离合器的设计计算及说明

第3章离合器的设计计算及说明

3.1 离合器设计所需数据

表3.1离合器原始数据

汽车的驱动形式6×6 汽车最大加

载质量

20550 kg 汽车的质量11450 kg 发动机位置前置

发动机最大功率280KW 发动机最大

转速

1400r/min

发动机最大扭矩≥109kgf.m 离合器形式单片干式GF420气助力

操纵形式液压人力操纵

摩擦片最大外径f=420mm

踏板行程150

80mm

i g1=13.04 i g2=8.48 i g3=6.04 i g4=4.39 i g5=3.43 i g6=2.47 i g7=1.76

i g8=1.28 i g9=1.00 i gR=11.77（R）

汽车最大时速85km/h

3.2 离合器主要参数的选择

后备系数β

后备系数β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β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β选择：1.20～1.75 ，本次设计取β= 1.2。

（1）后备系数β是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a. 摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。结合设计实际情况，故选择β=1.5。

则有β可有表3.2查得β＝2.0。

表3.2离合器后备系数的取值范围

车型

后备系数β 乘用车及最大总质量小于6t 的商

用车

1.20～1.75

最大总质量为6～14t 的商用车

1.50～

2.25 挂车

1.80～4.00

摩擦片的外径可有式:max e D T K D = （3.3）求得

D K 为直径系数，取值见表3.3 取16=D K 得D=221.11mm 。

表3.3 直径系数的取值范围

车型直径系数D K

乘用车

14.6

最大总质量为1.8～14.0t 的商用车

16.0～18.5(单片离合器) 13.5～15.0(双片离合器)

最大总质量大于14.0t 的商用车

22.5～24.0

摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):

表3.4 离合器摩擦片尺寸系列和参数

外径D\mm

80 2

00 2

25 2

50 2

80 3

00 3

25 内径d\mm

25 1

40 1

50 1

55 1

65 1

75 1

90 厚度/mm

.5 3

.5 3'1C -

0.687

0.694

0.700

0.667

0.620

0.589

0.583

0.585

D d C ='

0.676

0.667

0.657

0.703

0.762

0.796

0.802

0.800

单面面积cm 2

132

摩擦片的摩擦因数f 取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。可由表3.5查得：

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。本题目设计单片离合器，因此Z=2。离合器间隙Δt 是指离合器处于正常接合状态、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

器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙Δt 一般为3～4mm 。取Δt=4mm 。

表3.5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围

离合器的静摩擦力矩为：

c c fFZR T =

（3.4）

与式（3.1）联立得：

()

'3m a x 112C

fzD T e -πβ

（3.5）代入数据得：单位压力23.00=p MPa 。

表3.6 摩擦片单位压力的取值范围

3.3 摩擦片基本参数的优化

（1）摩擦片外径D （mm ）的选取应使最大圆周速度0v 不超过65～70m/s ，即

.531022560

1060

33max =??=

--π

D n v e D m/s 70~65≤m/s

（3.6）

式中，0v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；max e n 为发动机最高转速(r/min)。（2）摩擦片的内、外径比'C 应在0.53～0.70范围内，即

7.067.053.0'≤=≤C

（3）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，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。

（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器振器弹簧位置直径02R 约50mm ，即

5020+>R d mm

（5）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转矩应小于其许用值，即

()

[]02

20212.04c c

c T d

D Z T T ≤=-=

（3.7）式中，0c T 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表3.6选取经检查,合格。

表3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值

离合器规格

210≤ 250~210>

325~250> 325>

[]2010/-?c T

0．28 0．30 0．35

0．40

（6）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0p 的最大范围为0.11～1.50MPa ,即

10.0MPa 23.00=≤p MPa 50.1≤MPa

（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,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即

()

[]ωπω≤-=

24d D Z W

（3.8）

式中,ω为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2)；[]ω为其许用值(J/mm 2)，对于乘用车：

40.0][=ωJ/mm 2，对于最大总质量小于6.0t 的商用车：33.0][=ωJ/mm 2，对于

最大总质量大于6.0t 商用车：25.0][=ωJ/mm 2：W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J ），可根据下式计算

???

? ??=

2202221800g r a e i i r m n W π

（3.9）

式中，a m 为汽车总质量(Kg)；r r 为轮胎滚动半径（m ）；g i 为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；0i 为主减速器传动比；e n 为发动机转速r/min ，计算时乘用车取2000r/min ，商用车取1500r/min 。其中：17.60=i 913.51=g i 6.0=r r m

4325=a m Kg 代入式（3.9）得527

.14431=W J ，代入式（3.8）得][33.0327.0ωω=≤=，合格。

（8）离合器接合的温升

t γ=

式中,t 为压盘温升,不超过10~8°C ；c 为压盘的比热容，4.481=c J/(Kg·°C)；

γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；5.0=λ，m 为压盘的质量15.3=m Kg

代入，76.4=t °C ，合格。

3.4 膜片弹簧主要参数的选择

1. 比较H/h 的选择

此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（3.10）中载荷与变形1之间的函数关系可知，当2h H 时，F 1有一极大值和极小值；当2=h H 时，F 1极小值在横坐标上，见图3.1。

1-2/<

h H 2-2/=h H 3-22/2<

4-22/=h H 5-22/>h H 图3.1 膜片弹簧的弹性特性曲线

为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h 通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mm ，本设计2=h H ，h=3mm ，则H=6mm 。 2. R/r 选择

通过分析表明，R/r 越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r 常在1.2～1.3 的

范围内取值。本设计中取25.1=r R ，摩擦片的平均半径75.934

=+=d

D R c mm ，

c R r > 取94=r mm 则5.117=R mm 取整118=R mm 则255.1=r R 。

3.圆锥底角

汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在15~9°范围内，本设计中

()()r R H r R H -≈-=arctan α 得32.14=α°在15~9°之间，合格。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计所取分离指数为18。 4.切槽宽度

5.3~2.31=δmm ，10~92=δmm ，取31=δmm ，102=δmm ，e r 应满足

2δ≥-e r r 的要求。

5. 压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定

1r 应略大于且尽量接近r ，1R 应略小于R 且尽量接近R 。本设计取

1161=R mm ，961=r mm 。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺

寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60SizMnA ，当量应力可取为1600～1700N/mm 2。 6. 公差与精度

离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。

3.5 膜片弹簧的优化设计

（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的h H 与初始锥角()r R H -=α应在一定范围内，即

2.226.1≤=≤h H ()1532.149≤=-≈≤r R H α

（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即

35.1255.120.1≤=≤r R 10067.78270≤=≤h R

（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径1R （或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径1r ）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

推式： 24/)(1D R d D ≤≤+

拉式： 5.1122/9475.934/)(1=≤=≤=+D r d D （4）根据弹簧结构布置要求，1R 与R ，f r 与0r 之差应在一定范围内选取，即

6211≤=-≤R R 6201≤=-≤r r 400≤-≤r r f

（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，，因此杠杆比应在一定范围内选

取，即

推式： 5.43.21

11≤--≤

r R r r f

拉式： 0.95.31

11≤--≤

r R r R f

由（4）和（5）得34=f r mm ，320=r mm 。

3.6膜片弹簧的载荷与变形关系

碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分——分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F 1表示，加载点间的相对变形（轴向）为λ1，则压紧力F 1与变形λ1之间的关系式为:

()

()()??

????+???? ??--?λ-????? ??--λ--?

μ-λπ=

21111112

11211h r R r R 2H r R r R H r R r /R In 16Eh F （3.10）

式中： E ——弹性模量，对于钢，a MP E 5101.2?=

μ——泊松比，对于钢，μ=0.3

H ——膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h ——弹簧钢板厚度

R ——弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径 r ——弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径 R 1——压盘加载点半径 r 1——支承环加载点半径

图3.2 膜片弹簧的尺寸简图

表3.8 膜片弹簧弹性特性所用到的系数

r R 1 r 1 H h 118

116

代入（3.10）得

()12

1311115.927356.222537.148λλλλ+-==f F

（3.11）

对（3.11）式求一次导数，可解出λ1=F 1的凹凸点，求二次导数可得拐点。

凸点：96.21=λmm 时，93.117961=F N 凹点：04.71=λmm 时，98.67481=F N 拐点：51=λmm 时，92731=F N

2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F 2，对应此载荷作用点的变形为λ2。由

1111

1232.0F F r r r R F f

=?--=

（3.12）

1121.3λλ=--=

r R r r f

（3.13）

列出表3.8:

表3.9 膜片弹簧工作点的数据

1λ

2.96 7.04 5 2λ

9.18 2.182 15.5 1F 11796.93 6748.98 9273 2F

3775.02

2159.67

2967.36

膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点H 对应着膜片弹簧压平位置，而()2111N M H λλλ+=。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M 和拐点H 之间，且靠近或在H 点处，一般

()H 1B 10.1~8.0λ=λ,以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内压紧力从F 1B 到F 1A

变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B 变到C ，为最大限度地减小踏板力，C 点应尽量靠近N 点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力A F 1应大于或等于新摩擦片时的压紧力B F 1，见图3.3。3.7膜片弹簧的应力计算

假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O 转动（图3.4）。断面在O 点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O 点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O 。令X 轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：

()x e y 2/x 1E 2

t +φ

-φ-αφ?

μ-=

（3.14）