2024年1月18日发(作者：辉腾2022款报价)
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。
1
第一章 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153893706
第一节 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
2
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93°C）。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 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
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。
3
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；
4
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 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2-1 长安雨燕1.3L豪华型的主要参数
整备质量（kg）
总质量（kg）
发动机型号
最大扭矩（N·m）
最大功率（kw/rpm）
最高车速（km/h）
变速器一档传动比
主减速器传动比
轮胎型号
1000
1365
JL474Q2
110/3500
63/6500
145
3.416
5.125
165/70 R14
第二节 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
5
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1000N·m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5～6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
6
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5000～7000r／min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1~2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400～450N·m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
7
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
8
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
9
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３－４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０.２mm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３－４组（每组２－３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。
10
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
11
Tc=βTemax式中β——离合器的后备系数
[2]
离合器的基本参数主要有性能参数有后备系数β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β
后备系数β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β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，β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，β又不能选取太大；当发动机后备功率较大，使用条件较好时，β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，β应选取大些；货车总质量越大，β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β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β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β值可以比螺旋弹簧的小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。
各类汽车β值的选取范围通常为：
轿车和微型车、轻型货车——β=1.20～1.75
中型和重型货车——β=1.50～2.25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车——β=1.80～4.00
根据上述原因及所选车型，选取β=1.3。
（二）单位压力P0
单位压力P0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，P0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，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大P0。
当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围选取：
石棉基材料：P0=0.10～0.35MPa
12
粉末冶金材料：P0=0.35～0.60MPa
金属陶瓷材料：P0=0.70～1.5Mpa
根据上述原因及所选车型，选取P0=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=2.5×3βTemaxπfzP0
式中：Temax——发动机的最大转矩；Temax= 110N·m
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3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径D（mm）
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d(mm)
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度h（mm） 内外径之比d/D 单位面积F（mm2）
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
[1]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：
13
表3-2选定的摩擦片的尺寸
外径D
（mm）
200
内径d
(mm)
140
厚度h
(mm)
3.5
C=d
D1-C3
单位面积F
（mm2）
0.657 160 0.700
（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65~70m/s，以免摩擦片发生飞离。
根据公式：
π?3[2]×≤ D1065~70m/snemax60vD=式中，VD为摩擦片最大圆周速度（m/s），，nemax为发动机最高转速（r/min）nemax=4000r/min 。将各参数值代入上式后计算得：
VD=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
Tco=4Tc[1]≤[Tco] （3-2-2）
22πz(D?d)式中，Tco为单位摩擦面积传递的转矩（Ngm/mm2）；[Tco]为其允许值（Ngm/mm2），按表3-3选取。
表3-3 单位摩擦面积传递的转矩 （Ngm/mm2）
离合器规格D/mm
[Tco]/×10?2
≤210
0.28
＞210~250
0.30
＞250~325
0.35
＞325
0.40
由D=200mm,选取Tco=0.28×10?2Ngm/mm2.则由(3-1)、(3-4)得:
Tco=4βTemax4×1.4×110?22==0.11×10Ngm/mm<[Tco]
2222πz(D?d)π×2×(200?140)故离合器单位摩擦面积传递的转矩在安全范围内。
由上述两项校核，可知所选取的摩擦片外径D能满足要求。
14
第二节 膜片弹簧设计
在汽车膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用 它的特性决定了离合器的主要工作性能。因此，在离合器的开发中，膜片弹簧的设计尤为重要。
（一）膜片弹簧的结构特点
膜片弹簧由弹簧钢板冲压而成（如图3-1所示）。膜片弹簧在结构上分两部分，在膜片弹簧弹簧大端处为一完整的截面，它的形状象一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称为碟簧部分（如3-2所示）。膜片弹簧起弹性作用的正是碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这一面沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包含有径向开槽部分，膜片弹簧分离指与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆孔，这样一方面可以减少分离指根部应力集中，一方面又可用来安置销钉以固定膜片弹簧。
图3-1 膜片弹簧 图3-2 碟形弹簧
（二）膜片弹簧的弹性变形特性
膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分。碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧的不一样。它是一种非线性的弹性，其特性和碟簧部分的原始内截锥高度H及弹簧厚度h之比值有关。不同的H/h值可以得到不同的弹簧变形特性。一般可分为四种情况（图3-1）：
（1）H/h<2时曲线1所示。载荷的增加，变形总是不断增加。这种弹簧的刚度很大，可以承受很大的载荷，适合于作为缓冲装中的行程限制器。
（2）H/h=2时如曲线2所示。弹簧的特性曲线在中间是异端平直的线，变形的增加，载荷几乎维持不变。此种弹簧叫做零刚度弹簧。
15
图3-3 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响
（3）2 （4）H/h=22如曲线4所示。则特性曲线的极小点落在横坐标轴上。 （5）H/h>22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λ1（mm）（图），则膜片弹簧弹簧特性如下式表示： ?πEhλ1?ln(R/r)??λ1R?r?2?R?r?? F1=f(λ1)=?HλHh （3-2-1）??+?????12?2?R1?r1??2R1?r1??6(1??)?(R1?r1)???式中：E为材料的弹性模量（MPa），对于钢：E=2.1×105 MPa； μ为材料的泊松比，对于钢：μ=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）。[1] 16 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λ2（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： λ2=r1?rfR1?r1λ1 （3-2-2） F2=R1?r1F1 （3-2-3） r1?rf式中，rf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λ2的关系式为： ?πEhλ2?ln(R/r)??R?r??λ2R?r?2?（3-2-4） F2=f(λ2)=?H?λ2H?+h? ???2?2??????6(1??)(r?r)r?r2r?r??1f??1f??1f????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λ2和F2与λ1的关系式。 17[1] 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λ2f（图3-3c）为： λ2f=r1?rfR1?r1λ1f （3-2-5） 式中，λ1f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： 1.5 板厚一般为2～4mm，本设计取： h=2.3mm 则取H/h=1.85，代入h=2.3得到： H=4.25mm （2）膜片弹簧工作点位置的选择 汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图3-4所示。选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。拐点T对应着膜片弹簧的压平位置，而λ1T为曲线凸点M和凹点N的横坐标平均值。B点为新离合器（摩擦片无磨损）在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为λ1B=（0.8～1.0）λ1T的位置，以保证摩擦片在最大磨损△λ后的工作点A处压紧力变化不大。摩擦片总的最大允许磨损量△λ可按下式求得： ?λ=zCg?SO[1] （3-2-6）式中：ZC—离合器的摩擦片工作表面数目，本设计为单片则ZC=2； △SO—每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为△SO=0.5～1mm。λ1B C点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N点为好，以减少分离轴承的推力使操纵轻便。 本设计取△SO=0.9mm，则△λ=1.80mm。 图3-6 膜片弹簧工作点位置图 18 因M、N为拐点，对式（3-2-1）求一次导数并令其导数值为零，即：简化后得到： λ12?R?r2H(R1?r1)2λ1+(H2+h2)(11)2=0 R?r3R?r dF1=0，经dλ1由于?=b2?4ac=2.5≥0，因此有两个实根，从而求得： λ1M= 2.14 λ1N= 4.66 这两值即是F1达到极值时的横坐标，即分别为点M和点N的横坐标。则： λ1T=(λ1M+λ1N)/2=3.40 图3-4中，B点：取λ1B=0.9λ1T=3.06 A点：λ1A=λ1B??λ=1.26 C点：取λ1C≈λ1N=4.70 （3）R及R/r的选择 膜片弹簧的大端半径R应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。比值R/r的选定影响到材料的利用效率。R/r越小，则弹簧材料的利用效率越好。碟形弹簧储存弹簧性能的能力在R/r=1.8～2.0为最大，用于缓冲冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，应根据结构布置及压紧力的需要，通常R/r=1.2～1.3（即1.25左右）。 根据本设计所选车型，选取R/r=1.28。根据R≥RC=(D+d)/4=85mm（RC为膜片弹簧的平均半径），取R=90mm，则r=70mm。 （4）膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α 膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α=arctan[H/(R-r)]≈H/(R-r),一般在10°～15°[1]范围内选择。 本设计之锥角为：α≈4.25/（90-70）≈12.18°。落在10°～15°的范围内，因此设计合理。 （5）支承圈平均半径r1和和膜片弹簧与压盘的接触半径R1 。 r1与R1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1 应略大于r且尽量接近r；R1 应略小于且尽量接近R。 根据以上所述及已知R和r的值，本设计选取r1=72mm，R1=88mm 。 19 （6）膜片弹簧小端半径ri及分离轴承作用半径rf 。（如图3-5） ri由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴的花键外径。rf应大于ri 。 rf与ri之差在一定的范围内，0≤rf?ri≤4。 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： 推式：2.3≤r1?rfR1?r1r1?rfR1?r1≤4.5[2] 取=2.875，得rf=30mm。 根据折中原则得：ri=26mm 。 图3-7 （7）分离指的数目n和切槽宽δ1 、δ2及半径re 的确定。（如图3-5） N多取为18；δ1=3.2～3.5mm；δ2=9～10mm；re的取值应满足（r-re）>δ2 。 本设计选取δ1=3.3，δ2=9.3，则： re≤70-9.3=60.7。本设计取re=60mm。 （五）膜片弹簧的强度校核 如图3－10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： ???x??α???y??E??2? （3-2-7） σt=??2e+x?1???式中，φ为碟簧部分子午截面的转角（rad）；α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σ 20Bj<[σ]。 由于膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料制造,其许可应力[σ]可取为1400～1600MPa。当已知膜片弹簧大端的变形时，B点的当量应力可按下式计算，即： σBJ3r?rfF2E=gg+πrβ2h21??2??R?r??H1λ1?λ1hλ1?[2]?g+g???≤[σ] ?????rln(R/r)??R?r2R1?r1?R1?r12rR1?r1?（3-2-8） 令dσBjdλ=0，求得极大值时的大端变形： R1?r1hln(R/r)+(R1?r1) （3-2-9） R?r2[R?r(1+ln(R/r))]λ1=λσmax=H因此，当离合器彻底分离，大端变形λ1f〈λσmax时，式（3-2-8）中λ1的取值为λ1f；当λ1f >λσmax时，λ1取值为λσmax。 （1）求离合器彻底分离时，分离轴承作用的载荷F2 彻底分离时，λ1=λ1N=4.66mm，则将各参数代入公式（3-2-4）得：F2=1544.9N。 （2）求分离轴承的实际行程λ2F 压盘行程λ1f=λ1C-λ1B=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： λ2f=r1?rfR1?r1λ1f=4.47mm 因分离指为非刚性的，则分离指在力P2的作用下有附加弹性变形?λ2f，则分离轴承推膜片弹簧的实际行程为 λ2F=λ2f+?λ2f[2] （3-2-10） 式中的附加弹性变形?λ2f可由下式求得： 2?1??re?6Pr??1?1?re?λ2f=?1??2??1?+ln(re/rf)?+???2???r?2πEh?β1?r?ff?????β2??22f3?1?r2r2??rr????ee??+2ln(r/r)???????e22????2rrrr??f???ff??f???[2] （3-2-11） β1=1?δ1n （3-2-12） π(ri+re)δ2n （3-2-13） π(re+r) β2=1? 21 式中： re—膜片弹簧分离指前部最宽处的半径（mm）； ri—膜片弹簧小端半径（mm）； n—膜片弹簧分离指的数目； β1—分离指前部的宽度系数； β2—分离指根部的宽度系数； δ1—分离指前部的切槽宽度（mm）； δ2—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： ?λ2f=0.63mm 则λ2F=4.47+0.63=5.10mm。 （3）求B点当量应力σBj 首先，求B点应力最大时弹簧大端的变形。λ1在公式（3-2-9）中各项参数均已知，则代入各值计算得：λσmax=5.32mm。因此有λ1f<λσmax，则λ1=λ1f=1.70mm。 将λ1值及各项所需参数值代入公式（3－11）中可得： σBj=1209.1MPa<[σ]=1400:1600MPa 因此膜片弹簧满足使用要求。 第三节 离合器盖总成设计 离合器总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。 （一）离合器盖设计 离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在离合器盖结构设计时应达到以下几个要求： 1）应具有足够的刚度，以免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，严重时摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.5:4.0mm；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。 2）应与飞轮保持良好的对中，一面影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也采用止口对中。 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口，将离合器制成特殊的叶轮形状。或在盖上下班加设通风扇片等，用以鼓风。 乘用车和载质量较小的商用车的离合器一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大 22 的商用车则常用铸件或铝合金压铸件。 本设计采用厚3mm的08钢板冲压而成。 （二）压盘结构设计 （1）对压盘结构设计的要求 1）压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。 2）压盘应具有较大的刚度。 3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。 4）压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。 （2）压盘几何尺寸的确定 1）压盘内、外径的确定（Dy、dy） 前面我们已经通过计算确定了摩擦片的内、外径。从一般而言，压盘内径稍微小于摩擦片的内径，压盘外径稍大于摩擦片外径。 故本设计压盘外径Dy =202mm，压盘内径为dy=138mm。 2）压盘厚度的确定（hy） 压盘厚度的确定主要依据以下两点： ①压盘的质量 在离合器的接合过程中，由于滑摩功的存在，第接合一次都要产生大量的热，而第次接合的时间短（大约3秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，这样必然导致摩擦副的温升。在使用频繁和困难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，帮要求压盘具有足够大的质量以吸收热量。 ②压盘的刚度 压盘应具有足够大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后产生翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为15～25mm[2] 。 ③离合器接合一次时的温升 离合器一次结合会瞬间产生热量，用温升τ来表示。温升不应超过8～10℃。温升 23 越低，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。温升公式为： γW[]τ= （3-4-1） mC1式中：τ——温升（℃）； W——滑磨功（N·m）； γ——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比（单片离合器压盘γ=0.50；双片离合器压盘γ=0.25；双片离合器中间压盘γ =0.50） C——压盘的比热，C=481.4J/（kg·℃）（铸铁压盘）： m——压盘重量（kg）。 本设计选取[τ]=8°，即： τ=2）计算压盘厚度 汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可根据以下公式计算： γW≤[τ]=8° （3-4-2） mCπ2ne2marr2[1](22) （3-4-3） W=1800i0ig式中：ma——汽车总质量（Kg）； ；（由轮胎规格165/60R14,可知轮胎断面宽度B为rr——轮胎滚动半径（m）165mm；轮辋直径d为14i（1in=25.4mm），即为14×25.4=355.6mm；其车轮胎的高度比H/B=60%，即H=165×60%=99mm。由 ：rr≈r=H+d/2[6] 得：rr=99+355.6/2=276.8mm） ig——起步进所用变速器档位的传动比； io——主减速器传动比； ne——发动机转速（r/min），计算时轿车取2000r/min，货车取1500r/min。 将已知的各参数及式（3-4-3）代入式（3-4-2），得： m≥0.9706 kg 由公式m=ρv(ρ——铸铁的密度,7.0g/cm)，V=3πDy2?dy2)ghy得： (4m=πρDy2?dy2)ghy (4m=ρV=ρπ(Dy2?dy2)hy≥0.9706 424 代入各已知参数得：hy≥8.117mm 根据以上计算所得，以及压盘厚度hy=15:25mm，设计时，要尽量取较小值，因此，本设计选取：hy=15mm。 第四节 扭转减振器的设计 （一）扭转减振器的功能 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端扭转刚度，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。所以，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与噪声。 4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。 （二）扭转减振器的结构类型 扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的扭转特性如图2—9所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。 25 图2-8 单级线性减振器的扭转特性 图2-9 三级非线性减振器的扭转特性 （三）扭转减振器主要参数的选择 减振器的扭转刚度k?和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T?是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角?j等。 （1）极限转矩Tj 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙△1(图2—10)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取： 图2-10 减振器尺寸简图 Tj=Temax+?Tj=(1.2~1.4)Temax[] (3-5-1) 1本设计选取Tj=1.3Temax=1.3×110=143 N.m （2）扭转角刚度是k? 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度k?，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。 k?决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图2—10)。 设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过?弧度时，弹簧相应变形量为Ro?。此时所需加在从动片上的转矩为 T=1000KZjR02?[] 2式中：T——使从动片相对从动盘毂转过?弧度所需加的转矩(N·m)； K——每个减振弹簧的线刚度(N／mm)； Zj——减振弹簧个数； 26 Ro——减振弹簧位置半径(m)。 根据扭转刚度的定义，k?=T/?则 k?=100KZjR02[] 2式中：k?为减振器扭转刚度(N·m／rad)。 设计时可按经验来初选是k? k?≤13Tj[] （3-5-2） 1因此：k?≤13×143=1859。 本设计选取k?=1859 N.m/rad。 （3）扭转减振器的摩擦力矩Tf 由于减振器扭转角刚度是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Tf一般可按下式初选为： Tf=(0.06~0.17)Temax （3-5-3） 本设计Tf=0.12Temax=13.2 N.m （4）预紧转矩Ty 对于线性特性的减振器，减振弹簧在安装时应有预紧。与无预紧力矩时相比，当两种情况下的角刚度和极限转角分别相同时，有预紧力的极限转矩较大，使减振器能在较大的转矩范围内工作；当极限转矩和极限转角分别相同时，则其角刚度较低。这显然是有利的。但预紧力矩值不应大于摩擦力矩，一般取： Ty=Tf=13.2[] N.m （3-5-4） 1（5）减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图2—15所示，一般取 d[]R0=(0.60~0.75) （3-5-5） 22式中：D为摩擦片的内径。 本设计中：选取R0=0.7×（6）减振弹簧个数Zj Zj参照表3-2中选取。 表2—2 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径D／mm d=49 mm 。 2<225-250 250--325 27325--350 >350 减振弹簧数目 本设计中选取Zj=6。 （7）减振弹簧总压力F∑ 4-6 6--8 8～10 >10 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Tj，减振弹簧受到的压力F∑为 FΣ=Tj/R0[] （3-5-6） 2FΣ=Tj/R0=143×103/49=2918.4N （8）每个减振弹簧的最大工作压力F F=计算得：F=486.4 N （9）减振弹簧的确定 1）弹簧的平均直径DC DC一般由结构布置来决定，通常DC=11～15 mm。本设计选取DC=12 mm。 2）弹簧钢丝直径d1 d1=3TjZj 8FDC π[τ]式中：扭转许用应用[τ]取为5500～6000公斤/厘米2 ，本设计中计算选取[τ]=6000公斤/厘米2。 代入已知数据计算得：d1＝2.94，圆整为d1＝3mm 。 设计一般d1一般在3～4mm之间，因此设计的参数合理。 3）减振弹簧刚度Ｋ K=代入数据计算得：Ｋ=4）减振弹簧有效圈数i k?nR02 1859×1000＝129.0 6×492 28 d14Gi= 38DCK代入已知数据计算得：i＝3.6858，圆整为i＝4。 5）减振弹簧总圈数n n=i+(1.5～2) 一般n为4圈，则设计为n＝4+2=6 圈。 6）减振弹簧最小长度lm 减振弹簧在最大工作压力P时的最小长度lmin为： lmin=n(d1+δ)?1.1d1n 式中，δ=0.1d1——弹簧圈之间的间隙，必要时还可取得小一些。 计算得：lmin=1.1×3×6=19.80 mm 。 7）减振弹簧总变形量?l F K计算得：?l=486.4/129.0435=3.77 mm 。 ?l=8）减振弹簧自由高度l0 l0=lmin+?l 计算得：l0=23.5693 9）减振弹簧预变形量?l′ ?l′=TyKZR1 13.2×103计算得：?l′==0.35 mm 129.0435×6×4910）减振弹簧安装后的工作高度 l=l0??l′ 计算得：l=23.20 mm 。 11）减振弹簧的工作变形量?l′′ ?l′′=?l??l′ 29 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Ty增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角?j为： ?l′′[] (3-5-7） ?j=2arcsin2R02计算得：?j=0.0698=0.0698*180/3.14=4.00°。 ?j通常为3O～4.5°[]因此设计合理。 1（11）限位销与从动盘缺口测边的间隙λ λ一般为2.5～4 mm，本设计λ选取λ=3.6。 λ=R2sin?j 式中：R2为限位销的安装半径。 则R2=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′=9.5～12mm，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：A1?A=a=1.4:1.6mm（A一般为25～27mm） 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λ1和λ2做得不一样，并使λ2>λ1。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。 B=d′+λ1+λ2 本设计中，选取A=26mm，则：A1=26+1.5=27.50 mm 由于λ1=λ=3.6，λ2>λ1，取λ2=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 30 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GB1144－74选取（见表3—4）。 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σj（MPa）及剪切应力τj（MPa）的强度校核： σj=8Temax≤[σj][1] （3-6-1） 22(D′?d′)znl4Temax≤[τj]=15[1] （3-6-2） (D′+d′)znlbτj=式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表3—3。 表3—3 离合器从动盘毂花键尺寸系列 31 摩擦片 外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 发动机的 最大转矩 齿数 10 10 10 10 10 10 10 10 10 外径 D′/mm 23 26 29 32 35 35 40 40 40 Temax/N·m n 50 70 110 150 200 280 310 380 480 花键尺寸 内径 d′/mm 18 21 23 26 28 32 32 32 32 齿厚 b/mm 3 3 4 4 4 4 5 5 5 l/mm 20 20 25 30 35 40 40 45 50 有效齿长 挤压应力 σj/Mpa 10 11.8 11.3 11.5 10.4 12.7 10.7 11.6 13.2 根据摩擦片的外径D=200mm与发动机的最大转矩Temax=110 N·m，由表3—3查得n=10，D′=19mm，d′=13mm，b=4mm，l=25mm，σj=11.3Mpa，则由公式（3-6-1）、（3-6-2）校核得： σj=11.28MPa<[σj]=11.3 MPa。 τj=8.5 MPa < [τj]=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。 32 7）长期停入后，摩擦面间不产生“粘着”现象。 离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高（大约为0.3:0.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前订应用于、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等到来替代石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要应用于载质量较大的商用车上。 摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可先可靠，更换摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片、但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力；但更换摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。 根据上述分析，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18颗铆钉铆接。其铆接位置为摩擦片的平均半径，即Ra=85mm。铆钉型号为GB875-86 3×6[5]，材料为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： Temax[]110×1000Fmax===71.9N nRa18×855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： τ=4Fmax≤[τ][5] （3-6-3） 2πd0mFmax≤[σp][5] （3-6-4） d0δ σp=式中：d0——为铆钉孔直径，mm； M——为每个铆钉的抗剪面数量； δ——为被铆件中较薄板的厚度，对于双盖板，两盖板厚度之和为一个被铆件厚度，mm。 根据相关已知参数，可得：δ=1.5mm，m=2；并由参考文献[5]，可得d0=3.2mm，[τ]=115MPa，[σ]=430MPa。则将各项数值代入公式（3-6-3）、（3-6-4）得： τ=4.5 MPa <[τ] =115MPa； σ=15.0 MPa <[σ]=430MPa。 所以，所选铆钉能满足使用要求。 33 （4）传动片 传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡。传动片常用3～4组，每组2～3片，每片厚度为0.5～1.0mm，一般由65Mn制成。 根据相关条件综合考虑后，选取传动片为3组，每组3片，长为52mm，宽为12mm，每片厚度为0.8mm；传动片由65Mn制成。两铆钉孔的中心距离l为40mm，并根据压盘的结构尺寸，选取传动片的安装距离压盘中心为114.5mm。选取传动片安装铆钉型号为GB/T109-1986 6×23，材料为15号钢，由参考文献[5]查得铆钉孔直径为6.2mm。 传动片校核如下： 1）传动片的受力分析如图3－12所示。则平均每颗铆钉切向力为Fmax： Fmax=Temax110×1000==320.2N nRa3×114.5 图3－12 传动片受力分析简图 l）=10.1°。 2Ra则Fx=Fmaxcosα=320.2×cos10.1°=315.3N。 图中α=arcsin（2）根据铆钉所受的Fmax，分别校核铆钉的抗剪强度τ和传动片的抗压强度σ 根据设计中所选用参数为：传动片厚度δ=2.4mm（三片总和），m=2；并由参考文献[5]，可选d0=5.2mm，[τ]=115MPa，[σ]=430MPa。则将各项数值代入公式（3-6-3）、（3-6-4）得： τ=4FX4×315.3==7.4MPa<[τ] =115MPa； 22πd0mπ×0.0052×2Fx315.3==25.3MPa<[σ]=430MPa。 d0δ0.0052×0.0024 σ=因此，所选传动片及铆钉能满足使用要求。 34 H=4.25;h=2.3 ;R=90;r=70;r1=72;R1=88;rf=30;r0=26; n=18;s1=3.3;s2=9.3;u=0.3;E=2.1*10^5;n=18;re=60; a=H/(R-r)*180/pi %角度 Fq=pi*E*h/(6*(1-u^2)*(R1-r1)^2); syms V1 F1=Fq*V1*log(R/r)*((H-V1*(R-r)/(R1-r1))*(H-V1/2*(R-r)/(R1-r1))+h^2);%F1与λ1的关系式 f=sym(F1); F1=expand(f);%将表达式展开 f2=diff(F1); %对λ1求导 V=solve(f2); %求根，其值为M、N点各自对应的λ1值 V1N=vpa(V(1),4),V1M=vpa(V(2),4)%化简成四位有效值 digits(5) V1H=(V1M+V1N)/2 %确定H、B、A、C点 V1B=0.9*V1H %取λ1B=0.9λ1H V1A=V1B-1.8 %1.8位磨损最大允许值 V1C=V1N+0.1 %取λ1C大于λ1N V1f=V1C-V1B %λ1f为压盘行程 %膜片弹簧的强度校核 Vmax=H*(R1-r1)/(R-r)+h*(R1-r1)/2*log(R/r)/(R-r*(1+log(R/r))) V1f=1.703 if V1f V1=V1f; else V1=Vmax; end V10=V1C; %求离合器完全分离时，分离轴承的作用载荷P2 Fq1=pi*E*h/(6*(1-u^2)*(R1-r1)*(r1-rf)); P2=Fq1*V10*log(R/r)*((H-V10*(R-r)/(R1-r1))*(H-V10/2*(R-r)/(R1-r1))+h^2) V2f=(r1-rf)/(R1-r1)*V1f B1=1-s1*n/pi/(r0+re) %分离指前部的宽度系数 B2=1-s2*n/pi/(r+re) %分离指根部的宽度系数 Qv2f=6*P2*rf^2/(pi*E*h^3)*(((re^2/rf^2-1)/2-2*(re/rf-1)+log(re/rf))/B1+(1/2*(r^2/rf^2-re^2/rf^2)-2*(r/rf-re/rf)+log(r/re))/B2); Qv2f=vpa(Qv2f) V2F=V2f+Qv2f %V2f的附加弹性变形 OBj=3/pi*(r-rf)/r*P2/(B2*h^2)+E/(1-u^2)*(((R-r)/r/log(R/r)-1)*(H/(R-r)-1/2*V1/(R1-r1))*V1/(R1-r1)+h/2/r*V1/(R1-r1)) axis([0,6.5,0,5500]) V1=0:0.1:6.5; P1=Fq*V1.*log(R/r).*((H-V1.*(R-r)/(R1-r1)).*(H-V1./2*(R-r)/(R1-r1))+h^2); plot(V1,P1) %画P1与λ1的关系图 35 hold on V1=[1.66 2.3945 3.4627 3.8474 5.3002 5.4]; P1=Fq*V1.*log(R/r).*((H-V1.*(R-r)/(R1-r1)).*(H-V1./2*(R-r)/(R1-r1))+h^2); plot(V1,P1,\'.\') text(1.4,4500,\'A\'),text(2.4,4700,\'M\'),text(3.53,4500,\'B\') text(3.8,4000,\'H\'),text(5.15,3550,\'N\'),text(5.45,3550,\'C\') grid on xlabel(\'??1/mm\') ylabel(\'P1/N\') 结果： 致 谢 非常感谢在毕业设计过程中给予我帮助与鼓励的老师和同学，特别是我的指导老师正是有了他的悉指导，才使得我的毕业设计得以顺利地按时、按质完成。在设计过程中，陶老师对我们严格要求，注重培养我们思维方式和独立思考的能力这让我们受益匪浅。 非常感谢汽车系的领导、老师给我一个如此好的机会实践自己所学的知识，巩固和应用了四年所学的知识。 在此我由衷的对他们表示衷心的感谢！ 附录 参考文献 [1]、刘惟信主编．汽车设计．北京：清华大学出版社，2001 [2]、王望予主编．汽车设计 第４版．北京：机械工业出版社，2005 [3]、陈家瑞主编．汽车构造 下册．北京：机械工业出版社，2004 [4]、《汽车工程手册》编辑委员会主编．汽车工程手册 设计版．北京：人民交通出版社，2001 [5]、《机械设计手册》编委会主编．机械设计手册 新版．北京：机械工业出版社，2004 [6]、余志生主编．汽车理论 第3版．北京：清华大学出版社，2005.3 36
更多推荐
离合器,弹簧,膜片
发布评论