汽车设计课程设计-长安雨燕离合器设计【全套图纸】 .pdf

1 前言前言 进入二十一世纪以来，随着社会节奏的加快以及国民整体生活水平的提升，人们对 汽车的依赖程度越来越高，市场对汽车的需求量越来越高。汽车作为一种交通工具，在 日常里几乎支配着人们的生活。随着人们生活质量的提高，汽车已不是单纯“代步”工 具，不仅是人民生活的物质需求，也是精神需求。在人们日常交际、工作当中，汽车发 挥着不可否定的重大作用。在很大程度上，加快了社会节奏的步伐，促进了市场经济的 发展以及人民精神文明的提高，开创了一个崭新的“汽车世纪” 。 近年来，人们对汽车的要求越来越高，不仅仅在整体性能、内饰及配置上提出了更 高要求，更是引出了“人性化设计”这一名词。当代汽车正趋向高性能、低油耗、高度 人性花设计等方向发展。为满足汽车行驶时高性能、高稳定性、高舒适性等要求，就需 要一套完整复杂的传动系统，包括发动机、离合器、变速器、传动轴、主减速器、差速 器和驱动轮传动装置（半轴）等部件。离合器作为一个动力传输的中介部件，攸关着汽 车的整体性能，在工况复杂、过载等情况下，更突出在整车中重要地位。随着汽车性能 的高度提高， 以及汽车电子技术的同步高速发展， 人们对汽车离合器的要求也越来越高。 当今汽车离合器已普及为膜片弹簧离合器，近年来，也初步由推式向拉式发展。为了更 具人性化，近年来，对膜片弹簧离合器摩擦片厚度自动报警装置的研究，也成为了针对 离合器研究的主要课题之一。 在整个传动系统中，离合器的功用是依靠摩擦产生摩擦力来传递动力的。摩擦过程 中，摩擦片会不断磨损而变薄。当摩擦片磨损到一定程度后，须对其进行处理或更换摩 擦片。然而，在传统离合器中，很难对已磨损了的摩擦片进行及时处理或更换。因此， 这就需要一个报警装置来及时提醒驾驶员更换已损摩擦片。鉴于以上情况，根据目前汽 车的发展状况、人们的需求以及目前国内技术水平，结合实际，编者设计了带摩擦片厚 度报警器的离合器。 根据离合器的工作原理， 针对长安雨燕 1.3l 豪华型轿车车型， 本设计在传统离合器 的基础上进行了创新改进。经过四年的专业知识学习以及设计期间对设计相关理论的学 习与钻研，我已较好地掌握了力学、机械以及与汽车相关的理论知识。在设计中，我本 着严谨的科学态度和实事求是的思维理念，做到了每一个数据都有据可查，在绘图上每 一条线段都有据可依。 编者对本书的编写、校订中，难免百密一疏，恳请读者批评指正。 2 第一章第一章 绪论绪论 以内燃机为动力的汽车机械传动系中，离合器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接的总成。为各类汽车所广泛采用的摩擦离合器，实 际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力切能分离的机构。它主要包括主动 部分、从动部分、压紧机构、操纵机构等四部分。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 第一节第一节 离合器的发展概况离合器的发展概况 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，采用了膜片弹簧做为压簧， 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 3 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。此外，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 93c） 。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。 第二节第二节 离合器的功用及分类离合器的功用及分类 离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后 平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可以根据需 要踩下或松开离合器踏板，使发动机和变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动 机向变速器输入的动力。 （一）离合器的基本功用（一）离合器的基本功用 1）保证汽车平稳起步 起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速器是刚性连接的，一旦挂上档，汽车 将由于突然接上动力而突然前冲。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 时将发动机和变速器分离，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 间存在着打滑现象，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，从而使汽车平稳地起步。 4 2）便于换挡 汽车行驶过程中，经常要换用不同的档位，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器暂时分离。 那么， 变速箱中啮合的传动齿轮会因载荷没有卸除， 其啮合齿面间的压力很大而难以分开。另一对待啮合的齿轮会因二者圆周速度不等而难 以啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，很容易损坏机件。利用离合器使 发动机和变速箱暂时分离后再进行换档，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，采用适合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。 3）防止传动系过载 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， 仍然保持原有的转速，这往往会在传动系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扭矩的，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。 由上述可知，欲使离合器起到以上几个作用，它就应该是这样的一个传动机构：其 主动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有相对运动。所以离 合器的主动部分和从动部分之间不可采用刚性连接。应借用两者接触面之间的摩擦作用 来传递扭矩（摩擦离合器） ，或者利用液体作为传动介质（液力偶合器） ，或是利用磁力 传动（电磁离合器） 。在离合器中，为产生摩擦所需要的压紧力，可以是弹簧力、液压 作用力或电磁力。但是目前汽车上采用比较广泛的是用弹簧压紧的摩擦离合器（通常称 为摩擦离合器） 。 （二）离合器的分类 在机械传动系中， 离合器按其传递转矩的方式分类， 除了摩擦式外还有电磁 （磁粉） 式，后者是靠本身的电磁力来传递转矩的；按操纵方式分类，又可以分为强制式和自动 式两种。摩擦式又有单、双、多片式及干湿式之分。 第三节 对离合器的基本要求 1）既能可靠地传递发动机最大转矩有能防止传动系过载； 2）接合完全且平顺、柔和，使汽车起步时无抖动、无冲击，分离彻底、迅速； 3）工作性能（最大摩擦力矩或后备系数）稳定，即作用在摩擦片上的总压力不应因摩 擦表面的磨损而有明显的变化，摩擦系数在离合器工作过程中应力求稳定； 4）从动部分的转动惯量要小，以减小挂档时的齿轮冲击并方便挂档； 5）能避免或衰减传动系的扭振，具有吸收振动、冲击和降低噪音的功能； 5 6）通风散热性良好； 7）操纵轻便； 8）具有足够的强度，工作可靠、使用寿命长； 9）九力求结构简单、紧凑，制造工艺性好，维修方便； 10）设计时要注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。 第二章第二章 方案论证方案论证 第一节 离合器车型的选定 本设计主要针对轿车是轻型车车型，故最好选定的车型为长安雨燕 1.3l 豪华型， 该车主要参数如下表： 表表 2-1 长安雨燕长安雨燕 1.3l 豪华型的主要参数豪华型的主要参数 整备质量（kg） 1000 总质量（kg） 1365 发动机型号 jl474q2 最大扭矩（nm） 110/3500 最大功率（kw/rpm） 63/6500 最高车速（km/h） 145 变速器一档传动比 3.416 主减速器传动比 5.125 轮胎型号 165/70 r14 第二节第二节 确定离合器的结构型式确定离合器的结构型式 （一）摩擦离合器机构型式的选择 汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型。其中，摩擦式的应用最广泛。现 代汽车摩擦离合器的典型结构型式是单片或双片干式，它由从动盘、压盘、压盘驱动装 置、压紧弹簧（有沿圆周均布的圆柱螺旋弹簧、中央布置的锥形或圆柱螺旋弹簧和膜片 弹簧等） 、离合器盖、分离杠杆、分离轴承等构成。 本次设计选定的机构型式为单片摩擦式。 （二）从动盘数及干、湿式的选择 （1）单片干式摩擦离合器 如图 2-1，2-2，2-3 所示，起结果简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从 动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘时也能接合柔顺。因此，广泛用 6 于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，在发动机转矩不大于 1000nm 的大型客车 和重型货车上也有所推广。当转矩更大时可以采用双片离合器。 （2）双片干式摩擦离合器 如图 2-4 所示。与单片离合器相比，由于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合 也更平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向尺 寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引起过热而加快摩擦片的磨损甚至烧伤 碎裂；分离行程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大易使换档困难等。仅 用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制时。 （3）多片湿式离合器 摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分离行程 大、分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯 量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型 车上又有采用，并有不断增加的趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时 即使长时间打滑也不会过热，起步性能好，据称其使用寿命可较干式高出 56 倍。 通过各结构优缺点的比较，本次设计选用的是单片干式摩擦离合器。 图 2-1 图 2-2 7 图 2-3 图 2-4 （三）压紧弹簧的结构型式及布置 离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹 簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式。根据压紧弹簧的型式及布置， 离合器分为： （1）周置弹簧离合器 如图 2- 1，2- 4 所示，周置弹簧离合器的压紧弹簧是采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在 一个圆周上。有的重型汽车将压紧弹簧布置在同心的两个圆周上。周置弹簧离合器的结 构简单、制造方便，过去广泛用于各种类型的汽车上。现代由于轿车发动机转速的提高 (最高转速高达 50007000rmin 或更高)，在高转速离心力的作用下，周置弹簧易歪斜 甚至严重弯曲鼓出而显著降低压紧力；另外，也使弹簧靠到定位座柱上而使接触部位严 重磨损甚至出现断裂现象。因此，现代轿车及微、轻、中型客车多改用膜片弹簧离合器。 但在中、重型货车上，周置弹簧离合器仍得到广泛采用。 （2）中央弹簧离合器 采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12个圆柱螺旋弹簧做压簧并布置在离合接 触，因此压盘由于摩擦而产生的热量不会直接传给弹簧而使其回火失效。压簧的压紧力 是经杠杆系统作用于压盘，并按杠杆比放大，因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘 压紧力，使操纵较轻便。采用中央圆柱螺旋弹簧时离合器的轴向尺寸较大，而矩形断面 的锥形弹簧则可明显缩小轴向尺寸，但其制造却比较困难，故中央弹簧离合器多用在重 型汽车上以减轻其操纵力。根据国外的统计资料：当载货汽车的发动机转矩大于 400 450nm 时，常常采用中央弹簧离合器。 （3）斜置弹簧离合器 重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别 8 以倾角（弹簧中心线与离合器中心线间的夹角）斜向作用于传力套上，后者再推动压杆 并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴 向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小， 而 cos 值则增大。这样即可使在摩擦片磨损范围内压紧弹簧的轴向推力几乎保持不变， 从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离时后移传力套，压盘的压紧 力也大致不变。因此，斜置弹簧离合器与前两种离合器相比，其突出优点是工作性能十 分稳定。与周置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低 35。 （4）膜片弹簧离合器 作为压紧弹簧的膜片弹簧，是由弹簧钢制成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄 壁膜片。且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切的槽大 端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧则有支撑圈。它借助固定在离合器盖上的一 些铆钉来安装定位。当离合器盖未固定到飞轮上是，膜片弹簧不受力而处于自由状态。 当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支撑圈则压膜片弹簧使 其产生弹性变形，锥顶角度变大，甚至膜片弹簧几乎变平。同时在膜片弹簧的大端对压 盘产生压紧力使离合器处于接合状态。当离合器分离时，分离轴承前移使膜片弹簧压前 支撑圈并以此为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘 使离合器分离。 图 2-5 图 2-6 膜片弹簧离合器根据分离杠杆内端受推力还是受拉力，可分为拉式膜片弹簧离合器 和推式膜片弹簧离合器。推式膜片弹簧离合器根据支撑环数目的不同，可分为双支撑环 （图 2-5） 、单支持环（图 2-6）和无支撑环（图 2- 7）三种形式。其中双支撑环形式是 目前广泛采用的一种结构形式，它又可分为三种，此次设计采用 mf 型。该结构的离合 器是一种比较成熟的膜片弹簧离合器。膜片弹簧、两个支撑环与离合器盖之间用一个抬 肩式铆钉定位并铆合在一起，结构较简单。拉式膜片弹簧又可分为无支撑环式和单支撑 环式两种形式（图 2- 8） 。与推式膜片弹簧相比，拉式膜片弹簧在结构上更简化，提高转 矩容量与分离效率以及减轻操作强度、冲击和噪音，提高寿命等方面，都比推式结构的 9 要好，所以拉式膜片弹簧的应用也很广泛。它的不足是：膜片弹簧的分离指与分离轴承 总成嵌装在一起，安装与拆卸较困难，分离形成也比推式要大些。 图 2- 7 图 2- 8 膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性（图 2-9，图 2-10） ，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离 合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称 的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本 身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减 小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力 分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。 图 2-9 图 2-10 膜片弹簧离合器的操纵曾经都是采用压式结构。当前，膜片弹簧离合器的压式操纵 已为拉式操纵结构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附 近，使结构简化、零件减少、拆装方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下 降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结 构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程。 由于膜片弹簧具有上述优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平不断提高。因此膜片弹 10 簧离合器在轿车微型、轻型客车上都得到了广泛的采用。本次设计做的是推式膜片弹簧 离合器。 （四）压盘的驱动方式 压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一起带动传动盘转动，所 以它与飞轮连接在一起。但是这种连接应该允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴 向移动。压盘与飞轮的连接方式或其他的驱动方式有：凸块窗口式、传力销式、键式 （键槽指销式，键齿式）以及弹性传动片式等。 凸块窗口式是在单片离合器中长期采用的传统结构。该结构是在压盘外缘铸出 个凸片，装配时伸入离合器盖对应的长方形窗口中，而离合器盖则与飞轮相连。考 虑到摩擦片磨损后压盘向前移。因此凸块应凸出窗口以外。其结构简单，但是凸块与窗 口的配合处磨损后易使定心精度降低而失去平衡，且会产生冲击和噪音。所以在现在的 离合器中已经很少使用。 传力销式是双片离合器采用的传统结构，它是用沿圆周均匀分布的几个传力销将飞 轮与中间的压盘连接在一起。 键式也是一种压盘的驱动方式，包括键槽指销式和键齿式两种。它是用键槽指 销或键齿将压盘与飞轮相连接而又不影响分离时压盘的轴向移动。 在双片离合器的结构中也有采用综合式的压盘驱动方式的，即中间压盘通过键连 接，压盘则通过凸块窗孔驱动。上述几种压盘的驱动方式有一个共同的缺点，即连接 之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约是.mm 左右） 。这样，在传动时将产生冲击 和噪音。且随着接触部分磨损的增加，间隙将加大，引起更大的冲击和噪音，甚至可能 导致凸块根部出现裂纹而造成零件的早期损坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的 摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。 近年来，广泛采用了弹性传动片的传力方 式。弹性传动片（钢带传动片）是由薄弹 簧钢带冲压制成一端铆在离合器盖上，另 一断用铆钉固定在压盘上，并且多用 组（每组片）沿圆周作切向布置 以改善传动片的受力状况。这时，当发动 机驱动时传动片受拉；当拖动发动机时传 动片受压。这种用传动片驱动压盘的方式 不仅消除了上述几种离合器的缺点，而且 简化了结构，降低了对装配精度的要求且 有利于压盘的稳定。 通过比较以上各种方案的优缺点，本 次设计压盘的驱动方式选用钢带传动片。 11 图 2-11 单片膜片弹簧离合器 （五）从动盘数的选择 对轿车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常 只有一片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热性好，维修调整方便，从动部 分转动惯量下，在使用时能保证分离切底、接合柔顺。 综上所述，本次设计是采用单片膜片弹簧离合器。如图 2-11 所示。 第三章 设计计算及参数的选择 第一节 离合器主要参数的选择 离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 1） 摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小； 2） 有足够的机械强度与耐磨性； 3） 密度小，以减小从动盘的转动惯量； 4） 热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦； 5） 磨合性能好不致刮伤飞轮和压盘表面； 6） 接合时应平顺，不产生“咬合”或“抖动”现象； 7） 长期停放后，摩擦面不发生“粘着”现象。 摩擦片的外径是离合器的重要参数。它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根 据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机的最大的转矩 temax，离合器的静摩擦力矩 tc应大于发动机的最大转矩 temax，而离合器传递的最大静摩 擦力矩 tc又取决于其摩擦面数 z、摩擦系数 f、作用在摩擦面上的总压紧力 p 与摩擦片 平均半径 rc，即 12 ct = maxet 2 式中离合器的后备系数 离合器的基本参数主要有性能参数有后备系数和单位压力参数 p0，尺寸参数 d 和 d 及摩擦片厚度h。 （一）后备系数 后备系数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转矩 的可靠程度。在选择时应考虑以下几点： 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的最大转矩； 2) 要防止离合器滑磨过大； 3) 要能防止传动系过载。 显然，为了可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小； 为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不能选取太大；当 发动机后备功率较大，使用条件较好时，可选择小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂 车时，为提高起步能力，减少离合器磨损，应选取大些；货车总质量越大，也应选 得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大 些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损 后压力保持较稳定，选取的值可以比螺旋弹簧的小些；双片离合器的值应大于单片 离合器。 各类汽车值的选取范围通常为： 轿车和微型车、轻型货车=1.201.75 中型和重型货车=1.502.25 越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车=1.804.00 根据上述原因及所选车型，选取=1.3。 （二）单位压力 p0 单位压力 0p 对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的 工作条件， 包括发动机的后备功率大小， 摩擦片尺寸、 材料及其质量和后备系数等因素。 离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 0p 应取小些；当摩擦片外径缴大时，为了 降低摩擦片外缘处的热负荷， 0p 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 0p 。 当摩擦片采用不同材料时， 0p 按下列范围选取： 石棉基材料： 0p =0.100.35mpa 13 粉末冶金材料： 0p =0.350.60mpa 金属陶瓷材料： 0p =0.701.5mpa 根据上述原因及所选车型，选取 0p =0.22 mpa （三）摩擦片外径 d、内径 d 和厚度 h 的确定 离合器应按转矩容量或热容量设计，摩擦片或从动片外径 d 是基本尺寸。它关系到 结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短设计是通常首先确定 d 的值。 由以下公式计算 d 的值： d=2r=2.5 1 3 max0e fz tp 式中： maxet 发动机的最大转矩； maxet = 110nm f摩擦系数；取 f=0.28 z摩擦面数；取 z=2 将各参数值代入上式后计算得：d=179.4mm 在同样外径时，选用较小的内径 d 虽可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力，但是会使 摩擦面上的压力分布不均匀，使内外沿圆周的相对滑磨速度差别太大而造成摩擦面磨损 不均匀， 且不利于散热和扭转减振器的安装。 摩擦片尺寸d应符合有关标准 （jb1457-74） ， 的规定，表 3-1 给处了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。 表表 3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 d（mm） 内径 d(mm) 厚度 h（mm） 内外径之比 d/d 单位面积 f（mm 2） 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 10600 13200 16000 22100 30200 40200 46600 54600 67800 72900 90800 103700 所以由所计算的 d 值去参照表 3-1，最后选定摩擦片的尺寸为下表： 14 表表 3-2 选定的摩擦片的尺寸选定的摩擦片的尺寸 外径 d （mm） 内径 d (mm) 厚度 h (mm) c= d d 1- 3 c 单位面积 f （mm 2 ） 200 140 3.5 0.700 0.657 160 （四）摩擦片外径 d 的校核 所选的 d 应使摩擦片最大圆周速度不超过 6570m/s，以免摩擦片发生飞离。 根据公式： 32 max 1065 70/ 60 de dm s vn = 式中， d v 为摩擦片最大圆周速度（m/s） ， maxe n为发动机最高转速（r/min） ， maxe n=4000r/min 。将各参数值代入上式后计算得： d v =41.87m/s 所得值在 65: 70 m/s 之间，因此所选用的摩擦片外径 d 尺寸合适。 （四）校核 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的应小于其许用 值，即 1 22 4 () coco tc tt z dd = （3-2-2） 式中，cot为单位摩擦面积传递的转矩（ 2 /n m mmg） ；cot为其允许值（ 2 /n m mmg） ， 按表 3-3 选取。 表表 3-3 单位摩擦面积传递的转矩单位摩擦面积传递的转矩 （ 2 /n m mmg） 离合器规格 d/mm 210 210250 250325 325 cot/ 2 10 0.28 0.30 0.35 0.40 由 d=200mm,选取cot=0.28 2 10 2 /n m mmg.则由(3-1)、(3-4)得: 22 2222 max44 1.4 110 0.11 10/ ()2 (200140 ) e coco t tn m mmt z dd =如曲线 5 所示。该特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的 区域。这种弹簧适用于汽车液力传动中的锁止机构。 （三）膜片弹簧设计计算的基本公式 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕过断面上的某中性点 o 转动（图 3-2） 。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷 f1（n）集中在支承点处，加载点间的 相对轴向变形为 1（mm） （图） ，则膜片弹簧弹簧特性如下式表示： 1 2 11 111 22 111111 ln(/ ) () 6(1) ()2 ehr rrrrr ffhhh rrrrrr =+ （3-2-1） 式中：e 为材料的弹性模量（mpa） ，对于钢：e=2.110 5 mpa； 为材料的泊松比，对于钢：=0.3； h 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（mm） ； h 为膜片弹簧钢板厚度（mm） ； r ，r 分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm） ； r1 ，r1分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm） 。 17 图 3-4 子午断面绕中性点的转动 a） b） c) 图 3-5 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a）自由状态 b）压紧状态 c)分离状态 当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化（图 3-3c） 。设分离轴承对分离指 端所加载荷为 f2（n） ，相应作用点变形为 2（mm） ；另外，在分离与压紧状态下，只要 膜片弹簧变形到相同的位置， 其子午端面从自由状态也转过相同的转角， 则有如下关系： 1 21 11 f rr rr = （3-2-2） 11 21 1f rr ff rr = （3-2-3） 式中， f r 为分离轴承与分离指的接触半径（mm） 。 将式（3-2-2）和式（3-2-3）代入式（3-2-1） ，即可得 f2与 2的关系式为： 1 2 22 222 22 111 ln(/ ) () 6(1) ()2 fff ehr rrrrr ffhhh rrrrrr =+ （3-2-4） 同样，将式（3-2-2）和式（3-2-3）分别代入式（3-2-1）同样可分别得到 f1与 2 和 f2与 1的关系式。 18 如果不计分离指在 f2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程 2f（图 3-3c）为： 1 21 11 f ff rr rr = （3-2-5） 式中，1f为 压盘的分离行程。 （图 3-3b、3-3c） 。 （四）膜片弹簧基本参数的确定 （1）比值 h/h 的选择 该比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用 h/h 对弹簧特性的影响，正 确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。为保证离合器压紧力 变化不大和操纵轻便，汽车的膜片弹簧离合器的 h/h 一般取： 1.52 。 本设计选取 1=3.3，2=9.3，则： re70-9.3=60.7。本设计取 re=60mm。 （五）膜片弹簧的强度校核 如图310所示以中性点o为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系 2，则截面上任 意点的切向应力为： 2 2 1 t xy e ex = + （3-2-7） 式中，为碟簧部分子午截面的转角（rad） ；为膜片弹簧自由状态时的圆锥底角 （rad） ； e为中性点o的半径（mm） ，e=(r-r)/ln(r/r)。 分析表明，膜片弹簧碟簧部分凸面的 内缘点b（见右图）处切向压应力最大；而 凹面的外缘点a或a /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过程中的某一位 置， 并且此时b点处于两向应力状态。 故通 常只计算b点处的应力来校核膜片弹簧的 强度， 应使b点当量应力小于许应力， 即 bjmax时，1取值为max。 （1）求离合器彻底分离时，分离轴承作用的载荷 2 f 彻底分离时，1=1n=4.66mm，则将各参数代入公式（3-2-4）得： 2 f=1544.9n。 （2）求分离轴承的实际行程2f 压盘行程1f=1c-1b=1.70mm，则将各参数代入公式（3-2-2）得，分离指假定为 刚性时的分离行程： 2 f= 1 1 11 f f rr rr =4.47mm 因分离指为非刚性的，则分离指在力2p 的作用下有附加弹性变形2 f，则分离轴 承推膜片弹簧的实际行程为 2f=2 f+2 f 2 （3-2-10） 式中的附加弹性变形2 f可由下式求得： 2 2222 2 f 3222 2 2 1 6p r1111 =121ln(/)2ln( /) 22 eeee efe ffffff f rrrrrr rrr r ehrrr rrr + （3-2-11） 1 1 1 () ie n rr = + （3-2-12） 2 2 1 () e n rr = + （3-2-13） 22 式中： er 膜片弹簧分离指前部最宽处的半径（mm）； ir 膜片弹簧小端半径（mm）； n膜片弹簧分离指的数目； 1分离指前部的宽度系数； 2分离指根部的宽度系数； 1分离指前部的切槽宽度（mm）； 2分离指根部的切槽宽度（mm）； 代入公式（3-2-11）、（3-2-12）、（3-2-13）各项参数数值，计算得： 2 f=0.63mm 则2f=4.47+0.63=5.10mm。 （3）求b点当量应力bj 首先，求b点应力最大时弹簧大端的变形。1在公式（3-2-9）中各项参数均已知， 则代入各值计算得：max=5.32mm。因此有1maxf350 28 减振弹簧数目 4-6 6-8 810 10 本设计中选取 j z =6。 （7）减振弹簧总压力 f 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到 最大值时 j t ，减振弹簧受到的压力 f 为 2 0 / j ftr = （3-5-6） 3 0 /143 10 /492918.4 j ftrn = （8）每个减振弹簧的最大工作压力 f j j t f z = 计算得：f=486.4 n （9）减振弹簧的确定 1）弹簧的平均直径 c d c d 一般由结构布置来决定，通常 c d =1115 mm。本设计选取 c d =12 mm。 2）弹簧钢丝直径 1 d 3 1 8 c fd d = 式中： 扭转许用应用 取为 55006000 公斤/厘米 2 ， 本设计中计算选取 =6000 公斤/厘米 2。 代入已知数据计算得： 1 d 2.94，圆整为 1 d 3mm 。 设计一般 1 d 一般在 34mm 之间，因此设计的参数合理。 3）减振弹簧刚度 2 0 k k nr = 代入数据计算得：= 2 1859 1000 6 49 129.0 n.mm 4）减振弹簧有效圈数i 29 4 1 3 8 c d g i d k = 代入已知数据计算得：i3.6858，圆整为i4。 5）减振弹簧总圈数 n n=i+(1.52) 一般 n 为 4 圈，则设计为 n4+2=6 圈。 6）减振弹簧最小长度 m l 减振弹簧在最大工作压力 p 时的最小长度 min l为： min11 ()1.1ln dd n=+ 式中， 1 0.1d =弹簧圈之间的间隙，必要时还可取得小一些。 计算得： min l=1.136=19.80 mm 。 7）减振弹簧总变形量l f l k = 计算得：l=486.4/129.0435=3.77 mm 。 8）减振弹簧自由高度 0 l 0min lll=+ 计算得： 0 l =23.5693 9）减振弹簧预变形量 l 1 y t l kzr = 计算得： l = 3 13.2 10 129.0435 6 49 =0.35 mm 10）减振弹簧安装后的工作高度 0 ll l = 计算得：l=23.20 mm 。 11）减振弹簧的工作变形量 l lll= 30 计算得： l =3.7693-0.3479=3.42 mm 。 （10）极限转角 j 减振器从预紧转矩 y t 增加到极限转矩 j t 时， 从动片相对从动盘毂的极限转 角 j 为： 2 0 2arcsin 2 j l r = (3-5-7） 计算得： j =0.0698=0.0698*180/3.14=4.00。 j 通常为3 o4.5 1 因此设计合理。 （11）限位销与从动盘缺口测边的间隙 一般为2.54 mm，本设计选取=3.6。 2sinj r= 式中： 2 r 为限位销的安装半径。 则 2 r =3.6/sin0.0698=51.60 mm。 （12）限位销直径 d d 按结构布置选定，一般 d =9.512mm，本设计选取 d =11mm 。 （13）从动盘毂缺口宽度b及弹簧安装窗口尺寸a 为了充分利用减振器的缓冲作用（尤其是缓和由地面传来的冲击载荷）， 在某些汽车上采用了以下一些措施： 将从动片的部分窗口的尺寸做得比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些。一般 推荐： 1 1.41.6aaa=:mm（a一般为2527mm） 这样，当地面传来冲击时，开始时只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有 利于缓和冲击。 此外，从动片上缺口b与限位销直径 d 之间的间隙 1 和 2 做得不一样，并使 2 1 。这样，当地面传来冲击时，由于允许弹簧有较大的变形，从而可以缓和 更大的冲击。 12 bd=+ 本设计中，选取a=26mm，则： 1 a =26+1.5=27.50 mm 由于 1 =3.6， 21 ，取 2 =4 mm，则：b=11+3.6+4=18.60 mm。 第五节 离合器主要零件的设计计算 （一）从动盘总成 31 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。从动盘对离合 器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求： 1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时轮齿的冲击。 2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀， 以减小磨损。 3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有： 1）在从动片外缘开 6:12 个“t”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同 方向弯的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每隔一个的扇形上。 “t”形槽还可以减 小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。 2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（1.0mm）比 从动片（1.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高速旋转， 主要应用于乘用车和最大总质量小于 6t 的商用车上。 3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片 铆在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程较大，弹性特性较理想，可使汽车起步极 为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于 2.5l 的乘用车上。 4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形 片，右侧摩擦片用铆钉与波形铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转 矩的能力大，主要应用于商用车上。 （1）从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它 一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上， 花键的尺寸可根据摩擦片的外径 d 与发动机的最大转矩 temax 按国标 gb114474 选取（见表 34）。 从动盘的轴向长度不宜过小，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。从动盘毂一般采用锻钢（如 35、45、40cr 等） ，并经 调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从 动片配合，应进行高频处理。 花键选取后应进行挤压应力j（mpa）及剪切应力j（mpa）的强度校核： 1 22 max jj 8 () et ddznl = （3-6-1） 1 max4 15 () jj et dd znlb = + （3-6-2） 式中，z 为从动盘毂的数目；其余参数见表 33。 表表 33 离合器从动盘毂花键尺寸系列离合器从动盘毂花键尺寸系列 32 根据摩擦片的外径 d=200mm 与发动机的最大转矩 temax=110 nm，由表33 查得 n=10，d=19mm， d=13mm， b=4mm， l=25mm， j=11.3mpa， 则由公式 （3-6-1） 、 （3-6-2） 校核得： j=11.28mpaj=11.3 mpa。 j=8.5 mpa j=15 mpa。 所以，所选花键尺寸能满足使用要求。 （2）从动片 从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面要求高。材料常用中碳钢板（50 号或 85 号）或 65mn 钢板。一般厚度为 1.3:2.5mm，表面硬度为 38:48hrc。 考虑所选车型及从动盘结构，选择从动片的结构型式为整体式，从动片外缘开 6 个 “t”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同方向弯的波浪形。 本设计，从动片由 1.6 mm 厚的 65mn 钢板冲压而成，并且将其外缘的盘形部分磨薄 至 1mm，以减小其转动惯量。 （3）摩擦片 离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 1）摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。 2）具有足够的机械强度与耐磨性。 3）密度要小，以减小从动盘的转动惯量。 4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。 5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 6）接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。 摩擦片 外径 d/mm 发动机的 最大转矩 temax/nm 花键尺寸 挤压应力 j/mpa 齿数 n 外径 d/mm 内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 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