最新西华大学汽车设计课程设计

交通与汽车工程学院课程设计说明书

课程名称: 汽车设计课程设计

课程代码: 8203381 题目:中型载重车膜片弹簧离合器设计

（后备功率小）

年级/专业/班:

学生姓名:

学号: 开始时间: 2010 年 12 月 27 日完成时间: 2011 年 1 月 14 日课程设计成绩：

学习态度及平时成绩（30）技术水平与实

际能力（20）

创新（5）

说明书（计算书、图纸、

分析报告）撰写质量（45）

总分

（100）

指导教师签名：年月日

摘要 (2)

引言 (3)

1 离合器基本参数及尺寸的确定 (4)

1．1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定 (4)

1.2离合器后备系数β的确定 (4)

1.3单位压力P

的确定 (5)

2 离合器基本参数的约束条件 (7)

3 离合器主要零部件的设计计算 (7)

3.1膜片弹簧设计 (8)

3.2压盘设计 (14)

3.3离合器盖设计 (15)

3.4从动盘设计 (15)

4 操纵机构设计计算 (16)

4.1选择操纵机构的型式 (17)

4.2确定操纵机构尺寸参数 (17)

4.3校核踏板行程 (18)

4.4校核踏板力 (18)

5参考文献 (20)

6 致谢 (21)

本次设计的是中型载重车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大转矩、最大转速、最大功率等基本参数确定离合器基本参数。在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和性能进行了校核。在设计过程中注重对膜片弹簧及操纵机构进行设计。同时应用计算机语言编程对相关参数进行校核及调整。

关键词：膜片弹簧、膜片弹簧离合器、操纵机构、强度

1 离合器基本参数及尺寸的确定

1.1 摩擦片的外径D及其他尺寸的确定

1.1.1 摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性影响。设计上通常首先确定摩擦片的外径D。

在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：

D=K D T e max（1-1）

为直径系数，Temax为最大转矩

轿车：K

D

=14.5

轻、中型货车：单片K

D

=16.0～18.5

双片K

D

=13.5～15.0

重型货车：K

D

=22.5～24.0

本次设计所设计的是中型载重车（Temax/n

T 为294.0Nm/2500rpm、P

emax

/n

P

为80.05kw/4700rpm）

的膜片弹簧离合器。

所设计的离合器摩擦片为单片，由于K

D

=16.0～18.5，所以

D=（16.0～18.5）×147.0=274.4～317.27（mm）

故取D=280mm。

1.1.2 摩擦片的内径d及摩擦片厚度b

由表1所示的摩擦片尺寸系列可确定摩擦片的内径D及摩擦片厚度b

表1：摩擦片的尺寸系列

D(mm) 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 d(mm) 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 B(mm) 3.2 3.5 4.0

因此，由表1选取：D=280mm d=165mm B=3.5mm

1.2 离合器后备系数β的确定

后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。

为可靠地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；但是为了使

离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动

机后备功率较大、使用条件较好时，β取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，β取大些；货车总质量较大，β也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取β应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β也应选取小些。

在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。

汽车离合器后备系数推荐如下：

轿车和微型、轻型货车：β=1.20～1.75

中型和重型货车：β=1.50～2.25

越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车：β=1.50～2.25 选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 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；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常中型和重型货车β=1.50～2.25。结合设计实际情况，故选择β=2。

1.3 单位压力P

的确定

摩擦面上的单位压力P

值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。

离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P

应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩

擦片外缘热载荷，P

应取小些；后备系数较大时，可适当增大。

当摩擦片采用不同材料时，P

按下列范围选取：

石棉基材料 P

=0.10～0.35MPa

粉末冶金材料 P

=0.35～0.60MPa

金属陶瓷材料 P

=0.70～1.50MPa 本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。

离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：

T c =fFZR

c

(1-2)

式中，T

c

-------静摩擦力矩；

f--------摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30；选取f=0.25 F--------压盘施加在摩擦表面上的工作压力；

R

c

------摩擦片的平均摩擦半径；

Z--------摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=2

假设摩擦片上工作压力均匀，则有：

F= P

0 A= P

π(D2-d2)/4 （1-3）

式中，P

------摩擦片单位压力；

A------一个摩擦面面积；

D------摩擦片外径；

d-------摩擦片内径.

摩擦片的平均半径R

c

根据压力均匀的假设，可表示为：

R c =(D3-d3)/3(D2-d2) (1-4)

当d/D≥0.6时，R

c

可相当准确的有下式计算：

R

c

=（D+d）/4

因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.589＜0.6，则R

c

用（1-4）式计算将（1-3）、（1-4）式代入（1-2）得：

T c =πfZ P

3

D(1-3c)/12 （1-5）

式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D,一般在0.53～0.70之间。

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时T

c

应大于发动机的最大转矩，即

T c =βT

emax

（1-6）

式中，T

emax

=147.0N.m为发动机最大转矩；β=2为离合器的后备系数。把（1-6）式代入（1-5）式得：

P 0=12βT

emax

/[πfZ (D2-d2)（D+d）]

代入各参数可得P

=0.257MPa

所得P

0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取材料的单位压力P

符合设计要

求。

2 离合器基本参数的约束条件

2.1 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度V

D

不超过65～70m/s，即

V D = n

emax

D×10-3π/60≤65～70m/s

式中，n

emax 为发动机的最高转速（r/min）。本次设计中n

emax

=4700 r/min，所以

V

D

= 4700×280×10-3π/60=68.91m/s符合V D≤65～70m/s的约束条件。

2.2 摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内。

c=d/D=165/280=0.589符合约束条件

2.3 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β值应在一定范围内，应使 1.2≤β≤4.0，在前面参数选取中，我们选取β=2.0，符合此约束条件。

2.4 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即d＞2Ro+50 。d=165mm，Ro=50mm符合要求。减振弹簧的数目：6

2.5 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

Tc0=4Tc/πZ(D2-d2) ≤ [Tc0]

式中：Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/mm^2）；[Tc0]为许用值（N.m/mm^2），按表2选取。

通过计算：Tc0=0.007 N.m/mm^2。

表2、单位摩擦面积传递转矩的许用值

离合器的规格D/mm ≤210 >210～250 >250～325 >325 [Tc0]/ 10-20.28 0.30 0.35 0.40

通过表2比较，Tc0≤[Tc0]符合设计要求。

2.6 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P

对于不同车型，根据所

用的摩擦材料在一定范围内选取，P

为0.10～1.50MPa。

我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P

=0.257MPa，符合此约束条件。

3 离合器主要零部件的设计计算

3.1 膜片弹簧设计

3.1.1 材料选取

我们选取60Si2MnA高精度钢板材料为膜片弹簧材料。

3.1.2 主要参数选择

3.1.2.1 比值H/h和h的选择

此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式1中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图1。

（1）

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

1- 2-

3-

4- 5-

图1 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H/h=1.6，h=2.5mm ，则H=4mm 。

3.1.2.2 比值R/r和R、r的选择

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1.20～1.35的范围内取值。

本设计中取R/r=1.20，摩擦片的平均半径

25

.

111

4

=

+

=

d

D

R

c

mm，R>c

R取R=120mm则

r=100mm。

3.1.2.3 α的确定

汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在°范围内，本设计中

得α=11.46°在°之间，合格。

3.1.2.4 膜片弹簧工作点位置的选择

膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H= (λ1M +λ1N)／2。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λ1B =(0.8～1.0) λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ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。

图2

3.1.2.5 N的选择：分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹

簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。

3.1.2.6 膜片弹簧小端内半径r 0及分离轴承作用半径r f 的确定

r 0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。花键外径可由参

考文献[2]P72表4.1.2根据从动盘外径及发动机转矩查得。r f 应大于r 0。所以选取r 0=24mm ，r f =26mm 。

3.1.2.7 切槽宽度δ1、δ2及半径r e 的确定

δ1=3.2～3.5mm ，δ2=9～10mm ，r e 的取值应满足r-r e ≥δ2的要求。所以选取δ

1=3.5mm ，δ2=10mm ，r e =90mm 。

3.1.2.8 压盘加载点R 1半径和支承环加载点r 1半径的确定

应略大于且尽量接近r ，应略小于R 且尽量接近R 。本设计取

mm ，1021 r

mm 。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA ，当量应力可取为1600～1700N/mm2。 3.1.3 膜片弹簧各尺寸的初步获得

用VB 语言编写程序，把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。

根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=1.90，h=2.55mm ，H=4.86mm ；R/r=1.35，R=114mm ，r=85mm ；N=18；r 0=24mm ，r f =26mm ；δ1=3.5mm ，δ2=9mm ，r e =76mm ；R 1=110mm ，r 1=90mm 。

由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A 、M 、B 、H 、N 、C

及各点坐标如图3所示：