1樓：天際
我們正好做離合器的設計，給你我做的，你參照我的修改資料就好。其實我也是按《汽車設計》書來寫的，有錯誤請指教
技術引數:
車型：沃爾沃
整車質量（kg）：1637
最大扭矩/轉速（n•m/rpm）：400/4000
主減速比：3.38
一檔速比：3.77
滾動半徑：306mm
4、離合器主要引數的選擇
4.1後備係數β
後備係數β是離合器設計中的乙個重要引數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮摩擦片在使用中的磨損後離合器仍能可靠地傳遞發動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車β選擇：
1.20～1.75 ，本次設計取β = 1.
2。4.2摩擦因數f、摩擦面數z和離合器間隙△t
摩擦片的摩擦因數f取決於摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數f的取值範圍見下表。
表4-1 摩擦材料的摩擦因數f的取值範圍
摩 擦 材 料 摩擦因數
石棉基材料 模壓 0.20～0.25
編織 0.25～0.35
粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35
鐵基 0.35～0.50
金屬陶瓷材料 0.70～1.50
本次設計取f = 0.30 。
摩擦面數z為離合器從動盤數的兩倍，決定於離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計取單片離合器 z = 2 。
離合器間隙△t是指離合器處於正常結合狀態、分離套筒被回位彈簧拉到後極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結合，在分離軸承和分離槓桿內端之間留有的間隙。該間隙△t一般為3～4mm 。本次設計取△t =3 mm 。
4.3單位壓力p
單位壓力p 決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作效能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發動機後備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和後備係數等因素。p 取值範圍見表4-2。
表4-2 摩擦片單位壓力p 的取值範圍
摩擦片材料 單位壓力p /mpa
石棉基材料 模壓 0.15～0.25
編織 0.25～0.35
粉末冶金材料 銅基 0.35～0.50
鐵**屬陶瓷材料 0.70～1.50
p 選擇：0.10 mpa ≤ p0 ≤ 1.50 mpa ，本次設計取 p = 0.3mpa 。
4.4摩擦片外徑d、內徑d和厚度b
摩擦片外徑是離合器的重要引數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。
d = = ≈292 mm (2-1)
取d =250 mm
當摩擦片外徑d確定後，摩擦片內徑d可根據d/d在0.53～0.70之間來確定。
取c = d/d = 0.62 ，d = 0.6d = 0.62 250 = 155 mm ，取d = 150 mm
摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm 。
t = βt = 1.2 400 = 480 n.m
5、離合器的設計與計算
5.1離合器基本引數的優化
設計離合器要確定離合器的效能引數和尺寸引數，這些引數的變化直接影響離合器的工作效能和結構尺寸。這些引數的確定在前面是採用先初選、後校核的方法。下面採用優化的方法來確定這些引數。
1） 摩擦片外徑d（mm）的選取應使最大圓周速度v 不超過65～70m/s，即
v = n d 10 = 4000 250 10 =65.4/s ≤65～70m/s (2-2)
符合要求。
式中, v 為摩擦片最大圓周速度(m/s);n 為發動機最高轉速(r/min)。
2）摩擦片的內、外徑比c應在0.53～0.70範圍內，本次設計取c = 0.62 。
3）為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，並防止傳動系過載，不同的車型的β值應在一定範圍內，最大範圍為1.2～4.0 ，本次設計取β= 1.20 。
4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大於減振器彈簧位置直徑2r 約50mm，即 d > 2r + 50 mm
5）為降低離合器滑磨時的熱負荷,防止摩擦片損傷,對於不同車型,單位壓力p 根據所用的摩擦材料在一定範圍內選取，p 的最大範圍為0.10～1.50 mpa。
本次設計取p = 0.3 mpa 。
6）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功w應小於其許用值[w]。
汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(j)為：
w = ( ) = ( ) = 13237.4 (j) (2-4)
式中，m 為汽車總質量(kg)；rr 為輪胎滾動半徑(m)；i 為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；i 為主減速器傳動比；n 為發動機轉速(r/min)；乘用車n 取2000 r/min 。
w = = = 0.21 < [w] = 0.4 j/mm (2-5)
滿足要求
5.3膜片彈簧基本引數的選擇
1）比值h/h 和 h 的選擇
為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h/h 一般為1.5～2.0 ，板厚 h 為2～4 mm 。
取h = 2 mm ，h/h =1.7 ，即 h = 1.7h =3.4 mm 。
2）r/r比值和 r、r的選擇
研究表明。r/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求。
r/r一般為1.20～1.35 。
為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大於或等級r 。即
r=摩擦片外徑120
取r/r = 1.3 ，r =r/1.3 = 92.3 mm 。
3）α的選擇
膜片彈簧自由狀態下圓錐角α與內截錐高度h關係密切，α一般在9°～15°範圍內。
α = arctan h/(r-r) = 10° ，符合要求。
4.）分離指數目n的選取
分離指數目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12 。
取分離之數目n =18 。
5）膜片彈簧小段內半徑r 及分離軸承作用半徑r 的確定
r 由離合器的結構決定，其最小值應大於變速器第一軸花鍵的外徑。r 應大於r 。
i軸外徑d>= =34.73
p=t*n/9550=400x4000/9550=209.42
取r >i軸花鍵外徑=40
由文獻[4]得知花鍵尺寸
d=36 d=40 b=7
6）切槽寬度δ 、δ 及半徑r 的確定
δ = 3.2～3.5 mm，δ = 9～10 mm，r 的取值應滿足r - r ≥ δ 。
本次設計取δ = 3.5 mm，δ = 10 mm ，r ≤ r -δ = 92.3 mm 。
7）壓盤載入點半徑r 和支承環載入點半徑r 的確定
r =118 r =92.3
5.4 膜片彈簧的優化設計
膜片彈簧的優化設計就是要確定一組彈簧的基本引數，使其彈性特性滿足離合器的使用效能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。
1）為了滿足離合器使用效能的要求，彈簧的h/h 與初始底錐角α≈h/(r-r)應在一定範圍內，即
1.6 ≤ h/h = 1.7 ≤ 2.2
9°≤α≈h/(r-r)=10°≤ 15°
2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的範圍，即
1.20 ≤ r/r=1.20 ≤ 1.35
3.5≤r / r0=2.4 ≤5.0=2.4
3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤載入點半徑r1應位於摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即
(d+d)/4 ≤ r1 = 92.3 ≤ d/2
4）根據彈簧結構布置要求，r1與r，rf與r0之差應在一定範圍內，即
1 ≤ r-r1 = 2 ≤ 7
0 ≤ rf-r0 = 2 ≤ 4
5）膜片彈簧的分離指起分離槓桿的作用，因此其槓桿比應在一定範圍內選取，即
3.5 ≤ = 4.2 ≤ 9.0
6、主要零部件的結構設計
6.1扭轉減振器的設計
6.1.1扭轉減振器的概述
扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減振器具有如下功能：
1）降低發動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。
2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，並衰減因衝擊而產生的瞬態扭振。
3）控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速雜訊和主減速器與變速器的扭振及雜訊。
4）緩和非穩定工況下傳動系的扭轉衝擊載荷，改善離合器的接合平順性。
減振器的扭轉剛度k 和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩t 是兩個主要引數，決定了減振器的減震效果。其設計引數還包括極限轉矩t 、預緊轉矩t 和極限轉角 等。
6.1.2扭轉減振器的設計
1）極限轉矩t
極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△ 時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限於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 t = (1.5～2.
0) t (2-6)
一般乘用車：係數取2.0 即 t = 2 t = 800 n•m
2）扭轉角剛度
k ≤13t =13x800=10400
3）阻尼摩擦轉矩t
由於減振器扭轉剛度k 受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機工作轉速範圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩t 。
一般可按下式初選：t =(0.06～0.17)t (2-7)
取t = 0.1t = 40 n•m
4）預緊轉矩t
減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，t 增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是t 不應大於t ，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 t = (0.
05～0.15)t (2-8)
取t = 0.1t =40 n•m
5）減振彈簧的位置半徑r
r0 的尺寸應盡可能大些，一般取 r =(0.60～0.75)d/2 (2-10)
r0 = 0.70d/2 = 54.25 mm
6）減振彈簧個數z
z 參照表6-1選取。
表6-1 減振彈簧個數的選取
摩擦片外徑d/mm 225～250 250～325 325～350 >350
z4～6 6～8 8～10 >10
摩擦片外徑d = 250 mm ，可選擇z 為6～8，選取z =6
7）減振彈簧總壓力 f
當限位銷與從動盤轂之間的間隙 或 被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值t 時，減震彈簧受到的壓力f 為
f = t /r = 800000nmm/54.25 = 14746.5 n (2-11)
8）極限轉角
本次設計 取10°。
6.1.3扭轉彈簧的設計
根據文獻[5]129頁表5-4查得
1）取彈簧鋼絲直徑d=3mm
2）彈簧指數比c=6
3）曲度係數k』=1.25
4）彈簧中徑dm=18mm
5）外徑d=dm+d=21mm
6）彈簧總圈數n=i+1.5
7）工作負荷下變形f=p/k=30
8）n=i+1.5=4.7
9)△f=1.5
10) =(n-0.5)d+f+△f+0.2=99.211.h= -f=30
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