离合器设计(推式膜片弹簧)

2023年11月26日发(作者：宝马5系内饰颜色)

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

辽 宁 工 业 大 学

汽车设计 课程设计（论文）

题目： 1.6LMT马自达3轿车离合器设计

院（系）： 汽车与交通工程学院

专业班级： 车辆工程 075

学 号： 071201127

学生姓名： 张相坤

指导教师： 王天利

教师职称： 教授

起止时间： 2012.1.8～2012.2.25

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

课程设计（论文）任务及评语

院（系）：汽车与交通工程学院 教研室：车辆工程

学 号 119802006 学生姓名 张相坤 专业班级 车辆工程

课程设

计（论

1.6LMT马自达3轿车离合器设计

文）题

目

1.设计参数

1）发动机最大扭矩（Nm /r/min)：146/4000；

2)传动系传动比：1挡：3.666；主传动比：3.166；

3)驱动轮规格：195/65 R15 ；

4)整车质量：1564KG；

5)使用工况：城乡。

2.设计要求：

1)要求用膜片弹簧压紧型式，拉式或推式。

2)画出总装配图。前面相关件从飞轮开始，输出端到输出轴（变速器输入轴）

为止，操纵机构画到分离轴承。

3)要进行方案、结构分析及相关计算。

4)进行典型零部件设计，包括从动盘总成、膜片弹簧、压盘、离合器盖等。

3.工作量：

1)正式装配图1张；（利用CATIA为手段）；

2)零件图2～3张；（利用CATIA为手段）；

3)设计说明书一份（约3000-5000字）。（利用MATLAB）

课程

设计

（论

文）任

务

指导教

师评语

及成绩

成绩： 指导教师签字：

2011年12月11日

I

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目 录

第1章 离合器设计的目的和要求

..................................................................................... 1

1.1离合器设计的目的 ............................................................................................................ 1

1.2离合器设计的要求 ............................................................................................................ 1

第2章 离合器设计的内容和方案的分析与确定

......................................................... 2

2.1离合器设计的内容 ............................................................................................................ 2

2.2离合器方案的分析与确定 ................................................................................................ 2

第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程

......................................................... 5

3.1 摩擦片的设计 ................................................................................................................... 5

3.2 离合器基本参数的优化 ................................................................................................... 7

3.3 膜片弹簧的设计 ............................................................................................................. 10

第4章 主要部件结构设计说明

........................................................................................ 15

4.1从动盘总成的设计 .......................................................................................................... 15

4.2离合器盖和压盘的方式选择 .......................................................................................... 16

4.3分离轴承的选择 .............................................................................................................. 17

4.4离合器的通风散热 .......................................................................................................... 17

4.5扭转减振器的设计 .......................................................................................................... 17

4.6离合器的操纵机构选择 .................................................................................................. 21

第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语

.................................................. 22

5.1经济、技术分析 .............................................................................................................. 22

5.2简评 .................................................................................................................................. 22

参考文献

.................................................................................................................................... 23

致 谢

.................................................................................................................................... 24

附 录

.................................................................................................................................... 25

II

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第1章 离合器设计的目的和要求

1.1离合器设计的目的

离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件，按其功能要求，在结构上主要

由主动部分 (发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分 (从动盘)压紧机构 (压紧弹簧)

和操纵机构 (分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)等组成。主要作用是保证汽

车起步平稳，保证传动系统换挡时工作平顺，防止传动系统过载等，本次马自达3轿车离

合器设计的目的是通过本课程设计，掌握膜片弹簧压紧型式的离合器的设计方法、步骤，

进一步了解离合器的工作状况和性能，提高机械产品的设计能力。

1.2离合器设计的要求

摩擦式离合器的结构类型非常多，而且有多种组合方式，但不管哪种结构类型，

也不管什么组合方式，对它们的使用要求是一致的。

1. 能可靠地传递发动机的最大转矩，并有转矩储备。

2. 接合平顺柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。

3．分离迅速、彻底。

4．离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡齿轮间的冲击，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。

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。

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小，以

保证有稳定的工作性能。

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、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

1

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第2章 离合器设计的内容和方案的分析与确定

2.1离合器设计的内容

离合器设计包括以下几个方面：

a：摩擦片的设计

b：膜片弹簧的设计

c：扭转减震器的设计

d：弹簧、从动盘毂、压盘、离合器盖等的设计

但本次设计中需要提前确定一些所涉及离合器的条件，其中包括从动盘数的选择、压

盘的驱动方式等等。

2.2离合器方案的分析与确定

2.2 .1从动盘数的选择

根据从动盘数分离合器可分为单片、双片和多片。

单片离合器具有结构简单，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，分离彻底、接合较平顺等优点。 轿车和微型、轻型货车发动机的最大转矩一般

不大，在布置尺寸允许时离合器通常只设有一片从动盘。

双片离合器由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情

况下，径向尺寸较小，踏板力较小，另外接合较为平顺。但中间压盘通风散热不良，两片

起步负载不均，因而容易烧坏摩擦片，分离也不够彻底。这种结构一般用在传递转矩较大

且径向尺寸受到限制的场合。

多片离合器多为湿式。它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点。（以往主要用于

行星齿轮变速器换挡机构中）但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使

用寿命长等优点。主要应用于重型牵引车和自卸车上。

由于本设计的车是轿车，最大转矩为146Mpa。转矩相对较小，在布置上也较为合理，

所以选择单片离合器即可。

2.2.2压紧弹簧和布置形式的选择

膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧。膜片弹簧具有较理想

2

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的非线性特性。新离合器在结合状态时，膜片弹簧工作点一般取在凸点和拐点之间，接近

或在拐点处，以保证摩擦片在最大摩擦限度范围内压紧力变化不大。分离时膜片弹簧从工

作点到分离点。为最大限度减少踏板力，分离点尽量靠近拐点。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。其质量小。高速旋转时，

弹簧压紧力降低很少，性能较稳定，而圆柱螺旋弹压紧力则明显下降。 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。易于实现

良好的通风散热，使用寿命长。平衡性好。有利于大批量生产，降低制造成本。

斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力动盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种

结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上

述两种离合器相比具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有

采用。

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧其特点结构简单、制造容易。中央弹

簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器

的中心。此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有

利于减小踏板力，使操纵轻便。压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过

调整垫片或螺纹容易实现对紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。

膜片弹簧优点突出，而近年来，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，本次设计的离合器选用膜片弹簧离合器。

拉式膜片弹簧离合器，其膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大

端支承在离合器盖上，而以中部压紧在压盘上，将分离轴承向外拉离飞轮。近几年中由于

拉式被广泛应用。但拉式膜片弹簧的分离是与分离轴承套筒装在一起，需要采用撞门的分

离轴承，结构胶复杂，安装和拆卸比较困难，所以本次设计采用推式膜片弹簧。

2.2.3压盘的驱动方式的选择

压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式等几种。前三种

的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动

中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布

置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性

允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时；钢带受压。此结构中

压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长，但反向承载能力差，汽车反

3

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拖时易折断传动片，所以本次设计选择传动式。

2.2.4膜片弹簧支承形式

推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。

1.单支承环形式，在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环使结构简化。

在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，以消除膜片弹簧与文承环之间的轴向间隙。单

支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。

2.无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧

铆合在一起而取消前、后支承环；在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形

凸台代替后支承环，使结构更简化；取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片

弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。无支承环形式，将

膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。

3.双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，

结构简单，是早已采用的传统形式；在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使

用寿命，但结构较复杂；若取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、

两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广

泛。本次试验设计，为了画图的方便，使用无支承形式。

总结：马自达3轿车发动机扭矩为146N.m/4000r/min，转矩不是很大。根据要求将

其类型及形式选择如下：与单片离合器与双片离合器相比，由于摩擦面数减少，因而大大

的降低成本和使结构简单，所以选单片干式摩擦式离合器。在散热方面可以用通风窗，它

制造容易，结构简单。作为轿车可以选择推式的离合器。而对于摩擦片由于胶粘的不容易

更换并且更换时容易被损坏，所以选择用铆钉铆，这样克服了上述的毛病。采用膜片弹簧

作为压紧弹簧的离合器为膜片弹簧离合器并选用选择双支承环形式。压盘的驱动方式选用

传动片式。

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第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程

3.1 摩擦片的设计

3.1.1 摩擦片外径

摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性

的影响。

当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备

T

emax

系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片外径。

摩擦片外径D（mm）也可以根据发动机最大转矩（N.m）按如下经验公式选用

T

emax

D?KT

Demax

（3.1）

式中，为直径系数，取值范围见表3-1得=14.6。

KK

DD

由选车型得= 146N·m，

T

emax

则将各参数值代入式后计算得 D=175.2042mm

表3-1 直径系数的取值范围

K

D

车 型

乘用车 14.6

最大总质量为1.8～14.0t的商用车

最大总质量大于14.0t的商用车 22.5～24.0

表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数

[1]

直径系数

K

D

16.0～18.5(单片离合器)

13.5～15.0(双片离合器)

根据表3.2可知，取D=200mm,d=140mm, b=3.5mm。

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3.1.2 后备系数β

后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转

矩的可靠程度。后备系数β保证了离合器能可靠传递发动机转矩的同时，还有助于减少汽

车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。

在选择β时，应考虑以下几点：

1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。

2)要防止离合器滑磨过大。

3)要能防止传动系过载。

由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎

不会变小（开始时还有些增加），再加上载自卸车的后备功率比较小，由于该车是在城乡

使用，使用条件较差，故取β＝1.5。

3.1.3 摩擦因数f、离合器间隙Δt

摩擦片的摩擦因数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

f

因素。可由表2.4查得：取f=0.3。另外设每个摩擦片的摩擦极限是0.6mm。

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。

3.1.4 单位压力P

O

摩擦面上的单位压力的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,

P

0

摩擦片材料及质量等有关.

离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力

PP

00

较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力。因为

在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热

厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不

利因素，单位压力应随摩擦片外径的增加而降低。

P

0

6

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表3.3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围

摩擦材料 摩擦因数

石棉基材料 模压 0.20～0.25

粉末冶金材料 铜基 0.25～0.35

金属陶瓷材料 0.4

12T

?

emax

?

fZp(1?c)

0

3

编织 0.25～0.35

铁基 0.30～0.50

f

D?

3

（3.2）

由式（3.2）得：

p?

0

12T

?

emax

?

fZD(1?c)

33

（3.3）

代入数据得：单位压力：

??0.265??a

0

表3.4摩擦片单位压力的取值范围

摩擦片材料 单位压力/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 0.70~1.50

故根据表3.2可知，

当0.15Mpa<<0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基材料。

P

0

3.2 离合器基本参数的优化

p

0

3.2.1 设计变量

后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也

取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化

设计变量选为：

X?[xxx]?[FDd]

123

TT

（3-4）

7

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3.2.2 目标函数

离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺

寸尽可能小，即目标函数为

f(x)?min[(D?d)]

22

4

（3-5）

?

3.2.3 约束条件

（1） 最大圆周速度

根据下式

v?nD?10?65~70m/s

Demax

?

60

?3

（3-6）

知，式中为摩擦片最大圆周速度（m/s）； 为发动机最高转速（r/min）

v

D

n

emax

所以，

V?n?D?10??4000?200?10＝41.89?70

Demax

?

6060

?3?3

π

mm

ss

故符合条件。

（2）摩擦片内、外径之比c

c=，满足0.53的条件范围。

d140

??0.7

?c?0.70

D200

（3）后备系数β

初选后备系数β＝1.5

（4）扭转减振器的优化

对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径错误!未找到引用源。＝(0.6～

0.75)d/2，

故取错误!未找到引用源。＝0.6d/2＝0.6取错误!未找到引用源。为44mm (mm)，

??44

150

2

所以d-2错误!未找到引用源。＝140－2×44＝52mm>50mm

故符合d>2R+50mm的优化条件

0

（5）单位摩擦面积传递的转矩

T

c0

T

c0

=

4Tc

?[T]

c0

?

Z(D?d)

22

（3-7）

根据下式知，

8

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Tc==1.5×146=219N·m)

?

T

emax

故＝

T

c0

4?219

22

?

?2?(200?140)

[2]

=0.0068(N./)

m

mm

2

表3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用

值

??

2

根据表3.3知，当摩擦片外径D<210mm时，=0.28 N./>0.272N./，故

[T]

c

0

mm

mmmm

22

符合要求。

(6）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

?

?

4W

（3.8）

22

?

ZD?d

??

式中,为单位摩擦面积滑磨(J/mm)；[]为其许用值(J/mm)，对于乘用车：

??

22

[]=0.40 J/mm，对于最大总质量小于6.0t的商用车：[]=0.30 J/mm，对于最大总

??

22

质量大于6.0t商用车：[]=0.25 J/mm：W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑

?

2

磨功（），可根据下式计算

J

W?

22

??

?

2

nmr

ear

??

22

??

1800

ii

??

0g

（3.9）

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

m

a

r

r

i

g

挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速r/min，计算时乘用车取2000r/min，

i

0

n

e

i?3.166m?1564

0a

m Kg代入式商用车取1500r/min。其中：（3.9）

i?3.666

g1

r?0.317

r

得J，代入式（3.8）得，合格。

W?25588

??

?0.318?0.40?[]

（7）单位压力

P

0

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

P

0

0.15～0.35Mpa，由于已确定单位压力＝0.265Mpa，在规定范围内，故满足要求。

P

0

9

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3.3 膜片弹簧的设计

3.3.1 膜片弹簧的基本参数的选择

H

（1）比值和h的选择

h

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

1.5～2.0，板厚h为2～4mm

故初选h=2mm, =2则H=4,h=2mm。

（2）比值和R、r的选择

H

h

H

h

R

r

由于摩擦片平均半径Rc=， （3-10）

D?d200?140

??85(mm)

44

对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=90mm。

?

故取R=90mm，再结合实际情况取R/r=1.25，则R=72mm，

取整则R=90mm，则R/r=1.25。

（3）α的选择

α＝arctanH/(R-r)=arctan4/(90-72)≈12.53° （3-11）

在9°～15°的范围内，故符合要求。

（4）分离指数目n的选取

对于大尺寸膜片有取24，小尺寸膜片弹簧有取12的，本设计取为n=18。

（5）切槽宽度δ、δ及半径

12

r

e

??

12

?3.2?3.5mm,?9?10mm

，取＝3.3mm, =10mm, 满足r->=,则

?

122

??

rr

ee

r

e

<=r-=72-10=62mm

?

2

故取＝62mm。

r

e

(7) 压盘加载点半径R和支承环加载点半径r的确定

11

rRRr

1111

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=88mm，=75 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/mm。

2

10

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3.3.2 膜片弹簧的优化设计

（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一

Hh

?

?HR?r

??

定范围内，即

1.6?Hh?2?2.2

9??HR?r?12.53?15

??

?

??

（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即

1.20?Rr?1.25?1.35

?

70?2Rh?90?100

（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（或

R

1

拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

r

1

85mm=

(D?d)/4?R?88mm?D2?100mm

1

（4）根据弹簧结构布置要求，与，与（膜片弹簧小端半径）之差应在一定

R

1

R

r

f

r

0

范围内选取，即

1mm?R?R?2mm?6mm

1

0?r?r?3mm?6mm

1

0?r?r?4mm

f0

（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

2.3??4.5

r?r

1f

R?r

11

由（4）和（5）得mm，mm。

r?35

f

r?32

0

3.3.3 膜片弹簧的弹性特性曲线

假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P(N)集中在支承点处，加载点间的相对

1

轴向变形为x(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：

1

??

?

Ehxx

11

ln(R/r)R?rR?r

P?f(x)?)(H?)?h(H?x

111

??

22

??

6(1?b)(R?r)

11

??

2

??

R?r2R?r

1111

??

（3-12）

11

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.0×Mpa；

10

5

b――泊松比，钢材料取b=0.3；

R――自由状态下碟簧部分大端半径，90mm；

r――自由状态下碟簧部分小端半径，72mm；

R――压盘加载点半径，88mm；

1

r――支承环加载点半径，75mm；

1

H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，4mm；

h――膜片弹簧钢板厚度，2mm。图形如下：

由MATLAB所绘制的曲线取点，得到下面坐标：

X?1.7177,P?4456.1N,X?4.1371,P?2561.4N

mmnn

拐点对应于压片的平均位置X?(X?X)/2

hmn

可知平位置为2.9274mm。磨擦片的磨损量为/2=0.6mm，所以=1.2mm。

??

?

?

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，则取错误!未找到引用源。，满足要求。从而得出为

X?(0.8~1.0)X

bh

12

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

B点的位置减去两个摩擦片的磨损量，而单片弹簧的磨损量=0.6mm得

?S

0

X?X?Z?S?1.43466mm

ab0

。

离合器彻底分离时，膜片弹簧的工作点在C点，在设计中一般使C点的位置尽量靠近

N点，此时膜片弹簧大端的变形量为

X?X?

cbff

?

（即为压盘的行程

?

?f)

故错误!未找到引用源。。

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

P，对应此载荷作用点的变形为λ。由

22

P??P?0.325P

211

R?r

11

（3.13）

r?r

1f

（3.14）

X?3.1XX?

112

列出表3.4:

r?r

1f

R?r

11

表3.4 膜片弹簧工作点的数据

X

1

X

2

P

1

1.7177 4.1371 2.9274

5.3249 12.8250 9.0749

4456.1 2561.4 3464.8

1148.2 832.5 1126.1

P

2

3.3.3 强度校核

上述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在家丁膜片弹簧在承载过程中，其子午

截面无变形而只是刚性的绕该截面上的莫以中性点转动的条件下推导出的，根据这一假定

克制，界面在该店出沿圆周方向的切向应变为零，即切向应力应为零，而该中性点以外的

截面上的点，一般应产生切向应变，有切向力。

13

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

经分析膜片弹簧跌黄部分图面的内缘点B处的切向压应力最大；而凹面的外缘点A

或内缘点处的切向拉应力最大，但B点的应力值最高，而且B点的最大应力值是发生在离

合器分离的磨一位置，并且此时B点处于两向应力状态。故通常取B点应力来校核膜片弹

簧的刚度，应使其当量应力小雨许用应力，当一只膜片弹簧嘴打断的变形时，B点的当

?

1

量应力可以按下式计算，即

?

Bj

??

??

??

???

1211

??

3ER?r1hHH

r?r

f

P

??

??

??

??

?

B

????1??1???

??

??

??

R?r2r(R?r)rR?rR?r2R?r

R

?

?

2

h1?b

22

??

??

??

??

111111

??

r?ln

??

??

r

??

?

2

?1??1??0.57

其中：为分离轴承推力为；宽度系数：。

P

2

856.2N

d

?

Bj

d

?

?0,求得达到的极大值时的大端变形：令

?

Bj

?

2

n

??

(r?r)*72?62

?

10*18

??

??

1max11

??H?R?r?4.389mm

?

R

R?r

11

h

r

??

R?r2

??

R

??

R?rln?1

??

??

r

??

??

ln

因此，当离合器彻底分离，大端变形量小于时，取，大于时，取

???

1f1f1f

??

??

maxmax

??

11

?

?

max

，当而大端变形的最大量为彻底分离时大端的变形量为4.33466mm，所以得

?

B

?1414MPa

，N/mm

??

BjBj

?[]?1700

2

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。

14

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

第4章 主要部件结构设计说明

4.1从动盘总成的设计

4.1.1从动盘毂

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，一般

取1.0～1.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.2×40=48mm。从动盘

毂的材料选取45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，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。根

据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。

表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列

[2]

摩擦片 发动机的

外径 最大转矩 齿数 外径 内径 齿厚 有效齿长 挤压应力

D/mm Temax/N·m N D′/mm d′/mm b/mm l/mm σj/Mpa

160 50 10 23 18 3 20 10

180 70 10 26 21 3 20 11.8

200 110 10 29 23 4 25 11.3

225 150 10 32 26 4 30 11.5

250 200 10 35 28 4 35 10.4

280 280 10 35 32 4 40 12.7

300 310 10 40 32 5 40 10.7

325 380 10 40 32 5 45 11.6

350 480 10 40 32 5 50 13.2

由于D=200mm,则查表可得，

花键尺寸：齿数n=10， 外径=29mm, 内径＝23mm 齿厚t=4mm,

D

\'

d

\'

有效齿长l=25mm, 积压应力=11.3Mp

?

c

挤压应力计算公式： =（MPa） （4.1）

?

挤压

花键尺寸

P

nhl

式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：

花键的齿侧面压力

P?

4T

emax

(D\'?d\')Z

式中，d′，D′分别为花键的内外径，m；

Z为从动盘毂的数目；

15

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

T为发动机最大转矩，N·m；

emax

n为花键齿数；

1

h为花键齿工作高度，m；

h?(D?d)

??

2

l为花键有效长度，m。

则P=5616N

?

挤压

=7.488MPa

从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。

故满足条件。

4.1.2 从动片

从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。

材料选用中碳钢板50钢，厚度为取为2mm，表面硬度为35～40HRC。

4.1.3 波形片和减振弹簧

波形片采用65Mn，厚度取为0.8mm，硬度为40～46HRC，并经过表面发蓝处理。减振

弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。

4.2离合器盖和压盘的方式选择

4.2.1 离合器盖

离合器盖是离合器的主动件之一，它与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分

转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。因此它需要具有足够的刚

度，板厚取4mm，乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。

4.2.2 压盘

（1）压盘传动方式的选择

由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的

缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。

另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性

压杆之间。

16

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

（2）压盘几何尺寸的确定

前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合

工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定

它的厚度。

压盘厚度的确定主要依据以下两点：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大

的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，本次设计采用15mm。

（3）传动片

传动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

可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

传动片采用3组，每组4片的形式，具体尺寸为，宽a=15mm，厚b=0.5mm，两孔间距

为l=30mm，孔直径为d=5mm，传动片弹性模量E=2.0MPa。

?10

5

由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡

性。

4.3分离轴承的选择

由于=4000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用调心式角接触球轴承。

n

emax

4.4离合器的通风散热

由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风口，在外壳上设通风窗，即能满足离合器通

风散热的要求.另外在压盘上设散热筋也可以在一定程度上散热。

4.5扭转减振器的设计

4.5.1扭转减振器主要参数

（1）极限转矩T

j

极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口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。极限转矩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，一般可取，

T=(1.5～2.0)

j

T

emax

17

[2]

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

对于乘用车，系数取2。

则T=2×＝2×146＝292（N.m）

j

T

emax

（2）扭转刚度k

?

为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动

机常用工作转速范围内。

由经验公式k T 初选

?

?13

j

[2]

即k＝Tj＝13×292＝3796（N.m/rad）

?

?13

（3）阻尼摩擦转矩T

μ

由于减振器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发

?

动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。

根据公式初选T

μ

T＝（0.06～0.17）

μ

T

emax

[2]

取T=0.15 =0.15×145=21.9 (N.m)

μ

T

emax

（4）预紧转矩T

n

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。T增加，共振频率将向减小的频率的方向移动，

n

这是有利的。但是T不应大于T

nμ

由于T满足以下关系：T＝（0.05～0.15），且TT＝21.9N.m

nnnμ

T

emax

[2]

?

则初选T＝18N.m

n

（5）减振弹簧的位置半径R

0

R的尺寸应尽可能大些，一般取

0

R=(0.60～0.75)d/2 则取=44mm。

0

[2]

R

0

（6）减振弹簧个数Z

j

根据表4.2知，

[2]

表4.2 减振弹簧个数的选取

当摩擦片外径D250mm时，错误!未找到引用源。=4～6 ,故取Z=6

?

j

18

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

（7）减振弹簧总压力F

?

当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值T时，减

j

振弹簧受到的压力F为

?

F＝T/R0 （4-1）

?

j

＝292/(44×)

10

?3

＝6636N

4.5.2 减振弹簧的计算

在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关

的尺寸。

（1）减振弹簧的分布半径R

1

由于R的尺寸应尽可能大些，一般取

1

[1]

R=(0.60～0.75)d/2

1

式中，d为离合器摩擦片内径

故R=44 (mm)，即为减振器基本参数中的R

10

（2）单个减振器的工作压力P

P= F/Z=6636/6=1106(N) （4-2）

?

（3）减振弹簧尺寸

1）弹簧中径Dc

弹簧中径一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm

[1]

故取Dc=12mm

2）弹簧钢丝直径d

d= （4-3）

3

8PDc

??

[]

式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为550Mpa

[

?

?3

8?1106?12?10

所以d==3.946mm。

3

6

?

?550?10

3）减振弹簧刚度k

根据式k=1000knR知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R确定，

Ф11

2[1]

?

19

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

即

k= （4-4）

k

?

(N/mm)

2

1000Rn

0

3796

?0.326(N/mm)

则K=

1000?(44?10)?6

?32

4）减振弹簧有效圈数

i

i???

Gd8.3?10?10?(3.946?10)

446?34

8Dk

c

3?336

[1]

4.4653 （4-5）

8?(12?10)?0.326?10

5）减振弹簧总圈数n

其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为

i

n=+(1.5～2)=6

i

减振弹簧最小高度

l?n(d?)?1.1dn

min

?

（4-6）

计算可得弹簧总变形量为26.04mm

错误!未找到引用源。=P/K=1106/326=3.39mm

（4-7）

减振弹簧总变形量

l

0

l

0

= （4-8）

l??l

min

计算可得减振弹簧预变形量为29.43mm

错误!未找到引用源。 （4-9）

减振弹簧安装工作高度

l

l?l??l

0

\'

=29.22mm （4-10）

6）从动片相对从动盘毂的最大转角

?

最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为

?

?l(?l??l??l)

\'\'\'\'\'

?

?2arcsin(?l/2R)?2arcsin(3.181/88)?4.14

\"?

0

（4-11）

20

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

4.6离合器的操纵机构选择

4.6.1对离合器操纵机构的要求

1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。

2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。

3）应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。

4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。

5）应有足够的刚度。

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。

8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。

4.6.2离合器操纵机构的型式及确定

常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器气

压式和自动操纵机构等。

液压式操纵机构传动效率高，质量小，便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动

机振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作，结合柔和等优点。但其要求加工精度高，

容易泄漏，成本高。机械式又分为杆系和绳系。杆系操纵机构结构简单，工作可靠。但质

量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操

纵时，布置较困难。绳系可以克服上述缺点，但其寿命短机械效率仍不高。

综上所述，本次设计选择机械式的杆系的操纵机构。

21

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语

5.1经济、技术分析

膜片弹簧不但具有结构简单、结构紧凑（膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用）、

散热通风性好，还有高速性能好使用寿命长（膜片弹簧大端面环形与压盘接触，压力分布

均匀，磨损均匀）、扭矩容量稳定（膜片弹簧具有较理想的非线性特性）分离踏板操纵轻

便平衡性好有利于大批量生产，降低制造成本，使用寿命长，工作可靠等特点。

5.2简评

根据给出的设计要求和原始设计参数，选择了推式、单片的膜片弹簧离合器。单片离

合器不需要中间压盘，则离合器的轴向尺寸小，维修调整方便。推式膜片弹簧离合器的综

合性能优越但是需采用专门的分离轴承，结构较复杂，安装拆卸较困难。

结构方面：根据设计要求，考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭转减振器的单

片推式膜片弹簧离合器，压盘驱动方式采用传动片传动，分离轴承采用自动调心式分离轴

承，操纵机构采用机械操纵式操纵机构。

计算方面：确定了离合器的主要参数β、P、D、d，结果按照基本公式运算得出并通

0

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，并进一步确定了膜片弹簧的工

作点，同时进行了强度校核。

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；传动片采用50钢，满足其强度需要；压盘采用HT200，

提高了耐磨性；离合器盖从用铸铁，提高了散热能力。

本次设计遵从了：（1）分离彻底；（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。

22

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

参考文献

［1］徐石安,江发潮.《汽车离合器/汽车设计丛书》.北京：清华大学出版社,2005.8

［2］王望予.《汽车设计》. 北京：机械工业出版社，2007.6

［3］陈家瑞.《汽车构造》. 北京：人民交通出版社，2006.5

［4］钱大川.《新型联轴器、离合器选型设计与制造工艺实用手册》. 北京：北京工业大学出版社，

2006.8

［5］骆素君,朱诗顺.《机械课程设计简明手册》. 北京：机械工业出版社，2006.8

［6］孙志礼,冷兴聚.《机械设计》. 沈阳：东北大学出版社，2006.8

［7］邱言龙.《国产汽车维修调整数据手册》. 北京：机械工业出版社，2000.10

23

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

致 谢

通过此次课程设计，让我进一步加深了对零部件设计的认识，同时也进一步提高了自

己的绘图能力，为今后的工作打下基础。在课程设计的整个过程中运用到了MATLAB等计

算机软件，从中深刻认识到计算机辅助设计的重要性。我设计的离合器为拉式膜片弹簧离

合器，虽然设计不是很好，但我认认真真的做了，初步了解了实际工厂的设计过程，这对

我们以后的发展有很大的帮助。

此外，我要感谢王天利老师在课程设计上给予我的指导，使我能更加顺利完成此次课

程设计的任务。

24

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

附 录

利用Matlab软件进行P1－x1特性曲线的绘制，程序和图形如下：

程序如下：

x1=0:0.2:5;%膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形量（mm）

E=2.0*10^5;%弹性模量（Mpa）

b=0.3;%泊松比

R=90;%自由状态碟簧部分大端半径（mm）

r=72;%自由状态碟簧部分小端半径（mm）

H=4;%自由状态碟簧部分内截锥高度（mm）

h=2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）

R1=88;%压盘加载点半径（mm）

r1=75;%支承环加载点半径（mm）

p1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R

-r)/(R1-r1))+h^2);

clf

hold on

grid on;

plot(x1,p1);

axis([0,5,0,5000]);

xlabel(\'变形量x1/mm\')

ylabel(\'工作压力p1/N\')

title(\'膜片弹簧特性曲线\')

plot(1.7177,4456.1,\'.\');

gtext(\'M\');

plot(4.1371,2561.4,\'.\');

gtext(\'N\');

plot(2.63466,3815.9,\'.\');

gtext(\'B\');

plot(1.43466,4383.4,\'.\');

gtext(\'A\');

plot(2.9274,3464.8,\'.\');

gtext(\'H\');

plot(4.33466,2634.5,\'.\');

gtext(\'C\');

plot(1.43466,0,\'.\');

gtext(\'Xa\');

plot(2.63466,0,\'.\');

gtext(\'Xb\');

plot(2.9274,0,\'.\');

gtext(\'Xh\');

plot(4.33466,0,\'.\');

gtext(\'Xc\');

plot(1.7177,0,\'.\');

gtext(\'Xm\');

plot(4.1371,0,\'.\');

25

辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）

gtext(\'Xn\');

gtext(\'磨损量\');

?

?

1

gtext(\'压盘行程\');

?

?

f

26