离合器设计指导书

离合器设计指导书

一、 设计的目的、任务及要求

1. 目的

1） 通过选型能了解不同型式离合器之间的差异及优缺点；

2） 根据给定车型要求选择合适结构形式的离合器；

3） 熟悉离合器设计的一般过程；

4） 对离合器选材、设计和制造工艺有一定了解。

2. 任务和要求

任务：设计给定车型离合器总成（不包括操纵机构）。

要求：在组长的领导下，各小组成员分工开展设计工作。设计完成后，每组要提交离合器设计说明书一份，从动盘总成装配图一（1号）和零件图X （3号）（每位成员需绘制一图）。以组长为主进行设计工作，每位小组成员都要参方案论证，承担部分设计计算工作。

3. 基本参数：按总体设计时给出的，缺少的参数上网查找（类似车型的即可）。

4. 参考资料

1）《汽车工程手册》第二分册，机械工业；

2）《离合器》，徐石安等编，人民交通。

3）汽车设计课程设计指导书，王丰元等编，

二、离合器结构方案选择

离合器结构方案很多，本设计采用盘形摩擦式离合器，主要结构选择如下：

1. 从动盘数：单片；

2. 压紧弹簧形式：膜片弹簧；

3. 分离时离合器受力形式：拉式；

4. 压盘驱动形式：传力片式；

1） 扭转减振器：有；

2） 离合器操纵机构：机械式。

三、 摩擦式离合器基本参数选择

1. 离合器传扭能力计算

离合器传扭能力取决于摩擦力矩的大小，即摩擦面的压紧力、摩擦力的作用半径、摩擦副材料以及摩擦片工作面数决定，理论公式为：

C c c Z R f P T ???=∑max （1）

式中：max c T 为离合器最大摩擦力矩；

∑P 为作用离合器面上的总压紧力；f 为摩擦因数；c R 为平均摩擦半径，它由摩擦片外径D 和径d 决定，即223

331d D d D C R --=或()d D R C +≈41

（d/D ≥0.6时）；C Z 为摩擦工作面数。

为保证可靠传递发动机扭矩，离合器传递发动机最大扭矩max e T 与所需最大摩擦力矩的关系如下：

max max e c T T β= （2）

式中：β为离合器后备系数，一般1 β。

为了保证离合器有足够的使用寿命，式（1）中∑P 应有足够大的摩擦面积来承受，即单位面积上的压力0P 不能太大。

A P P ?=∑0 （3）

式中：A 为摩擦片单面摩擦面积。

综上，得离合器基本公式：

()

3313012max max D d fZ e c D P T T c

-???=?=πβ (4) 在设计时，式（4）作为校核用。

2. 摩擦片外径D 和其它尺寸确定

1）摩擦片外径D

摩擦片外径D 是离合器的基本尺寸，可以按以下经验公式初选：

max e D T k D =

式中：D k 为直径系数，一般，轿车：D k =14.5；轻、中型货车：单片D k =16~18.5，双片D k =13.5~15；重型汽车：D k =22.5~24。

离合器尺寸应符合尺寸系列标准GB5764-2011《汽车用离合器面片》（教材中表4-1）；另外，所选外径D 应使摩擦片最大圆周速度不超过65m/s ，以免摩擦片飞离。

2）摩擦片径d

径D C d ?='，式中：'

C 为外径比值。

按设计经验，推荐'C =0.53~0.7；一般，发动机转速越高，取值越大。具体值查离合器摩擦片尺寸系列。

3） 摩擦片厚度

中国规定了三种：3.2、3.5和4mm 。

3. 离合器后备系数β确定

初选外径同时，还应初选离合器后备系数β，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 β值选取要合适，不能太大或太小。通常，各类汽车的取值围如下：轿车、微型和轻型汽车：β=1.2~1.75；中、重型货车：β=1.5~2.25；越野车和牵引车：β=1.8~4.0。

离合器后备系数精确值要待离合器设计完毕后才能确定。

4. 单位压力0P 确定

摩擦面上的单位压力0P 值和离合器本身的工作条件、摩擦片直径大小、后备系数以及摩擦片材质及其质量等因素有关。

单位压力0P 选取有一具体建议：

对于小轿车：当摩擦片外径D=230mm ，0P =0.25MPa

当摩擦片外径D 大于230mm ，D P 18.10 MPa

对于载重汽车：

当摩擦片外径D=230mm ，0P =0.2MPa

当摩擦片外径D=380~408mm ，0P =0.14MPa

对于市公交车：

一般单片离合器：0P =0.13MPa

大的多片离合器：0P =0.10MPa

当摩擦片选用不同材料时，可按指导书中表3-3选取。

根据发动机的最大转矩max e T ，用式（4）校核摩擦片单位压力是否在允许围。

四、离合器主要零部件结构选型和设计计算

1、从动盘

设计从动盘时应注意满足以下三个方面的要求：

（1） 为较少换挡齿轮间冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；

（2） 为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性；

（3） 为避免扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应装有扭转减振器。

1） 从动片

（1）结构形式：

常有三种典型形式：a)整体式弹性从动片；b)分开式弹性从动片；c)组合式弹性从动片。

（2）材料选择

从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动片（即整体式）一般用高碳钢或弹簧片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。

采用波形片（即分开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。

（3）从动片基本尺寸

从动片直径对照摩擦片尺寸确定，为了减少从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为

1.3~2mm 厚钢板冲压而成，从动片的外沿部分（即波形弹簧片）厚度在0.65-~1.0之间。

2） 从动毂

花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间是动配合。花键毂一般采用锻钢（45、40Cr 等），表面和心部硬度为

26~32HRC 。花键毂轴向长度不宜过小，一般取 1.0~1.4倍花键轴直径。

（1）从动盘毂设计参照教材表4-2从动盘毂花键尺寸系列。

（2）花键设计参照相应的机械设计手册。

（3）花键强度校核

花键破坏的主要形式是表面受力过大而破坏，因此应进行花键的挤压应力校核，应力过大可增加花键毂的轴向长度。 挤压应力：l h n P ??=压σMPa

式中：P 为花键侧面压力（N ）；

Z d D T e P )(''max

+=，其中'd 、'D 分别为花键的外径（m ），Z 为从动盘毂数；n 为花键的齿数；l

为花键有效长度（m ）；h 为花键的工作高度（m ），2'

'd D h -=

。 应力校核：[]许压压σσ≤=20MPa 。

3） 摩擦片

石棉摩擦片的摩擦系数大约为0.3左右（即在0.25~0.50之间）；粉末冶金摩擦片和金属瓷摩擦片的摩擦系数在0.5左右。摩擦片和从动盘之间有两种连接方法：（1）铆接法；（2）粘结法。

2. 压盘设计

压盘设计包括传力方式选择及其几何尺寸的确定两个方面。

1) 压盘传力方式选择

压盘常有以下几种传力方式：（a ）凸台式连接方式；（b ）键式连接方式；（c ）销式连接方式；（d ）传动片式传动方式。

压盘的结构除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关。

2) 压盘几何尺寸确定

前面已经分析了确定摩擦片外径方法，与摩擦片相结合的压盘的外径也就基本确定了下来。因此，压盘的几何尺寸归结为确定它的厚度。

压盘厚度确定主要依据以下两点：

（1） 压盘应具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量；

（2） 压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。

压盘厚度一般不小于15mm 。

设计压盘时，在初步确定压盘厚度后，应校核离合器结合一次时的温升（每次结合大约3秒左右），它不应超过8~10度，若温升过高，可适当增加压盘厚度。 校核公式为：压G c L

???=4270γτ

式中：0τ为升温（℃）；

L 为滑磨功（Kg.m ），()β1011180-+=m J B J B

J n L 其中，m J 为离合器主动部分的转动惯量；B J 为整个

汽车的惯性质量转化到离合器从动部分上的当量转动惯量；0n 为发动机最大转矩时的转速；

而 2202g R

a i i r g G B J ?=其中，a G 为汽车总重（kg ）；R r 为驱动轮的滚动半径（m ）；0i 为主传

动比；g i 为变速器传动比；γ为分配压盘上的滑磨功所占的百分比；单片离合器压盘：γ=0.5

双片离合器压盘：γ=0.25，双片离合器中间压盘：γ=0.5；c 为压盘的比热，c=0.115千卡/kg .℃（铸铁压盘）；压G 为压盘重量（kg ）

3）压盘及传动片的材料

压盘通常采用铸铁，即HT200、HT250、HT300，也有少量合金铸铁。硬度HB170~227。 传力片常采用中碳钢（35）,硬度HRC55~62，渗碳处理。

4） 传力片要进行拉应力校核。

3. 膜片弹簧的设计

膜片弹簧是由弹簧钢板冲压而成。其设计思想时先初选一组基本几何参数，然后进行结构设计，最后做应力校核。

1） 膜片弹簧设计计算基本公式

参见教材P63-65

2） 膜片弹簧基本参数选择

参见教材P65-66