双盘离合器设计任务书Word格式.docx

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在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；

在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；

有效地降低传动系中的振动和噪声。

（二）离合器设计的设计要求：

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：

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。

（三）离合器的类型：

按照有关标准，离合器按离合方法分类如下：

1.操纵离合器

包括机械操纵离合器、液动操纵离合器、气动操纵离合器、电磁操纵离合器。

离合器的接合与分离由外界操纵的称为操纵离合器。

牙嵌离合器的结构如图所示。

它是由两个端面带牙的半离合器所组成，其中套筒固定在主动轴上，套筒可以

沿导向平键在从动轴上移动。

利用操纵杆（图中未画出）移动滑环可使两个套筒

的牙相互嵌合或分离。

为了便于两轴对中，在套筒中装有对中环，从动轴可在对

中环中滑动。

牙的形状有三角形、梯形和锯齿形。

三角形牙型只用于传递中、小

扭矩；

梯形和锯齿形牙型可传递较大扭矩；

但锯齿形牙型只能单向传递扭矩，反

转时会因过大的轴向分力迫使离合器自动分离。

牙嵌离合器结构简单，外廓尺寸

小；

但只能在停止状态或两轴转速差很小时才能接合，否则就会因撞击而使牙折

断。

磁粉离合器的工作原理如图所示。

嵌有环形励磁线圈的电磁铁与主动轴相联接，用非磁性材料制成的外壳与从动轴相联接，外壳与电磁铁之间有很小的间隙，内装适量的导磁的铁粉等混合物。

当励磁线圈通入电流时，产生磁场，铁粉在磁场作用下被吸引聚集，将外壳和铁心联接起来，离合器处于接合状态。

当切断电流后，磁粉又恢复自由状态，离合器就处于分离状态。

这种离合器的优点是：

接合平稳，动作迅速，可远距离利用电流操纵，结构不很复杂。

缺点是重量较大，需定时更换铁粉。

摩擦离合器中最简单的称为单盘摩擦离合器。

摩擦盘固定在主动轴上，摩擦盘用导向平键与从动轴联接。

为了增大摩擦系数，在其中一个摩擦盘上固定摩擦片（用摩擦系数较大且耐磨性好的材料制成）。

利用操纵机构将摩擦盘向左推动并施加轴向压力Fx，使两摩控制盘压紧产生摩擦力以传递扭矩；

将摩擦盘向右推动即可使离合器脱开。

当传递很大扭矩时，则需摩擦盘直径很大。

因此，这种单摩擦副的离合器往往受外形尺寸的限制而不能采用。

在传递大扭矩时，可采用如下图所示的多盘摩擦离合器。

主动轴与外壳相联，从动轴与套筒相联，外壳内装有一组摩擦片。

这组摩擦片的外缘齿插入外壳的纵向凹槽中，随外壳回转。

套筒上装有另一组摩擦片，其花键内孔与套筒上的花键联接，既可沿套筒轴向滑动，亦可随套筒回转。

两组摩擦片是每片相间安装的。

工作时，通过操纵机构（图中未画出）拨动滑环向左移动，并通过压紧板将两组摩擦片压紧，离合器处于接合状态（如图示）。

当拨动滑环向右移动时，处于杠杆下方的弹簧迫使杠杆逆时针方向转动，将压紧板和两组摩擦松开，离合器处于分离状态。

和牙嵌离合器相比，摩擦离合器的优点是：

两轴可在有较大转速差的情况下接合和分离；

改变摩擦面间的压力，就能调节从动轴的起动加速时间；

接合时的冲击振动很小；

过载时将打滑，可保护其他零件不受损坏。

缺点是在接合和分离过程中，摩擦片面的相对滑动会造成发热和磨损，需及时更换摩擦片。

摩擦离合器适用于经常起动、制动或经常改变转速和转动方向的场合。

2.自动离合器

在工作时能自动完成接合和分离的离合器称为自动离合器。

当传递的扭矩达

到某一限定值时，就能自动分离的离合器，由于有防止系统过载的安全作用，称

为安全离合器；

当轴的转速达到某转速时靠离心力能自行接合或超过某一转速时

靠离心力能自动分离的离合器，称为离心离合器；

根据主、从动轴间的相对速度

差的不同以实现接合或分离的离合器，称为超越离合器。

二、离合器结构探讨

在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化、通用化、标准化）要求等，合理选择离合器的结构。

在离合器结构设计时必须综合考虑以下几点：

1、保证离合器接合平顺和分离彻底。

要使离合器接合平顺，就应使离合器在接合过程中压紧力能平缓的增加，可根据离合器的类型采用各自的专门措施来保证。

使离合器分离彻底也应根据离合器的不同类型采取专门措施。

2、离合器从动部分和主动部分各自的联结形式和支承。

离合器主动部分为飞轮，离合器盖和压盘，通常离合器盖都用螺钉固定在飞轮上，飞轮带动离合器盖和压盘旋转，连接方式有多种。

离合器从动部分由从动盘和离合器轴组成。

从动盘与离合器轴通常用花键连接。

从动盘与离合器轴装配后应保证很好的垂直于主动件的轴线，以便离合器的分离彻底。

从动盘对主动件轴线的垂直度，在很大程度上与离合器轴的支承结构有关。

为了尽量减少制造与安装引起的轴的位置误差，设计时应尽可能把离合器轴的前轴承安装在发动机曲轴的中心孔内。

3、离合器的轴向定位与轴承润滑。

离合器轴在安装后应保持轴向定位，在拆卸时还应便于从离合器中抽出。

离合器的支承轴承和分离轴承等都需要润滑。

4、运动零件的限位。

为了保证离合器正常工作和对离合器准确操纵，运动零件需要很好的限位。

当离合器处于接合位置时（经常接合式），应使分离杠杆内端与分离轴承之间稳定地保持调好的间隙值，这由离合器的压紧弹簧和分离轴承的回位弹簧给予保证。

当分离离合器时，应对最大行程有限位。

5、离合器的调整。

在经常接合式离合器中，需要进行调整的是：

（1）分离杠杆与分离轴承之间的间隙值的调整，目的是为了恢复踏板的自由行程。

（2）调整各个分离杠杆的内端使处于离合器轴的同一垂直面内，这一调整的目的是为了分离离合器时能均匀拉开压板，保证离合器分离彻底。

以上各种调整，都应有具有调整后锁住的结构措施。

对结构设计的各项要求，在本设计中将全面地得到考虑，并采取相应的措施予以实现。

从动盘数的选择：

单盘离合器结构煎蛋，分离彻底，散热良好，尺寸紧凑，调整方便，从动部分转动惯量小，只要在结构上采取适当的措施便可以保证接合平顺。

因此，广泛地应用在轿车和小型货车上，近年来，在重型车上的应用也日渐增多。

双盘离合器与单盘离合器相比，由于摩擦面增多，因而传递扭矩的能力较大，接合平顺，在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小。

但存在分离彻底性较差，中间压盘散热不良，因而热负荷较高等问题。

不过如从结构上采取措施，这些问题可以得到解决。

双盘离合器一般应用在传递扭矩较大并且径向尺寸受到限制的场合。

多盘离合器接合平顺柔和，由于在油中工作，其工作表面磨损小，但分离不彻底（特别是在冬天），尺寸和质量较大，以往应用较小。

但近年来，在国外某些重型牵引车和自卸车上得到了应用，并有不断增加的趋势。

从动盘的选择应根据汽车所采取的发动机型式及其发出的最大扭矩，汽车的工作条件等因素来选择。

由于任务书中规定设计双盘离合器。

因此该离合器从动盘数选为双盘。

压紧弹簧的型式及布置：

离合器压紧有圆柱螺旋弹簧，矩形断面圆锥弹簧和膜片弹簧三种。

压紧弹簧的布置方式也有周置，中央布和斜置三种。

周置弹簧离合器（见图2-1）都采用圆柱螺旋弹簧。

此种型式的离合器结构简单，制造方便，在汽车上一直广泛采用。

某些重型汽车离合器，由于需要的弹簧数目较多，因而将弹簧布置在两个同心的圆周上。

但该种离合器在高转速时（5000-7000r/min），周置圆柱弹将受离心力的作用而严重鼓出，这一方面使压盘压紧力显著降低，另一方面使弹簧靠到定位套或定位销座上，造成接触部分严重磨损，甚至出现弹簧断裂的现象。

中央弹簧离合器有些采用一个弹簧，也有采用两个的，此时轴向尺寸较大（如图2-2）。

当采用弹簧离合器的弹簧压力是通过杠杆放大后再作用在压盘上的，由于在结构上可选较大的杠杆比，因而有利于减少踏板力，从而降低驾驶员的劳动强度。

此外，由于弹簧与压盘不直接接触弹簧无受热退火之患；

容易实现对压紧力的调整。

中央弹簧离合器多用于发动机转矩大于400-500牛米的重型汽车上。

斜置弹簧离合器（如图2-4）是用在重型汽车上的一种新结构。

弹簧压力Q斜向作用在传力套上，并通过压杆作用在压盘上。

作用在压杆内端的轴向压力F等于弹簧压力Q的轴向分立。

设弹簧中心线与离合器旋转轴线的夹角为a，则F=Qcosα。

当摩擦片磨损时，cosα增大这样在摩擦片磨损范围内，乘积Qcosα（从而压盘压紧力）几乎保持不变。

同样当分离时右拉传力套，Qcosα也大致不变。

因此，这种离合器与周置弹簧离合器相比，突出的优点是工作性能十分稳定，踏板力较小。

膜片弹簧离合器具有一系列优点：

具有较理想的非线性特性，离合器在使用中能保持其传递扭矩的能力大致不变，还可以降低踏板力；

摩擦力矩在高速时降低很小，性能稳定；

膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构大为简化，零件数量减少，离合器轴向尺寸缩短；

易于实现良好的散热通风；

压力分布均匀；

平衡性好。

但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，目前，在国外生产的膜片弹簧离合器系列广泛用于轿车，轻型车和中性货车及客车上，但在国内应还比较少。

在本设计中，主要考虑到目前国内汽车行业的实际情况，使该离合器制造方便，加工工艺性好以及结构简单等原因，且该车用汽油机的醉倒功率Nemax=110KW/2600/min。

发动机最高转速不太高，因而该离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧，布置方式采用周置。

压盘的驱动方式：

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中应能自由地做轴向移动，常用的连接方式有一下几种：

凸块一窗孔式（图2-5a）,钢带式（图2-5b）键块式（图2-5c）和销钉式（图2-5d）等多种。

凸块窗孔式是在单盘离合器中长期采用的传统结构，在压盘上铸出三个或四个凸块伸入离合器盖对应的窗孔中，三凸块较四凸块的定心精度高。

凸块一窗孔式结构简单，但在使用中因接触表面磨损间隙不断增大，从而定心精度不断降低，平衡性恶化，离合器接合时易出现抖动合噪声。

钢带式是近年来广泛采用的一种结构。

起驱动机构无摩擦合磨损，无传动间隙，效率高。

无噪声，定心精度，使用中平衡性好，多用于单盘离合器的压盘驱动方式。

销钉式一般天双盘离合器。

采用这种结构可大为简化该离合器的驱动装置合压盘，离合器盖的形状，制造工艺性好。

键块式一般用于驱动双盘离合器的中间压盘，而压盘驱动装置采取其它型式。

本设计的任务是双盘离合器，为了简化离合器的压盘驱动装置，使制造维修方便，因而采用图2-5d所示的压盘驱动，即销钉式压盘驱动方式。

分离杠杆和分离轴承：

设计分离杠杆时，应使其支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉；

保证有足够的刚度；

支承处的摩擦损失要小；

要便于调整分离杠杆内端的位置；

要避免在高速时因分离杠杆的离心力造成压紧力降低。

分离杠杆的支承常采用滚针轴承。

滚销和刀口支承等形式（见图2-6）。

锻压的分离杠杆宜用分离轴承；

而冲压的分离杠杆宜用刀口支承。

图2-6a所示分离杆是锻造后经加工制成。

与图中其它三种结构相比，它的加工量最大，结构也较复杂。

图2-6b所示分离杆是锻制的。

由于铰接处全部采用了滚针轴承，因此具有摩擦损失小，传动效率高的优点。

另外它的调整螺母在离合器盖上，调整也比较方便。

图2-6c所示分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺母在分离杆外段，调整也比较方便。

由于分离杆的中间支承在离合器盖的窗口上，支承处结构面积比较小，容易磨损，而在磨损以后，分离杆的位置发生变动，工作时会发出响声。

另外，调整螺母布置在分离杆外端，加大了压盘尺寸，使离合器重量增加。

图2-6d所示的分离杆（摆块式）也是由钢板冲压而成，结构比较简单。

分离杆在压盘上的支承方法也比较简单。

此外，它还具有磨损小，调整方便等优点，目前在中、小型车上采用很多。

在汽车离合器上采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。

径向止推轴承适用于高转速，低轴向负荷的情况；

止推轴承则适用于低转速，高轴向负荷的情况。

本设计的任务为双盘离合器，考虑到制造等方面的原因，以及前面选定的销钉式压盘驱动方式的影响，因此，该离合器的分离杠杆采用图2-6c所示类型，其支承采用刀口支承。

离合器的散热通风：

试验证明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的。

当压盘工作表面

温度超过180-200度时，摩擦片磨损将急剧增加，而且过高的温度还会使压盘受热变形产生裂纹或破裂。

为使摩擦表面温度不过高，除要求压盘有足够高的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风良好。

改善离合器散热通风的结构措施有：

在压盘上设散热或通风筋；

在离合器盖上开较大的通风口；

在离合器外壳上设置通风窗；

在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；

将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；

在离合器外壳内装一导流罩，加强通风。

由于本设计为双盘离合器设计，其散热问题尤其应值得重视。

在以后的离合器结构设计中，将视压盘温升的具体情况采取适当的结构措施以保证离合器压盘工作表面温度不致过高。

从动盘

从动盘由摩擦片、从动钢片、减振器和花键毂等零部件组成。

对离合器工

作性能影响很大，因此在结构和摩擦材料选择的方面尤为重要。

摩擦片在性能上要求摩擦系数比较稳定，工作温度、滑磨速度、单位压力的变化对其影响较小；

要尤足够的机械强度和耐磨性；

热稳定性要好；

磨合性要好；

密度要小（特别是在高速条件工作时）；

有利于接合平顺；

长期停放，离合器摩擦面间不发生“粘着”现象。

因而，离合器摩擦片，所用的材料为：

石棉基摩擦材料、烧结金属和金属陶瓷等材料。

石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物（常用金属丝增强）粘结剂（通常用树脂或橡胶或者同时使用）和特种添加剂热压而成。

其摩擦系数大约0.3-0.45。

当温度超过250度时，摩擦系数可降低到0.25以下，磨损急剧增加，并且树脂和橡胶等有机成分容易变质和烧裂。

该材料价格低，密度小，在大多数汽车离合器中使用效果良好。

烧结金属或金属陶瓷制成的摩擦片，其高温耐磨性好，传热性好，摩擦系数较高，允许有较大的单位压力。

但这些材料价格较高，密度较大，不能保证离合器接合的柔和性。

目前，由川汽厂生产的红岩重型车上就采用了由陶瓷材料制成的摩擦片。

从动钢片多用薄钢板冲压制成，为防止由于离合器工作温度的升高而引起从动片的翘曲，多在从动钢片上沿径向开有几条切口。

摩擦片与从动片之间的固紧方法有两种：

即铆接法和粘接法。

铆接法连接可靠，更换摩擦方便，但当铆钉头与主动盘表面接触时，会加剧主动盘工作表面的局部磨损，且外，磨损后的生成物附在工作表面上还会影响摩擦系数。

粘接法可以增加摩擦片的摩擦面积，且摩擦片的厚度利用也较好，还具有较高的抗离心力和切向力的能力，但修理时换装摩擦片较麻烦。

本设计中选用的摩擦材料为石棉基摩擦材料，这是由于石棉基摩擦材料的性能满足离合器的性能要求，而且在结构上还能改善散热通风的能力。

离合器摩擦片与从动片间的连接采用铆接法。

由于本次设计的任务为双盘离合器，这种结构的接合本身就比较平顺，因而在从动盘中不必设计减振器。

离合器轴的轴向定位及轴承润滑：

离合器在安装后应保持轴向定位，在拆卸时还便于从离合器中抽出。

因此，本设计采用前轴承外圆与飞轮中心线孔为紧配合，轴承内端与离合器轴前端用过度配合，离合器轴的轴向定位由后轴承（变速器第一轴承）保证。

离合器轴的支承轴承及分离轴承都需进行润滑。

在各种形式的离合器中，采用润滑方式基本上都相同，后支承轴承和分离轴承皆采用注入黄油的润滑方式（但有些离合器的分离轴承采用定期注入润滑剂的方式进行润滑）；

前支承轴承则依靠从曲轴中引出稀油（压力油）进行润滑，为了不使润滑油沾污从动盘的摩擦衬片，除在前轴承处装有油封外，还在飞轮上装有泄油孔。

运动零件的限位

为了保证离合器正常工作和对离合器的准确操纵，需对运动零件进行限位。

对经常接合式离合器，当离合器处于接合位置时，应使分离杆内端与分离轴承之间稳定地保持调整好的间歇值（3-4mm），这一位置的稳定由离合器的压紧弹簧和分离轴承的分离的回位弹簧加以保证。

当分离离合器时，应对踏板最大行程有限位。

对双盘离合器，当处于分离状态时，为保证离合器分离彻底，对中间压盘的分离应加以保证和限制（通常应具有1.25mm左右的移动量），这由专门的分离结构（如设置中间压盘分离弹簧和限位螺钉）加以保证。

离合器的调整

由于离合器的摩擦衬面在工作时有磨损，故离合器需要进行定期调整。

这

类调整的项目有：

1）分离杠杆内端与离合器轴承之间的间隙值的调整。

这一间隙的调整是为恢复踏板处的自由行程，通常保持该间隙值为3~4mm；

2）调整各个分离杠杆的内端使之处于离合器轴的同一垂直面内，这一调整的

目的是为了在分离离合器时能均匀的拉开压盘，保证离合器分离彻底。

这些项目的调整由分离杠杆端部的调整螺钉（或调整螺帽）进行调整，且有

调整后锁住的结构。

在双盘离合器中，为了保证离合器分离彻底，除进行上述两种调整外，还必

须对中间压盘的位置进行限位调整。

该调整是通过中间压盘限位螺钉的调整来实现的。

调整方式为：

在离合器处于接合状态时，将限位螺钉拧紧，然后在退出1.25圈即可。

在该处，也应设置调整后锁住的结构。

离合器的轴向弹性

双离合器的从动片一般都不做成具有轴向弹性的。

这是因为其摩擦表面数

目较多，接合时各个表面依次先后接触，故其接合过程本身就比较平顺，因而不必专门设计具有轴向弹性的结构。

本设计中选择的离合器有关结构总汇：

本设计的任务是双盘离合器，根据双盘离合器的特点及以上对离合器各种结构的分析比较，其有关结构可采取一下形式：

压盘数目：

双盘

压紧弹簧：

周置圆柱螺旋弹簧

压盘驱动方式：

销钉式

分离杠杆：

采用CA141（CA10B）型式

分离轴承:

径向止推轴承

摩擦片：

石棉基摩擦材料

三、离合器基本结构参数的确定

汽车用离合器既要传递发动机扭矩，又要靠它的滑磨来使汽车平稳起步工

作条件甚为恶劣。

因此，设计离合器，不仅要能可靠地传递发动机扭矩，而且还要有足够的寿命。

为了满足可靠传递扭矩的要求，可以得出离合器的基本公式：

M_cmax=βM_emax=（π×

μ×

Z_C）/12×

P_0×

D^3[1-d^3/D^3]

式中：

D——摩擦片外径，厘米

d——摩擦片内径，厘米

P_0——单位压力，公斤/厘米

Z_c——摩擦工作面数

β——离合器储备系数

μ——摩擦系数

M_cmax——离合器最大摩擦力矩，公斤厘米

M_emax——发动机最大扭矩，公斤厘米

次公式作为校核用。

摩擦片外径及其它尺寸的确定

摩擦片外径D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。

离合器摩擦片外径D可由下列公式计算出：

D=√（M_emax/A）

M_emax——发动机最大扭矩，公斤.厘米

A——和车型及使用情况有关的常数

设计原始数据：

M_emax=480N.m=4900kg.cm

载重量为9T的汽油发动机汽车属于载重汽车。

对载重汽车：

单盘离合器：

A=3—4

双盘离合器：

A=4.5—5.5

在本设计