离合器设计——锐志

1、离合器课程设计一、离合器概述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。离合器的功用主要的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；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；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。二

2、、设计要求及其技术参数的选择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）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，又能防止过载。2）接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。3）分离时要迅速、彻底。4）从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。5）应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。6）应能够避免和衰减传动系的扭转振动，并且有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7）操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。8）作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器的

3、工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能9）具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性差，拆装、维修。调整方便等。技术参数的选择：表2-1车型丰田锐志 （2013款 2.5S 菁锐版）整备质量(kg)1520最高车速(km/h)220轴距(mm)2850排量(mL)2497最大功率(kW)142最大功率转速(rpm)6200最大扭矩(N·m)236最大扭矩转速(rpm)4400主减速器传动比4.1一档减速器传动比3.538滚动半径（m）0.320三、结构方案分析（一）从动盘数的选择 单片离合器：对乘用车和最大质量小于

4、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。（二）压紧弹簧和布置形式的选择 拉式膜片弹簧离合器：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。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) 整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触

5、良好，磨损均匀。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. 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。（三）膜片弹簧的支撑形式图3-1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3-1四、离合器主要参数的选择离合器的基本参数主要有性能参数 和p，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙t,最后还有摩擦因素f。（一）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

6、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。乘用车可选择的范围：1.201.75 ，选取 = 1.2。（二）单位压力p0单位压力p0 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。当摩擦片采用不同的材料时，p0 取值范围见表4-1。表4-1 摩擦片单位压力p的取值范围摩擦片材料单位压力p/Mpa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

7、材料0.701.50p选择：发动机的后备系数选择较小，根据经验，本次设计取p = 0.4MPa（三）摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。D=312TemaxfZp0(1-c3) (4-1)摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩Temax (N·m)按如下经验公式选用D=KDTemax (4-2)式中，KD为直径系数;取值范围见表4-2表4-2 直径系数KD的取值范围车型直径系数KD乘用车14.6最大总质量为1.8-14.0t的商用车16.018.5（单片离合器）13.515.0（双片离合器）最大总质量大于1

8、4.0t的商用车22.524.0由选车型得Temax=236，KD=14.6将各参数值代入式(4-2)后计算得D=224.29mm，取D=220mm。当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.530.70之间来确定。取c = d/D = 0.583 ，d = 0.583D = 120 mm 。摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三种。取b = 3.5 mm 。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。设计是Tc应大于发动机最大转矩，即Tc=Temax （4-3）Tc=Temax=1.2×236=283.2.取Tc=284 N·

9、m（四）摩擦因素f、摩擦面Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数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的取值范围见下表。表4-3 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本次设计取f =0.25 。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

10、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 =3 mm 。表4-4 离合器主要参数（初选）后备系数1.2单位压力p0(MPa)0.4摩擦片外径D(mm)225摩擦片内径d(mm)135摩擦片厚度b(mm)3.2摩擦因数f0.25摩擦面数Z2离合器间隙 t (mm)3五、离合器的设计与计算（一）离合器的参数优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1. 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过6570m/s

11、，即vD=60nemaxD×10-3=60×4400×300×10-3=69.126570m/s(5-1)其中nemax为发动机最高转速。2. 摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，本次设计取c = 0.63. 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，不同的车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0 ，本次设计取= 1.20 。4. 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即 d > 2R0 + 50 mm 。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

12、压力p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0的最大范围为0.101.50 Mpa。本次设计取p0 = 0.4 MPa 。6.为了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转矩应小于其许用值，即Tc0=4TcZ(D2-d2) Tc0 (5-2)将Tc、Z、D、d初选参数代入式（5-2），Tc0=4.98×103> Tc0 =3×103 ，超过许用应力不满足要求。因此选用D=300mm,d=175mm 。验算可得Tc0=3.04×103< Tc0 =3.5×103满足要求式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N·m/m

13、m2）; Tc0 为其允许值（N·m/mm2），按表5-1选取表5-1 单位摩擦面值传递转矩的许用值 （N·m/mm2）离合器规格D/mm210>210250>250325>325 Tc0 /1020.280.300.350.40 7. 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=2ne21800marr2i02ig2=16128.4J (5-3)式中，ma 为汽车总质量(kg)；rr 为轮胎滚动半径(m)；ig2为汽车起

14、步时所用变速器档位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r/min)；乘用车ne取2000 r/min 。w=4WZD2-d2=4×16128.43.14×2×(3002-1752)=0.17w=0.4 J/mm2 (5-4)满足其要求。表5-2 离合器优化后的基本参数后备系数1.2单位压力p0(MPa)0.4摩擦片外径D(mm)300摩擦片内径d(mm)175摩擦片厚度b(mm)3.5摩擦因数f0.25摩擦面数Z2离合器间隙 t (mm)3（二）膜片弹簧基本参数的选择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

15、膜片弹簧的H/h 一般为1.52.0 ，板厚 h 为24 mm 。取h = 3 mm ，H/h =1.8 ，即 H = 1.8h =5.4 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，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等于Rc。Rc=D+d4=118.7mm (5-5)取r=123mm , R/r = 1.2 则R=1.2r=147.6mm 。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9°1

16、5°范围内。= arctanHR-r=12.38° (5-6)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r0及分离轴承作用半径rf的确定r0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。rf应大于r0 由机械设计中可知，A0=112。第一轴花键外径公式d=A03Pn=112×31424400=32.9mm (5-6)取 r0=38mm , rf=40mmr0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。rf应大于r0 。6. 切槽

17、宽度1、2及半径re的确定1= 3.23.5 mm，2= 910 mm，re 的取值应满足r - re 2。本次设计取1= 3.3 mm，2= 10 mm ，re r-2= 113 mm 7）压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定和 的取值将形象膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。因此取R1=146mm ， r1=125mm（四）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. 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20R/r=1.

18、2 1.35702R/h=98.41003.5R/r0=3.885.0 (5-7)2. 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4r=125 D/2 (5-8)3. 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 3.5R1-rfR1-r1=5.049.0 (5-9)表5-3膜片弹簧基本参数选择 (mm)参数名数值大端半径R147.6碟簧部分内径r123碟簧在自由状态下的内锥高H5.4膜片钢板厚度h3膜簧压盘加载点半径R1146膜簧支承环加载点半径r1125小端内径r038分离加载半径rf40分

19、离指舌尖切槽宽13.3分离指舌根切槽宽210分离指舌部最宽处半径re113(五)膜片弹簧的校核图51 膜片弹簧的特征曲线膜片弹簧由于它的变形和载荷关系并不成线性关系，在压紧状态时，通过支承环和压盘在膜片弹簧上的载荷F1(N)集中在支承处，加载点相对轴向变形l1(mm)的弹簧的弹性特征如下式： (5-10)式中：材料的弹性模量(MPa)，对于刚材料：E=2.1×105MPa；m材料的泊松比，对于钢：m=0.3；H、h、R、r、代表均是图5-1中的含义。当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化，从支承环和压盘的加载点转移到支承环和分离轴承的加载点，设分离轴承的加载的力为F2(N)，则有

20、如下的关系： (5-11)把上式代入式(511)则与膜片弹簧末端变形关系为： (5-12)根据图5-1中的膜片弹簧的弹性特征曲线，M和N点为曲线的一阶导数点为0点，而中间的H点位曲线的拐点，即为曲线的二阶导数点为0点，所以： (5-13) (5-14)当=0时，得： (5-15)根据图5-1中的膜片弹簧的弹性特征曲线，M和N点为曲线的一阶导数点为0点，而中间的H点位曲线的拐点，即为曲线的二阶导数点为0点，所以：当=0时，得： （5-17）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，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系： （5-18）将的值代入式（5-12）中得，分析表明，在B点所受的应力是最大的，应对其进行许用应力的校核： (5-19)令，可以求出达到极大值时的转角 (5-20)其中e为中性点半径(mm),将代入式（5-19）得在分离轴承推力的作用下，B点还受到弯曲应力,其值 (5-20)其中 考虑到弯曲应力是与切向压应力相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为 (5-21)在实际设计中，当膜片弹簧材料采用60Si2MnA时，通常应使不大于15001700MPa将、代入式（5-21）得满足强度校核要求。六、扭转减振器的设计（一）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