离合器设计说明书

沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 1 目 录 第 1 章 绪论 .1 1.1 引言 . .1 1.2 离合器的发展 .2 1.3 膜片弹簧离合器的结构及其优点 .2 1.4 设计内容 4 1.5 Pro/E软件的特点 .4 第 2 章 方案论证 .5 2.1 离合器车型的选定 .5 2.2 方案选择 .5 第 3 章 设计计算及参数的选择 . . 6 3.1 离合器主要参数的选择 . .6 3.2 膜片弹簧设计 .9 3.3 离合器盖总成设计 .13 3.4 离合器主要零件的设计计算 .15 致谢 .19 参考文献 .20 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 2 第 1 章 绪论 1.1 引言 以内燃机在作为动力的机械传动汽车中，离合器是作为一个独立的总成而存在的。离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。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。 1.2 离合器的发展 在早期研发的离合器结构中，锥形离合器最为成功。它的原型设计曾装在 1889 年德国戴姆勒公司生产的钢制车轮的小汽车上。它是将发动机飞轮的内孔做成锥体作为离合器的主动件。采用锥形离合器的方案一直延续到 20世纪 20年代中叶，对当时来说，锥形离合器的制造比较简单，摩擦面容易修复。它的摩擦材料曾用过骆毛带、皮革带等。那时曾出现过蹄 -鼓式离合器，其结构有利于在离心力作用下使蹄紧贴鼓面。蹄 -鼓式离合器用的摩擦元件是木块、皮革带等，蹄 -鼓式离合器的重量较锥形离合器轻。无论锥形离合器或蹄 -鼓式离合器，都容易造成分离不彻底甚至出现主、从动件根本无法分离的自锁现象。 现今所用的盘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。多片离合器最主要的优点是，汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。早期的设计中，多片按成对布置设计，一个钢盘片对着一青铜盘片。采用纯粹的金属的摩擦副，把它们浸在油中工作，能达到更为满意的性能。 浸在油中的盘片 式离合器，盘子直径不能太大，以避免在高速时把油甩掉。此外，油也容易把金属盘片粘住，不易分离。但毕竟还是优点大于缺点。因为在当时，许多其他离合器还在原创阶段，性能很不稳定。 石棉基摩擦材料的引入和改进，使得盘片式离合器可以传递更大的转矩，能耐受更高的温度。此外，由于采用石棉基摩擦材料后可用较小的摩擦面积，因而可以减少摩擦片数，这是由多片离合器向单片离合器转变的关键。 20 世纪 20 年代末，直到进入 30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才使用多片离合器。 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 3 早期的单片干式离合器由与锥形离合器相似的问题，即离合 器接合时不够平顺。但是，由于单片干式离合器结构紧凑，散热良好，转动惯量小，所以以内燃机为动力的汽车经常采用它，尤其是成功地开发了价格便宜的冲压件离合器盖以后更是如此。 实际上早在 1920 年就出现了单片干式离合器，这和前面提到的发明了石棉基的摩擦面片有关。但在那时相当一段时间内，由于技术设计上的缺陷，造成了单片离合器在接合时不够平顺的问题。第一次世界大战后初期，单片离合器的从动盘金属片上是没有摩擦面片的，摩擦面片是贴附在主动件飞轮和压盘上的，弹簧布置在中央，通过杠杆放大后作用在压盘上。后来改用多个直径较小的弹 簧，沿着圆周布置直接压在压盘上，成为现今最为通用的螺旋弹簧布置方法。这种布置在设计上带来了实实在在的好处，使压盘上的弹簧的工作压力分布更均匀，并减小了轴向尺寸。 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摩擦离合器，因为它具有从动部分转动惯量小、散热性好、结构简单、调整方便、尺寸紧凑、分离彻底等优点，而且由于在结构上采取一定措施，已能做到接合盘式平顺，因此现在广泛采用于大、中、小各类车型中。 如今单片干式离合器在结构设计方面相当完善。采用具有轴向弹性的从动盘，提高了离合器的接合平顺性。离合器从 动盘总成中装有扭转减振器，防止了传动系统的扭转共振，减小了传动系统噪声和载荷。 随着人们对汽车舒适性要求的提高，离合器已在原有基础上得到不断改进，乘用车上愈来愈多地采用具有双质量飞轮的扭转减振器，能更好地降低传动系的噪声。 对于重型离合器，由于商用车趋于大型化，发动机功率不断加大，但离合器允许加大尺寸的空间有限，离合器的使用条件日酷一日，增加离合器传扭能力，提高使用寿命，简化操作，已成为重型离合器当前的发展趋势。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片干式离合器。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片 离合器的传扭能力和使用寿命是单片的 2倍。但受到其他客观因素的影响，实际的效果要比理论值低一些。 近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低 (不超过 93 )，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的 5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。 1.3 膜片弹簧离合器的结构及其优点 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 4 1.3.1 膜片弹簧离合器的结构 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。 1、离合器盖 离合器盖一般为 120或 90旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2、膜片弹簧 膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截 圆锥形，称之为碟簧部分。 3、压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4、传动片 离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的 弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。 5、分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 1.3.2 膜片弹簧离合器的工作原理 由图 1.1可知，离合器盖 1与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧 3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 5的压紧力，使得压盘与从动盘 6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 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 5 （ 1）接合位置 （ 2）分离位置 1-离合器盖 2-铆钉 3-膜片弹簧 4-支撑环 5-压盘 6-摩擦片 7-分离轴承总成 8-离合器踏板 9-输出轴 图 1.1膜片弹簧离合器的工作原理图 要分离离合器时，将离合器踏板 8踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成 7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。 1.3.3 膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点： 1、膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性； 2、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定； 4、膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀； 5、易于实现良好的通风散热，使用寿命长； 6、膜 片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。 1.4 设计内容 1、压盘设计。 2、离合器盖设计。 3、从动盘总成设计。 4、膜片弹簧设计。 1.5 Pro/E 软件的特点 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 6 Pro/Engineer是美国 PTC公司开发的一套机械 CAD/CAE/CAM集成软件，其技术领先，在机械、电子、航空、邮电、兵工、仿真等各行各业都有应用，在 CAD/CAE/CAM 领域中处于领先地位。它集零件设计、大型组件设计、钣金设计、造型设计、模具开发、数控加工、运动分析、有限元分析、数据库管理等功能于一身，具有参数化设计，特征驱动，单一数据 库等特点，大大加快了产品开发速度。 本设计使用的 Pro/Engineer Wildfire3.0 是 Pro/Engineer的最新版本，其功能较以前的版本有了很大的提高，而且操作界面也更为好用，可以大大提高技术人员的工作效率。 第 2 章 方案论证 2.1 离合器车型的选定 该车主要参数如下表： 表 2-1 离合器设计主要参数 使用工况 乡间 总质量（ kg） 9550 发动机型号 Ca6102 发动机最大转矩（ N m/(r/min)） 373/1300 变速器一档传动比 7.640 主减速器传动比 5.77 驱动轮类型与规格 8.25-20 2.2 方案选择 本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而该车型不在此列。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴 的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断地提沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 7 高，因而这种离合器在轿车及微型、轻型客车上已得到广泛的采用，而且逐渐扩展到载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一位其结构简单，调 整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求又有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为其较拉式离合器零件数目更少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。 综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合器。 第 3 章 设计计算及参数的选择 3.1 离合器主要参数的选择 离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 1） 摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小； 2） 有足够的机械强度与耐磨性； 3） 密度小，以减小从动盘 的转动惯量； 4） 热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦； 5） 磨合性能好不致刮伤飞轮和压盘表面； 6） 接合时应平顺，不产生“咬合”或“抖动”现象； 7） 长期停放后，摩擦面不发生“粘着”现象。 摩擦片的外径是离合器的重要参数。它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响，并根据离合 器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机的最大的转矩Temax，离合器的静摩擦力矩 TC 应大于发动机的最大转矩 Temax，而离合器传递的最大静摩擦力矩 TC又取决于其摩擦面数 Z、摩擦系数 f、作用在摩擦面上 的总压紧力 P 与摩擦片平均半径 RC，即 cT=maxeT2 式中 离合器的后备系数 离合器的基本参数主要有性能参数有后备系数 和单位压力参数 P0，尺寸参数 D和d及摩擦片厚度 h 。 3.1 1 后备系数 后备 系数是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机转矩的可靠程度。在选择时应考虑以下几点： 1) 摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机的最大转矩； 2) 要防止离合器滑磨过大； 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 8 3) 要能防止传动系过载。 显然，为了可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，又不能选取太大；当发动机后备功率较大，使用条件较好时，可选择小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力，减少离合器磨损，应选取大些； 货车总质量越大，也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的值可以比螺旋弹簧的小些；双片离合器的值应大于单片离合器。 各类汽车值的选取范围通常为： 轿车和微型车、轻型货车 =1.20 1.75 中型和重型货车 =1.50 2.25 越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 =1.80 4.00 根据上述原因及所选车型，选取 =1.8。 3.1.2 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 h 的确定 摩擦片外径是离合器的重要尺寸之一，它直接影响离合器所能传递的转矩大小，也关系到离合器的结构重量和使用寿命。在确定尺寸 D时，发动机最大转矩参数必须是已知的。 在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的 D尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命。初步确定 D的方法有两种。 按发动机的最大转矩maxeT(N.m)来初选 D,可参考下列公式 D=100KTemax 首先确定离合器的基本结构为单片式，系数 K 反映 了不同结构和使用条件对 D 的影响，根据前面的该车基本数据可知该车为一般载货车，所以 K=36，且maxeT=373 N/m 带入数据可得 D=321.88 mm 在结构空间允许的情况下，尽量选用比较大的 D 尺寸，这样既可保证使用性能，也可提高离合器的使用寿命。所以 D=325 mm 摩擦片尺寸 D 应符合有关标准（ JB1457-74），的规定，表 3-1 给处了离合器摩擦片的尺寸系列和参数。 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 9 表 3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 D（ mm） 内径 d(mm) 厚度 h（ mm） 内外径之比 d/D 单位面积 F（ mm2） 325 190 3.5 0.585 546 所以由所计算的 D 值去参照表 3-1，最后选定摩擦片的尺寸为下表： 表 3-2选定的摩擦片的尺寸 外径 D （ mm） 内径 d (mm) 厚度 h (mm) C=dD1- 3C 单位面积 F （ mm2 ） 325 190 3.5 0.585 0.800 546 3.1.3 单位压力 P0 单位压力0P对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的工作条件，包括发动机的后备功率大小，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，0P应取小些；当摩擦片外径缴大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，0P应取小些；后备系数较大时，可适当增大0P。 当摩擦 片采用不同材料时，0P按下列范围选取：石棉基材料：0P=0.10 0.35MPa 粉末冶金材料：0P=0.35 0.60MPa金属陶瓷材料：0P=0.70 1.5Mpa 验算单位压力0P1.取 Re=)(3)(23030330RRRR i 时 maxeT=)(3)(23030330RRRR i Z PA 因为是单片的，所以摩擦盘工作面数 Z=2。初选摩擦材料为石棉基摩擦材料 查表可取摩擦系数 =0.3 代入数据得 p 0.155(MPa) 2取 R )(21 0 ie RR 时 maxeT )(21 0 iRR Z PA 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 10 代入数据得 p 0.158(MPa) 单位压力 P在容许范围之内，认为所选离合器尺寸 参数合适。 对于小轿车， D=380480 时， P约为 0.14mpa 又因小汽车的离合器都采用莫片弹簧离合，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小，轿车的后备功率较小，使用条件较好，所以宜取小值。 根据上述原因及所选车型，选取0P=0.14 MPa 3.2 膜片弹簧设计 在汽车膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用 它的特性决定了 离合器的主要工作性能。因此，在离合器的开发中，膜片弹簧的设计尤为重要。 3.2.1 膜片弹簧的结构特点 膜片弹簧由弹簧钢板冲压而成（如图 3-1 所示）。膜片弹簧在结构上分两部分，在膜片弹簧弹簧大端处为一完整的截面，它的形状象一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样，故称为碟簧部分（如 3-2 所示）。膜片弹簧起弹性作用的正是碟簧部分。碟形弹簧的弹性作用是这一面沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形。可以说膜片弹簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式。所不同的是，在膜片弹簧上还包含有径向开槽部分，膜片弹簧分离 指与碟簧部分交接处的径向槽较宽呈长方圆孔，这样一方面可以减少分离指根部应力集中，一方面又可用来安置销钉以固定膜片弹簧。 图 3-1 膜片弹簧 图 3-2 碟形弹簧 3.2.2 膜片弹簧的弹性变形特性 膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分。碟簧部分的弹性变形特性和螺旋弹簧的不一样。它是一种非线性的弹性，其特性和碟簧部分的原始内截锥高度 H 及弹簧厚度 h之比值有关。不同的 H/h 值可以得到不同的弹簧变形特性。一般可分为四种情况（图3-1）： （ 1） /2Hh 时曲线 1所示。载荷的增加，变形总是不断增加。这种弹簧的刚度很大，可以承受很大的载荷，适合于作为缓冲装中的行程限制器。 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 11 （ 2） /2Hh 时如曲线 2所示。弹簧的特性曲线在中间是异端平直的线，变形的增加，载荷几乎维持不变。此种弹簧叫做零刚度弹簧。 图 3-3 H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响（ 3） 2 / 2 2Hh如曲线 3 所示。弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加时，载荷反面减少。具有这种 特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧。因为可利用其负刚度区达到分离离合器时载荷下降，操纵省力之目的。但负刚度过大也不适宜，以免弹簧工作位置略微变动造成弹簧压紧力变化过大。 （ 4） / 2 2Hh 如曲线 4所示。则特性曲线的极小点落在横坐标轴上。 （ 5） / 2 2Hh 如曲线 5 所示。该特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。这种弹簧适用于汽车液力传动中的锁止机构。 3.2.3 膜片弹簧设计计算的基本公式 假设膜片弹簧在承载 过程中，其子午断面刚性地绕过断面上的某中性点 O转动（图3-2）。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷 F1（ N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为 1（ mm）（图），则膜片弹簧弹簧特性如下式表示： 12111 1 1221 1 1 1 1 1l n ( / )()6 ( 1 ) ( ) 2Eh R r R r R rF f H H hR r R r R r （ 3-2-1） 式中： E为材料的弹性模量（ MPa），对于钢： E=2.1 105 MPa； 为材料的泊松比，对于钢： =0.3； H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（ mm）； h为膜片弹簧钢板厚度（ mm）； R ， r分别为压 盘加载点和支承环加载点半径（ mm）； R1 ， r1分别为压盘加载点和支承环加载点半径（ mm）。沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 12 图 3-4 子午断面绕中性点的转动 a） b） c) 图 3-5 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a）自由状态 b）压紧状态 c)分离状态 当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化（图 3-3c）。设分离轴承对分离指端所加载荷为 F2（ N），相应作用点变形为 2（ mm）；另外，在分离与压紧状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午端面从自由状态也转过相同的转角，则有如下关系： 12111frrRr （ 3-2-2） 11211 fRrFFrr（ 3-2-3） 式中，fr为分离轴 承与分离指的接触半径（ mm）。 将式（ 3-2-2）和式（ 3-2-3）代入式（ 3-2-1），即可得 F2与 2的关系式为： 12222 2 21 1 1l n ( / )()6 ( 1 ) ( ) 2f f fEh R r R r R rF f H H hr r r r r r （ 3-2-4） 同样，将式（ 3-2-2）和式（ 3-2-3）分别代入式（ 3-2-1）同样可分别得到 F1与 2和 F2与 1的关系式。 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 13 如果不计分离指在 F2作用下的弯曲变形，则分离轴承推分离指的移动行程 2f（图3-3c）为： 12111fffrrRr （ 3-2-5） 式中， 1f为 压盘的分离行程。（图 3-3b、 3-3c）。 3.2.4 膜片弹簧基本参数的确定 （ 1）比值 H/h 的选择 该比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用 H/h对弹簧特性的影响，正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车的膜片弹簧离合器的 H/h一般取 ： 1.5 2 。 本设计选取 1=4， 2=12。 （ 6）膜片弹簧小端半径fr及分离轴承作用半径pr。fr值主要由结构决定，其最小值应大于变速器第 1轴花键的外径以便安装。分离轴承作用半径pr大于fr。根据结构可以定两个参数分别为，fr=27 pr=293.3 离合器盖总成设计 离合器总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。 3.3.1 离合器盖设计 离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在离合器盖结构设计时应达到以下几个要求： 1） 应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时摩擦面不能彻底分离。为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为 2.5: 4.0mm；在盖上冲制加强肋 或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。 2）应与飞轮保持良好的对中，一面影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓，也采用止口对中。 3）盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。 4）为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状。或在盖上下班加设通风扇片等，用以鼓风。 乘用车和载质量较小的商用车的离合器一般用 08、 10 钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸件或铝合金压铸件。 本设计采用厚 3mm 的 08钢板冲压而成。 3.3.2 压盘 结构设计 （ 1）对压盘结构设计的要求 1） 压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 15 设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。 2） 压盘应具有较大的刚度。 3） 与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。 4） 压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。 （ 2）压盘几何尺寸的确定 1）压盘内、外径的确定（yyDd、） 前面我们已经通过计算确定了摩擦片的内、外径。从一般而言，压 盘内径稍微小于摩擦片的内径，压盘外径稍大于摩擦片外径。 故本设计压盘外径yD=330mm，压盘内径为yd=185mm。 2）压盘厚度的确定（yh） 压盘厚度的确定主要依据以下两点： 压盘的质量 在离合器的接合过程中，由于滑摩功的存在，第接合一次都要产生大量的热，而第次接合的时间短（大约 3 秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到周围空气中去，这样必然导致摩擦副 的温升。在使用频繁和困难条件下工作的离合器，这种温升就更为严重。它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中所产生的热主要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，帮要求压盘具有足够大的质量以吸收热量。 压盘的刚度 压盘应具有足够大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减少受热后产生翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为 15 25mm2 。 离合器接合一次时的温升 离合器一次结合会瞬间产生热量，用温升 来表示。温升不应超过 8 10。温升越低，可以相应减小压盘厚度，以减小其转动惯量。温升公式为： 1WmC （ 3-4-1） 式中： 温升（）； W 滑磨功（ N m）； 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比（单片离合器压盘 =0.50；双沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 16 片离合器压盘 =0.25；双片离合器中间压盘 =0.50） C 压盘的比热， C=481.4J/（ kg）（铸铁压盘）： m 压盘重量（ kg）。 本设计选取 =8，即： WmC =8 （ 3-4-2） 2）计算压盘厚度 汽车起步时离 合器接合一次所产生的总滑磨功（ J），可根据以下公式计算： 2 2 2 1 220()1800 e a rgn m rWii （ 3-4-3） 式中： am 汽车总质量（ Kg）； r 轮胎滚动半径（ m）； ig 起步进所用变速器档位的传动比； io 主减速器传动比； en 发动机转速（ r/min）， 根据以上计算所 得，以及压盘厚度 32.12yh，设计时，要尽量取较小值， yh12。 3.4 离合器主要零件的设计计算 3.4.1 从动盘总成 从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。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，以减小变速器换档时轮齿的冲击。 2） 从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，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，以避免传动系共振，并缓和冲击。 为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有： 1） 在从动片外缘开 6: 12个“ T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同方向弯的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每隔一个的扇形上。“ T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种结构主要应用在商用车上。 2） 将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接，由于波形片（ 1.0mm）比从动片（ 1.5mm）薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯量较小 ，适宜于高速旋转，主要应用于乘用车和最大总质量小于 6t的商用车上。 3） 利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种结构的弹性行程较大，弹性特性较理想，可使汽车起步极沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 17 为平顺。这种结构主要应用于发动机排量大于 2.5L的乘用车上。 4） 将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片，右侧摩擦片用铆钉与波形铆合。这种结构的转动惯量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车上。 （ 1）从动盘毂 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件 ，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩 Temax按国标 GB1144 74选取（见 表 3 4） 。 从动盘的轴向长度不宜过小，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。从动盘毂一般采用锻钢（如 35、 45、 40Cr 等），并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。 花键选取 后应进行挤压应力 j（ MPa）及剪切应力 j（ MPa）的强度校核： 1 22m a xjj8 ()eTD d z n l（ 3-6-1） 1 m a x4 1 5()jjeTD d z n l b （ 3-6-2） 式中， z为从动盘毂的数目；其余参数见表 3 3。 表 3 3 离合器从动盘毂花键尺寸系列 根据摩擦片的外径 D=200mm 与发动机的最大转矩 Temax=380 N m，由表 3 3 查得n=10， D =40mm， d =32mm， b=5mm， l=45mm， j=11.6Mpa，则由公式（ 3-6-1）、（ 3-6-2）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 j/Mpa 齿数 n 外径 D /mm 内径 d /mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 沈阳理工大学应用技术学院本科毕业设计（论文） 18 校核得： j=11.28MPa j=11.6 MPa。 j=8.5 MPa j=17 MPa。 所以，所选花键尺寸能满足使用要求。 （ 2）从动片 从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面要求高。材料常用中碳钢板（ 50号或 85号）或 65Mn钢板。一般厚度为 1.3: 2.5mm，表面硬度为 38: 48HRC。 考虑所选车型及从动盘结构，选择从动片的结构型式为整体式，从动片外缘开 6个“ T” 形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同方向弯的波浪形。 本设计，从动片由 1.6 mm厚的 65Mn钢板冲压而成，并且将其外缘的盘形部分磨薄至 1mm，以减小其转动惯量。 （ 3）摩擦片 离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 1） 摩擦因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。 2） 具有足够的机械强度与耐磨性。 3） 密度要小，以减小从动盘的转动惯量。 4） 热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。 5） 磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 6） 接合时应平顺而不产生“咬合”或 “抖动”现象。 7） 长期停入后，摩擦面间不产生“粘着”现象。