E传力片材料的弹性模量；Jx面惯性矩；n为传力片数量；传力片的组数；l传力片上两孔之间的距离；用公式(4-4)计算压盘和离

30、合器盖组装时的最大应力：max=P2niW×L (44)  式中W传力片的截面系数；n传力片数量；i 传力片的组数；l传力片上两孔之间的距离；P 传力片作用力的大。籱ax最大应力值。带人数值计算得到 max=913MPa离合器传扭时分为正向驱动和反向驱动，用公式(4-5)计算正向驱动时的最大应力:  max-P2niW×L-6TemaxfmaxinRbh2+TemaxinRbh=204.5MPa913MPa(45) 式中max最大应力值；W传力片的截面系数；n为传力片数量；i传力片的组数；l传力片上两孔之间的距离

31、；P 传力片作用力的大。籱ax最大应力值；b传力片的宽度；l传力片的有效长度；h传力片厚度；R传力片的圆周半径；fmax传力片轴向变形力最大值。 .用公式(46)计算反向驱动时的最大应力: max-P2niW×L+6TemaxfmaxinRbh2-TemaxinRbh=823.5MPa913MPa(46) 式中max最大应力值；W传力片的截面系数；n为传力片数量；i传力片的组数；l传力片上两孔之间的距离；P 传力片作用力的大。籱ax最大应力值；b传力片的宽度；l传力片的有效长度；h传力片厚度；R传力片的圆周半径；fmax传力片轴向变形力最大值。可见，

32、传力片的设计符合要求。5膜片弹簧设计5.1膜片弹簧的结构特点膜片弹簧的设计比较复杂，必须利用反求工程原理进行设计。即按照参考样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸，然后对其工作弹性、应力强度等作出分析，最终经过优选定出其合理的结构尺寸。为此，需要清楚地了解膜片弹簧的结构特点、工作特性及失效的形式和原理，在此基础上要掌握有关膜片弹簧的弹性、强度等方面的计算方式。由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是膜片弹簧。而膜片弹簧离合器分推式和拉式，在本设计中采用拉式结构。结构形状上分为两部分。在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥体，它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称作碟簧部分。膜

33、片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这样：沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形所。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包括有径向开槽部分。膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片，它的作用是，当离合器分离时作为分离杠杆。故它又称分离爪。分离爪与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆形孔。这样做，一方面可以减少分离爪根部应力集中，一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧，分离爪根部的过渡圆角R4.5。5.2膜片弹簧基本参数的选择(1）比值H/h 和 h 的选择 H/h比值是指碟簧的原始内截锥高度H及弹簧片厚度h之比。设计膜片弹簧时，要利用其非线性的

34、弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用性能。膜片弹簧的弹性特性和H/h比值有关，不同的H/h比值可以得到不同的弹性特性曲线。一般汽车汽车膜片弹簧的H/h值的范围在1.52.5之间，板厚 h 为24 mm 。本次设计取h =2.5 mm ，H/h =2.2 ，即 H = 2.2h =5.5mm 。(2)R/r比值和 R、r的选择通过分析表明，R/r越。αυ礁，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1.21.3的范围内取值。本设计中取R/r = 1.3，,由于摩擦片的平均半径为=128.75故取R=120mm，

35、则r=R/1.3=92.3mm 。(3)膜片弹簧起始圆锥底角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9°15°范围内。 = arctan H/(R-r) ，代入数值计算可得=10°，符合要求。(4)分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽、及半径r汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n12，一般在18左右，采用偶数，本次设计取分离指数目n =18。切槽宽=3.23.5 mm，窗孔槽宽=910 mm，半径r的取值应满 足r- r。本次设计取= 3.5 mm，=10 mm ，rr-=92.3mm。(5)膜片弹簧小段内半径r及分离轴承作用半径r的确定r的值主要由

36、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。分离轴承作用半径r应大于r。本次设计取r=55mm，r=57mm。(6)压盘加载点半径R 和支承环加载点半径r 的确定R和r的取值将影响膜片弹簧的刚度。r应略大于r且尽量接近r，R应略小于R且尽量接近R。故选择R=118，r=92.3。5.3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。（1）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H/(R-r)应在一定范围内，即 （2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即(

37、3)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(4)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（5）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。吹诹 离合器的操纵机构6.1操纵机构结构形式选择离合器操纵机构图 常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系传动机构结构简单、工作可靠，有稳定的传动比，机械效率较高，可适应温度较高的环境，因此广泛应用于各种汽车拖拉机中。绳索传动机构可远距离布置，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率

38、仍不高。多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。但油的泄漏和液体的可压缩性会影响执元件运动的准确性故无法保证严格的传动比。鉴于以上比较及实际要求，本设计取杆系传动机构结。6.2操纵力传动比的计算 根据离合器总装图，对操纵系统进行结构简化并做出受力分析。如图6-1所示：图6-1传动系统结构简图根据理论力学知识列出力矩平衡方程根据理论力学知识列出力矩平衡方程：得操纵系统第一部分力的传递比 ：再对操纵系统第二部分（分离杠杆）进行受力分析和计算：由

39、 得； 整个操纵系统力的传递比：（6-1） 6.3操纵机构踏板行程（1）操纵主离合器踏板行程S踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成；（6-2）式中 分离轴承的自由行程，一般=1.5-3.0mm，本设计取=2mm。分离弹簧的附加变形，也称压盘分离行程。=（n为摩擦副数，为主，从动片间必要的分离间隙，=0.751.0mm）e，a，c，f，b，d分别为操纵杠杆主动臂与被动臂长。（2）操纵主副离合器总的踏板行程（6-3） 均满足S<150mm, <200mm的设计要。6.4操纵力的：耍1）离合器踏板力可按下式计算（6-4） 满足设计要求 式中 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；

40、（6-5）机械效率，对于机械式操纵=70%80%；克服回位弹簧的拉力所需的踏板力设计时可忽略不计。 （2）副离合器总的踏板力根据经验可从以下两个位置检验；1）当副离合器刚分离时，此时碟簧压力最大；（6-6） 式中 碟形弹簧对压盘的预紧压力2）当副离合器完全分离时，此时组合弹簧所受压力最大；（5-7）式中碟形弹簧的变形量时对压盘的压力以上两种情况均满足<350N的设计要求。结论本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，通过对其工作原理的阐述、结构方案的比较和选择、相关零件参数的计算，大致确定了离合器的基本结构和主要尺寸以及制造相关零部件所用的材料。 结构方面：根据设计要求，考虑到使用条

41、件和其显著的优点，选用带扭转减振器的单片拉式膜片弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动。计算方面：确定了离合器的主要参数、P0、D、d，结果按照基本公式运算得出并通过约束条件，检验合格。根据膜片弹簧基本参数之间的约束关系，初步确定了膜片弹簧的尺寸参数，并通过优化程序得出了膜片弹簧尺寸的优化值。选材方面：摩擦片选用编织石棉基材料，保证其有足够的强度和耐磨性、热稳定性、磨合性，不会发生粘着现象；膜片弹簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提高了机件的弹性，所含錳，加强了耐高温性；离合器盖常用厚度35mm的低碳钢板，提高了散热能力；设计后的离合器温升：撕细。综上所述，本次设计遵从了：（1）分离彻底

42、；（2）接合柔和；（3）操纵轻便，工作特征稳定；（4）从动部分转动惯量小的设计要点，数据全部通过约束条件检验，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐压和耐高温的要求，而且离合器尺寸合适，适宜安装，能以最高效率传递发动机扭矩，符合计划书及国家标准。由于自己的水平有限，本次设计中可能有很多错误和遗漏，希望各位老师批评指正参考文献 1严正峰. 汽车离合器行业发展战略探讨汽车与配件 , 2007 2蔡兴旺主编汽车构造与原理北京：机械工业出kok电子竞技社，20043许石安主编. 离合器北京：人民交通出kok电子竞技社，1981 4 阎春利, 张希栋. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计林业机械与木工设备, 2006, 5廖林清,曹建国

43、. 汽车离合器膜片弹簧的三次设计四川兵工学报, 1997, 6司传胜. 汽车膜片弹簧离合器的优化设计林业机械与木工设备, 2004, 7 林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.东南大学出kok电子竞技社，1995 8汽车工程手册编辑委员会编汽车工程手册北京：人民交通出kok电子竞技社，2001 9余志生主编汽车理论，第三kok电子竞技北京：机械工业出kok电子竞技社，2002 10李林，刘惟信汽车离合器盖结构的最优化设计北京汽车，1991 11林锋编. 汽车离合器钢片的热处理. 汽车工艺与材料，2001 12 林明芳等. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计. 汽车工程，1988 13高翔，朱茂桃，夏长高编. 膜片弹簧疲劳强度可靠性计算方法膜片. 1996 14 高翔. 膜片弹簧应力测试研究江苏理工大学学报 , 1997 997 15 刘红欣. 膜片弹簧应力分布的实验和有限元分析力学与实践199716苏军,吴建国.碟形弹簧特性曲线非线性有限元计算力学与实践 , 1997, 17 张卫波.汽车膜片弹簧离合器智能优化设计技术研究.中国工程机械学报2007 致谢本文从选题、方案论证到撰写的过程中，得到了老师全面、悉心的指导，在此，谨向导师致以诚挚的敬意和衷心的感谢!最后，借论文完成之际，谨向在我的学习过程中为我授课的所有老师表示衷心的感谢!28