基于桑塔纳2000俊杰推式膜片弹簧离合器系统设计毕业设计论文.doc

基于桑塔纳 2000 俊杰推式膜片弹簧离合器系统设计 基于桑塔纳 2000 俊杰推式膜片弹簧离合器系统设计 摘要 在汽车传动系中，离合器是一种分离 、接合装置，通过 这种分离和接合实现对 传动系动力的中断和传递 。离合器能够 将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳 起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作 中受到大的动载荷时，限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损 坏；同时还能有效地降低传动系中的振动和噪声 。由此可见，离合器在汽车上起着至 关重要的连接发动机与变速器纽带作用。 其设计中结构的合理性，性能的稳定性，操作 的便捷性将直接关系到整个汽车的动力性，操作性和经济性。随着汽车运输的发展，离 合器的设计还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的使用条件。 本论文针对轻型货车，根据给定的要求和参数，设计完成了与之性能相匹配的离合 器。从汽车的总体设计开始，首先对汽车的结构形式和主要参数进行了确定。对各种现 有的离合器结构型式进行了分析对比，选择出与设计要求相匹配的离合器结构。然后根 据已确定的汽车参数，对离合器基本尺寸、参数进行了选择，同时对离合器各零部件进 行选型、设计，并计算校核了设计得出的数据。最后通过对机械式操纵系统和液压式操 纵系统特点的分析，选取了液压式式操纵系统，结合人体工程学要求的舒适性，对其进 行了设计和尺寸计算。 总体来说，本论文做了对汽车上常用的干式摩擦离合器设计工作，较详细地介绍了 有关结构、设计、试验等方面的具体方法。可以说，如果对汽车上一般摩擦离合器的设 计理论、方法和试验有较清楚的了解和实践体会的话，那么对解决其他如自动离合器的 设计等问题也会有所启发和帮助。 目 录 2 摘要摘要2 第第 1 1 章章 绪绪 论论.5 1.11.1 汽车离合器的研究现状及发展趋势汽车离合器的研究现状及发展趋势.5 1.21.2 离合器的功用离合器的功用.8 1.31.3 现代汽车离合器应满足的要求现代汽车离合器应满足的要求.8 1.41.4 离合器工作原理离合器工作原理.9 1.51.5 设计的预期成果设计的预期成果.10 第第 2 2 章章 离合器的结构设计离合器的结构设计.11 2.12.1 离合器结构选择与论证离合器结构选择与论证11 2.1.1 摩擦片的选择.11 2.1.2 压紧弹簧布置形式的选择.11 2.1.3 压盘的驱动方式.12 2.1.4 分离杠杆、分离轴承.12 2.1.5 离合器的散热通风.12 2.1.6 从动盘总成.12 2.22.2 离合器结构设计的要点离合器结构设计的要点14 2.32.3 离合器主要零件的设计离合器主要零件的设计15 2.3.1 从动盘.15 2.3.2 摩擦片.15 2.3.3 膜片弹簧.15 2.42.4 本章小结本章小结 16 第第 3 3 章章 离合器的设计计算及说明离合器的设计计算及说明16 3.13.1 离合器设计所需数据离合器设计所需数据16 3.23.2 摩擦片主要参数的选择摩擦片主要参数的选择16 3.33.3 摩擦片基本参数的优化摩擦片基本参数的优化19 3.3.1 摩擦片铆钉的强度校核20 3.43.4 膜片弹簧的设计膜片弹簧的设计 .21 3.4.1 截锥高度 h 与厚 h 比值和板厚 h 的选择.22 h h 3.4.2 自由状态下碟簧部分大端 r、小端 r 的选择和比值22 r r 3.4.3 膜片弹簧起始圆锥底角的选择22 3 3.4.5 分离指数目 n 的选取22 3.4.6 切槽宽度 1、2 及半径.23 e r 3.4.7 膜片弹簧小端内半径确定23 0 r 3.4.8 压盘加载点半径 r1 和支承环加载点半径 r1 的确定.23 3.4.9 膜片弹簧工作位置的选择：23 3.53.5 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计23 3.63.6 扭转减振器设计扭转减振器设计.24 3.73.7 减振弹簧的设计减振弹簧的设计.25 3.7.1减振弹簧的安装位置.25 3.7.2全部减振弹簧总的工作负荷.25 z p 3.7.3单个减振弹簧的工作负荷25p 3.7.4减振弹簧尺寸.26 3.83.8 从动盘毂从动盘毂 .27 3.93.9 压盘的确定压盘的确定.29 3.103.10 传动片传动片30 3.113.11 分离杠杆装置分离杠杆装置.30 3.123.12 支承环支承环31 第四章第四章 pro/engineepro/enginee 软件软件32 4.14.1 pro/engineerpro/engineer wildfirewildfire 4.04.0 简介简介32 4.1.1 计算机辅助设计(cad)技术及常用 cad 软件32 4.1.2 pro/engineer 的发展历程32 4.1.3 pro/engineer 的主要模块及应用领域 33 4.1.4 pro/engineer wildfire 4.0 的新增功能 33 4.1.5 pro/engineer wildfire 4.0 核心设计思想 34 结结 论论 36 参考文献参考文献.37 致谢致谢38 4 第 1 章 绪 论 1.1 汽车离合器的研究现状及发展趋势 汽车是作为一种交通工具而产生的，但是汽车发展到今天已经不能把它理解为单 纯的“行”的手段。因为 “汽车化”改变了当代世界的面貌，它已经成为当代物质文 明与进步的象征及文明形态的一种代表。人类社会及人民生活的“汽车化” ，大大地 扩大了人们日常生活的活动范围，扩大并加速了地区间、国际间的交往，成倍地提高 了人们外出办事的效率，极大地加速了人们的活动节奏，促进了世界经济的大发展与 人类的快速进步，开创了现代 “汽车社会”这样一个崭新的时代。 随着社会节奏的加速以及人们生活水平的提高，对汽车来说，人们要求它有自重 轻、行使速度高、加速性能好、使用于各种路面上甚至无路地区行驶及机动灵活等特 点。为了满足汽车各种行使的需求，在汽车上要需要有一套复杂的传动系统。现代汽 车上最常用的是机械式传动系统，它是由发动机以及离合器、变速器、万向节传动轴、 主减速器、差速器和驱动车轮的传动装置（如半轴）等部件组成。其中离合器是作为 一个独立的部件而存在的。它在传动系统中起着传扭、分离传动、减振和过载保护多 重功用，其品质攸关汽车的性能，对于使用工况复杂、超载严重的中国汽车更是如此。 随着汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的 要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结果 正逐步地向拉式结果发展，传统的操作形式正向自动操作形式发展。因此，提高离合 器的可靠性和使用寿命，适应高转速，增加传递转矩的能力和简化操作，已成为离合 器的发展趋势。 现代汽车工业具有世界性，是开发型的综合工业，竞争也越来越激烈。我国自 1953 年创建第一汽车制造厂至今，已有 130 多家汽车制造厂， 700 多家汽车改装厂。 随着我国国民经济的快速发展和人们生活水平的不断提高，对汽车的使用功能不断提 出新的要求。目前大部分汽车采用离合器作为汽车的动力传递机构。 在采用离合器的传动系统中，早期离合器的结果形式是锥形摩擦离合器。锥形摩 擦离合器传递扭矩的能力，比相同直径的其他结构形式的摩擦离合器要大。但是，其 最大的缺点是从动部分的转动惯量太大，引起变速器换挡困难。而且这种离合器在接 合时也不够柔和，容易卡住。 此后，在油中工作的所谓湿式的多片离合器逐渐取代了锥形摩擦离合器。但是多 片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘住（尤其是在冷天油液变浓时更容易发生） ，导致分离不彻底，造成换挡困难。所以它又被干式所取代。多片干式摩擦离合器的 主要优点是由于接触面数多，故接合平顺柔和，保证了汽车的平稳起步。但因片数较 5 多，从动部分的转动惯量较大，还是感到 换挡不够容易。另外，中间压盘的通风散 热不良，易引起过热，加快了摩擦片的磨 损甚至烧伤和破裂。如果调整不当还可能引 起离合器分离不彻底。 多年的实践经验使人们逐渐趋向于采用单片干式摩擦离合器。它具有从动部分转动惯 量小，散热性好，结构简单，调整方便，尺寸紧凑，分离彻底等优点。而且只要在结 构上采取一定措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。 如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面也相当完善：采用具有轴向弹性的从 动盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共 振，减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为 压簧，可同时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合 器的轴向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹 簧本身的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时 所需要的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。 次外，近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车 和自卸车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比， 由于用油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93） 。因此，允 许起步时长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说 这种离合器的使用寿命可达干式离合器的五、六倍。 为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。采用自动离合器时可以省去离合器 踏板，实现汽车的 “双踏板”操纵。与其他自动传动系统（如液力传动）相比，它具 有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛 的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合器的摩擦力矩的力矩调节特性还 不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低速上坡时，离合器往往容易打滑。 因此必须提前换如低档以防止摩擦片的早期磨损以至烧坏。这些都需要进一步改善。 随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不断改进和提高，以适应新的 使用条件。从国外的发展动向来看，近年来汽车的性能在向高速发展，发动机的功率 和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，国内也有类似的情况。此外，对离合器的使 用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高其使用寿命，简化操作，已 经成为目前离合器的发展趋势。 1.2 离合器的功用 离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活 塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动 后，得以稳定运转的最低转速约为 300500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个 6 运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的 刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与 传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行 驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。 虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置 时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主 动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。 尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以 离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。 汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮 合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂 时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆 周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂 不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小， 这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。 离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大 的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。 1.3 现代汽车离合器应满足的要求 根据离合器的功用，它应满足下列主要要求： （1）能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力 矩（）应大于发动机最大扭矩（） ； c t maxe t （2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲 撞或抖动； （3）分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份 传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声； （4）从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有 离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低； （5）具有吸收振动、噪声和冲击的能力； （6）散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑； （7）操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常 重要； （8）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通 过调整，使离合器正常工作。 7 1.4 离合器工作原理 如图 1.1 所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机 构四部分组成。 离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮 2 和压盘借摩擦作用传给 从动盘 3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套 筒和分离轴承 8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖 5 上的 支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从 动盘 3 两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处 于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原 位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘 3 压紧在飞轮上 2，这样发动机的扭矩又 传入变速器。 1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴 图 1.1 离合器总成 1.5 设计的预期成果 本次设计，我将取得如下成果：1、设计说明书：（1）离合器各零件的结构；（2） 离合器主要参数的选择与优化；（3）膜片弹簧的计算与优化；（4）扭转减振器的设计； （5）离合器操纵机构的设计计算。2、图纸有：扭转减振器、摩擦片、膜片弹簧、从动 盘、轴、压盘、离合器总成。 8 第 2 章 离合器的结构设计 为了达到计划书所给的数据要求，设计时应根据车型的类别、使用要求、制造条件， 9 以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理选择离合器结构。 2.1 离合器结构选择与论证 2.1.1 摩擦片的选择 单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯 量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因 此该设计选择单片离合器。摩擦片数为 2。 2.1.2 压紧弹簧布置形式的选择 离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其 中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几 类相比又有以下几个优点5： （1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致 不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压 力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力； （2）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，质量小； （3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降； （4）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； （5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长； （6）平衡性好； （7）有利于大批量生产，降低制造成本。 但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，其非线性特性在生 产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。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，我选用膜片弹簧 式离合器。 2.1.3 压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种3： （1）凸台窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通 过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压 10 盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。 （2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在 一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不 存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向 相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。 （3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起， 除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相 同。经比较，我选择径向传动驱动方式。 2.1.4 分离杠杆、分离轴承 分离杠杆的作用由膜片弹簧承担，其作用是通过分离轴承克服离合器弹簧的推力并推 动压盘移动，从而使压盘与从动盘和从动盘与飞轮相互分离，截断动力的传递，分离杠 杆要具有足够的强度和刚度，以承受反复作用在其上面的弯曲应力，分离轴承的作用是 通过分离叉的作用使分离轴承沿变速器前端盖导向套作轴向移动，推动旋转中的膜片弹 簧中部分离前端，使离合器起到分离作用。分离本次设计选用的是油封轴承，它可以将 润滑脂密封在轴承壳内，使用中不需要增加润滑，相比供油式轴承则需增加。 2.1.5 离合器的散热通风 试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超过 c 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的瞬时温度200180 一般在c 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到。过180c 1000 高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘 有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构 的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖 和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器 本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。 2.1.6 从动盘总成 从动盘总成由摩擦片，从动片，减震器和从动盘穀等组成。它虽然对离合器工作性 能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。 从动盘总成应满足如下设计要求： （a）转动惯量要小，以减小变速器换档时轮齿简单冲击； （b）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减 11 小磨损。 （c）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 （1）摩擦片要求 摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐 磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会 粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结 剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为 0.250.3，密度小，价格便宜， 多年来在汽车离合器上使用效果良好。同时，摩擦片从动钢片用铆钉连接，连接可靠， 更换摩擦片方便，而且适宜在从动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性。 （2）从动盘的轴向弹性 从动盘的轴向弹性可改善离合器性能，使离合器接合柔和，摩擦面接触均匀，磨损 较小。为使从动盘有轴向弹性，单独制造扇形波状弹簧与从动钢片铆接。波状弹簧可用 比钢片轻薄的材料制造，轴向弹性较好，转动惯量小，适宜高速旋转，且弹簧对置分布， 弹性好。因此设计中选用此类弹簧。 （3）扭转减震器 扭转减震器几乎是现代汽车离合器从动盘上必备的部件，主要由弹性元件和阻尼元 件组成。弹性元件可降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶固有 频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避免由发动机转矩主谐量激励引起的共振。但 是,这种共振往往难以避免。汽车行驶在不平的道路上行驶阻力也会时刻变化。当由于路 面不平引起的激力频率与传动系的某阶自振频率重合时，也会发生共振现象。阻尼元件 则可有效的耗散此时的振动能量，因而扭转减震器可有效地降低传动系共振载荷与噪声。 扭转减震器的弹性特性，又线性和非线性两种。弹性元件采用圆柱螺旋弹簧的减震 器，其弹性特点为线性。阻尼元件采用摩擦片通过碟形弹簧建立阻尼默片的正应力，其 阻尼力矩比较稳定。因此发动机的扭矩实际上是通过一些弹性元件传递到传动系的。 摩擦式扭转减震器工作原理：离合器工作时，扭矩从摩擦片传给从动钢片再传给从 动盘毂，此时弹簧被压缩，从动钢片相对从动盘毂前移（从动毂边缘上的缺口控制着钢 片与毂的最大位移） 。 图 2-1 为膜片弹簧离合器结构图 12 2.2 离合器结构设计的要点 在进行离合器的具体设计时，首先应保证传递发动机最大扭矩为前提，然后满足下 列条件: （1）如前所述，扇形波状弹簧对置分布铆接在从动钢片上，并在从动盘上设置扭转 减震器保证离合器接合柔和，摩擦片制成一定锥度（从动盘锥形量约为 0.5mm）使其大端 面向飞轮，这样从动盘毂在从动轴（即变速器第一轴）花键上易于滑动，有利于离合器 彻底分离。 （2）离合器主动部分与从动部分的连接和支撑形式，离合器的主动部分包括飞轮， 离合器盖与他们一起转动并能轴向移动的压盘，压盘通过钢片与离合器盖相连，离合器 从动部分有从动盘，从动轴，从动轴装在飞轮与压盘之间，可在从动轴花键上滑动，设 计时把离合器从动轴的前轴承安装在发动机曲轴的中心孔内。 （3）离合器从动轴的轴向定位及轴承润滑，离合器从动轴在安装后应保持轴向定位， 在拆卸时便于离合器中抽出来。因此，设计时使从动轴前轴承外圆与飞轮为过渡配合， 而前轴承内圈与从动轴为间隙配合，离合器的从动轴轴向定位是靠从动轴后轴承来保证 的。离合器分离轴承靠注入黄油润滑的，而从动轴前轴承靠油杯定期注入润滑。 为防止 润滑油流到摩擦衬面，造成离合器打滑，除在轴承处安有自紧油封外，还在飞轮上开泄 油孔。 （4）离合器运动零件的限位，离合器处于接合时为使压盘与摩擦片很好接合，应使 分离弹簧与分离轴承之间保持一定间隙，这是分离轴承回位弹簧加以保证。分离时，应 对踏板的最大行程加以限制。 13 2.3 离合器主要零件的设计 2.3.1 从动盘 扇形波状弹簧两两对置铆接与从动钢片上，两侧在铆接摩擦片，铆钉都采用铝制埋 头铆钉，摩擦衬面在铆接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度误差小于 0.2mm，从动盘 本体采用 45 号钢冲压加工得到，为防止其弯曲变形而引起分离不彻底，一般在从动盘本 体上设径向切口。 2.3.2 摩擦片 摩擦片在性能上要满足如下要求： （1）摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响； （2）具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好； （3）有利于接合平顺；4.长期停放离合器摩擦面会发生粘着现象。 （4）摩擦片选用材料为石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉织物、粘结剂和特种添 加剂热压而成，其摩擦系数为。石棉基摩擦材料密度小，工作温度小于 180，35 . 0 2 . 0 价格便宜，使用效果良好，在汽车离合器中广泛使用。 2.3.3 膜片弹簧 膜片弹簧使用优质高精质钢。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料为 60simna。 为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行调质处理，得具有高抗疲劳能力的回 火索氏体。要防止膜片内缘离开，同时对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持 小时） ，使其高压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1412 行喷丸处理，喷丸是 0.8 的白口铁小丸， 可提高弹簧的疲劳寿命。同时，为提高分离 指的耐磨性，对其进行局部高频淬火式镀铬。采用乳白镀铬，若膜片弹簧许用应力可取 为 15001700n/mm2。 2.4 本章小结 本章系统介绍了膜片弹簧离合器的结构，并讲述了离合器各零件的结构和材料，以及 各部分的连接关系，为下章离合器的计算打下基础。 14 第 3 章 离合器的设计计算及说明 3.1 离合器设计所需数据 表 3.13.1 离合器原始数据 3. 2 摩 擦 片 主 要 参 数的选择 采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合器静摩擦力 矩应大于发动机最大扭矩。根据各方面性能和单位压力 po 的范围选取摩擦片材料 c t maxe t 为石棉基材料。 摩擦片的静压力： （3.1） maxec tt 式中： 离合器后备系数（） 1 发动机的最大扭矩可由式: （3.2） 求得 p e e n p t max max 9549 式中： max74pekw , np=5200r/min。 1.11.3 取 1.2 temax=163n m （1）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：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确 保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过 载。通常轿车和轻型货车 =1.21.75。结合设计实际情况，故选择 =1.5。 则有 可有表 3.2 查得 1.5。 汽车的驱动形式 42 汽车最大加载质量 2000 kg 汽车的质量 1640 kg 发动机位置前置 发动机最大功率 74kw 发动机最大转速 5200r/min 发动机最大扭矩 157n.m 离合器形式机械、干式、单片、膜片弹簧（压式） 操纵形式液压人力操纵 摩擦片最大外径 f=180mm 踏板行程 145155mm i0=6.17 ig1=5.913 ig2=2.659 ig3=1.775 ig4=1.000 汽车最大时速 165 km/h 15 表 3.23.2 离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1.201.75 最大总质量为 614t 的商用车1.502.25 挂车1.804.00 摩擦片的外径可有式: （3.3） 求得 maxed tkd 为直径系数，取值见表 3.3 取 kd=14.6 d k 得 d=186.4mm 暂取 d=180 d=125mm h=3.5mm d/d=0.694mm f=13200n.mm2 表 3.33.3 直径系数的取值范围 车型 直径系数 d k 乘用车 14.6 16.018.5(单片离合器)最大总质量为 1.814.0t 的商用车 13.515.0(双片离合器) 最大总质量大于 14.0t 的商用车22.524.0 摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分): 表 3.43.4 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 dmm 160180200225250280300325 内径 dmm 110125140150155165175190 厚度/mm 3.23.53.53.53.53.53.53.5 3 1 c 0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.585 ddc 0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800 单面面积 cm2 106132160221302402466546 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因素。f 可由表 3.5 查得：摩擦片的摩擦因素 f=0.20.35 取 f=0.275。 摩擦面数 z 为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构 尺寸。本题目设计单片离合器，因此 z=2。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 t 一般为 34mm。取 t=4mm。 表 3.53.5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 16 摩擦材料 摩擦因数f 模压0.200.25石棉基材料 编织0.250.35 铜基0.250.35粉末冶金材料 铁基0.300.50 金属陶瓷材料 0.4 离合器的静摩擦力矩为: （3.4） cc ffzrt 与式（3.1）联立得： 3 244.6 1.818 10 42.75 c t fn fzrc （3.5） 代入数据得：单位压力 0 0.137pmpa 表 3.6 摩擦片单位压力的取值范围 摩擦片材料 单位压力/mpa 0 p 模压 0.150.25 石棉基材料 编织 0.250.35 模压粉末冶金材料 编织 0.350.50 金属陶瓷材料 0.701.50 3.3 摩擦片基本参数的优化 （1）摩擦片外径 d（mm）的选取应使最大圆周速度不超过 6570m/s，即 0 v 3 max 104970/ 60 de vndm s （3.6） 式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s） ；为发动机最高转速(r/min)。 0 v maxe n （2）摩擦片的内、外径比应在 0.530.70 范围内，即 c 7 . 067 . 0 53 . 0 c （3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的 值应在一定范围内，最大范围为 1.24.0。 （4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器振器弹簧位置直径 约 50mm，即 0 2r 17 mm 502 0 rd 表 3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格 210250210325250325 2 0 10/ c t 028030035040 （5）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力 的最大范围为 0.111.50mpa,即 0 p 0 0.10.1371.5mpapmpampa （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 （3.7） 22 4 ddz w 式中,为单位摩擦面积滑磨(j/mm2)；为其许用值(j/mm2)，对于乘用车： j/mm2，对于最大总质量小于 6.0t 的商用车：j/mm2，对于最大总质量40 . 0 33 . 0 大于 6.0t 商用车：j/mm2：w 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功25 . 0 （j） ，可根据下式计算 （3.8） 22 0 222 1800 g rae ii rmn w 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挡位 a m r r g i 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r/min， 0 i e n2000 商用车取r/min。1500 222222 2222 0 20001640 6.5 6755.92 180018006.17519.3 er g nmar wj ll 2 0 2222 1075.23 0.0640/ 2180125180125 w wj mm 代入式（3.8）得 2 0 0.40/wwj mm ，合格。 （8）离合器接合的温升 0 0.5 6755.92 2.2276 3.15 481.4 r w tc m c : : 式中,t 为压盘温升,不超过c；c 为压盘的比热容，j/(kgc)； 为1084 .481c 18 传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；，为压盘的质量5 . 0m kg，合格。15 . 3 m 3.3.1 摩擦片铆钉的强度校核 本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆 接，选取 16 颗铆钉铆接.其铆接位置为 r=78mm 。铆钉材料选为 15 号钢。铆钉的校核如 下： 平均每颗铆钉所受的最大剪切力 fmax： max max 3 163 130.6 16 78 10 e t fn nra 根据铆钉所受的 fmax，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度： md f 2 0 max 4 pp d f 0 max 式中：do 为铆钉孔直径，mm； m 为每个铆钉的抗剪面数量； 为被铆件中较薄板的厚度，mm； 根据相关已知参数，可得，=1mm，m=2；选取的铆钉直径 do=5mm，=115mpa，=430mpa。将各项数值代入公式得到： p max 22 0 44 130.6 3.325 52 f mpa d m max 0 130.4 26.08 5 1 pp f mpa d 所以，所选铆钉能够满足使用要求。 3.4 膜片弹簧的设计 强度计算 2 2 1 t xy e uex : 碟簧部分子午截面的转角,rad； 膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad； e 中性点 0 的半径，mm; 19 ln/ rr e r r xer ; 2 h y 2 2 221 tb eerh er u 令 0 tb d d 得 tb 达极大值 maxtb 时的转角 max 2 h er 。表明 maxtb 将碟簧压平后 使其子午截面的转角再多转 / 2her 这样的角度。 若离合器彻底分离时膜片弹簧子午截面的转角 max f ，则 max ；若 max f ，则 f 。 在分离轴承推力 2 p 的作用下，b 点作为分离指根部的一点尚承受弯曲应力 2 2 6 f rb rrp nbh 式中 n分离指数目 b分离指的根部宽度，mm。 由于 rb 为径向拉应力，与切向压应力 tb 相垂直，根据最大剪应力强度理论知 b 点的当 量应力为 bjtbrb 由 60si2mna 制造的膜片弹簧， bj 的许用应力 可取为 14001600mpa,膜片弹簧的设 计应力一般可稍高于材料的屈服极限，为了提高其承载能力进行强压处理，使其高应力 区产生塑性变形以得到残余反向应力。对膜片弹簧的内锥面进行喷丸处理，可提高其疲 劳寿命。分离指内端部可进行高频淬火或镀铬以提高其耐磨性，当已知膜片弹簧大端的 变形 1 时，b 点的当量应力 bj 亦可计算，即 2 2 22 3 1 1 ln f bj rr perr r rhu r r : 111 111111 1 22 hh rrrrrrr rr : 令 0 bj d d ，求得 bj 达到极大值时的大端变形 20 max 11 111 ln 2 1 ln r rrh r hrr rrr rr r 因此，当离合器彻底分离，大端变形 max 1f 时，式中的 1 取值为 1f ；当 max 1f 时， 1 则取值为 max 。 3.4.1 截锥高度 h 与厚 h 比值和板厚 h 的选择 h 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 h h 1.52.0，板厚 h 为 24,本设计 h=6，h=3。mm 3.4.2 自由状态下碟簧部分大端 r、小端 r 的选择和比值 r r 当时，摩擦片平均半径rc= 180 125 76.25() 44 dd mm ，6 . 0 d d 对于拉式膜片弹簧的 r 值，应满足关系 100 r rc=76mm 故取 r=90,再结合实际情况取 r/r=1.25,则 r=72mm。 3.4.3 膜片弹簧起始圆锥底角的选择 arctanh/(r-r)=arctan3.84/(90-72)10.87，满足 915的范围。 3.4.5 分离指数目 n 的选取 分离指数通常有 12,18,24 本设计取 18。 3.4.6 切槽宽度 1、2 及半径 e r 切槽宽度 1 3.23.5: ； 2 910: ；取 1 3 ； 2 10 。 满足 2e rr 的要求, 则=r-2=72-10=62mm e r 3.4.7 膜片弹簧小端内半径 确定 0 r 由表 6 可得知花键尺寸 d=26mm。取轴花键半径，则取=32mm。 0min ri 0 r 21 表 6 花键尺寸摩擦片 外径 d/mm 发动机最大转 矩 t/(nm) maxe 齿数 n外径 d /mm 内径 d /mm 齿厚 t/mm 有效尺 长 l/mm 挤压应力 /mpa c 18011010292342511.3 3.4.8 压盘加载点半径 r1 和支承环加载点半径 r1 的确定 r1 和 r1 需满足下列条件： 711rr 610rr 故选择 r183mm， r172mm. 3.4.9 膜片弹簧工作位置的选择： 根据膜片弹簧的弹性特性曲线可知，该曲线的拐点 h 对应着膜片弹簧的压平位置，而且 。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2 111nmh h 之间，且靠近或在 h 点处，一般(0.81.0)，以保证摩擦片在最大磨损限度 b1 h1 范围内压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从 b 变到 c，为最大 b f1 a f1 限度地减小踏板力，c 点应尽量靠近 n 点。 3.5 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hhrrh 定范围内，即 2 . 226 . 1hh 1532.149rrh （2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 35 . 1 255 . 1 20 . 1 rr 702/85100r h （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 1 r 1 r 推式： 24/ )( 1 drdd （4）根据弹簧结构布置要求，与，与之差应在一定范围内选取，即 1 rr f r 0 r 22 621 1 rr 620 1 rr 40 0 rrf （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 推式： 5 . 43 . 2 11 1 rr rr f 由（4）和（5）得mm，mm。34 f r32 0 r 膜片弹簧的相关参数如表 3 表 3 截锥高度 h板厚 h分离指数 n圆底锥角 6mm3mm1810.87c 0 3.6 扭转减振器设计 由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得, 且越来越趋向采用单级的减振器。 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， 减震器极转矩： max 1.51.5 157.63236.445 je ttn m: 摩擦转矩 ： max 0.170.17 157.6326.29 ue ttn m: 预紧转矩 ： max 0.1523.04 ne ttnm 极限转角 ： 123 j 扭转角刚度 133073.785/ j ktn m rad : 详细见图 3.5。 23 3.7 减振弹簧的设计 3.7.1减振弹簧的安装位置 ，2)75. 060. 0( 0 dr 结合mm， 0 46.5r ，则 0 250 0.6 rd dd 。 502 0 rd 3.7.2全部减振弹簧总的工作负荷 z p 3 0 236.445 /105084.838 46.5 zj ptrn 3.7.3单个减振弹簧的工作负荷p /2542.4 z ppzn 式中 z 为减振弹簧的个数，按表 3.8 选择： 取 z=4 表 3.83.8 减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径 d/mm 180-200 225250250325325350 350 z4 4668810 10 图 3.5 扭转减振器 24 3.7.4减振弹簧尺寸 （1）选择材料，计算许用应力 根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用 65mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝直径 d=2.5mm,mpa,mpa。1620 b 8105 . 0 b （2）选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择环绕比 表 3.9 旋绕比的荐用范围 d/mm 4 . 02 . 0145 . 0 2 . 21 . 165 . 21674218 c 147125105948464 确定旋绕比，曲度系数4c40. 1615. 0)44() 14(ccck （3）强度计算 mm，与原来的 d 接近，合格。 4 8 2 ckf d j 中径 mm；外径 mm16 2 cdd20 2 ddd （4）极限转角取 ，则mm123 2 arcsin2 0 r l j 823 . 3 j 269 . 3 l （5）刚度计算 弹簧刚度 mm95.152)( 21 l ffk 其中，为最小工作力，