东风EQ1090离合器设计
目 录
1 离合器主要参数的选择……………………………………………………… 2
2 离合器基本参数的优化……………………………………………………… 2
2.1 设计变量………………………………………………………………… 2
2.2 目标函数………………………………………………………………… 2
2.3 约束条件………………………………………………………………… 2
3 膜片弹簧的设计……………………………………………………………… 4
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择…………………………………………… 4
3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线……………………………………………… 5
3.3 强度校核………………………………………………………………… 7
4 扭转减振器的设计…………………………………………………………… 7
4.1 扭转减振器主要参数…………………………………………………… 7
4.2 减振弹簧的计算………………………………………………………… 8
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……………………………………………………… 10
6 压盘设计……………………………………………………………………… 10
6.1 离合器盖………………………………………………………………… 10
6.2 压盘……………………………………………………………………… 10
6.3 传动片…………………………………………………………………… 11
6.4 分离轴承………………………………………………………………… 11
7 小结…………………………………………………………………………… 12
参考文献………………………………………………………………………… 14
1 离合器主要参数的选择
1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式2-9，有 ，根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=350mm,d=195mm, b=4mm
1.2 后备系数β
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），再加上车用车的后备功率比较大，使用条件较好，故取β＝1.5。
1.3 单位压力
根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，对于小轿车
当D=>230mm时,则＝1.18/Mpa；
所以由于D＝350mm,取＝Mpa.
故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－2可知，
当0.7Mpa<<1.5Mpa时，摩擦片材料金属陶瓷材料。
1.4 摩擦因数f、离合器间隙Δt
摩擦因数f=0.4
离合器间隙Δt=3mm
摩擦面数 Z=2
1.5压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器
膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。
1.5.1 膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：
1) 具有较理想的非线性弹性特性。
2) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。
3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。
4) 以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。
5) 通风散热良好，使用寿命长。
6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。
1.5.2 与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：
取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。
1.5.3膜片弹簧的支撑形式
选择:拉式膜片弹簧离合器
拉式膜片弹簧的支承形式—单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖杀中的支承环上。如下图3-1.
图3-1
与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更为简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。
1.5.4 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。
2 离合器基本参数的优化
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：
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
2.3 约束条件
2.3.1 最大圆周速度
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－10）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）
所以，所以D<=414.01mm,
故符合条件。
2.3.2 摩擦片内、外径之比c
c=，满足0.53的条件范围。
2.3.3 后备系数β
对于沈阳丰田海狮，初选后备系数β＝1.4,满足1.2<=β<=4.0
2.3.4 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：
R0＝0.6d/2＝0.6(mm)，取R0为68mm
所以d-2R0＝195－2×68＝59mm>50mm
故符合d>2R0+50mm的优化条件
2.3.5 单位压力
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0.1Mpa—1.5Mpa，
由于已确定单位压力＝0.7Mpa，在规定范围内，故满足要求
2.3.6总摩擦功w
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－13）
为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧伤，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，既：
，其中W=
为汽车总质量9310kg，为轮胎轨动半径485mm，为汽车起步时所用变速器挡位的传动比7.6；为发动机转速7.31.
W=
. 符合要求。
3 膜片弹簧的设计
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择
3.1.1 比值和h的选择
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=4mm, =1.6则H=6.4.
3.1.2 比值和R、r的选择
由于摩擦片平均半径Rc=，
对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=136.25mm.
故取R=168mm,再结合实际情况取R/r=1.2,则r=140mm。
3.1.3 α的选择
α＝arctanH/(R-r)=arctan6.4/(168-140)≈12.88°，满足9°～15°的范围。
3.1.4 分离指数目n的选取
取为n=18。
3.1.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－28）
推式： （D+d）/4<=<=D/2
1<=R-<=7
0<=<=6
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。初选=45mm，=48mm，=165mm
3.1.6 切槽
宽度δ1、δ2及半径
取δ1＝3.2mm, δ2=10mm, 满足r->=δ2,则<=r-δ2=140-10=130mm
故取＝130mm.
3.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，
R1和r1需满足下列条件：
故选择R1＝165mm，＝145mm.
3.2 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P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.0×Mpa；
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，mm；
r――自由状态下碟簧部分小端半径，mm；
R1――压盘加载点半径，mm；
r1――支承环加载点半径，mm；
H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；
h――膜片弹簧钢板厚度，mm。
利用DPlot软件进行P1－x1特性曲线的绘制，曲线如下：
利用DPlot软件找出最大压力点，正常压力点，压平点，最小压力，点摩擦后的正常压力点。
X1H=(X1M+X1N)/2=4.575.mm
X1B=(0.8︿1.0)X1H=4.12mm
X1M=3.34mm,F1M=16701.23N,X1N=5.81,F 1N=15098.37N
FB1=16319.83N,FY=4866.72N
FB1 >FY,所以满足要求
此时校核后备系数
=p*μ*Rc*Zc/Temax=16319.83*0.3*136.25*2/353000=1.49
满足要求；
3.3 强度校核
膜片弹簧大端的最大变形量，
由公式4 .6.13(根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）)可知:
σB=1673Mpa得.许用值1500-1700MPa,故符合要求。
4 扭转减振器的设计
4.1 扭转减振器主要参数
4.1.1 极限转矩Tj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－31）知，
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，
Tj=(1.5～2.0)
系数取1.5。
则Tj=1.5×＝1.5×353＝529.5（N·m）
4.1.2 扭转刚度k
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－35）可知，
由经验公式初选k Tj
即k＝Tj＝13×529.5＝6883.5（N·m/rad）
4.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－36）可知,
可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）
取Tμ=0.1 =0.1×353=35.3(N·m)
4.1.4 预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－37）知，
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）
且TnTμ＝35.3N·m
而（0.05～0.15）＝17.65～52.95 N·m
则初选Tn＝25 N·m
4.1.5 减振弹簧的位置半径R0
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）式（2－38）知，
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=(0.60～0.75)d/2
则取R0=0.65d/2=0.6×195/2=68.25(mm),可取为68mm.
4.1.6 减振弹簧个数Zj
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表（2－6）知，
当摩擦片外径D=325～350mm时，
Zj=8～10
故取Zj=10
4.1.7 减振弹簧总压力F
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为
F＝Tj/R0
＝529.5/(68×)
＝7.787（kN)
4.2 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。
4.2.1 减振弹簧的分布半径R1
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.6d/2=0.6×195/2=68.25(mm)取68mm，即为减振器基本参数中的R0
单个减振器的工作压力P
P= F/Z=7787/10=778.7 (N)
4.2.3 减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2）弹簧钢丝直径d
d=
式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为550Mpa
所以d==3.52mm符合d=3～4
3）减振弹簧刚度k
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即
k=
则K=
4）减振弹簧有效圈数
根据根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，
6.192
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
n=+(1.5～2)=7
减振弹簧最小高度
=30.976mm
弹簧总变形量
△=P/K=778.7/148.86=5.23mm
减振弹簧总变形量
==30.976+5.23=36.206mm
减振弹簧预变形量
=25/(148.86*8*0.068)=0.309mm
减振弹簧安装工作高度
=36.206-0.309=35.897mm
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
=4.14°
7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙
式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.5～4mm。
所以可取为4mm, 为83mm.
8）限位销直径
按结构布置选定，一般＝9.5～12mm。可取为10mm
5 从动盘总成的设计
5.1 从动盘毂
根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再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=1.2×24=28.8mm。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26～32HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2－7查出从动盘毂花键的尺寸。
由于D=350mm,则查表可得，
花键尺寸：齿数n=10， 外径=40mm, 内径＝32mm 齿厚t=5mm,
有效齿长l=50mm, 积压应力=13.2Mpa
花键尺寸选定后应进行挤压应力j和剪切应力校核：
符合要求。
5.2 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号），厚度为取为2mm,表面硬度为35～40HRC
5.3 波形片和减振弹簧
波形片一般采用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钢丝。
6 压盘设计
6.1 离合器盖
应具有足够的刚度，板厚取9mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。
6.2 压盘
6.2.1 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。
6.2.2 压盘几何尺寸的确定
传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2M Pa
6.3 传动片
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。
传动片可选为3组，每组3片，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。
6.4 分离轴承
由于=3000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。
小结
在老师的指导下，我圆满完成了本次设课程计。在设计过程中，得到了张亮老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！
本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AUTOCAD软件设计一个载重9.31吨的载重汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。
本次设计我利用AUTOCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。
这次设计内容要求较多，涉及范围较广，比如材料力学、汽车构造、CAD制图软件、汽车设计、一些生产工艺等，但它使我对实际项目的设计过程有了充分的了解。作为设计人员，必须充分考虑车间加工及客户使用要求。另外，也加深了我对一些相关知识的了解，因先前课本上学到的基础知识中，很多零部件的型号及标准都已更换，其材料选择、处理工艺等都已改进提高，可见我在这方面的认知度还不够。设计不是想当然的事，我们只有首先了解到加工工艺，国家相关标准，你设计出的产品才是一件成功的产品。
在为课程设计写说明书时，为了让说明书内容更充实，使自己的书面语言更趋向于专业化，我们组到图书馆去借了相关的书籍来翻阅。在查找资料、阅读资料的同时，我还知道了更多以前课本上没有学到过的知识。我不仅把离合器的相关知识理解得更透彻，还加深了对《汽车设计》这门课的认识。
总之，此次设计另我收获颇多，我发现自己的专业知识还很欠缺，尤其是实际运用能力不足。自己的知识结构还需不断拓宽，分析问题和解决问题的能力还需进一步提高，以后还需要不断学习和加强锻炼。
在设计过程中，张老师给予了我的大量指导和帮助，对此，我再次表示谢意！由于我的水平有限，设计中难免存在缺点和错误，殷切欢迎老师进行批评和指正。
参考文献
[1] 王望予，汽车设计 第4版[M]，北京: 机械工业出版社, 2006。
[2] 陈家瑞，汽车构造[M]，北京：机械工业出版社出版，2005。
[3] 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，2000。
[4] 徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，1984。
[5] 申永胜，机械原理教程[M]，北京：清华大学出版社，2004。
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