完整版离合器计算及设计

离合器设计与计算本次设计主若是对离合盖器总成中的膜片弹簧、压盘，从动盘总成中的从动片等主要零部件进行详细的计算与设计，其他零部件采用进行简单设计。设计时已知参数以下：TOC\o"1-5"\h\z(1)发动机起步转矩: ■.；整车质量， ■；(3)车轮转动半径.…-；发动机起步转速 --- ；色 1 E变速器起步档变速比 .-H八、主传动比一-无讥3.1离合器设计基本结构尺寸及参数在初步确定离合器结构形式后，要经过离合器的基本结构尺寸和参数详细确定离合器。离合器设计时所需的基本结构尺寸、参数主要有：摩擦片外径D(2)单位压力p(3)后备系数B；在选定以上参数时，以下车辆参数对其有重要影响：发动机最大转矩’ ；&JZIf整车总质量-叫；传动系总传动比(变速器传动比 ，主减速器传动比)；、车轮转动半径“；3.2离合器基本参数采用和主要尺寸设计计算3.2.1离合器转矩容量的确定因此离合器的基本结构是摩擦传动机构， 离合器依靠摩擦表面间的摩擦力矩来传达转矩。因此可依照摩擦定律表示出离合器转矩容量公式：

(3.1)Tc=ZfFR5(3.1)式中：亠为离合器转矩容量；f为摩擦面间的静摩擦因数，一般取一；F为作用在摩擦面上的总压紧力，单位 N；为摩擦片的平均摩擦半径，单位 m；Z为摩擦面数，单片为2，双片为3。摩擦片上工作压力F—般在设计离合器时假设摩擦片上压力平均分布:(3.2)(3.2)(3.3)(3.4)应大于发(3.5)(3.3)(3.4)应大于发(3.5)式中：：为摩擦面上平均压力，单位 N；A为摩擦面积，单位二：；D为摩擦片外径，单位m；d为摩擦片内径，单位m。式（3.1）中有效作用半径二-公式以下：H_■一号式中：D为摩擦片外径，单位m；d为摩擦片内径，单位m。将式（3.2与式（3.3代人式（3.1得:Tc=-^Z/pD'式中： -为摩擦片内、外径之比，一般在〜0.70之间。p为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传达发动机的最大转矩， 设计时应：动机最大转矩，确定离合器转矩容量时应含有设计因子，即：式中：冗％为发动机最大转矩，单位代二;-为设计因子，称为后备系数，必定大于 1。后备系数■，平均压力■，摩擦片内外径d、D以及摩擦片厚度b为离合器基本性能参数。3.2.2离合器主要基本性能参数的确定（1）摩擦系数f的确定影响离合器摩擦系数的因素很多， 很复杂，本设计不详细谈论，经过查阅文件资料并与企业咨询后确定取f4-18］。（2）离合器后备系数梓的确定后备系数■保证了离合器可靠的传达发动机转矩的同时，有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。主要作用是：保证离合器在摩擦片磨损后依旧可以可靠地传达发动机转矩；防范离合器滑磨过大，防范传动系过载。当前进行离合器设计时，主若是参照已有的经验和统计资料，依照汽车的使用条件、离合器的结构形式特点初选后备系数 o介绍采用的后备系数以下：小轿车：】：_•一';载货车:片-亠一；带拖挂的重型车或牵引车： •=瓷1心岂』’本次设计选择’选择范围在爭—17庶,取‘o（3）单位压力；的确定单位压力.■对离合器使用寿命影响很大，目前离合器设计时单位压力介绍选择范围如下：石棉基资料 二〜；粉末冶金资料「〜0.60Mpa；金属陶瓷资料匚〜；对于采用有基资料为基础的摩擦片：当小轿车 二三「「二二时，鉄用m黒

二”]工…二时，卑=—— -;对于载货汽车二=匚匸二二时，「’「；•，二二m•「工二-.：时，••. *。本设计采用粉末冶金资料， 丁取0.35MPa。内外、径D、d以及摩擦片厚度b的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，关系到离合器的结构重量和使用寿命，与离合器传达的转矩大小有必然关系。一般采用下式确定：阴《0阴《0=討阿d在上述公式中代入 徉=工、、二二：、嘗池花衷也，可得丁-兀二它_:：■-/，经过查阅离合器摩擦片尺寸系列参数表 3.1并进行比较计算后：可得与二二最凑近的是:m二汀./...，因此摩擦片外径D=430mm'内径d=230mm'厚度b=4mm。离合器尺寸应吻合尺寸系列标准 GB5764—86《汽车用离合器盖片》，所选外径D应使摩擦片最大圆周速度在 65m/s-75m/s之间，依照下式：-_ :・「• - (3.7)式中：.飞为发动机起步转速：二二厂匕亡:KK，代入摩擦片外径 D=430mm 可得[ • -■- ，吻合设计要求。3.2.3离合器从动盘总成设计从动盘总成的设计主要包括从动片、 从动盘毂、摩擦片等的设计。设计从动盘时应满足以下要求：为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应该尽可能小；为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更为平均等，从动盘应拥有轴向弹性；为了防范传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器；从动盘总成要有足够的抗爆裂强度。(1)从动片设计设计从动片晌，为了获得最小的转动惯量、尽量减少从动片重量、并使质量分布尽可能的凑近旋转中心；从动片一般都做得较薄，平时用1.3~2.0mm厚的钢板冲制而成。同时为了使离合器结合平顺，保证汽车起步平稳，单片离合器的从动片一般都做成拥有轴向弹性的。依照式（3.6确定出的摩擦片内、外径值，本次设计从动片采用组合式弹性从动片。（2）从动盘毂设计发动机转矩是经过从动盘毂的花键孔输出的， 变速器第一轴就插在该花键孔内。 目前从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式都采用齿侧放心的矩形花键。本设计依照GB15758-2008花键标准以及SAE矩形花键尺寸系列，同时结合离合器生产本质情况选择花键毂尺寸为：花键外径?=：_内径「二二二二二，齿宽|.二，齿数二二花键毂轴向长度一般取花键外径的1.2~1.4倍，本设计选择花键轴向长度为花键外径的■■倍，结合本质生产加工取整后得花键轴向长度为•・.…广:，经过查表得有效长度山二三二二。（3）摩擦片与从动片连接方式选择目前摩擦片的连接方式主要有铆接和粘接两种，其中铆接法应用较为广泛。铆接法连接的从动盘总成在摩擦片磨损后更换方便，粘接发连接的从动盘总成中不只无法更换磨损的摩擦片，同时无法在粘接的从动盘总成中安装波形弹簧片；因此从动盘总成轴向弹性差。因此本设计采用铆接法连接摩擦片和从动片。3.2.4压盘和离合器盖设计在离合器盖总成中，压盘和离合器盖是除膜片弹簧外最主要的零部件，对离合器性能影响很大，需进行特地的设计。（1）压盘的设计压盘传力方式的选择压盘驱动形式的共同缺点是联接件间有缝隙，在传力开始的一刹时将产生冲击和噪声，并且随着磨损的增大而加大了冲击。依照方案解析，采用传动片连接压盘和飞轮。压盘几何尺寸的确定压盘设计时应该满足以下三点要求：1）拥有足够的质量，可以吸取摩擦片在工作过程中产生的热量；2）拥有足够大的刚度和合理的结构形状，保证在受热的情况下不至于因产生翘曲变形而影

响离合器完好分别和摩擦片的平均压紧;3）压盘厚度一般不小于 15mm。依照前面离合器基本结构参数、 尺寸的确定,与摩擦片相接合，因此压盘的内外径应与摩擦片内、且大尺寸离合器一般用在载货汽车等重型汽车上，压盘厚度应该较大以吸取热量，本次设计压盘厚度为④压盘及传动片的资料依照前面离合器基本结构参数、 尺寸的确定,与摩擦片相接合，因此压盘的内外径应与摩擦片内、且大尺寸离合器一般用在载货汽车等重型汽车上，压盘厚度应该较大以吸取热量，本次设计压盘厚度为④压盘及传动片的资料确定了摩擦片内外径； 因压盘工作时直接外径对应。本次设计离合器尺寸较大，离合器工作条件恶劣、产生热量多。因此41mm。压盘采用灰铸铁（即HT250），为增强压盘机械强度，也可别的增加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以达到增强其机械强度的目的。本次论文中，传力片采用 60SiMnA。（2）离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定， 经过离合器盖将发动机一部分转矩传达给压盘， 同时也是压紧弹簧和分别杠杆的支撑壳体。 本设计对离合器盖只进行简单设计， 主要建模参数结合已有实物和工厂供应数据进行建模。3・3膜片弹簧设计3.3.1膜片弹簧的变形特点膜片弹簧起作用部分为其碟形部分， 其特点为非线性。特点和碟簧的原始内截锥高度 H及弹簧片厚度h之比區舟:有关。其特点图以下：图不同B门时膜片弹簧特点曲线Fig.3.1DifferentH/hcurveofdiaphragmsprings不同样值可以获得不同样的弹性变形特点。

3.3.2膜片弹簧基本参数的选择（1）膜片弹簧外形几何尺寸参数膜片弹簧主要尺寸参数如图 3.2所示：泊竄；•比值选择：利用膜片弹簧非线性特点，保证离合器压紧力变化不大且控制方便，一般汽车膜片弹簧的龍抚在虫 气范围内选择。本设计依照厂家采用尺寸，采用选择 h=4.9mm，H=8mm，贝I」吃普空R及的确定：一般g沧一 迪时，蝶形弹簧储蓄的弹性能力最大，弹簧重量的利用率最好。对于汽车离合器膜片弹簧不需要储蓄太多弹性能力，一般 址詐•・「寫W謳本设计中，摩擦片内径 d=230mm，结合本质经验以及现在市场上生产的 Q430离合器,选择R=187mm。：的值应该介于1.2~1.3之间，本次设计选择 ，则r=150.4mm，结本质生产加工，圆整后取 r=150mm。膜片弹簧初步锥角a的确定：汽车膜片弹簧的初步锥角 a—般在_y--_4合之间，可依照(3.12)下式确定：(3.12)a=R.-r代入H、R、r值得「二 八，本次设计圆整后取血二一：:膜片弹簧小端半径二及分别轴承作用半径 的确定：膜片弹簧小端半径二•主要由结构决定，其最小值应该大于变速器第 I轴花键的外径以便安装。本设计参如实物选择 36.5mm；分别轴承半径应该大于「，则选择 =40.0mm。TOC\o"1-5"\h\zJ 1 P分别指数目n、切槽宽-、窗孔槽宽誇，及窗孔内半径：：的确定：1） 分别指数目：汽车离合器膜片弹簧分别指数目 n〉12，—般采用18、24左右，采用偶数［⑼，便于制造时模具分度，因为是大尺寸膜片弹簧，本设计选择 24。2） 切槽宽「•:切槽认一般选择4mm左右，本设计采用认 。3）窗孔槽宽•及窗孔内半径£:-一 ，本设计选择「 「，的宀..Ju丄 丄 丄 丄 丄】■＞『厂］浊鬥辽本设计选择:::..':■:/'^-^，得i'一二4）支撑环作用半径|和膜片弹簧与压盘接触半径L的确定：查阅资料可知，一般|应该尽量凑近于r而略大于r，L应该凑近R而略小于R［6］。则支撑环接触半径 |取l=152mm；L取L=179mm 。3.3.3膜片弹簧工作地址选择依照膜片弹簧特点曲线形状，曲线上有几个特定的工作点，对应于以下图3.4中的A、B、C。图3.4中,B点位为崭新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的工作点地址， A点为摩擦片磨损到极限的地址，C点为离合器分别时膜片弹簧的工作地址。由式 （3.14）算出的膜片弹簧凸点、凹点、拐点分别对应图中的M、N、T点。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T之间，且凑近或在 T点处［21］，—般*「：；咋,f以保证摩擦片在最大磨损限度 T范围内，压紧力从-一到”变化不大，本次设计取 恤应斗-:JH，单片离合器冷：总，7飞hWm®本次设计取=::.■'..'.'.o图3.4膜片弹簧工作点地址Fig.3