离合器课程设计终Word格式文档下载.docx
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此外，膜片弹簧的安装位置对离合器的旋转轴线是完全对称的，因此，它的压紧力不受离心力的影响，很适合高速旋转。
由于膜片弹簧离合器有以上一系列特点，并且在制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高，因而这种离合器在汽车上用得越来越广泛，因此我们采用膜片弹簧离合器。
3.3.2膜片弹簧离合器，按其分离轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。
推式和拉式膜片弹簧优缺点比较如表3.3
项
目
类
型
推式
拉式
离合器
分离轴承
膜片弹
弹簧
夹紧
支撑
盖变形
设计
负荷
安装
簧外径
应力
载荷
环数
大
简单
容易
相对小
相对大
2
小
复杂
较难
1
表3.3
拉式膜片弹簧离合器较推式在性能上有更多的优点，但是由于受到分离轴机构设计、拆装复杂等因素的困扰，因此在许多场合还是宁愿选用推式的结构形式，或者设法把拉式结构的分离动作改变，使其分离的运动方向由“拉”改成“推”。
综合以上所说我，我们选择推式膜片弹簧离合器。
如图3.4
图3.4
3.4膜片弹簧的支撑形式：
推式膜片弹簧支撑结构按支撑环数目不同分为三种：
双支撑环、单支撑环、无支撑环。
双支撑环式
单支撑环式
无支撑环式
我们采用无支撑环式
3.5压盘的驱动方式：
压盘的驱动方式主要有凸块-窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种，其中凸块-窗孔式、传力销式、键块式，它们缺点是在连接件间有间隙，在传动
中将产生冲击噪声，而且在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，寿命长。
故选
择传动片式。
3.6扭转减振器
扭转减振器主要有弹性元件（减振弹簧及橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。
弹性元件的作用主要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，使之可能避开有发动
机转矩主协量激励引起的共振；
阻尼元件的主要作用是有效的耗散振动能量。
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。
因此离合器上应该有扭转减振器
3.7离合器的操纵机构：
离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。
机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式，杠系传动结构简单，工作可靠，但是传动效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。
机械式操纵机构一般用于排量1.6L以下的汽车离合器。
对于大排量的客车，应采用液压式操纵机构。
液压操纵机构有如下优点：
（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；
便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；
（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。
故选择液压式操纵机构。
4离合器主要参数选择
4.1摩擦片主要参数的选择
1.后备系数β
后备系数β是离合器一个重要设计参数，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，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。
因此，在选择β时应考虑以下几点：
1）为可靠传递发动机最大转矩，β不宜选取太小；
2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；
3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；
4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；
5）汽车总质量越大，β也应选得越大；
6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；
7）发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；
8）膜片弹簧离合器选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；
9）双片离合器的β值应大于单片离合器。
由表4-1得，β=1.2
表4-1离合器后备系数β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
3.单位压力ρ0
单位压力ρ0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，ρ0应取小些；
当摩擦片外径
较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，ρ0应取小些；
后备系数较大时，可适当增大ρ0。
本次设计中摩擦片用粉末冶金材料
由表4-2得p0=0.25
表4-2单位压力p0取值范围
摩擦片材料
单位压力/MPa
石棉基材料
模压
0.2~0.25
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0.35~0.50
铁基
金属陶瓷材料
0.70~1.50
4．摩擦因素f，摩擦面数z以及离合器间隙△t。
摩擦片因素取决于摩擦片所用的材料及工作温度，单位压力和滑磨速度等因素。
查表4-3得：
初步定f=0.3
表4-3摩擦材料的摩擦因数的取值范围
摩擦因数f
0.30~0.50
0.4
因我们采用的是单片离合器，故摩擦面数Z=4
离合器间隙是指离合器处于正常结合状态。
分离套筒被回位弹簧拉到极限位置
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。
该间隙一般为3到4mm，此处取△t=3mm。
因为c=0.53~0.7故选取c=0.7
因为βTemax=πfZp0D3（1-c3）/12=440N.m
求得D=207mm
故查表4-4得：
D=200㎜,d=140㎜，厚度=3.5㎜，c=0.657，
表4-4离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径
D/m
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
m
内径
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
d/mm
厚度
3.2
3.5
4
/mm
C’=d/
0.68
0.64
0.70
0.66
0.62
0.58
0.55
0.54
0.53
D
7
9
3
5
1-C1
0.67
0.65
0.76
0.79
0.80
0.82
0.84
6
单面
106
132
221
302
402
466
546
678
729
908
103
面积
4.1.2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vD不超过65～70m/s，
即
VD=π*nemax*D*10-3/60=46.5m/s≤65~70m/s
式中，VD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；
nemax为发动机最高转速（r/min）。
（2）摩擦片的内，外径之比c应在0.53~0.70范围内，即
0.53≤c=0.667≤0.70
（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
1.2
≤β=1.2≤4.0
（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
T
C0C
22
C0
=4T/πZ（D-d
）=0.29≤[T]
式中，TC0为单位摩擦面积传递的转矩（N·
m/㎜2）；
[TC0]为其允许值（N·
m/
㎜2），按表4-5
选取
表4-5
单位摩擦面积传递转矩的许用值
离合器规格
≤210
＞210~250
＞250~325
＞325
[TC0]/X10-2
0.28
0.30
0.35
综上所述：
摩擦片的选择合理。
4.2从动盘总成设计
4.2.1从动盘设计要求：
4.2.1.1为减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。
4.2.1.2为保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘具有轴
弹性。
4.2.1.3为了避免传动系的扭转共振以及冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。
4.2.1.4要有足够的抗爆裂强度。
4.2.2从动片：
设计从动片时，要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。
为了使得离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。
具有轴向弹性的从动片有
以下3种结构型式：
整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。
前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。
双片式离合器的从动片一般都不做成具有轴向弹性。
这首先是因为双片式离合器的结合过程本身就比较的平顺。
其次，若双片离合器从动片都做成弹性的，其结果是要大大增加踏板的工作行程（或者是缩小离合器传动装置的传动比而使踏板操纵力增大），才能保证离合器的彻底分离。
显然这都不利于离合器的操纵。
故我们采用刚性的从动片。
从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从从动片一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。
从动片直径对照摩擦片尺寸确定。
为减小从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为1.3~2.0mm厚钢板冲压而成，取值为1.5mm。
我们设计的从动盘D=200mm;
d=135mm；
从动片厚度1.5mm。
4.2.3从动盘毂：
发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在
该花键孔内。
从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，眼下都采用齿侧定心的
矩形花键。
花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂就
能在花键轴上自由滑动。
查表4-6，根据从动盘外径和发动机转矩得：
花键齿数
n=10，花键外径D’=29mm，花键内径d’=23mm，齿厚t=4mm，有效齿长l=25mm，
挤压应力σ=11.3MPa。
花键齿工作高度h=（D’－d’）/2=3mm
表4-6从动盘毂花键尺寸系列
从动盘发动机花键齿花键外花键内齿厚有效齿挤压应
外
转
矩
数n
径
b/mm
长l/mm
力σ
D/mm
e
D’/mm
d’/mm
/Mpa
T/N·
50
10
263
18
20
70
26
21
11.8
29
23
25
11.3
32
30
11.5
35
28
10.4
40
12.7
310
10.7
45
11.6
480
13.2
600
55
15.2
410
720
36
60
13.1
800
65
13.5
450
950
52
41
12.5
4.3.1.1
4.3.1
花键尺寸的强度校核：
花键侧面压力P=4Temax/（D’+d’）Z
=4x440/（0.029+0.023）4
=8461.5N
σ挤压=P/nhl
=8461.5/10·
0.003·
0.025
=11.3MPa≤20MPa所以满足设计要求
从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成，并经调制处理，其挤压应力不应超过20MPa4.2.4从动盘摩擦材料选择：
离合器摩擦面片在离合器结合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：
1）在工作时有相对较高的摩擦系数。
2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退的现象。
3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能。
4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器结合过程中表现出良好的性能。
5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏。
6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度。
7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好。
8）在整个正常温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能。
9）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响他们的摩擦作用。
10）具有优良的性能/价格比，不会污染环境。
摩擦的材料基本上有三种：
石棉基摩擦材料、有机摩擦材料以及金属陶瓷
摩擦材料，有机摩擦材料可以满足较高的性能标准，成本低等特点，选择有机摩擦材料。
故选有机摩擦材料。
4.3压盘和离合器盖
压盘传动方式的选择以及几何尺寸的确定压盘传力方式的选择
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，但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：
凸台式、键式、销式和传动片式。
现在使用最广泛的是传力片的传动方式，因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况，还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求，并且还有利于压盘的定中。
4.3.1.2压盘几何尺寸的确定
确定了摩擦片内外径，与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。
因此压盘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）压盘应该具有足够的质量，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10mm
参考离合器结构，初步确定外径为200mm，内径140mm，厚度20mm。
压盘质量m压=π[（200/2）2-（140/2）2]x20x10-9x7.2x103=2.306kg
取m压=2.4kg
在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过8～10℃.
W
校核公式如下：
cm
式中：
—温升，℃；
W—滑摩功，由已知数据计算得出W=4776J；
—分配到压盘上的滑摩功所占的百分比，单片离合器压盘0.5；
c—压盘比热容，对铸铁压盘c=544.28J/（kg·
K）；
m—压盘质量,kg.
带入数据得=1.37<
[],符合。
4.3.1.3压盘及传动片的材料
压盘形状一般都比较复杂，而且要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，故选择由灰铸铁（HT200）铸成，并添加少量合金材料，硬度为HB170～227。
汽车中间压盘传动片采用80钢,并进行渗碳处理。
4.3.1.4传动片的设计及强度校核
传动片在膜片弹簧离合器中除了承担传递发动机的转矩外，还要依靠传动片
的弹性作用使压盘分离。
根据现有数据，初定离合器压盘传动片的设计参数如下：
共设3组传动片
（i=3），每组3片（n=4），传动片的几何尺寸为：
宽b=18mm，厚h=1mm，传动
片两孔的距离l=80mm，孔的直径d=8mm，传动片切向布置，圆周半径=180mm，弹
性模量为E=2.1×
。
MPa
校核传动片的应动：
传动片的有效长度为
l1l1.5d80
1.5
868mm
传动片的弯曲总刚度：
=12x2.1x105x1/12x18x13x4x3/683x1/1000=0.144MN/m
根据上述分析，计算以上3中工况的最大驱动应动及传动片的最小分离动：
（1）彻底分离时，按设计要求f=0,Te=0,由公式可知=0。
（2）压盘和离合器盖组装成盖总成时，Te=0,通过分析计算可知fmax4.0mm，则可计算最大应力：
3fmaxEh
34.02.11051
544.98MPa
max
682
l12
（3）离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动，fmax出现在离合器摩擦片磨损
到极限状况，通过尺寸链的计算可知fmax=2.5mm。
正向驱动：
=3x2.5x2.1x105x1/（68）2-6x440x2.5x1000/（3x4x180x18x12）+440x1000/（3x
4x180x18x1）
=340.6-169.8+11.32=182.12MPa
反向驱动：
=340.6+169.8-11.32=399.08MPa
由上式可知，传动片的许用应动符合所需的应动要求。
可见压盘与离合器盖组装成总成时最危险，由于计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传动片的许用极限可取其屈服极限。
鉴于上述传动片的应力状况，应选用80号钢。
（4）传动片的最小分离动F弹发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据相关数据确定f=1.74mm。
则：
传动片弯曲总刚度K=0.144MN/m，当f=1.74mm时，其弹性恢复动为：
符合要求。
4.3.1.4离合器盖的设计
离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，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。
离合器盖主要要求离合
器盖具有较好的刚度，使得在离合器分离的时候能保持不产生较大的变形，而且
在离合器上需要开一些通分窗口，以加强离合器的冷却。
根据现有数据，初定离
合器盖使用5mm的08钢板进行冲压，采
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