离合器课程设计-君威1.6T2012

1、目录第一章 绪论 .11.1 前言.11.2 课程设计目的 .21.3 设计要求 .21.4 设计步骤 .3第二章 离合器方案的确定 .32.1 车型分析 .32.2从动盘数选择. . 32.3压紧弹簧和布置形式的选择.42.4从动盘的结构形式.62.5 方案选择 .6第三章 离合器基本参数的确定 . 73.1 离合器后备系数 . 73.2 单位压力P0 . 83.3 摩擦片外径D、内径D和厚度B .83.4 摩擦因数F、摩擦面数Z和离合器间隙t. 9第四章 离合器基本参数的优化 . 104.1 摩擦片外径D .104.2 摩擦片的内、外径比C .114.3 后备系数 .114.4 摩擦片内径

2、D .114.5 单位摩擦面积传递的转矩.114.6 单位压力.114.7 离合器单位摩擦面积滑磨功 .124.8 离合器滑磨功W. 124.9 温升功率HR.13第五章 离合器零件的结构选型及设计计算 . .135.1 从动盘总成设计 .135.1.1 从动盘总成的结构型式的选择. .13从动片结构型式的选择. 145.1.3 从动盘毂的设计 .145.1.4摩擦片的设计. 155.2 离合器盖总成设计 . . 165.2.1 离合器盖设计 . 165.2.2 压盘设计 . 175.3 离合器分离装置设计 . . 175.3.1 分离轴承 . 175.3.2 分离套筒 . 185.4 膜片弹

3、簧的设计 . 185.4.1 膜片弹簧基本参数的选择 . .185.4.2 膜片弹簧材料及制造工艺 . 205.5 扭转减振器 . . 215.5.1 扭转减振器的功用 . 215.5.2 扭转减振器组成 . 215.5.3 减振器的结构设计 . 225.6 输出轴设计 . 245.5.1 轴的直径设计. 24第六章 谢辞 . 25第七章 参考资料 . 25第一章 绪论1.1 前言对于内燃机为动力的汽车,离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，按动力传递顺序来说,离合器应是传动系中的第一个总成。目前,汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传

4、递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等四部分。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构,其主要功用是:切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合。确保汽车平稳起步，在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击.在工作中受到较大的动载荷时.能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏，有效地降低传动系中的振动和噪声。随着汽车发动机转速、功率的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

5、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。1.2 课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课,课程设计则是学生在学习了汽车构造、汽车制造技术、汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是: 通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识,解决汽车设计问题,掌握汽车设计的一般规律,树立正确的设计思想,培养分析和解决实际问题的能力。 会分析和评价汽车及各总成的结构与性能,合理选择结构方案及有关参数,掌握一些汽车主要零部

6、件的设计与计算方法。 会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题,培养汽车设计能力 。 通过计算,绘图,熟练运用标准,规范,手册,图册和查阅有关技术资料.进一步培养学生的专业设计技能。 鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计CAD 绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。1.3 设计要求通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料。了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能:通过对车型分析,路况分析和型式分析.制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模,并在指导

7、老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。为了保证离合器具有良好的工作性能.设计的汽车离合器应满足如下基本要求:(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。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)应具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)应避免汽车传动系共振.具有吸收震动、缓和冲击和减

8、小噪声能力。(7)轻便、准确,以减轻驾驶员的疲劳,尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车,非常重要。(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的变化要尽可能小,以保证有稳定的工作性能。(9)摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损,摩擦衬面磨损在一定范围内时,要能通过调整,使离合器正常工作(10)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。（11）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。本次设计要求如下：（1）离合器装配图一张 视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。（2）零件图（四号图纸张）要求结

9、构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。1.4 设计步骤(1)熟悉离合器结构及相关理论知识。(2)根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。(3)绘制离合器总成装配图。(4) 绘制主要零件图。(5) 编写设计说明书。(6) 答辩。第二章 离合器方案的确定2.1 车型分析君威是上汽通用推出的一款4门5座三厢车，该车采用L4发动机，本次设计车型是2012款1.6t手动精英运动版，其具体参数见表2-1。表2-1 君威1.6t2012参数参考车型最高车速发动机型号最大功率/转速最大转矩/转速汽车整备质量M0一档传

10、动比主减速比前后轮规格君威1.6t2012210km/hL4135kw/5800rpm230Nm/2200rpm1545kg4.2733.941225/55R172.2 从动盘数选择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，在布置尺寸允许条件下，离合器通常只设计有一片从动盘。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，从动部分转动惯量小，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结合平顺。2多片离合器 多片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小

11、，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；分离形成较大，不易分离彻底，所以设计时在结构上必须采用相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构一般用在传递转矩较大且轴向尺寸收到限制的场合。3多片离合器 多片离合器多为湿式，具有结合更加平顺、柔和，摩擦表面温度较低，磨损较小，使用寿命长等优点。但分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大，主要应用于最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。2.3压紧弹簧和布置形式的选择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两个圆周上，其特

12、点是结构简单、制造容易，过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均匀，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。而当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力而向外弯曲，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，甚至出现弹簧断裂现象。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。由于可选用较大的杠杆比，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

13、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。3斜置弹簧离合器 斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过杠杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构的最大总质量大于14t的商用车上已采用。4膜片弹簧离合器图2.1 膜片弹簧离合器结构简图 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的蝶形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分

14、组成。采用膜片弹簧离合器时因为膜片弹簧离合器有很多优点：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，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。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，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。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。膜片弹簧中心与离合器中心线重合，

15、平衡性好。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。 与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有很多优点：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，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，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

16、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，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。2.4 从动盘的结构形式简单的从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型汽车尤其是双片离合器中。 轿车一般采用带扭转减振器的从动盘。从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具有切向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘间有减振摩擦片，装碟形垫片作弹性夹紧后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、

17、衰减低频振动。扭转减振器按发动机及传动系专门设计并经试验修正，则可得到最佳减振、降噪效果。线性弹性特性的扭转减振器，减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成，常用于汽油机汽车。柴油机怠速旋转不均匀度较大，会引起变速器常啮合齿轮间的敲击。采用二级或三级非线性扭转减振器并使第一级减振弹簧组的刚度小，可缓和柴油机怠速不平稳及消除变速器怠速噪声。 为了使离合器接合平顺，从动片尤其是单片离合器的从动片，一般都使其具有轴向弹性。最简单的方法是在从动片上开形槽，外缘形成许多扇形，并将它们冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。两边的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形片上。在离合器接合时，从动片被压紧，弯曲的波浪形扇形部分被逐

18、渐压平，使从动盘上的压力和传递的转矩逐渐增大，故接合平顺柔和。这种切槽有利于减少从动片的翘曲，其缺点是很难保证每片扇形部分的刚度完全一致。这就是整体式弹性从动片。分开式结构中，波形弹簧片与从动片分别冲压成型后铆在一起。由于波形弹簧片是由同一模具冲制，故其刚度比较一致；由于波形弹簧是采用比从动片更薄的钢板(厚度仅为，故这种结构容易得到更小的转动惯量，这些方面都优于整体式结构。2.5 方案选择本车因为转矩较大，故设计采用双片膜片弹簧离合器。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

19、递较大转矩的离合器，而本车型不在此列。综上所述，本次课程设计采用双片拉式膜片弹簧离合器。采用膜片弹簧作为压紧弹簧，采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片）。第三章 离合器基本参数的确定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为： （2-1）5；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即： （2-2）式中，为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机

20、最大转矩之比，必须大于1。3.1 后备系数后备系数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的可靠程度。在选择时，考虑到摩擦片在使用中磨损后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、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。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质量小于6t的商用车最大总质量为6-14t的商用车挂车本次课程设计的对象为君威1.6t，属于乘用车，故本次课程设计的后备系数范围为1.20-1.75，取=1.2。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

21、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。当摩擦片采用不用的材料时，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石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料P0选择：0.10P01.50MPa,本次设计初选P0=0.3MPa (石棉基编织）。3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b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。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片的外径，即： （2-3）此处f取0.3，c取0.6, P0取0.3M

22、Pa，故可算出摩擦片外径D=155.16mm。按初选以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准汽车用离合器面片表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。表3-3 离合器摩擦片尺寸系列外径160180190200210225250280300325350380内径110125133140143150155165175190195205厚度（3.0/3.2）3.53.53.53.53.53.53.53.53.5440.6880.6940.7000.7000.6810.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.6740.6670.6570.6570.6840.70

23、30.7620.7960.8020.8000.8270.843单位面积A106132145160186221302402466546678729故，选取摩擦片的尺寸为D=160mm，d=110mm,b=3.0mm,c=0.688,单位面积A=106 。3.4 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。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-5：表3-3摩擦系数的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料0.4本次设计取f=0.3。由 (2-4)所以验算单位压力 ： （2-5）式中，为摩

24、擦面间的静摩擦因数，取=0.3；Z为摩擦面数双片离合器的Z=4。， ×0.3×4××0.163×(1-0.6883)/12=1.2×230则=0.33MPa单位压力在容许范围0.11.5之内，认为所选离合器的尺寸、基本参数合适。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。该间隙一般为。本次设计取。第四章 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能和参数和尺寸参数，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

25、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。设计变量 设计后备系数取决于离合器工作压力和离合器的主要尺寸参数和。单位压力也取决于、和。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为 （4-1） 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为 （4-2）4.1 摩擦片外径D（mm）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65-70m/s，即： （4-3） 式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速（r/min）。取=5800×1.2r/min，前面已知D=160mm,代入式（4-

26、1）中可算得=58.3m/s，由此可见，满足要求。4.2 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，即：0.53c=0.6880.70 （4-4）由此可见，满足要求。4.3 后备系数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。根据君威1.6t的车型情况，已经选取后备系数=1.20，满足要求。4.4 摩擦片内径d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约50mm，即： （4-5）得： R055mm4.5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，

27、即： （4-6） 式中，为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/）；为其许用值（Nm/），按下表4-1选取。离合器规格D/mm0.280.300.350.40表4-1 单位摩擦面积传递转矩的许用值在本次设计中，我们选取的D=160mm，则根据表4-1可知=0.28 Nm/。根据前面的数据和式，可以算得=0.65Nm满足要求。 4.6单位压力P0为降低离合器滑磨产生的热负荷，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，P0的最大范围为0.10-1.50MPa。由 ×0.2×4××0.23×(1-0.73)/12=1.2&

28、#215;250则=0.17MPa前面选取的P0=0.17MPa满足要求。4.7离合器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，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即 （4-7） 式中，为单位面积滑磨功；为其许用值；对于乘用车：，对于最大总质量小于的商用车：，对于最大总质量大于的商用车：；为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式计算 （4-8）式中，为汽车总质量；为轮胎滚动半径；为汽车起步时所用变速器挡位的传动比，为4.273；为主减速器传动比，为3.941；为发动机转速；计算时乘用车取，商用车取。Ma=m0+65n+a

29、n=1920kg=17130.62（J）=0.40(J/mm2)满足要求4.8离合器滑磨功WD代入数值后得，WD=62034.73JWD/m1=45613.77<95680WD/A=1.46<6.8 符合要求4.9 温升速率，是表征摩擦片接合与分离时摩擦生热导致摩擦片温度升高的量代入数值后，得=57322.49/A=1.35<3.88 符合要求综上所示，离合器基本参数最终选为：外径内径厚度单位面积A1601103.00.6880.674106表4-2离合器摩擦片尺寸参数第五章 离合器零件的结构选型及设计计算5.1 从动盘总成设计5.1.1 从动盘总成的结构型式的选择从动盘总成

30、主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要求： 1) 转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 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，减小磨损。 3) 应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。摩擦面片采用有机材料。选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。图5-1 汽车膜片弹簧离合器压盘总成1.摩擦片 2.从动盘本体 3.从

31、动盘铆钉 4.减振弹簧 5.减振器6.阻尼弹簧铆钉 7.从动盘毂 8.摩擦片铆钉5.1.2 从动片结构型式的选择从动片设计时，要尽量减轻其重量，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结构，这样的从动片有3种结构型式：1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。5.1.3 从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。 从动盘毂轴

32、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1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB11441974选取。从动盘外径D/mm发动机转矩Te/N·m花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力/Mpa1605010231832010180701026213

33、2011.820011010292342511.322515010322643011.5表5-1 花键轴规格表根据从动盘外径D,选取花键齿数n=10, 花键外径D=23mm, 花键内径d=18mm, 有效齿长l=20mm花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。挤压应力计算公式： 挤压= （5-1） 式中，P为花键的齿侧面压力()。它由下式确定：花键的齿侧面压力： P=Temax（D'+d'）Z （5-2） 式中，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；为发动机最大转矩；为

34、花键齿数；为花键齿工作高度； （5-3） 为花键有效长度。则P=Temax（D'+d'）Z=2.8N故挤压=5.6MPa<挤压=10MPa5.1.4 摩擦片的设计离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：(1) 摩擦因素较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响较小。(2) 具有足够的机械强度和耐磨性。(3) 密度要小，以减轻从动盘的转动惯量。(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) 结合时应平顺而不产生“胶合”或“抖动”现象。(7) 长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象 离合器摩擦片所用的

35、材料主要由石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因素较高（大约为0.30.45）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因素受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，故目前主要应用于中、轻载荷下工作。由于石棉在生产和使用过程中对环境有污染，对人体有害，故以玻璃纤维、金属纤维等来代替石棉纤维。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性好和耐磨性好、摩擦因素较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，几何平顺性差，主要用于载质量较大的商用车上。 摩擦片与从动片的结合方式有铆接和粘结两种。铆接方式连接可靠，更换

36、摩擦片方便，适宜在从动片上安装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘结方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有价高的抗离心力和切向力的能力；但更滑摩擦片困难，且使从动盘难以安装波形片，无轴向弹性，可靠性低。 综上所述，选用玻璃纤维摩擦材料，且采用铆接方式连接。5.1.5 波形片和减震弹簧 波形片一般采用65Mn，厚度小于一毫米，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减震弹簧常采用60Si2MnA或50CrVA或65Mn等弹簧钢丝。5.2 离合器盖总成设计 离合器盖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。5.2.1 离合器盖设计为了减轻重量和增加刚

37、度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，应与飞轮保持良好的对中，以免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，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将

38、盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。5.2.2 压盘设计对压盘设计的要求：（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，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，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，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，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1525mm。（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应补低于1520gcm。（4）压盘高度（从承压

39、点到摩擦面的距离）公差要小。初步确定压盘厚度为15mm，外径164mm，内径104mm。材料为灰铸铁HT200铸成，密度为。压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升 （5-4）式中，t为压盘温升（），不超过810；c为压盘的比热容，铸铁的比热容为)；为传到压盘的热量所占的比例，对双片离合器，=0.25；可算得压盘质量m1=1.36kg。温升t=6.54，满足要求。5.3离合器分离装置设计5.3.1 分离轴承分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。

40、目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。5.3.2 分离套筒本设计使用的是适合推式离合器的自动调心式分离轴承装置。轴承外圈与分离套筒外凸缘和外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动1mm左右。在外圈轴承不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可以减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承断面的磨损，是轴承不会出现过热而

41、造成润滑脂流失分解。延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承室将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧与档环之间，再用弹性锁环卡紧，结构较简单。5.4 膜片弹簧的设计5.4.1 膜片弹簧基本参数的选择（1）比值H/h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h时，F1=f(1)为增函数；当H/h=时，有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h>时，有一极大值和一极小值；当H/h=2时，的极小值落

42、在横坐标上（如图5-4-1所示）。为保证离合器压紧力变化不打和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.52.0，板厚h为24mm。取h=3mm,则H=5.4mm H/h=1.81. 2. 3. 4. 5. 图5-2 膜片弹簧的弹性特性曲线（2）R/r比值和R、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，弹性特性曲线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1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀,拉式膜片弹簧的r值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc。则可取=67.5mm取R/r为1.3， 那么r=70mm,因此，R=91mm（3）

43、的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截高度H关系密切，一般在9°15°范围内。 （5-5） 可算得=14°。（4）膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图5.4.2所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不打。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图5-3 膜片弹簧工作点位置（5）分离指数目n的选择分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。由

44、国标本次设计取n=18。（6）膜片弹簧小端内径及分离轴承作用半径的确定 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，应大于。3.5R/r05.0 取R/r0=3.6 取r0=25mm,=27mm。（7）切槽宽度、及半径的确定 =3.23.5mm，=910mm,的取值应满足r-。本次设计取=3.2mm,=9mm，=60mm，满足r-（8）压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 的取值将影响膜片弹簧的刚度。应略大于r且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。 本次设计，取=72mm，=88mm。5.4.2 膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精

45、度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其分离38次，以产生一定的塑性变形，从而使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反向的残余应力而达到强化的目的。一般来说，经强压处理后，在同样的工作条件下，可提高膜片弹簧的疲劳寿命5%30%。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷到膜片弹簧表面，使其表层产生塑性变形，从而形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高承载能力和疲劳寿命。为了提高分离指的耐磨性，可对

46、其端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度的3%。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11，厚度公差为±0.025mm，初始底锥角公差为±10。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度

47、差一般都要求小于0.81.0mm5.5 扭转减振器 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，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。5.5.1 扭转减振器的功用（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，抑制扭转共振影响振幅，并衰减因冲击而产生的瞬间扭振。（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和噪声。（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。5.5.2 扭转减振器组成用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有