红旗CA型高轿车离合器方案Word格式.docx
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2.2从动盘数的选择4
2.3压紧弹簧形式的选择4
2.4分离时离合器受力形式选择5
2.5压盘的驱动形式选择5
2.6扭转减振器6
2.7分离轴承的选择6
2.8离合器的散热通风6
第3章主要零部件设计计算和验算的简要过程7
3.1摩擦片的设计7
3.2离合器基本参数的优化8
3.3膜片弹簧的设计10
3.4从动盘毂花键的强度验算13
第4章主要部件结构设计说明14
4.1从动盘总成的设计14
4.2离合器盖和压盘的方式选择15
4.3分离轴承的选择15
4.4离合器的通风散热16
4.5离合器种类的选择16
4.6分离时离合器受力形式的选择16
4.7扭转减振器的设计16
4.8离合器的操纵机构选择19
21
第5章经济、技术分析及对设计所作的简要评语
5.1经济、技术分析21
5.2简评21
参考文献22
致谢23
附录24
第1章汽车离合器综述
1.1离合器的结构型式
摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等＞、从动部分（从动
盘〉、压紧机构（压紧弹簧〉和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等＞四部分组成。
主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
1.2离合器的功能及其组成
离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；
在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；
在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；
有效地降低传动系中的振动和噪音。
摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器
盖和压盘等＞、从动部分（从动盘＞、压紧机构（压紧弹簧＞和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等＞四部分组成。
主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。
1.3离合器的工作原理
离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。
当离合器盖总成随飞轮转动时（构成离合器主动部分＞，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力，要分离离合器时，将离合器踏板
踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。
1.4对离合器的要求
1＞在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。
2＞接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3＞分离时要迅速、彻底。
4＞离合器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＞应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＞应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。
7＞操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
8＞作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。
9＞应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。
10＞结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。
第2章设计方案的分析与确定
2.1离合器组成
膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。
2.2从动盘数的选择
从动盘数由计算尺寸查《汽车设计标准资料手册》取标准。
磨擦片材料的选择：
选择粉末冶金材料制成的。
摩擦片在性能上应满足如下要求：
磨擦系数比较稳定，工作温度，磨损速度，单位压力的变化对其影响要小，足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好，磨合性能好，密度要小，有利于结合平顺，长期停放,离合器磨擦面间不发生“粘着现象”。
摩擦片与从动盘片的连接用铆钉联接。
从动盘具有轴向弹性，可改变离合器性能，使离合器接合柔和，减小冲击，磨擦面接触较为均匀，磨损较小，从动毂在变速器第一轴花键上易于滑动。
单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，在使用时能保证分离彻底，接合平顺。
多片离合器分离不彻底，轴向尺寸大，质量大，易烧坏摩擦片。
故选择单片离合
2.3压紧弹簧形式的选择
周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力降低，另外，弹簧压到它定位面上，造成接触部位严重磨损，会出现弹簧断裂现象。
中央弹簧此结构轴向尺寸大。
斜置弹簧在重型汽车上使用，突出优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。
膜片弹簧弹簧压力在摩擦片允许范围内基本不变，能保持传递的转矩大致不变，另外它兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，质量小。
由于它大断面环形与压盘接触，其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。
故选择膜片弹簧。
2.4分离时离合器受力形式选择
推式膜片弹簧是一种传统的膜片弹簧离合器，使其结构简单、紧凑。
零件数目更少，质量更小。
它是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸下可采用直径较小的膜片弹簧，从而可以减小离合器的总体尺寸。
而并不增加踏板力，在接合和分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效果更高，推式杠杆比大于拉式杠杆比，传动效率更高，使用寿命长，它的分离与分离轴承套筒总成装在一起，需专门分离轴承，结构复杂。
推式摸片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。
故选择推式膜片弹簧。
2.5压盘的驱动形式选择
窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，而且零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低离合器传动效率。
传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可靠，寿命长。
故选择传动片式。
2.6扭转减振器
它能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，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，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。
故要有扭转减振器。
2.7分离轴承的选择
根据《汽车实用技术手册》选单向拉力轴承，分离轴承与分离杠杆通过轴承外圈联
接，轴承内圈通过挡圈与膜片弹簧锁止在一起，分离轴承与分离杠杆间有轴向滑动，同时也有径向滑动。
2.8离合器的散热通风
实验表明，磨擦片的磨损是随压盘的温度的升高而增大的，温度超过180C〜200C时,磨擦片磨损急剧增加•正常条件下，压盘表面工作温度在180C以下。
改善离合器结构措施有：
在压盘上设散热筋和毂风筋，在离合器盖上开较大的通风口；
在离合器外窗设有通风窗，在离合器外壳内装一导流罩，加强通风，使工作温度保持在180C以下。
第3章主要零部件设计计算和验算的简要过程
3.1摩擦片的设计
3.1.1初选摩擦片外径D内径d、厚度b
11本车取17<
3-1）
外径D/mm
180
200
2&
250
300
325
350
380
405
430
内径J/mni
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度/nun
3.2
3,5
3”5
3.5
4
0.687
0.700
0+667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0,543
0,535
\-C^
6676
0.667
0.657
0.703
0.762
Ci.796
O.fiOS
0.«
oo
0.027
0,843
0.840
0.347
恥面
106
132
160
221
302
403
4^6
546
678
729
908
1037
根据表3.1可知，取D=225mm,d=150mm,b=3.5mm
3.1.2后备系数B
由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小<
开始时还有些增加），再加上载自卸车的后备功率比较小，使用条件较差，故取B—1.3o
3.1.3单位压力Po
根据3.1可知，
[2]
表3.2
由于D-225mm取=0.25Mpa。
聯擦片材料
单伦压力
石桶慕林窟
0.15"
一25
编垠
0.25-0.35
0.35450
金皿團瓷材料
0.70-1”50
摩擦片单位压力
故根据表3.2可知，
当0.15Mpa<
0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基材料。
3.1.4摩擦因数f、离合器间隙△t
摩擦因数f=0.23
离合器间隙△t=3mm
摩擦面数Z=2
3.2离合器基本参数的优化
3.2.1设计变量
后备系数B取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：
•…n<
3-2）
3.2.2目标函数
离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为
<
3-
3）
3.2.3约束条件
1）最大圆周速度根据下式
3-4
知，式中二I为摩擦片最大圆周速度<
m/s）;
广」为发动机最高转速<
r/min）
故符合条件
2）摩擦片内、外径之比c
3）后备系数B
初选后备系数1.3
4）扭转减振器的优化
对于摩擦片内径d=150mm,而减振器弹簧位置半径故取47（mm>
.■符合要求。
故符合d>
2R0+5Omm勺优化条件
5）单位摩擦面积传递的转矩
5）
根据下式知，
Tc二.F[2]=1.3X226=293.8
离合器规搐P/mm
切0
210-230
250-325
0.28
0,30
635
a40-
表3.3单位摩擦面积传递转矩的许用值
N.m/mm
）
故根据表3.3知,摩擦片外径二：
mm寸,
6）单位压力
为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为
0.15〜0.35Mpa，由于已确定单位压力三=0.25Mpa,在规定范围内，故满足要求。
3.3膜片弹簧的设计
3.3.1膜片弹簧的基本参数的选择
1）比值忡和h的选择
为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的.一般为
1.5〜2.0，板厚h为2〜4mm
故初选h=2.6mm,=1.54贝UH=4.004。
2）.比值和Rr的选择
由于摩擦片平均半径
对于压式膜片弹簧的r值，应满足关系RRc=93.75mm
故取R=105mm再结合实际情况取R/r=1.257，贝Ur=83.5mm。
3）a的选择
=arctanH/（R-r>
=arctan4.04/（114-95）〜11.5°
3
7）
故满足9°
〜15°
的范围。
4）分离指数目n的选取
取为n=18。
5）膜片弹簧小端内半径匚及分离轴承作用半径I的确定
由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。
由d=Kd:
⑹公式，可求得d=25.58mm］贝取匚=20mm再取分离轴承|=25mm
6）切槽宽度S1、S2及半径
取S1=3.5mm,S2=10mm,满足r-匚>
=S2,则匚<
=r-S2=73.5mm
故取匚=72mm
（7>
压盘加载点半径Ri和支承环加载点半径n的确定
由于R和r1需满足下列条件［2］:
故选择R=100mmr1=94mm
3.3.2膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1（N>
集中在支承点处，加载点间的相
对轴向变形为x«
mm>
则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
3-8）
式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.0XMpa
b泊松比，钢材料取b=0.3;
R自由状态下碟簧部分大端半径，mm
r自由状态下碟簧部分小端半径，mm
Ri压盘加载点半径，mm
ri支承环加载点半径，mm
H自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm
h――膜片弹簧钢板厚度，mm绘制图像如下
P1-X1特性曲线
12000
6000
4000
2000
0123456
变形
由MATLA所绘制的曲线取点，得到下面坐标
x=2.0000
y=6.3387e+003N
x=3.2000
y=5.9898e+003N
E33.2000,E35.9898e+003N
上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且.IL—JI
9）
则<
2.000+3.2000）/2=2.6000
，且靠近或在
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点处，一般r
则取一II
则此时校核后备系数
满足要求
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为
一I<
即为压盘的行程-J
故mm
3.3.3强度校核
膜片弹簧大端的最大变形量3.2mm
由公式
宜|<
3-11）
得=1226
3.4从动盘毂花键的强度验算
花键尺寸选定后应进行强度校核。
挤压应力计算公式：
.沁丨（MPa>
上=69.67/8*4*55=9.173MPa
从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa
故满足条件。
第4章主要部件结构设计说明
4.1从动盘总成的设计
4.1.1从动盘毂
从动盘毂轴向长度不宜过小[2]，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。
故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.2X22=26.4mm从动盘毂的材料选取45钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26〜
32HRC为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。
根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺
寸。
表4.1离合器从动盘毂花键尺寸系列[2]
摩擦片外径
D/mm
发动机的
最大转矩
Temax/N•m
花键尺寸
挤压应力
dj/Mpa
齿数
N
外径
D'
/mm
内径
d'
齿厚
b/mm
有效齿长
l/mm
50
10
23
18
20
70
26
11.8
29
25
11.3
225
32
30
11.5
35
28
10.4
280
40
12.7
310
5
10.7
45
11.6
480
13.2
由于D=225mm则查表可得，
花键尺寸：
齿数n=10,外径=32mm,内径=26mm齿厚t=4mm,
有效齿长l=30mm,挤压应力耳=11.5Mpa
4.1.2从动片
从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。
材料选用中碳钢板50钢，一般厚度1.3亠2.5，本车厚度取为2mm表面硬度为
35〜40HRC
4.1.3波形片和减振弹簧
波形片采用65Mn厚度取为0.8mn，硬度为40〜46HRC并经过表面发蓝处理。
减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。
4.2离合器盖和压盘的方式选择
4.2.1离合器盖
离合器盖是离合器的主动件之一，它与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。
此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。
因此它需要具有足够的刚度，板厚取4mm乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。
4.2.2压盘
1）压盘传动方式的选择
由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。
另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。
2）压盘几何尺寸的确定
前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。
当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。
这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。
压盘厚度的确定主要依据以下两点：
一是压盘应有足够的质量；
二是压盘应具有较
大的刚度。
为满足上述要求压盘应做得厚些，一般为一1，本次设计采用25mm
3）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。
传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=15mm厚b=1mm两孔间距
为l=60mm孔直径为d=10mm传动片弹性模量E=2回MPa
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性。
4.3分离轴承的选择
由于LJ=4800r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用调心式角接触球轴承。
4.4离合器的通风散热
由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的要求。
4.5离合器种类的选择
根据设计方案的分析，确定采用单片膜片弹簧离合器。
4.6分离时离合器受力形式的选择
由于压式的优点突出，所以采用压式。
4.7扭转减振器的设计
4.7.1扭转减振器主要参数
1）极限转矩T
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时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。
极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，
T=（1.5〜2.0>
I创⑵
对于商用车，系数取2.0。
则T=2.0X_=2X226=452vN.rr）
2）扭转刚度kr
为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。
由经验公式k.亠Tj[2]初选
即k=—Tj=13X452=5876<
N.m/rad）
3）阻尼摩擦转矩「
由于减振器扭转刚度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的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。
根据公式初选T
T严<
0.06〜0.17）EI[2]
取「=0.1.三=0.1X226=22.6（N.m>
4）预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn增加，共振频率将向减小的频率的方向移
动，这是有利的。
但是Tn不应大于「
由于Tn满足以下关系：
且Tn22.6N.m
则初选Tn=20N.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
R=（0.60〜0.75>
d/2[2]
则取=0.65d/2=0.65X150/2=471（mm>
可取为47mm<
6）减振弹簧个数Zj
根据表4.2[2]知,
表4.2减振弹簧个数的选取
225-250
323-350
330
4^6
6
8-10
当摩擦片外径mm寸，,故取Z=4
7）减振弹簧总压力F
当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时,
减振弹簧受到的压力F为
Ff=Tj/Ro<
4-1）
=452/（50XI」>
=9.04（kN>
4.7.2减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相
关的尺寸。
1）减振弹簧的分布半径Ri
由于R的尺寸应尽可能大些⑴，一般取
d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R=0.65d/2=0.65X150/2=47（mm>
即为减振器基本参数中的F0
2）单个减振器的工作压力P
P=F/Z=9040/4=2260N<
4-2）
3）减振弹簧尺寸
1）弹簧中径De
弹簧中径一般由布置结构来决定⑴，通常De=11〜15mm
故取De=12mm
2）弹簧钢丝直径d
d=卜］<
4-3）
式中，扭转许用应力］可取550〜600Mpa故取为550Mpa
3）减振弹簧刚度k
根据式k①=1000knR2⑴知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k^j及其布置尺寸R确
定，即
k=k|<
4-4）
则K=587.6N/m
4）减振弹簧有效圈数
4-5）
5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为
n=i+（1.5〜2>
=8
减振弹簧最小咼度
-一-一.11=22mm<
4-6）
弹簧总变形量
I<
4-7
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