汽车离合器课程设计说明书

车辆工程

课程设计说明书

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日期2010 年 1 月

目录

一．设计内容 (1)

二．方案选择 (1)

三．离合器主要参数的选择 (3)

四．离合器基本参数的优化 (6)

五．主动部分的设计 (7)

说明书

一．设计内容

某轿车离合器主动部分设计，包括：

膜片弹簧设计；

压盘设计；

离合器盖设计。

已知条件：发动机转矩Temax=218N.m；离合器总成的轴向尺寸要求

40~50mm。（根据要求，提供以下某乘用车参数作为设计依据

二．方案选择

车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为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，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。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调整方便。

压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。

上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。

三． 离合器主要参数的选择

摩擦片或从动盘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最大转矩max c T ，离合器的静摩擦力矩

c T 应大于发动机最大转矩max c T ，而离合器传递的摩擦力矩c T 又决定于

其摩擦面数Z 、摩擦系数f 、作用在摩擦面上的总压紧力P Σ与摩擦片平均摩擦半径R m ，即

m N R ZfP e r c c ?=T =T max β

式中：β—离合器的后备系数，见下表。

—摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30。

3.1后备系数的选择

合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递max c T 及避免起

步时滑磨时间过长；同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。

3-1后备系数表

离合器设计，假设属于乘用车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.20～1.75之间选择，取 =1.5。

3.2单位压力P0

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。

表3-2 摩擦片单位压力p

的取值范围

p 0选择：0.10 MPa ≤p0 ≤1.50 MPa ，本次设计取p

= 0.3MPa 。

3.3摩擦片外径D、内径d和厚度b的确定

摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩来确定D时，可以查表确定摩擦片外径。

3-3离合器尺寸选择参数表

选的尺寸D应符合有关标准(JB1457-74)的规定。表3-3给出了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。另外，所选的D应符合其最大圆周速度不超过65～70m/s的要求，且重型汽车不应超过50m/s。

3-4离合器摩擦片尺寸系列和参数

据发动机参数该车型发动机最大转矩T e max为218N·m及表3-3可查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为280mm。再查表3-4即可得到摩擦片的具体参数，如下：

摩擦片外径D=280mm

摩擦片内径d=165mm

摩擦片厚度b=3.5mm

摩擦片内外径比d/D=0.589

单面面积F=40200mm2

3.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t

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。

3-5 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围

次设计取f = 0.30 。

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 。

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3～4mm 。本次设计取△t =3 mm 。

四．离合器基本参数的优化

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。

）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度v

D

不超过65～70m/s，即

v

D =

60

π

n

emax

D?103-=

60

π

?2000?280?103-=29.32m/s ≤65～70m/s

合要求。

中, v D 为摩擦片最大圆周速度(m/s);n emax 为发动机最高转速(r/min)。

）摩擦片的内、外径比c 应在0.53～0.70范围内，本次设计取c =0.589 。 ）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β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0 ，本次设计取β= 1.50 。

）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2R 0约50mm ，即d>2 R 0+50mm 。

）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p 0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p 0的最大范围为

0.10～1.50 Mpa 。

次设计取p 0 = 0.3 MPa 。

）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]。

车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：

= 1800n 2e 2π(2g 202r a i i r m ) = 18002000*22π（2223.6

*0.40.254*1800 ）=12282.9(J) 中，m a 为汽车总质量(kg)；r r 为轮胎滚动半径(m)；i g 为汽车起步时所

用变速器档位的传动比；i 0为主减速器传动比；n e 为发动机转速

(r/min)；乘用车n e 取2000 r/min 。

w = )(422d D Z W -π = )165*165280*280(*2*14.39.12282*4- = 0.153 < [w] = 0.4 J/mm 2 足要求

五．主动部分的设计

5.1压盘设计

盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200(密度7.2g/)铸成，金相组织呈珠光体结构，硬度HB170～227。另外可添加少量金属元素(如镍、铁、锰合金等)以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于15mm)。此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过8℃～10℃温升τ的校核按式为：

=γW/mc

式中：γ—传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器，γ=0.5； —压盘的质量（kg ）；

—压盘的比热容，铸铁的比热容为kg

481℃)；

J/(

4.

—滑磨功(J)。

择压盘厚度为20mm，外径280mm，内径160mm。

入公式进行校核计算，τ=0.5*18775.8/6.0*481.4=3.250℃符合标准。

5.2离合器盖设计

一般采用厚2. 5～5mm的低碳钢钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。

本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可。

5.3膜片弹簧的设计

5.3.1膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择

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。一般汽车的膜片弹簧离合器多取： 25.1<

H .0 其中：h 为钢板厚度，取3mm ，H/h 取1.5则膜片弹簧原始内截锥高H=4.5mm 。

5.3.2膜片弹簧工作点位置的选择

车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图5-1所示。选择好曲线

5-1膜片弹簧工作位置图

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1λT 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1B λ=(0.8～1.0)1λT 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：

0S Z c ??=?λ 式中：c Z —离合器的摩擦片工作表面数目，例单片c Z =2； —每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为0S ?=0.5～lmm 。 点为离合器彻底分离时的工作点。它以靠近N 点为好，以减小分离轴承的推力使操纵轻便。

这里本离合器为单片式离合器，所以c Z =2，乘用车考虑经济性，故取0S ?=lmm 。由上可知λ?=2mm 。

5.3.3膜片弹簧大端半径及大端半径与分离指半径比的选择

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 愈小，则弹簧材料的利用效率愈好。碟形弹簧储存弹性能的能力在R/r=1.8～2.0为最大，用于缓和冲击、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，而应根据结构布置及压紧力的需要，通常取R/r=1.2～1.3(即1.25左右)。

膜片弹簧大端半径即为摩擦片外径取R=140mm 。而R/r=1.25，所以r=112mm 。

5.3.4膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角

片弹簧在自由状态下的圆锥底角α在10°～12°范围内选择。 取α=10°。

5.3.5膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径

片弹簧小端半径i r 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。

分离轴承作用半径f r 为标准件，f r 应大于i r 。按花键外径选用

f r =22.5，i r 也应大于花键外径35mm ，取i r =37mm 。

5.3.6分离指的数目和切槽宽及半径

离指的数目n 多取为18；切槽宽1δ=3.2～3.5mm ；2δ=9～l0mm ；半径e r 的取值应满足(r-e r )> δ2的要求。

取1δ=3.3mm ，2δ=9mm ；e r =100mm ，其满足(r-e r )>2δ的要求。

5.3.7支承圈平均半径和膜片弹簧与压盘的接触半径 承圈平均半径1r 与膜片弹簧与压盘的接触半径1R 的取值将影响膜片

弹簧的刚度。1r 应略大于r 且尽量接近r ；1R 应略小于R 且尽量接近于

R。