完整版周置螺旋弹簧离合器设计.docx
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完整版周置螺旋弹簧离合器设计
车辆与交通工程学院
课程设计说明书
设计类型专业课程设计
设计题目周置螺旋弹簧离合器设计
姓名
学号
完成日期
指导教师
河南科技大学
第一章绪论1
1.1离合器概述1..
1.2离合器的功用.仁
1.3离合器的分类2..
1.4离合器的工作原理.3.
第二章离合器结构方案选取4.
2.1离合器设计的技术条件4.
2.2离合器设计的基本要求4.
2.3离合器结构设计.5..
2.3.1摩擦片的选择5.
2.3.2压紧弹簧布置形式的选择5.
2.3.3压盘的驱动方式5.
第三章离合器基本结构参数的确定6.
3.1离合器的转矩容量Tc6.
3.2离合器后备系数B6.
3.3摩擦片尺寸6..
3.4单位压力P的确定.8..
第四章离合器圆柱螺旋弹簧设计9
4.1结构设计9..
4.2弹簧的材料及许用应力9.
4.3弹簧的参数计算9.
第五章扭转减震器的设计1.2
第六章离合器压盘设计14
6.1压盘的传力方式的选择1.6
6.2压盘的几何尺寸的确定1.6
6.3压盘传动片的材料选择1.7
第七章离合器盖的设计1.7
第八章离合器从动盘设计1.8
8.1从动盘结构介绍18
8.2从动盘设计.19
8.2.1从动片的选择和设计19
8.2.2从动盘毂的设计1.9
8.2.3摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式21
结论22
参考文献23
第一章绪论
1.1离合器概述
按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。
顾名思义，离合器是
“离”与“合”矛盾的统一体。
离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。
离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。
为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。
即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。
膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点：
（1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；
（2）离合器分离彻底；
（3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；
（4）散热性能好；
（5）高速回转时只有可靠强度；
（6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；
（7）操纵轻便；
（8）工作性能（最大摩擦力矩Temax和后备系数保持稳定）；
（9）使用寿命长。
1.2离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。
如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。
发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300〜500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。
因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。
所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。
虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。
但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。
尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。
所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。
汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。
如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。
同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。
离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用＜
1.3离合器的分类
严按其工作原理分
按离合控制方法分
丁操纵式「超越离合器i自动式：
肉心离合器
I安全离合器
广机械离合器电磁离合器J按操纵方式分］液压离合器
I气压离合2器
图1-1汽车离合器分类图
离合器分类较多，本设计只研究摩擦式离合器，摩擦式离合器分类也较繁杂，并且可以有多种组合。
1.4离合器的工作原理
离合器觉体来说应该由两部分组成：
离合器和离合器操纵机构就摩擦式离合器本身而言，按其功能要求，结结构上应有下列几部分：
主动件、从动件、压紧弹簧和分离杠杆。
结构原理如下图：
图1-2汽车摩擦式离合器结构简图
（a）接合；（b）分离
1-飞轮；2-从动盘总成；3-压盘；4-分离杆；5-分离套筒；6-离合器制动；
7-离合器踏板；8-压紧弹簧；9-离合器盖；10-变速器第一轴（离合器输出轴）；
11-分离拨叉及操纵连接杆
图中可以看到，压盘3、分离杆4和压紧弹簧8一起组装在离合器盖9内，俗称为离合器盖总成。
盖总成通过螺栓安装到发动机飞轮上。
飞轮1和压盘3为主动件，发
动机的转矩通过这两个主动件输入。
飞轮1和压盘3之间为从动盘总成2,它作为从动件通过摩擦接受由主动件传来的输入转矩，并通过其中间的从动盘毂花键输出转矩（由变速器第一轴10接受）。
压紧弹簧8通过压盘3把从动盘总成紧紧压在飞轮上，形成工作压力。
当发动机工作带动飞轮1和压盘3一道旋转时，通过压盘上压紧弹簧产生的工作压力所形成的摩擦力，带动从动盘总成旋转，完成转矩的输出。
离合器通常总是处于接合状态如图1-2（a）所示，当需要切断动力时，驾驶员通过踩踏离合器操纵系统中的离合器踏板7,并经过操纵传动杆系及分离拨叉11推动分离套筒5向前，消除间隙，使分离杆4绕其在离合器盖9上的支点转动，克服压紧弹簧8的工作压力，压盘3向后移动，从动盘总成2和压盘3脱离接触。
离合器分离时的状态如图1-2（b）所示，此时，从动盘总成2不再输出转矩。
分离套筒向左移时，在消除间隙后，输出轴10受到制动，转速很快下降。
此种状况成为离合器制动，其目的是为了容易换挡。
但这种离合器制动主要用在重型离合器上，一般离合器不一定采用。
第二章离合器结构方案选取
2.1离合器设计的技术条件
发动机基本参数如下：
型号：
6G72
最大功率（kw/r/min）:
118/5000
最大扭矩（nm/r/min:
240/2500整车最大总质量：
2000kg
最高车速：
140km/h
2.2离合器设计的基本要求
为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求：
1）在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。
2）接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3）分离要迅速、彻底。
4）从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。
5）具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使
用寿命。
6）应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。
7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
8）作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器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，以保证其工作可靠、使用寿命长。
10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便。
2.3离合器结构设计
2.3.1摩擦片的选择
单片离合器因为结构简单，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接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此该设计选择单片离合器。
2.3.2压紧弹簧布置形式的选择
离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。
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，过去广泛用于各类汽车上。
现代由于轿车发动机转速的提高，在高转速离心力的作用下周置弹簧容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。
在中、重型汽车上，周置弹簧离合器仍得到使用。
在设计上应该注意弹簧与压盘间的隔热，例如加装隔热垫、加强散热通风等，因弹簧易受压盘热而回火失效。
为了保证摩擦片上的压力均匀，压簧的数目不应太多，且要随摩擦片直径的增大而增多。
在选择离合器的后备系数时应考虑到这种离合器在摩擦片磨损后压盘的压紧力无法调整。
2.3.3压盘的驱动方式
（1）凸台一窗孔式：
它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：
压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。
（2）径向传动驱动式：
这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。
（3）径向传动片驱动方式：
它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征与径向传动方式相同。
经比较，我选择径向传动驱动方式。
第三章离合器基本结构参数的确定
3.1离合器的转矩容量Tc
为保了证能可靠的传递发动机的转矩，确定离合器转矩容量时应该进行设计，应使离合器的转矩容量大于发动机的最大转矩，写成如下关系式：
TcTemax（3-1）
式中，B是离合器的后备系数。
3.2离合器后备系数B
后备系数B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B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B=1.2〜1.75。
本设计是2吨乘用车离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见
下表3.1），结合设计实际情况，故选择B=1.5。
则有B可有表3.1查得B=1.5
表3.1离合器后备系数的取值范围
车型
后备系数B
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
3.3摩擦片尺寸
摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。
当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后
备系数B和单位压力P0,可估算出摩擦片外径。
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3.2来确
定摩擦片外径D的尺。
表3.2离合器尺寸选择参数表
摩擦片外径D/mm
发动机最大转矩Temax/N-m
单片离合器
双片离合器
重负荷
中等负荷
极限值
225
——
130
150
170
250
——
170
200
230
280
——
240
280
320
300
——
260
310
360
325
——
320
380
450
350
——
410
480
550
380
——
510
600
700
410
——
620
720
830
430
350
680
800
930
450
380
820
950
1100
摩擦片外径D（mm也可以根据静摩擦力矩Tc=BTemax（N.m）算出公式如下：
D3nfZPo（1-c3）=12BTemax（3-2）
式中：
Temax=240Nm
B是后备系数，取B=1.5
f为摩擦系数，取f=0.21
D为摩擦片外径，d为内径，c=d/D，取c=0.6
Po是单位面积上的压力，范围在0.15~0.25MPa，取Po=O.21MPa代入，可得：
D=275.37mm
根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.3
表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB145—74）
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
厚度h/
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
C=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.585
0.557
0.540
1—C3
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
单位面积F/cm
106
132
160
221
302
402
466
546
678
续表3.3离合器摩擦片尺寸系列和参数
可取摩擦片相关标准尺寸：
外径D=280mm
内径d=165mm
厚度h=3.5mm
内径与外径的比C=d/D=0.589，1—C3=0.796
单面面积F=40200mln
3.4单位压力P的确定
摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片材料及质量等有关.
离合器使用频繁，工作条件比较恶劣（如城市用的公共汽车和矿用载重车），单位压力P较小为好。
当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。
因
为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。
前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；
外径D=280mm内径d=165mm厚度h=3.5mm
内径与外径比值C=0.5891—C3=0.796
由公式
D\fZP（1-c3）=12BTemax（3-3）
得：
P=0.187mpa
当摩擦片采用不同材料时，Po按下列范围选取：
石棉基材料Po=0.10〜0.35Mpa
粉末冶金材料Po=0.35〜0.60Mpa
金属陶瓷材料Po=0.70〜1.50Mpa
所以采用石棉基材料。
第四章离合器圆柱螺旋弹簧设计
4.1结构设计
由前面可以知道，本设计中的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。
本次设计的周布式弹簧离合器采用的压紧弹簧是圆柱螺旋弹簧。
在设计螺旋弹簧的时候，螺旋弹簧的两端必须保证平整却螺旋弹簧一二圈之间没有间隙，每一端需保证有一圈是齐平的，这样可以增加螺旋弹簧与压盘和离合器盖的接触面积。
也能保证弹簧工作时各圈的受力均衡，而却不会倾斜。
螺旋弹簧是周布在压盘上的，而却弹簧的数目通常不少于6个。
但是如果摩擦片的外径很大的话，螺旋弹簧的数目就必须增加而却是分离杆的整数倍，。
具体的关系见表4.1，这样可以使离合器摩擦片上有均匀的压紧力。
表4.1周置圆柱弹簧的数目
摩擦片外径/mm
螺旋弹簧数目
<200
6
200~280
9~12
280~380
12~18
380~450
18~30
在本设计中根据摩擦片外径D=280mn取螺旋弹簧数Z=10。
4.2弹簧的材料及许用应力
周布弹簧离合器的弹簧钢丝直径不大，通常在4mn左右，工作环境的温度也在正常状态下，所以它的材料一般选用65Mn钢、碳素弹簧钢等。
弹簧材料的许用应力［］对于碳素和硅锰钢其推荐许用应力［］一般为（0.3~0.4）b约为（450~600）MPa。
离合器的压紧弹簧的直径较小则用冷卷法制成。
但是一般都不会做淬火处理，用低温回火来消除内应力就行了。
本设计选用65Mn钢。
4.3弹簧的参数计算
1•每一个弹簧的工作压力P
设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片的外径D选定弹簧数目Z,并根据离合器工
作的总压力P，确定每一个弹簧的工作压力P:
式中:
P为工作总压力，N
Z为离合器压簧数目。
通过下式计算工作总压力:
每个弹簧的工作压力：
P=385.3N
设计上，每一个周置圆柱螺栓弹簧的工作压力应不超过lOOONo
2.弹簧丝直径/mm
'—
」仆PKC“c385.31.246.2-八
d!
1.61.63.894mm（4-3）
:
[]500
式中：
P为每个弹簧的工作压力,N
C为弹簧指数，一般取5〜8,初选弹簧指数C=6.2
K'为曲度系数，初取K'=1.24
初选[]500MPa
根据规范钢丝直径，取d14mm
3.根据规范弹簧中径选取弹簧的外径D/mm
D130mm
4.弹簧中径6/mm
5.弹簧指数C
D0126
C016.5（4-5）
d14
6.曲度系数K'
7.实际的弹簧工作应力/MPa
8.弹簧工作圈数i
可取i7.5
9.
弹簧实际刚度K
10.
弹簧的总圈数n
11.
弹簧工作变形f/mm
12.弹簧的附加变形量△f/mm
对于单片离合器f/mm1.5~2.5mm;对于双片离合器f/mm1.5~3.0mm。
本设计取f/mm2.0mm。
13.弹簧自由高度H/mm
H0（n0.5）d1ffi（4-12）
代入：
H0（90.5）419.8627.50.761.11mm
式中，弹簧在最大负荷时的间隙0.5~1.5mm,本设计取0.7mm
14.弹簧工作高度H/mm
15.弹簧最大负荷PmaJN
PmaxKfp19.42385.3424.1N500N（4-14）
Pmax为离合器彻底分离时的弹簧最大负荷，一般Pmax（1.15〜1.20）P
通过验算可知满足强度要求。
第五章扭转减震器的设计
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。
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「、预紧转矩Tn和极限转角j等。
1.极限转矩「
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：
Tj（1.5~2.0）Temax1.5240360（N•m）（5-1）
2.扭转刚度
扭转刚度是为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度c，使共振
现象不发生在发动机常用工作转速范围内。
c决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置
尺寸,需要加在从动片上的转矩为：
2
T1000CZR1（5-2）
式中：
C:
弹簧刚度
Z:
弹簧数目
R:
减震器弹簧分布半径
设计时可按经验来初选是c
c<13Tj=4680（N•m）（5-3）
可知：
c=4680（N•m）
3.阻尼摩擦转矩Tf
由于减振器扭转刚度是，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，通过计算与实践表明Tf一般可按下式初选：
Tf（0.060.17）Temax（5-4）
取Tf0.15Temax36Nm
4.预紧转矩Ty
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
研究表明，Ty增加，共振频率将向减小频
率的方向移动，这是有利的。
但是Ty不应大于Tf，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：
Ty=（0.05--0.15）TemaX=24N•m
5.减振弹簧的位置半径R
R的尺寸应尽可能大些，一般取
R1（0.60~0.75）—（5-5）
2
式中，d为离合器摩擦片的内径。
由于摩擦片的内径要满足d2R|50mm
结合两个条件，取R=55mm
6.减振弹簧个数Z
表5.1减振弹簧数目参考表
摩擦片外径D/mm
225-250
250--325
325--350
>350
减震弹簧数目
4-6
6--8
8--10
>10
取Z=6
7.扭转减振器减振弹簧的总压力
当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大Tj
P总Tj/Ri（5-6）
式中：
Tj=360N・m
代入，得：
P总=6545.45N
每个弹簧工作压力：
P=P总/z=1090.91N
8•限位销直径
限位销直径d按结构布置选定，一般d=9.5〜12mm,本设计取d=11
9.从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸
为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图5.1所示。
图5.1从动盘窗口尺寸简图
一般推荐A1-A=a=1.4〜16mm。
这样，当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参
加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。
本设计取a=1.5mm,A=25mm，A仁26.510.减振弹簧的尺寸确定
在初步选定减振器的主要尺寸后，即可根据布置上的可能来确定和减振弹簧设计的相关尺寸。
弹簧的平均直径D2:
一般由结构布置决定，通常选取D2=11〜15左右。
本设计选
取D2=12
弹簧钢丝
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