轻型货车离合器的设计说明书docWord下载.docx
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（4）由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；
（5）易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
（6）平衡性好；
（7）有利于大批量生产，降低制造成本。
但膜片弹簧的制造较复杂，其精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，
开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。
近年来，由于材料性能提高，制造工艺和
设计方法逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。
因此，选用膜片弹簧式离合器。
2.4膜片弹簧的支承形式
我们选用了拉式膜片弹簧，图为拉式膜片弹簧的支承形式—单支承环形式，
将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。
2.5压盘的驱动方式
在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种：
1）凸台—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，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。
经比较，我选择径向传动驱动方式。
三、离合器主要参数的选择
3.1后备系数β
后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。
但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。
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），轻型货车是在城乡间公路运输，使用条件较好，宜取小值，由《汽车设计》书表2-1，初取β=1.4。
3.2单位压力P0
单位压力P0决定了摩擦表面的耐磨性，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、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、
材料及其质量和后备系数等因素。
P0取值范围见表：
摩擦片材料
单位压力p0/Mpa
模压
0.15～0.25
石棉基材料
0.25～0.35
编织
铜基
0.35～0.50
粉末冶金材料
铁基
金属陶瓷材料
0.70～1.50
摩擦片材料选择石棉基材料，模压制造取
P0=0.2Mpa。
3.3摩擦片外径D内径d和厚度b
摩擦片外径D（mm）可以根据发动机最大转矩Temax（N.m）按如下经验公式
选用
DKDTemax16.5220
245mm
KD为直径系数由《汽车设计》书表
2-3选取为16.5
Temax为发动机最大转矩Temax220Nm
离合器摩擦片尺寸系列和参数表
1
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度b/mm
3.2
3.5
4
c=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1-c3
0.676
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积
106
132
221
302
402
466
546
678
729
908
1037
摩擦片标准系列尺寸，取D=250mm，d=155mm,b=3.5mm，c=d/D=0.620
3.4计算校核
3.4.1单位压力P0验算
Tc
Temax
1.4
308Nm
fp0ZD3（1
d3
3）
12
D
p0
308
0.19Mpa
ZD3（1
22503（11553
f
0.26
3）
式中，f为摩擦因数取
0.26；
p0
为单位压力（MPa）Z为摩擦面数取2；
为摩擦片外径取
250mm；
d为摩擦片内径取
155mm；
计算结果与前面所选择的
单位压力P0相差不大，选择合理。
摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。
⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦
⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象
由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化
学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大
约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。
3.4.2最大圆周速度vD
vD
nemaxD103
3000
250103
45m/s65~70m/s
60
m/s）；
nemax为发动机最高转速取
式中，
vD为摩擦片最大圆周速度（
3000r/min；
D为摩擦片外径径取250mm；
故符合条件。
3.4.2单位摩擦面积传递的转矩Tc0
Tc0=
4Tc
d2）
41.4
0.0029
（N·
m
/mm2）
Z（D2
2（2502
1552）
式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩
Nm；
当摩擦片外径
D210~250时，[Tc0]=0.0030N·
m/mm2>
0.0029N·
m/mm2，故符合要求。
3.4.2单位摩擦面积滑磨功
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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w]。
汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）为：
W=
π2ne2
marr2
）
（
22
1800
i0ig
根据公式ua
rn
0.377
i0
ig
汽车的最大爬坡度为i=16.7，将爬坡度带入公式
Pe
Gfua
Giua
CDAua
3
mua
du
3600
76140
3600dt
，式中，忽略空气阻力，=0
T
dt
将Pe
67Kw，G
9.8
37534N，滚动阻力系数f取0.02代入计算得
到一档时汽车的速度ua
18km/h
igi0
0.377rn
21.36
ua
π2ne2
marr2
3.14215002
38300.342
）=11960（J）
2
）=
i0ig
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功
（J）；
ma为汽车总
质量取3830kg；
rr
为轮胎滚动半径，约等于静负荷半径0.34m；
ne为发动机转速
（r/min）,商用车ne取1500r/min;
[w]=
4W
=
411960
=0.197J/mm2
πZ（D2
3.142（2502
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取11960J
满足
w<
[w]=0.33J/mm
2要求。
摩擦片的相关参数表
摩擦片外径
摩擦片内径
d
后备系数β
厚度
b
单位压力
Po
250mm
155mm
0.20MPa
四、膜片弹簧的设计
4.1膜片弹簧的基本参数的选择
4.1.1截锥高度H与板厚h比值H和板厚h的选择h
H
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h
一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm
故初选h=2mm,h=1.7则H=1.6h=3.4mm.
4.1.2自由状态下碟簧部分大端
R、小端r的选择和R比值
r
当d
0.6时，摩擦片平均半径Rc=D
d250155
101.25（mm），
对于拉式膜片弹簧的R值，应满足关系
RRc=101.25mm，故取R=105,再结
合实际情况取R/r=1.25,则r=84m。
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arctanH/（R-r）=arctan3.4/（105-84）≈10.3°
，满足9°
～15°
的范围。
4.1.4分离指数目n的选取
分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。
取分离之数目n=18。
4.1.5膜片弹簧最小端内半径r0及分离轴承作用半径rf
r0
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。
f应该
大于r0。
4.1.6切槽宽度δ1、δ2及半径re
取δ1＝3.4mm,δ2=10mm,re满足r-re>
=δ2,则re<
=r-δ2=84-10=74mm
故取re＝74mm。
4.1.7压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1需满足下列条件：
1RR17，0r1r6
故选择R1＝100mm，r1＝88mm.
4.1.8膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。
按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。
4.2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x1（mm）,则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
Ehx1
ln（R/r）
R
x1R
h
P1f（x1）
（R1r1）
2（Hx1
R1
）（H
2R1
6（1
r1
式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.06×
105Mpa；
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；
R1――压盘加载点半径，mm；
r1――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。
弹性特性曲线图：
膜片弹簧弹性特性
3500
2500
N
/
F2000
力
压
作1500
工
1000
500
5
6
变形λ1/mm
膜片弹簧的相关参表
截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角
3.4mm
2mm
18
10°
五、扭转减振器的设计
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，改变系统的固有振型，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。
5.1扭转减振器主要参数
目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振
器。
三级非线性减振器的扭转特性如下图所示。
5.1.1极限转矩Tj
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
Tj（1.5~2.0）Temax
对于商用车，系数取1.5，计算得Tj1.5Temax1.5220330Nm
5.1.2扭转角刚度K
由经验公式初选K13Tj
K13Tj133304290Nm/rad
5.1.3阻尼摩擦转矩T
可按公式初选
T（0.06~0.17）Temax
取T0.1Temax0.122022Nm
5.1.4预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn满足以下关系：
Tn（0.05~0.15）Temax且Tn
T22Nm
而Tn（0.05~0.15）Temax
11~33Nm
则初选Tn17.6Nm
5.1.5减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=（0.60～0.75）d/2
则取R0=0.7d/2=0.7×
155/2=54.25（mm）,可取为55mm.
5.1.6减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D250mm时，
Zj=4～6
故取Zj=6
5.1.7减振弹簧总压力F
当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
FTj/R0330/（5510-3）6082.9N
5.2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。
5.2.1减振弹簧的分布半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=（0.60～0.75）d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.7d/2=0.7×
155/2=54.25（mm），即为减振器基本参数中的R0
5.2.2单个减振器的工作压力P
PF/z6082.9/61013.8N
5.2.3减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2）弹簧钢丝直径d
38PDc38776.612
d=[]=580=3.45mm
式中，扭转许用应力[]可取550～600Mpa,故取为580Mpa
d取3.5mm
3）减振弹簧刚度k
应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即
k
4290
242.94Nm
2n
0.054252
1000R1
4）减振弹簧有效圈数i
Gd4
8.3
104
（3.5
103）
i
3k
8（12
103）3242.94
103
8Dc
5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为
n=i+（1.5～2）=6
6）减振弹簧最小高度
lminn（d
）1.1dn1.133.110.23mm
7）弹簧总变形量
P
1013.8
l
4.17mm
242.94
8）减振弹簧总变形量l0
l0lmin
l10.234.1714.4mm
9）减振弹簧预变形量
l'
Tn
17.6
10-3
0.2mm
kZR1
242.94654.25
10）减振弹簧安装工作高度l
ll0l'
14.4-0.214.2mm
11）从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角
和减振弹簧的工作变形量
'
（l'
'
ll'
）有关，其值为
2arcsin（l"
/2R1）4.19
12）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙
1R2sin
，式中，R2为限位销的安装尺寸。
1值一般为2.5～4mm。
所以可取
1为3mm,R2为41mm。
13）限位销直径d'
d'
按结构布置选定，一般d'
＝9.5～12mm。
可取d'
为10mm
扭转减振器相关参数表
极限转矩
Tj
阻尼摩擦转矩
Tμ
预紧转矩
减振弹簧的位置半径
R0
减振弹簧个数
Zj
330N·
m
22
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