离合器设计说明书

1、目录1 绪论02 1.1离合器的基本功用02 1.2离合器设计的基本要求02 1.3离合器的发展趋势022 离合器结构方案设计03 2.1从动盘数选择03 2.2压紧弹簧选择03 2.3膜片弹簧支撑形式选择03 2.4压盘驱动方式选择033 离合器主要参数的选择及基本参数的优化04 3.1主要参数选择04 3.2基本参数优化054 膜片弹簧的设计与计算074.1膜片弹簧的选材及基本参数的选择074.2膜片弹簧的弹性特性曲线08 4.3膜片弹簧的优化设计095 扭转减震器设计10 5.1扭转减震器概述10 5.2扭转减震器设计106 从动盘总成设计12 6.1从动盘毂12 6.2从动片12 6.

2、3波形片和减震弹簧127 压盘和离合器盖的设计13 7.1离合器盖13 7.2压盘13 7.3传动片14 7.4分离轴承14参考文献141 绪论1.1 离合器的基本功用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接的总成。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。它主要由主动部分，从动部分，压紧机构和操纵机构等四部分组成。离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时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

3、轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。1.2离合器设计的基本要求（1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。（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，以减小挂挡时的齿轮冲击并方便挂挡；（5）能避免和衰减传动系的扭振，具有吸收振动，冲击和降低噪声的能力；（6）通风散热性良好

4、；（7）操纵轻便；（8）具有足够的强度，工作可靠，使用寿命长；（9）力求结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，维修方便；（10）设计时应注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。1.3离合器的发展趋势随着汽车发动机转速，功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求也越来越高。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构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统操纵形式正向自动操纵形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。2 离合器结构方案设计2.1从动盘数选择单片离合器：对乘用

5、车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，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，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。2.2压紧弹簧选择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。2.2.1 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

6、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。2.2.2 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。2.3膜片弹簧支撑形式选择图2-1为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。 图2-12.4压盘驱动方式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。3 离合器主要参数的选择及基本参数的优化3.1 主要参数选择3 .1. 1摩擦片外径D、内径d

7、和厚度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，式中，系数反映了不同结构和使用条件对D的影响；已知 = 215 Nm ，由汽车设计表2-3可知，对于最大总质量为1.8-14.0t的商用车，=16.0-18.5，取=18.5，代入公式得：D=271.26mm，取D=280mm，d=165mm， b=3.5mm3.1.2后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。商用车选择为1.201.75，本次设计初

8、选= 1.3。3.1.3单位压力和摩擦因数f表3-1摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50表3-2 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩 擦 材 料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.50单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，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。p 取值范围见表3-1。摩擦片的

9、摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦因数f的取值范围见表3-2。由公式： 可估算出pf的大小，根据上表及所设计离合器的要求，本次设计取 p = 0.15Mpa，f=0.20。摩擦片的材料选为石棉基材料，经模压制成。3.1.4摩擦面数和离合器间隙摩擦面数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。本次设计取单片离合器 Z = 2 。离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、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结合，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 。本次设计取t

10、=4mm。3.2基本参数优化3.2.1 设计变量后备系数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：3.2.2 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3.2.3 约束条件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（210）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符合条件。2）摩擦片内、外径之比cc=，满足0.53的条件范围。3）后备系数，初选后备

11、系数1.3,满足1.2=50mm，故符合d2R0+50mm的优化条件。5）我了反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位面积传递的转矩应小于其需用值，即 = ，式中为单位面积传递的转矩；为其公允值，按表3-3选取。求得=0.348210-250250-325325/0.280.300.350.406） 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0.1Mpa1.5Mpa，由于已确定单位压力0.15Mpa，在规定范围内，故满足要求7）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（213），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

12、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1890kg，为轮胎轨动半径356mm，为汽车起步时所用变速器挡位的传动比3.619； 为发动机转速4.636。W=. 符合要求。4 膜片弹簧的设计与计算4.1膜片弹簧的选材及基本参数的选择4.1.1膜片弹簧的选材 采用拉式膜片弹簧离合器，材料为弹簧钢板冲制而成60Si2MnA。图4-14.1.2膜片弹簧基本参数选择1）比值H/h 和 h 的选择 为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H/h 一般为1.52.0 ，板厚 h 为24 mm 。取h =4mm ，H/h =1.8 ，即 H =

13、7.2 mm 。2）R/r比值和 R、r的选择研究表明。R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。R/r一般为1.201.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀，取R/r = 1.25 r =112 mm 。则R=140。3）的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在915范围内。 = arctan H/(R-r) = 15，符合要求。4.）分离指数目n的选取 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。取分离之数目n =18 。5）膜片弹簧小段内半径r及分离轴承作用半径r的确定r

14、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。r应大于r ，取r=37 r=35。6）切槽宽度、及半径r 的确定= 3.23.5 mm，= 910 mm，r 的取值应满足r - r 。本次设计取 = 3.4 mm，= 10 mm ，r=100mm 。7）压盘加载点半径R 和支承环加载点半径r 的确定取R=139 r=113 4.2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=2.0Mp

15、a； 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P1x1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)/2X1B=(0.81.0)X1HFB1 FY,满足要求此时校核后备系数=p*Rc*Zc/Temax=1.30 满足要求。4.3膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使

16、其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角H/(R-r)应在一定范围内，即 1.6 H/h = 1.8 2.2 9H/(R-r)=15 152）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 R/r=1.25 1.353.5R / r0=4 5.04）根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即 1 R-R1 =1 7 0 rf-r0 = 2 45)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即拉式： 3.5R1 -rf / R1 r1 =3.

17、92 9.0 符合要求。6）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:求得B=1667Mpa.其许用值为1500-1700MPa,故符合要求。5 扭转减震器设计5.1扭转减振器的概述扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分

18、的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。减振器的扭转刚度k 和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩T 是两个主要参数，决定了减振器的减震效果。其设计参数还包括极限转矩T、预紧转矩T和极限转角 等。5.2扭转减震器的设计1）极限转矩T极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素

19、，与发动机最大转矩有关，一般可取T = (1.52.0) T 一般商用车：系数取1.5 即T = 1.5 T = 322.5Nm 2）扭转角刚度K13T=4192.5，初取K=41903）阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度k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地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T 。一般可按下式初选：T=(0.060.17)T 取T= 0.1T = 21.5Nm4）预紧转矩T减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，T增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是T不应大于T ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工

20、作，故取 T= (0.050.15)T 取T = 0.09T =19.35 Nm5）减振弹簧的位置半径R R0 的尺寸应尽可能大些，一般取 R =(0.600.75)d/2 =55mm 6）减振弹簧个数Z ，根据摩擦片外径D取Z =6表5-1 减振弹簧数量选取表离合器摩擦片外径D/mm减振弹簧数量4668810 35010以上7）减振弹簧总压力 F当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值T时，减震弹簧受到的压力F = T/R = Nmm/60=5375 Nmm。8） 极限转角 ： 取。9）减振弹簧的分布半径R0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

21、）知，R1的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2。式中，d为离合器摩擦片内径，取R0= 55mm。10）单个减震器的工作压力PP= F/Z=5375/6=895.8 (N)11) 减振弹簧尺寸弹簧中径mm取MPa 弹簧钢丝直径：mm 刚度： 有效圈数： 总圈数： 最小高度： 总变形量： 自由高度： 预变形量： 工作高度：6 从动盘总成设计6.1 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1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.224=28.8mm。从动盘毂的材

22、料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。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27查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=280mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=35mm, 内径32mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=40mm, 积压应力=12.5Mpa 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。6.2 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3540HRC6.3 波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn ,硬度为4046HRC，并经过表面

23、发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。7 压盘设计7.1 离合器盖1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2)应与飞轮保持良好的对中，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的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。所以离合器盖应具有足够的刚度，本次取离合器盖厚度为9mm，载质量较小的商用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。7.2 压盘7.2.1 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