汽车双片摩擦片离合器项目设计方案

0 汽车双片摩擦片离合器 项目设计方案 第 1 章离合器的设计原理及其要求 合器简介 联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。它们涉及到了机械行业的各个领域。广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。 离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。 对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。 离合器作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构。 车离合器的主要的功用 证汽车平稳起步： 起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接 上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。 于换档： 1 汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面 间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。 止传动系过载： 汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往 往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。 膜片弹簧离合器的优点： 1、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小 2、即使摩擦片磨损，压紧负荷也不减小 3、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好 由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。然而早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。 2 第 2 章 离合器设计的相关参数和要求 设计 涉及的车辆技术参数 ：某货车总 5800am 量，后桥驱动质量分配前轴占 40%。后轴占 60%。轴距， 2750L ，质心高度 980gh 要求设计最高车速m a x 5 0 /u km h，最低车速为m u km h。 设计 涉及的发动机参数；功率 150 马力 即 110转速 n = 2000r/大转矩 = 545 基本参数主要有性能参数和 寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b。以及结构参数摩擦面数 Z 和离合器间隙 t，最后还有摩擦因数 f。 为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求： 1）能可靠的传递发动机的最大转矩。 2）结合过程要平顺柔和，使汽车岂不是没有抖动和冲击。 3）分离时要迅速彻底。 4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡是变速器轮齿间的冲击力并方便换挡。 5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡免受离心力的影响。 6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力。 7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。 以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的 良好技术经济指标和环保指标。 3 第 3 章 离合器 摩擦片 参数设计 合器 摩擦片 参数设计 基本原理 摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的 . 离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 c CT 式中 f 为摩擦面间的摩擦因数； F 为压盘施加在摩擦面上的工作压力； 摩擦片的平均摩擦半径； Z 为摩擦面数；单片摩擦离合器 Z=2，双片摩擦离合器Z=4。 假设摩擦片上工作压力均匀，则有 4 )(2200 (式中 单位压力； D 为摩擦片外径； d 为摩擦片内径。 摩擦片的平均摩擦半径 据压力均匀的假设，可表示为 (当 d/D ， 相当准确地由下式计算 (则有： (式中， c 为摩擦片内外径之比， c=d/D，一般在 间。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时大于发动机最大转矩，即 c 式中， 发动机最大转矩。 为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比， 必须大于 1。 基本参数主要有性能参数和 寸参数 D 和 d 及摩擦片厚度 b。以及结构参数摩擦面数 Z 和离合器间隙 t，最后还有摩擦因数 f。 合器 摩擦片 参数设计 计算 )(3 22334)1(12 330 c 4 擦因数 f、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t 表摩擦材料的 摩擦因数 f 的取值范围 摩擦片材料 摩擦因数 f 石棉基材料 模压 织 末冶金材料 铜基 基 属陶瓷材料 离合器选取摩擦因数 f 为 次设计为 双片摩擦片离合器，所以取 Z=4 离合器间隙 t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉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之间留有的间隙。 该间隙 t 一般为 3 擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 的确定 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b 是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（ N m）来选定 D 时，有 m a 1 0 0 (式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围： 小轿车 A=47 一般载货车 A=36（单片）或 A=50（双片）； 本 次设计 选取 A=50。 所以求得 D= 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D/50 280 300 325 350 380 405 430 内径 d/55 165 175 190 195 205 220 230 厚度 b/ 4 4 4 c=d/D 位面积 302 402 466 546 678 729 908 1037 根据 离合器摩擦片尺寸系列和参数表 取得 ： D=350d=195b=4C=1-3= 合器后备系数的确定 后备系数 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 时，应从以下几个方面考虑： 合器还能确保传递发动机最大扭矩； 过载。 通常轿车和轻型货车 = 本设计为 总质量 5800am 轻型货车的 离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取 值范围”（见下表 2并根据最大总质量不超过 6 吨的载货汽车 =结合设计实际情况，故选择 =2。 表 2合器后备系数的取值范围 车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 大总质量为 6 14t 的商用车 车 离合器传递的最大静摩擦力矩 TC c m a x= 2 5 4 5 . 2 5 1 0 9 0 N 3.位压力 0 摩擦面上的单位压力 0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 ,摩擦片材料及质量等有关。 离合器使用频繁 ,工作条件比较恶劣单位压力 0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 2 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 0应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 33 30 ( 1 )12c dT f p Z D D （ 由公式 （ 0 33333312 1 2 1 0 9 0 2 0 . 1 9 6195(1 ) 0 . 3 4 3 5 0 (1 )350 D D 式中， f 为摩擦因数取 0为单位压力（ M） Z 为摩擦面数取 4； D 为摩擦片外径取 350 d 为摩擦片内径取 195 6 摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求： 应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。 要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。 要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好 热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 油水对摩擦性能的影响应最小 结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象 由以上的要求 ,目前车用离合器上广泛采用石 棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在 右 ,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦 片。 合器 摩擦片 基本参数的校核 大圆周速度 33m a x 1 0 2 0 0 0 3 5 0 1 0 3 6 . 6 5 / 7 0 /6 0 6 0n D m s m s 式中， 摩擦片最大圆周速度（ m/s）； 发动机最高转速取 2000r/ D 为摩擦片外径径取 350 故符合条件。 位摩擦面积传递的转矩 )( 4 22 c 224 1 0 9 0 . 54 ( 3 5 0 1 9 5 ) (Nm / 2 式中，090.5 ； 当摩擦片外径 D 325， 0m / 2 故符合要求 位压力0止摩擦片损伤，选取单位压力0 由于已确定单位压力0P 规定范围内，故满足要求 7 位摩擦面积滑磨功 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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功 w 应小于其许用值 w。 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 (J)为： W=18002= 2 ( 2225 8 0 0 0 56 )=) 式中， W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 (J) 800 轮胎滚动半径 000r/ =)( 4 22 =2243 . 1 4 4 ( 3 5 02 4 8 6 . 6 1 9 5 ) = 0 J/式中， W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取 足 2。本设计取 n=18， 1=2=10 10 承圈平均半径 l 和膜片弹簧与压盘的接触半径 L l 应略大于且尽量接近 r， L 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 L=275mm，l=225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 60量应力可取为 1700 1900N/ 制膜片弹簧的特性曲线 根据工作压力 膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 1 关系式 21111 22 261 r R H hL l L （ 画出 1 特性曲线。 设211 46 (1 ) ( )h ， 11 h 则 11 1 1 12R H R r H R n r h L l h L l （ 已知 52 0 p ， ，把数值代入得， 1111413 231 1 1 10 . 7 7 2 0 . 6 2 0 . 1 5 8F 由不同的 1 计算出的 1F 及 1F 和 1 ，结果列表如下： 表 4荷 F 与变形之间的关系 1 F F N 812 1494 2508 3129 3443 3539 3499 3414 3367 3559 3743 11 画出 1 特性曲线，如图 图膜片弹簧的 弹性特性曲线 定膜片弹簧的工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为 1 0 . 7 5 0 . 7 5 3 . 3 2 . 4 7 5b H m m ， 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力： 1 3500F F N 校核后备系数： m a 0 0 0 . 3 7 6 . 2 5 2 1 . 2 1150000 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 1 1 1()d b 即 为 压盘的行程 1 2 0 . 7 5 1 . 5 S m m ，故 1 2 5 1 5d 离合器刚开始分离时，压盘的行程 1f ，此时膜片弹簧大端的变形量为 11 2 . 4 7 5 1 3 . 4 7 5cb f m m 摩擦片磨损后，其最大磨损量 ，故11 2 . 4 7 5 1 . 2 1 . 2 7 5ab 离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 5001000150020002500300035004000450050000 1 2 3 4 5工作压力F/ 1 21212 261h I nR r R H hL l L lL l l r （ 取 11d 则得 121212522 0 1 0 2 . 1 3 . 9 7 5 l 6 3 . 6 3 . 9 7 5 8 0 6 3 . 66 3 . 63 . 3 3 . 9 7 5 3 . 3 2 . 17 8 6 4 2 7 8 6 46 1 0 . 3 7 8 6 4 6 4 1 81055r R H hL l L lL l l 分离轴承的行程 2 由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形 1 和小端分离轴承处的轴向变形 2的关系式 21 ，取 1 f 得， 2 6 4 1 81 . 5 4 . 9 37 8 6 4m 宽度系数 113 . 2 1 81 1 0 . 7 3( ) (1 5 5 3 . 6 ) 22 1 0 1 81 1 0 . 5 1( ) ( 5 3 . 6 6 3 . 6 ) 在 作用下膜片弹簧的小端变形 2 由两部分组成：在 作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形 1 而引起的小端变形 2，以及因分离指受 作用引起的弯曲附加变形 2 。 即 2 2 2 2 22 222 3 2 2 2126 1 1 1 11 2 1 l n 2 l e e e e ep p p p p p p r r r r rr r rE h r r r r r r r r （ 代人有关数值，得 2 ，则 2 2 2 4 . 9 3 1 . 9 6 . 8 3 片弹簧强度校核 膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时） 1 3 5d 。 13 1 1 1222231 11 2 2 ( )d d E R r H h R r L l L l r L 当（ 代人有关数值，得 1580 p 当 =1700 故满足强度要求。 片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用 60 50优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 3 8次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。 膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 4550离指端硬度为 55 62同一片上同一范围内的硬度差不 大于 3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 度公差为 0 025始底锥角公差为 10。上、下表面的表面粗糙度为 m，底面的平面度一般要求小于 片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于 14 第 5 章 扭转减震器的设计计算 转减震器主要参数的选择 限转矩 有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。 2.0）4 式中的微型货车取 扭转刚度 K 为了避免引起系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度K，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。 减震弹簧分布在半径为从动片相对从动盘毂转过 弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为 T=1000K 24 式中， T 为是从动片相对从动盘毂转过 弧度所需加的转矩 :； K 为每个减震弹簧的线刚度； 根据扭转减震器扭转刚度的定义，K=K=1000 24 式中，设计时可按经验来处选取 K 13=20000N.m/ 阻尼摩擦转矩 T由于减震器扭转刚度 T，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，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩 T。一般可按下式初选 T=（ 本设计中初选 T= 预紧转矩 15 减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明， 加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是 应大于 T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取 （ 设计中初选 减震弹簧的位置半径 般取 d（ 4 式中的 d 为摩擦片的直径。 本设计中取 20 减震弹簧的个数 50减震弹簧的个数可取 4 6 本设计中 震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 与 2 被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值震弹簧收到的压力 F 为 ： F =jT/4 得到 F =2121N 16 第 6 章从动盘总成设计计算 从动盘有两种结构形式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的，本次设计从动盘为带扭转减震器的形式。 从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求： 为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减震器；具有足够的抗暴裂强度。 动片 设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用 次设计的微型货车，故取从动片厚度为 为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。 具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种型式的优缺点，本次设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。 动盘毂 发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输 入轴的花键结合方式采用齿侧定心的矩形花键。 设计花键的结构尺寸时参照国标 花键标准 表 5动盘毂花键的尺寸 摩擦片外径 动机最大 转 数 n 外径 径 厚 效齿长压应力160 49 10 23 18 3 20 80 69 10 26 21 3 20 00 108 10 29 23 4 25 25 147 10 32 26 4 30 50 196 10 35 28 4 35 80 275 10 35 32 4 40 00 304 10 40 32 5 40 25 373 10 40 32 5 45 7 350 471 10 40 32 5 50 动盘毂花键尺寸如下：花键齿数： n=10；花键外径： D=32键内径：d=26厚： B=4效齿长： l=30 由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。有公式： （ 5 式中： 下式确定： P=( T4 5 式中： d， ； ，（ D） 2； 。 由已知条件： P7704 ）（ 4876N 876 经调质处理，其挤压应力不应超过 20所选花键尺寸满足要求。 18 第 7 章 压盘和离合器盖得设计 盘几何尺寸的确定 在摩擦片的尺寸确定以后，与它摩擦相接触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去确定它的厚度。 压盘厚度的确定主要依据以下两点： 1）压盘应具有足够的质量，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高： 2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约 1525 3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 15 4）压盘高度公差要小。 鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取 20初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不 应超过 8 10。 校核公式： （ 5 式中： ； 片离合器压盘 = 于铸铁压盘： c= m= v=310 4 = 10符合要求 合器盖的设计 离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。 对离合器盖结构设计的要求： 1）应具有足够的刚度，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为 4 2）应与飞轮保持良好的队中性，以免影响总成的平衡和正常的工作。 3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。 4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大19 的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。 经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度 4 承环 支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用 34次设计取 4 20 第 8 章离合器的操纵系统设计 本次离合器的操纵系统采用 机械操纵的方式 离合器操纵机构的基本要求 1）踏板力要尽可能小， 2）踏板行程一般在 80 150，最大不要超过 180 3）应有踏板行程调整装置，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，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。 板位置 离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动 80 100为离合器踏板中心线的位置。 板行程 21 踏板行程 S 由自由行程 1S 和工作行程 2S 两部分组成，即 S= 1S + 2S = 2 2 2 1fc a Sc a b（ 6 式中般为 映到踏板上的自由行程 1S 一般为 20 30次取 20Z 为摩擦片面数； S 为离合器分离时对偶摩擦面 间的间隙，双 片： S =次取 21a =90801b =902b =801c =182c =71杠杆尺寸。 S= 1S + 2