目 錄1 離合器主要參數的選擇 22 離合器基本參數的優化 22.1 設計變量 22.2 目標函數 22.3 約束條件 23 膜片彈簧的設計 33.1 膜片彈簧的基本參數的選擇 33.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 43.3 強度校核 74 扭轉減振器的設計 74.1 扭轉減振器主要參數 74.2 減振彈簧的計算 85 從動盤總成的設計 105.1 從動盤轂 105.2 從動片 105.3 波形片和減振彈簧 106 壓盤設計 106.1 離合器蓋 106.2 壓盤 106.3 傳動片 106.4 分離軸承 107 小結 11參考文獻 11文獻檢索摘要 121 離合器主要參數的選擇1.1 初選摩擦片外徑d、內徑d、厚度b根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）式3.2.1，有d=，對于小轎車 a=47，得d=203.689mm，根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，取d=225mm,d=150mm, b=3.5mm1.2 后備系數由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故取1.3。1.3 單位壓力根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，對于小轎車當d=230mm時,則1.18/mpa；當d 230mm時，則0.25mpa.所以由于d225mm,取0.25mpa.故根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表22可知，當0.15mpa50mm故符合d2r0+50mm的優化條件2.3.5 單位摩擦面積傳遞的轉矩=根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（27）知，tc=1.3195=253.5(nm)故 (n/)根據根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表（25）知，當摩擦片外徑d210-225mm時，=0.30 n/0.0057 n/，故符合要求2.3.6 單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15.35mpa，由于已確定單位壓力0.25mpa，在規定范圍內，故滿足要求3 膜片彈簧的設計3.1 膜片彈簧的基本參數的選擇3.1.1 比值和h的選擇為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.52.0，板厚h為24mm故初選h=2.6mm, =1.54則h=1.54h=4.3mm.3.1.2 比值和r、r的選擇由于摩擦片平均半徑rc=，對于推式膜片彈簧的r值，應滿足關系rrc=93.75mm.故取r=105mm,再結合實際情況取r/r=1.257,則r=83.5mm。3.1.3 的選擇arctanh/(r-r)=arctan4.3/(105-83.5)11.46，滿足915的范圍。3.1.4 分離指數目n的選取取為n=18。3.1.5 膜片彈簧小端內半徑 及分離軸承作用半徑的確定由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。由機械設計d=kd公式，可求得d=24.355mm,則取25mm,再取分離軸承30mm.3.1.6 切槽寬度1、2及半徑取13.2mm, 2=10mm, 滿足r-=2,則=r-2=83.5-10=73.5mm故取72mm.3.1.7 壓盤加載點半徑r1和支承環加載點半徑r1的確定根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）知，r1和r1需滿足下列條件：故選擇r1103mm， r184mm.3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。設通過支承環和壓盤加載膜片彈簧上地載荷p1(n)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：式中，e彈性模量，鋼材料取e=2.0mpa； b泊松比，鋼材料取b=0.3； r自由狀態下碟簧部分大端半徑，mm； r自由狀態下碟簧部分小端半徑，mm； r1壓盤加載點半徑，mm； r1支承環加載點半徑，mm； h自由狀態下碟簧部分內截錐高度，mm；h膜片彈簧鋼板厚度，mm。利用matlab軟件進行p1x1特性曲線的繪制，程序和圖形如下：程序如下：x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形e=2.0*105;%彈性模量（mpa）b=0.3;%泊松比r=105;%自由狀態下碟簧部分大端半徑(mm)r=83.5;%自由狀態下碟簧部分小端半徑(mm)h=4.3;%自由狀態下碟簧部分內截錐高度（mm）h=2.6;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）r1=103;%壓盤加載點半徑（mm）r1=84;%支承環加載點半徑（mm）p1=(pi*e*h*x1/(6*(1-b2)*log(r/r)/(r1-r1)2).*(h-x1*(r-r)/(r1-r1).*(h-(x1/2)*(r-r)/(r1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,p1,-b);axis(0,7,0,8000);%設置坐標hold onhold off,grid onxlabel(變形x1/mm)ylabel(工作壓力p1/n)title(p1-x1特性曲線)圖形如下：確定膜片彈簧的工作點位置:可以利用matlab 軟件尋找p1x1特性曲線中m,n的位置坐標，具體程序如下x1=0:0.2:7;%x1為膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形e=2.0*105;%彈性模量（mpa）b=0.3;%泊松比r=105;%自由狀態下碟簧部分大端半徑(mm)r=83.5;%自由狀態下碟簧部分小端半徑(mm)h=4.3;%自由狀態下碟簧部分內截錐高度（mm）h=2.6;%膜片彈簧鋼板厚度（mm）r1=103;%壓盤加載點半徑（mm）r1=84;%支承環加載點半徑（mm）p1=(pi*e*h*x1/(6*(1-b2)*log(r/r)/(r1-r1)2).*(h-x1*(r-r)/(r1-r1).*(h-(x1/2)*(r-r)/(r1-r1)+h2);%以下用于繪圖clf plot(x1,p1,-b);axis(0,7,0,8000);%設置坐標hold onhold off,grid onxlabel(變形x1/mm)ylabel(工作壓力p1/n)title(p1-x1特性曲線)zoom outx,y=ginput(1)x = 2.6694y = 5.2515e+003x,y=ginput(1)x = 4.9767y = 4.5195e+003 則可知, 上述曲線的拐點h對應著膜片彈簧的壓平位置，而且則新離合器在接合狀態時，膜片彈簧工作點b一般取在凸點m和拐點m之間，且靠近或在h點處，一般則取則此時校核后備系數滿足要求離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量為（即為壓盤的行程故壓盤剛開始分離時，壓盤的行程3.3 強度校核膜片彈簧大端的最大變形量，由公式得4 扭轉減振器的設計4.1 扭轉減振器主要參數4.1.1 極限轉矩tj根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（231）知，極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取，tj=(1.52.0) 對于乘用車，系數取2.0。則tj=2.02.0195390（nm）4.1.2 扭轉剛度k根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（235）可知，由經驗公式初選k tj即ktj133905070（nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦轉矩t根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（236）可知,可按公式初選tt（0.060.17）取t=0.1 =0.1195=19.5 (nm)4.1.4 預緊轉矩tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（237）知，tn滿足以下關系：tn（0.050.15）且tnt19.5 nm而（0.050.15）9.7529.25 nm則初選tn18 nm4.1.5 減振彈簧的位置半徑r0根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（238）知，r0的尺寸應盡可能大些，一般取r0=(0.600.75)d/2則取r0=0.65d/2=0.65150/2=48.75(mm),可取為48mm.4.1.6 減振彈簧個數zj根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表（26）知，當摩擦片外徑d250mm時，zj=46故取zj=64.1.7 減振彈簧總壓力f當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值tj時，減振彈簧受到的壓力f為ftj/r0 195/(48) 4.063(kn)4.2 減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。4.2.1 減振彈簧的分布半徑r1根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，r1的尺寸應盡可能大些，一般取r1=(0.600.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內徑故r1=0.65d/2=0.65150/2=48(mm)，即為減振器基本參數中的r04.2.2 單個減振器的工作壓力pp= f/z=4063/6(n)4.2.3 減振彈簧尺寸1）彈簧中徑dc根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結構來決定，通常dc=1115mm故取dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd=式中，扭轉許用應力可取550600mpa,故取為550mpa所以d=3.35mm3）減振彈簧剛度k根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，應根據已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸r1確定，即k=則k=4）減振彈簧有效圈數根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，4.85）減振彈簧總圈數n其一般在6圈左右，與有效圈數之間的關系為n=+(1.52)=6減振彈簧最小高度=22.11mm彈簧總變形量mm減振彈簧總變形量=22.11+1.84=23.95mm減振彈簧預變形量=減振彈簧安裝工作高度=23.95-0.17=22.78mm6）從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為=1.957）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為3mm, 為88mm.8）限位銷直徑按結構布置選定，一般9.512mm。可取為10mm5 從動盤總成的設計5.1 從動盤轂根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。故取從動盤轂軸向長度取為1.2d=1.224=28.8mm。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632hrc。根據摩擦片的外徑d的尺寸以及根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于d=225mm,則查表可得，花鍵尺寸：齒數n=10， 外徑=32mm, 內徑26mm 齒厚t=4mm,有效齒長l=30mm, 積壓應力=11.3mpa5.2 從動片從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為2mm,表面硬度為3540hrc5.3 波形片和減振彈簧波形片一般采用65mn,厚度取為0.8mm,硬度為4046hrc，并經過表面發藍處理。減振彈簧用60si2mna鋼絲。6 壓盤設計6.1 離合器蓋 應具有足夠的剛度，板厚取4mm,乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。6.2 壓盤6.2.1 壓盤傳動方式的選擇由于傳統的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。6.2.2 壓盤幾何尺寸的確定傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬b=25mm，厚b=17mm，兩孔間距為l=202mm，孔直徑為d=10mm，傳動片彈性模量e=2m pa6.3 傳動片由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。傳動片可選為3組，每組3片，每片厚度為1mm，一般由彈簧鋼帶65mn制成。6.4 分離軸承由于=5800r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用角接觸式徑向推力球軸承。7 小結這次課程設計，我們設計的題目是轎車離合器。這個題目看起來應該很簡單，平時我們看過各種各樣的離合器，對其結構原理可以說了解得滾瓜爛熟，可是真正動起手來才知道不是那么回事。先從找資料計算這個環節說起。圖書館的書在課程設計兩周前就被洗劫一空，我們這些平時做事不急不慢的同學就很難找到資料了。沒辦法，只好把整本書拿著復印。這種愚蠢的方法后來也收效甚微。以前看起來學得還不錯的離合器，這個時候要把沒個細節都想清楚了才能動手，前后都得聯系起來計算。就這樣我在幾本書之間來回地翻閱，總算是把需要的尺寸都算完了。結果校核的時候又出現錯誤。從頭再來一遍。就這樣，計算過程就花了幾天時間。再來說說制圖環節。按照慣例，我們的制圖都是手工繪制。只要找到參考圖，對照著畫就行了。過程很簡單，可是最后答辯的時候還是錯誤不斷。不是這里掉了什么零件沒畫，就是那里的某個零件繪制有問題。看來真正要完全弄好一張圖紙也不是那么容易的事。最后就是說明書的編寫了，這個我認為是最難的一個環節。因為我們是交的電子檔，所以里面不可避免地要繪一些圖。而這就要用到matlab軟件。平時上課根本就沒好好聽，這個時候要我弄出一副圖來還真有點困難。一開始用它時我只能一點點摸索著做，由于菜單中很多工具我都不太清楚，所以弄了好多次都沒真正弄出自己想要的圖來。最后只好邊看教材邊做圖，終于做出了一副自己滿意的圖。但是我自己心里也明白這只能算是作弊的假方法，距離真正掌握這個軟件還是有很長的距離。在為課程設計寫說明書時，為了讓說明書內容更充實，使自己的書面語言更趨向于專業化，我們組到圖書館去借了相關的書籍來翻閱。在查找資料、閱讀資料的同時，我還知道了更多以前課本上沒有學到過的知識（尤其在為“計算公式”找資料時）。我不僅把離合器的相關知識理解得更透徹，還加深了對汽車設計這門課的認識。通過這次課程設計，我很清楚地意識到理論與實際的差距。就算理論知識學得再好，要在實際中得以運用也不是那么輕松的事。我們必須用更多的實際運用來鞏固自己的理論知識，在學習的過程中刻意地與實際運用相結合，只有做到這些，我們才能真正地掌握知識。當然，從這次課程設計中我也看到了希望。只要自己認真做，沒有什么不可能完成的任務。它也為我們的畢業設計做了很好的準備。參考文獻1.徐石安,江發潮.汽車離合器/汽車設計叢書,清華大學出版社,2005.82.王望予.汽車設計，機械工業出版社，2007.63.陳家瑞.汽車構造，人民交通出版社，2002.64.錢大川.新型聯軸器、離合器選型設計與制造工藝實用手冊，北京工業大學出版社，2006.85. 駱素君,朱詩順.機械課程設計簡明手冊，機械工業出版社，2006.8文獻檢索摘要1.徐石安,江發潮等.汽車離合器/汽車設計叢書,清華大學出版社,2005.8本書從分析汽車傳動系的發展狀況為起端，系統敘述汽車離合器結構的發展及其未來的趨向，指出離合器產品應具有的功能和對產品設計的基本要求。本書著力于介紹為培養和提高離合器產品自主開發能力所必備的基本知識和技能，包括：離合器及其操縱系統的結構知識、設計理論、設計理念及方法，有關離合器試驗和離合器的故障分析及排除等。本書對離合器及其操縱系統主要零部件的設計計算都做了較詳細的敘述，其中重點介紹有一定難度的膜片彈簧和扭轉減振器的設計計算理論、方法和思路，并附有算例，對近年來發展起來的新技術雙質量飛輪及電控離合器也有較詳細的說明。2.楊耀峰,張曉燕.摩擦離合器的理論分析與設計,陜西科技大學學報,2006.4與軸承相反,在制動器、離合器、帶傳動和牽引傳動中,摩擦是一種有用且必要的物理特性,在制動器和離合器中都要通過杠桿機構或其它操縱機構在兩摩擦面之間施加壓力以產生所需的摩擦力,從而實現加速、恒速傳動、打滑以便防止過載、減速、停車和固定。由于摩擦式離合器不論在何種速度時兩軸都可以隨時接合或分離,且分離迅速而徹底,結合過程則平穩,沖擊、振動較小,同時從動軸的加速時間和所傳動的最大轉矩可以調節,加之其又有過載保護作用等優點,因而在高速傳動機械中摩擦離合器得到了較普遍的應用。本文在對其計算理論進行詳細分析推導的基礎上,概括地論述了它的一些設計參數的選取及設計方法。當兩個開始以不同速度向同一方向自由旋轉的質量體接合時,高速質量體不僅為離合器上的摩擦功供給能量,而且還使低速質量體的速度和動能增大。通常,摩擦力和其它阻力所做的功等于該系統中的凈能量。3.石亞寧,劉健,王大康.汽車離合器方案設計專家系統的研究,北京工業大學學報,2002年04期提出了汽車離合器方案設計專家系統的設計方法。汽車離合器方案設計專家系統是基于知識的專家系統,它把領域的相關知識結合到程序設計中,使程序具備像專家求解問題時一樣的推理、學習和解釋能力,從而自動完成離合器結構方案的設計,提高了設計的效率和質量。本系統采用了專家系統技術、面向對象程序設計方法和網絡數據庫技術,系統穩定、可靠,實用性強。通過本系統我們可以看到離合器的設計過程變得越來越簡單，甚至根本就無需人力就可完成。而且該系統還能大量存儲已有設計程序