毕业设计离合器设计.docx

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毕业设计离合器设计

第1章绪论

1.1选题的目的

本次设计，我力争把离合器设计系统化，为离合器设计者提供一定的参考价值。

抛弃传统的推式膜片弹簧离合器，设计新式的拉式膜片弹簧离合器是本次设计的主要特点。

1.2离合器发展历史[1]

近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发展水平的标志。

对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。

目前，各种汽车广泛采用的是摩擦式离合器，它是利用摩擦副间的摩擦力来传递转矩的离合器。

在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。

现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。

进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。

多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器[1]。

随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。

从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。

因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

随着计算机的发展，设计工作已从手工转向电脑，包括计算、性能演示、计算机绘图、制成后的故障统计等等。

1.3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[2]：

（1）结合时平顺、柔和，保证汽车起步平稳；

（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）大大简化并显著地缩短了离合器的轴间尺寸；

（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。

1.3.1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[4]。

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。

1.3.2现代汽车离合器应满足的要求

根据离合器的功用，它应满足下列主要要求[5]：

（1）能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。

为此，离合器的摩擦力矩（Tc）应大于发动机最大扭矩（Temax）；

（2）接合平顺、柔和。

即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动；

（3）分离迅速、彻底。

换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部分传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声；

（4）从动盘的转动惯量小。

离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。

减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低；

（5）具有吸收振动、噪声和冲击的能力；

（6）散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑；

操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。

尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非

（7）常重要；

摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能使离合器正常工作。

（8）通过调整，

1.3.3离合器工作原理

压紧机构和操纵机构四

如图1.1所示，摩擦离合器一般是由主动部分、从动部分、部分组成。

2和压盘借摩擦作用传给

通过拉杆，分离叉、分

离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮从动盘3，最后通过从动轴传给变速器。

当驾驶员踩下踏板时，离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。

当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。

此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器[7]。

Sg

、

1-轴承2-飞轮3-从动盘4-压盘5-离合器盖螺栓

6-离合器盖7-膜片弹簧8-分离轴承9-轴

图1.1离合器总成

1.3.4拉式膜片弹簧离合器的优点

与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：

取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更少；所谓拉式膜片弹簧，其特征是膜片弹簧和压盘上安装有弹性圆柱销，压盘、离合器盖和传动片的一端由限位装置安装在一起，从动盘总成的从动盘为三片从动盘依次叠加安装在一起；拉式离合器压紧模块的压盘上均匀设有散热筋。

提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击声；使用寿命更长何。

第2章离合器的结构设计

2.1离合器种类选择

离合器有摩擦式，电磁式，液力式三种类型。

离合器大都根据摩擦原理设计的。

摩擦式应用广泛。

摩擦式工作表面形状包括锥形、鼓形和盘形，锥形和鼓形的缺点是其从动部分转动惯量太大，引起变速器换档困难，且结合不够柔和，易卡住。

故选择盘形摩擦式离合器

2.2从动盘数选择

从动部分转动惯量小，

膜片弹簧式等。

其

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。

对于1260kg的轿车，本次设计选择单片离合器

2.3压紧弹簧和布置形式选择

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、

膜片弹簧与其他几

中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。

类相比又有以下几个优点[9]：

（1）由于膜片弹簧有理想的非线性特征,弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。

当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；

（2）膜片弹簧有压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；

（3）高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；

（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。

但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，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，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。

因此，我选用膜片弹簧式离合器。

2.4压盘驱动形式选择

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力片传动方式，简化了压盘的结构，有利于压盘的定

中。

为了改善传力片的受力状况，它们沿圆周切向布置，一般有3〜4组，每组3〜4个

弹性薄片组成，片厚一般为1〜1.2mm但它们的正反向特性不相同。

故选择传动片式。

2.5扭转减震器

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。

2.6

设计要求及其技术参数

基本要求[8]：

1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。

2）接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。

3）分离时要迅速、彻底。

3.1后备系数P

后备系数P是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩

1.20〜1.75

的可靠程度。

在选择P时，应保证离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。

乘用车P选择：

本次设计取P=1.2。

3.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t

摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。

摩擦因数f的取值范围见下表。

表3-1摩擦材料的摩擦因数f的取值范围

摩擦材料

摩擦因数f

石棉基材料

模压

0.20〜0.25

编织

0.25〜0.35

粉末冶金材料

铜基

0.25〜0.35

铁基

0.35〜0.50

金属陶瓷材料

0.70〜1.50

本次设计取f=0.30。

摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构

尺寸。

本次设计取单片离合器Z=2。

离合器间隙△t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位

置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。

该间隙^t一般为3〜4mm。

本次设计取△t=3mm。

3.3单位压力P0

单位压力Po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3-2。

表3-2摩擦片单位压力P0的取值范围

摩擦片材料

单位压力p0/Mpa

石棉基材料

模压

0.15〜0.25

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

Po选择：

0.10MPa

W1.50MPa，本次设计取Po=0.3MPa。

3.4摩擦片外径D内径d和厚度b

R12BTemax

摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

D=3—須88mm

\nfZp0（1c3）

取D=225mm

当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.53〜0.70之间来确定。

取c=d/D=0.667,d=0.667D=150.075mm,取d=150mm

摩擦片厚度b主要有3.2mm3.5mm、4.0mm三种。

取b=3.5mm。

Tc=PTemax=1.2189=227N.m

第4章离合器的设计与计算

4.1离合器基本参数的优化

设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。

这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。

下面采用优化的方法来确定这些参数［13］。

（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

n3n3

Vd=一riemaxD103=一4400225103=51.81m/s<6〜70m/s6060

符合要求。

式中,vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）;nemax为发动机最高转速（"min）。

（2）摩擦片的内、外径比c应在0.53〜0.70范围内，本次设计取c=0.667。

（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，不同的车型的P值应在一定范围内，最大范围为1.2〜4.0，本次设计取P=1.20。

（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm即卩d>2R0+50mm

（5）

Po的最大范围为0.10〜1.50Mpa。

为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，

本次设计取p0=0.3MPa。

（6）

防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,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：

222

W=』（=7522.1（J）

1800i0i2

为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功

式中，讥为汽车总质量（kg）；rr为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速（r/min）；乘用车ne取2000r/min。

满足要求

4.2膜片弹簧的弹性特性曲线

Ph

o

膜片弹簧特性曲线

H八一JJ

4.3膜片弹簧基本参数的选择⑷

（1）比值H/h和h的选择

为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/h—般为

1.5〜2.0，板厚h为2〜4mm。

取h=3mm，H/h=1.5，即H=1.5h=4.5mm。

（2）R/r比值和r的选择

研究表明。

R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误差的影响越大，且应力越高。

根据结构布置和压紧力的要求。

R/r一般为1.20〜1.35。

为

c。

即

使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的r值宜为大于或等于R

R=摩擦片外径120

取R/r=1.2,r=R/1.2=100mm。

（3）a的选择

膜片弹簧自由状态下圆锥角a与内截锥高度H关系密切，a—般在9°〜15°范围

内。

，符合要求。

a=arctanH/（R-r）=12.68

（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。

（5）膜片弹簧小段内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定

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。

rf应大于ro。

0=28mmrf=30mm

（6）切槽宽度S2及半径re的确定

mm。

S1=3.2〜3.5mm，S2=9〜10mm，re的取值应满足r-r本次设计取S1=3.2mm,S2=9mm,re

（7）压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定

R1=118mmr1=102mm

4.4膜片弹簧的优化设计

膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数,使其弹性特性满足离合器的使用性能要求,而且弹簧强度也满足设计要求,以达到最佳的综合效果[9]。

（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始底锥角a-H/（R-r）应在一定范围内,即

1.6

9°Wa~H/（R-r）=12.68°<15°

2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围,即

1.20

（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即

（D+d）/4

（4）根据弹簧结构布置要求，R与R,rf与ro之差应在一定范围内，即

（5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取,即

3.5

R1r1

5.1扭转减振器的设计

5.1.1扭转减振器的概述

扭转减振器主要由弹性元件

主要零部件的结构设计

（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段扭转刚度，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。

因此，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及噪声。

（4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，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阻尼摩擦转矩T是两个主要参数，决

定了减振器的减震效果。

其设计参数还包括极限转矩Tj、预紧转矩Tn和极限转角j等。

5.1.2扭转减振器的设计

（1）极限转矩Tj

极限转矩是指减振器在消除了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

一般乘用车：

系数取2.0即Tj=2Temax=378N-m

（2）扭转角刚度

K<13Tj=13X378=4914

（3）阻尼摩擦转矩T

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地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩

一般可按下式初选：

T=（0.06〜0.17）Temax

取T=0.1Temax=18.9N-m

（4）预紧转矩Tn

减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。

但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取Tn=（0.05〜0.15）Temax

取Tn=0.1Temax=18.9N-m

Ro=0.60d/2=45mm

（6）减振弹簧个数Zj

Zj参照表6-1选取。

表5-1减振弹簧个数的选取

摩擦片外径D=225mm选取Zj=4

（7）减振弹簧总压力F

当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值

Tj时，减震弹簧受到的压力F为

F=Tj/R0=378000Nmm/45=8400N

（8）极限转角j

本次设计j取10°。

5.2从动盘总成的设计

5.2.1从动盘毂

从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。

动盘本体和减振器盘又通过六个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。

因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。

传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来⑹。

它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的

外径D与发动机的最大转矩Temax由表3-1选取。

表5-2从动盘毂花键的尺寸

摩擦片外

径D/mm

发动机最大转

矩

Temax/（N•m）

花键尺寸

挤压应力

c/MPa

齿数n

外径

D'mm

1内径

d7mm

齿厚

t/mm

有效齿长

l/mm

160

49

10

23

18

3

20

9.8

180

69

10

26

21

3

20

11.6

200

108

10

29

23

4

25

11.1

225

147

10

32

26

4

30

11.3

250

196

10

35

28

4

35

10.2

280

275

10

35

32

4

40

12.5

300

304

10

40

32

5

40

10.5

本次设计D=225mm，Temax=189N•m故选择花键类型为:

摩擦

外

D/mm

片

径

发动机最大转

矩

Temax/（N•m）

花键尺寸

挤压应力

c/MPa

齿数n

外径

D7mm

内径

d7mm

齿厚

t/mm

有效齿

长l/mm

225

189

10

32

26

4

30

11.3

[5]

522从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求

（1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。

（2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。

（3）应安装扭转减振器，以避免