汽车离合器的设计讲解

1、目录封面 1目录 2第一章绪论 31.1 离合器设计的目的 31.2 离合器概述 31.3 离合器设计的基本要求 31.4 技术参数及设计要求 4第二章设计方案论证 42.1 离合器的结构方案分析 . 42.2 从动盘数及干湿式的选择. 52.3 压紧弹簧和布置形式 . 62.3.1 周置弹簧离合器 62.3.2 中央弹簧离合器 62.3.3 斜置弹簧离合器 62.3.4 膜片弹簧离合器 62.4 膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析 . 72.5 压盘传力方式的选择 . 92.6 离合器的结构方案分析 . 102.7 方案选择 . 11第三章设计计算及参数选择 123.1 摩擦片的设计 .

2、 123.2 后备系数 的选择 123.3 摩擦片外径、内径和厚度. 133.4 单位压力 P0 153.5 摩擦因数、摩擦面数、离合器间隙选择 . 153.6 离合器基本参数的优化 . 16第四章结束语 17参考文献 17第一章 绪论1.1 离合器设计的目的了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，压盘和 膜片弹簧的结构，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查 找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的 方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护 的轿车离合器，为

3、以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这 次课程设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技 术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会， 对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。1.2 离合器概述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

4、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。1.3 离合器设计的基本要求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

5、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。1.4 、技术参数及设计要求表 1-1 离合器设计参数汽车型号捷达 GTI 16V发动机最大功率（ kw）/（r/min）102/6100总质量 ma（ Kg）1470发动机最大扭矩（ N.m）167轮胎规格185/60VR14最高车速（ km/h）205车轮半径 r （mm）233.3最高转速（ r/min ）6650后桥主减速比 i03.67载重量（

6、 kg）460变速器一档传动比 ig3.452、设计任务要求（1）、自行选定结构中的 零件材料；（2）、根据选定材料及离合器的一般设计原则和设计经验，选定相关参数，并能在设计中根据具体情况进行调整3、具体设计任务（1）、方案分析（2）、阐述离合器的功用和要求（3）、离合器类型选择及方案设计（4）、离合器设计计算（5）、离合器主要参数的选择及校核第二章 设计方案论证2.1离合器的结构方案分析2.1.1 摩擦离合器结构选择 汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型。其中，摩擦式的应用最为广泛。现代 汽车摩擦离合器的典型结构型式为单征或双片干式（图 2-1 ），它由从动盘、压盘驱动装置、 压紧弹簧

7、、离合器盖等构成， 本次设计选用摩擦式离合器 。图 2-1 从动盘部分分解图1，13摩擦片； 2，14，15铆钉； 3波形弹簧片； 4平衡块； 5从动片； 6，9减振摩 擦； 7限位销； 8从动盘毂； 10调整垫片； 11减振弹簧； 12减振盘2.2 从动盘数及干湿式的选择2.2.1 单片离合器对乘用车和最大总质量小于 6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸 容许条件下，离合器通常只设置有一片从动盘。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热 良好，维修调整方便，从动部分惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动 盘可保证接合平顺。2.2.2 双片离合器 双片离合器与单

8、片离合器相比， 由于摩擦面数增加一部， 因而传递转矩的能力较大； 接合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通 风散热性差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底， 所以设计时在结构上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转矩较大 且径向尺寸受到限制的场合。2.2.3 多片湿式离合器 摩擦面更多，接合更加平顺；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小，但分离行程大， 分离也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动部分的转动惯量大，故 过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有采

9、用， 并不断有增加趋势。因为它采用油泵对摩擦表面强制冷却，使起步时即使长时间打滑也不会 过热，起步性能好，据其使用寿命可较干式高 56倍。通过比较，本次设计所选车型适合 选用单片干式摩擦离合器 。2.3 压紧弹簧和布置形式离合器压紧弹簧的结构型式有： 圆柱螺旋弹簧、 矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。 可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置型式根据其布置离合器可分为：2.3.1 周置弹簧离合器 周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或同心的两个圆 周上，其特点是结构简单、制造容易，这去广泛应用于各类汽车上。此结构的弹簧压力直接 作用于压盘上，为了保证摩擦片上压力不均匀

10、，压紧弹簧的数目要随摩擦片直径的增大而增 多，而且应当是分离杠杆的倍数。因压紧弹簧直接与压盘接触，易受热回火失效。当发动机 最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力显著下降，离合器 传递转矩的能力也随之降低。此外，弹簧靠在其定位座上，造成接触部位严重磨损，甚至会 出现弹簧断裂现象。2.3.2 中央弹簧离合器 中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置 在离合器的中心。由于可选较大的杠杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力， 使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热回火失效；通过调整垫片或螺纹 容易实现压盘对压紧力的

11、调整。这种结构较复杂，轴向尺寸较大，多用于发动机最大转矩大 于400500N m的商用车上，以减轻其操纵力。2.3.3 斜置弹簧离合器 是重型汽车采用的一种新型结构。以数目较多的一组圆柱螺旋弹簧为压紧弹簧，分别以 倾角斜向作用于传力套上，后者再推动压杆并按杠杆比放大后作用到压盘上。这时，作用在 压杆内端的轴向推力等于弹簧压力的轴向分力。当摩擦片磨损后压杆内端随传力套前移，使 弹簧伸长，压力减小，倾角亦减小，而 cos值则增大。这样即可以使在摩擦片磨损范围内压紧 弹簧的轴向推力几乎保持不变，从而使压盘的压紧力也几乎保持不变。同样，当离合器分离 时后移动传力套，压盘的压紧力也大致不变，因此，斜置弹

12、簧离合器与前两种离合器相比， 其突出的优点是工作性能十分稳这定。与周布置弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35%。2.3.4 膜片弹簧离合器膜片弹簧（图2-2） 是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧， 主要由碟簧部分和分 离指部分组成。具有一系列优点： 膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基 本保持不变。 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。 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。 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 易于实现良好的通风散热，使用寿命长。 膜片弹簧中

13、心与离合器中心线重合，平衡性好。图 2-2 膜片弹簧离合器1-飞轮 2-摩擦片 3-压盘 4-膜片弹簧但膜片弹簧的制造工艺较复杂，制造成本较高，对材质和尺寸精度要求较高，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，膜片弹簧离合器 不仅在乘用车上被大量采用， 而且在各种形式的商用车上也被广泛采用 , 本次设计采用膜片弹 簧离合器。2.4膜片弹簧式离合器的拉式、推式的选择分析膜片弹簧式离合器的结构形式有拉式和推式两种：2.4.1 推式膜片弹簧离合器按支撑结构又可分为双支撑环式、单支撑环

14、式、无支撑环式： 双支撑环式（图 2-3 ） 单支撑环式（图 2-4 ）双支撑环式图2-4 单支撑环式 无支撑环式（图 2-5 ）图2-5 无支撑环式2.4.2 拉式膜片弹簧离合器：拉式膜片弹簧的支撑分两种，如图 2-6 （a）是无支撑环，（b）是单支撑环图2-6拉式膜片弹簧离合器支撑形式2.4.3 推式和拉式的离合器比较 与推式膜片弹簧离合器相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点 5 ：拉式膜片弹簧离合 器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，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与鸦片相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用 直径较大的膜片弹簧，提高了压

15、紧力的与传递转矩的能力，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；再结合或分离状态下，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，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效 率高，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%；无论在结合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧打断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，不会产生冲击和噪音；使用寿命更长。但是，拉式膜片弹簧的分离指与分离轴承套筒总成嵌装在一起的， 需采用专门的分离轴承， 结构复杂，安装拆卸较困难。由于拉式膜片弹簧离合器综合性能优越，目前在各

16、种汽车中的 应用日趋广泛。本次设计采用双支撑环推式膜片弹簧。2.5 压盘传力方式的选择2.5.1 凸块窗孔式 凸块窗孔式，离合器盖用螺栓固定在飞轮上，在盖上开有长方形的窗口，压盘上 则铸有相应的凸台，凸台伸进盖上的窗口，由离合器盖带动压盘。考虑到摩擦片磨损后压盘将向前移，因此在设计新离合器时，应使压盘凸台适当高出盖上窗口以外，以保证摩擦片磨 损至极限时仍能可靠传动。2.5.2 传力片式 传力片式由弹簧钢带制成的传力片 （图2-7） ，一端铆在离合器盖上， 另一端用螺钉固 定在压盘上。它一般都是沿圆周切向布置，改善传力片的受力状况。这种传力片的连接方式 还简化了压盘的结构，降低了对装配精度的要求

17、，并且还有利于压盘的定中。图2-7 传力片2.6 从动片的结构型式2.6.1 整体式弹性从动片从动片沿半径方向开槽，将外缘部分分割成许多扇形（图 2-8 ），并将扇形部分冲压成依 次向不同方向弯曲的波浪形，使其具有轴向弹性。两边的摩擦片则分别铆在扇形片上。在离 合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分逐渐被压平，从动盘摩擦片所传递的转 矩逐渐增大，使接合过程（即转矩增长过程）较平顺、柔和。整体式弹性从动片根据从动片 尺寸的大小可制成 612个切槽。 这种切槽还有利于减少从动片的翘曲。 为了进一步减小从动 片的刚度，增加其弹性，常将扇形部分与中央部分的连接处切成 T形槽。- 9 -图2-8

18、 整体式弹性从动片2.6.2 分开式弹性从动片从动片采用分开式结构（图 2-9） 从动片，（图 2-10 ）波形片，分开做成两件，然后再用铆 钉将其铆在一起由于波形弹簧片是由同一模具冲制而成，故其刚度比较一致。另外，这种结 构的从动片也较容易得到较小的转动惯量。图2-10 波形片2.7 方案选择通过上述各个方案的优缺点比较结合参考车型。 本次设计为选用干式离合器不考虑湿式 离合。从动盘数的选择，由于该车型为乘用车，总质量较小，所以可以选用单片式，使离合器 结构相对简单，轴向尺寸紧凑。压紧弹簧和布置形式的选择，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

19、，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。而推式膜片弹簧离合器，在安装和维修方面较为容易。压盘的驱动方式，选 择传力片方式，传力片方式设计简单，传力片的弹性允许其作轴向移动，与压盘的对中性能

20、好，使用平衡性好，工作可靠，帮命长。从动片的结构选择，选用分开式弹性从动片可以更- 10 -好的保证从动片能达到轴向弹性的要求。 综上所述本次设计选择 单片推式膜片弹簧离合器 。第三章 设计计算及参数选择 离合器主要参数的选择3.1 摩擦片的设计1）离合器摩擦片在性能上应满足如下要求： 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。 具有足够的机械强度与耐磨性。 密度要小，以减小从动盘的转动惯量。 热稳定性要好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。 接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象。7 长期停放后，摩擦面间不发生“粘着

21、”现象。2）摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的离合 器的静摩擦力矩 Tc 为，即TC fFZRC（3 1）（出自王望予.汽车设计 .北京：机械工业出版社， 2004，第二章） 式中， f 摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取 0.25 0.30 ； F压盘施加在摩擦面上的工作压力； Rc 为摩擦片的平均摩擦半径； 为摩擦面数，单片离合器的 =2，双片离合器的 =4， 本次设计选择单片离合器。离合器的基本参数主要有性能参数 和 Po，尺寸参数 D、d 和摩擦片厚度 b 以及结构参 数摩擦面数和离合间隙。3.2 后备系数 的选择后备系数 （表 3-1 ）是离合器设

22、计中的一个很需要参数，它反映了离合器传递发 动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应考虑以下几个问题：1） 摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩。- 11 -2） 防止离合器滑磨时间过长。3）防止传动系过载以及操纵轻便等因素。 显然，为可靠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， 又不宜选取太大；当发动机后备功率 较大、使用条件较好时， 可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能 力、减少离合器滑磨， 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，

23、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 值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的 值应大于单片离合器。表 3-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数 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为保证离合器在任何工况下都可靠的传递发动机的最大转矩，设计时Tc 应大于发动机最大转矩，即 3TCTemax32)式中， 离合器的后备系数， 必须大于 1； Temax 发动机最大扭矩。由于捷达 GTI 16V 为乘用车，由文献王望予

24、 . 汽车设计 . 北京：机械工业出版社， 2004， 第二章得， 后备系数 取 1.20 1.75 。这里选 =1.3,由式（ 3-2 ）可知 Tc=1.3 167 Nm=217.1Nm3.3 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b摩擦片（图 3-1 ）外径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，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，需要有大的尺寸。 根据汽车离合器徐石安 2 可按经验公式选用33)式中，系数 A 反映了不同结构和使用条件对 D 的影响，可参考下列范围：- 12 -小轿车 A=47；一般载货汽车 A=36（单片）或 A=50（双片）； 自

25、卸车或使用条件恶劣的载货汽车 A=19。由公式（ 3-3 ）代入相关数据理可得： D=188.50mm按照我国摩擦片尺寸系列标准 GB/T57641998汽车用离合器面片选取 7图 3-1 摩擦片表 3-2 汽车用离合器面片外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C =d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- C

26、30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单面面积/2cm1061321602213024024665466787299081037由上表初选摩擦片的尺寸为 D=200mm， d=140mm， b=3.5mm ， C =0.700摩擦片中径 Rc, 即 3Rc2 R3 r 33 R2 r 234)式中， R为摩擦片外半径； r 为摩擦片内半径。当 d/D 0.6 时，即 C 0.6， Rc可由下式相当准确的计算，即 3RcDd4Rr235)由( 35)得 Rc =85mm- 13 -3.4 单位压力 P0单位压力

27、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。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的 汽车， P0应取小些；当摩托车擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，P0 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 P0 。根据汽车设计王望予 3D 3 12 Temax 3（36）fP0（1 c3）式中， f 摩擦因数，本次设计 f =0.3 。根据初选 D 代入公式（ 36） 得 P0 =0.28Mpa3.5 摩擦因数 f 、摩擦面数 Z 和离合器间隙

28、 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。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉未冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料摩擦因 数 f 受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉未冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦 因数 f 较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围见下表 3 。表 3-3 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0.4综上本次设计可以选择粉末冶金材料铜基，摩擦因数 3 f 0.30 。摩擦面数

29、 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， 由于是单片离合器，因此摩擦面数 Z=2。离合器间隙 t 是指离合器处于正常接合状态、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接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的- 14 -间隙。由参考文献 可知 ， t 一般为 3 4mm这, 里初选 3mm。3.6 离合器基本参数的优化1）约束条件 摩擦片处径 D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过 6570m/s，即 33vDnemax D 10 3 65 70m/s（37）60式中， vD 为摩擦片最大圆周速度（ m/s）； nexma

30、 为发动机最高转速（ r/min ）。 代入相关数据得 vD =69.6m/s ，符合要求。 摩擦片的内、外径比 c 应在 0.53 0.70 范围内，即 30.53 c 0.70由表 3-2 可知 c=0.700 ，在范围内，符合要求。 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 值 应在一定范围内，最大范围为 1.2 4.0 ，本次设计 取值为 1.3 ，符合要求，即 31.2 1.75 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 2Ro约 50mm，即 3d 2Ro 50mmR0 （0.60 0.75）d / 2 （4253.5 ）（38）本次设计 R0 取 45，符合要求。 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 84Tc22 Z(D 2 d 2)39)式中， Tc 0为单位摩擦面积传递的转矩（ N m/ mm2）； Tc0 为其允许值（ N m/mm2），按 表 3-4 选取。表 3-4 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 D/mm21021025025032