目录1 结构方案设计 (1)1.1从动盘数选择 (1)1.2压紧弹簧选择 (1)1.3膜片弹簧支撑形式选择 (1)2 离合器设计及计算 (2)2.1摩擦片主要参数的选择 (2)2.2摩擦片基本参数的优化 (4)3 膜片弹簧设计与计算 (5)3.1膜片弹簧主要参数的选择 (5)3.2膜片弹簧的优化设计 (6)4 扭转减振器设计 (7)4.1减振弹簧的设计 (7)5 从动盘总成的设计 (10)5.1从动盘毂 (10)5.2 从动片 (10)5.3 波形片和减振弹簧 (11)6压盘设计 (11)6.1离合器盖 (11)6.2 压盘 (11)6.3 传动片 (11)6.4分离轴承 (11)7 小结 (12)8 参考文献 (13)1结构方案设计1.1从动盘数选择选择单片离合器。

本车型为宝马，汽车总质量为1335kg，发动机最大转矩为200N·m。

对于乘用车，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许条件下，通常离合器只设有一片从动盘。

盘片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，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，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。

1.2压紧弹簧选择选择拉式膜片弹簧离合器选择膜片弹簧的原因：1）膜片弹簧的轴向尺寸小而径向尺寸很大，有利于提高离合器传递转矩能力的情况下减小离合器轴向尺寸。

2）不需要专门的分离杠杆，使离合器结构简化，零件数目少，质量轻。

3）可适当增加压盘厚度提高热容量；还可以在压盘上增设散热筋及离合器盖上开设较大的通风孔来改善散热条件。

4）主要部件形状简单，大批量生产可降低生产成本。

选择拉式膜片弹簧的原因：1）由于拉式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下课使用直径相对较大的膜片弹簧，从而实现在不增加分离时的操纵力的前提下，提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件，减小压盘的尺寸。

2）零件数目少，其结构简单、紧凑、质量轻。

3）拉式膜片弹簧的杠杆比大于推式膜片弹簧的杠杆比，且中间支承少，减小了摩擦损失，传动效率高，使分离的踏板力更小。

4）无论在接合或分离状态下，拉式结构的膜片弹簧的大端始终与离合器盖支承保持接触，在支承环磨损后，不会产生冲击和噪声。

5）在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，使分离效率更高。

6）使用寿命长。

1.3膜片弹簧支撑形式选择选择单支承环式中的DT/DTP型，如图1.1，将膜片弹簧的大端支承在冲压离合器盖的支承环上，主要用于轿车和货车上。

图1.12离合器设计及计算2.1 摩擦片主要参数的选择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c T 应大于发动机最大扭矩max e T摩擦片的静压力：max e C T T ⋅=β （2.1）式中：β离合器后备系数（1>β）（1）后备系数β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。

通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。

结合设计实际情况，故选择β=1.4。

则有β可有表2.1查得 β＝1.4。

表2.1 离合器后备系数的取值范围 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得m N T C ∙=280 （2.2） 摩擦片的外径可有式:max e D T K D = （2.3） D K 为直径系数，取值见表2.2 取D K =14.6 得D=244.3mm 。

表2.2 直径系数的取值范围 车型直径系数D K 乘用车14.6 最大总质量为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)最大总质量大于14.0t 的商用车22.5～24.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分): 表2.3 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径D\mm160 180 200 225 250 280 300 325 内径d\mm110 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 D d C ='0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 3'1C - 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 单面面积cm 2 106 132 160 221 302 402 466 546取外径D=250mm ，内径d=155mm ，厚度3.5mm ，3'1C -=0.762，D d C ='=0.62，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2.4查得：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Δt 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Δt 一般为3～4mm 。

取Δt=4mm 。

表2.4 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数f 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0.30～0.50金属陶瓷材料0.4离合器的静摩擦力矩为： c c fFZR T = （2.4） 与式（2.1）联立得：()3'3max 0112C fzD T p e -=πβ （2.5） 代入数据得：单位压力5.00=p MPa 。

表2.5 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料单位压力0p /MPa 石棉基材料 模压 0.15~0.25 编织0.25~0.35 粉末冶金材料 模压0.35~0.50 编织金属陶瓷材料 0.70~1.502.2 摩擦片基本参数的优化（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1.4710250360060106033max =⨯⨯⨯=⨯=--ππD n v e D m/s 70~65≤m/s （2.6） 式中，0v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；m a x e n 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7.062.053.0≤=≤C（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，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5020+>R d 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()[]022025.04c c c T d D Z T T ≤=-=π （2.7）式中，0c T 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表2.6选取经检查,合格。

表2.6 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210≤ 250~210> 325~250> 325> []2010/-⨯c T 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，对于不同车型，单位压力0p 的最大范围为0.11～1.50MPa,即10.0MPa 50.00=≤p 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()[]ωπω≤-=224d D Z W （2.8） 式中,ω为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2)；[]ω为其许用值(J/mm 2)，对于乘用车：40.0][=ωJ/mm 2，对于最大总质量小于6.0t 的商用车：33.0][=ωJ/mm 2，对于最大总质量大于6.0t 商用车：25.0][=ωJ/mm 2：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⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=2202221800g r a e i i r m n W π （2.9）式中，a m 为汽车总质量(Kg)；r r 为轮胎滚动半径（m ）；g i 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；e n 为发动机转速r/min ，计算时乘用车取2000r/min ，商用车取1500r/min 。

其中：38.30=i 350.41=g i 3.0=r r m1335=a m Kg 代入式（2.9）得4102.1⨯=W J ，代入式（3.8）得][4.03.0ωω=≤=，合格。

3.膜片弹簧设计与计算3.1 膜片弹簧主要参数的选择1. 比较H/h 的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形1之间的函数关系可知，当2<h H 时，F 2为增函数；2=h H 时，F 1有一极值，而该极值点又恰为拐点；2>h H 时，F 1有一极大值和极小值；当2=h H 时，F 1极小值在横坐标上，见图3.1。

1-2/<h H 2-2/=h H 3-22/2<<h H 4-22/=h H 5-22/>h H图3.1 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2=h H ，h=3mm ，则H=6mm 。

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25.1=r R ，摩擦片的平均半径25.1014=+=d D R c mm ，c R r > 取102=r mm 则5.127=R mm 取整128=R mm 则255.1=r R 。

3.圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在15~9°范围内，本设计中()()r R H r R H -≈-=arctan α 得48.13=α°在15~9°之间，合格。

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。