北汽B40 离合器设计.doc

哈尔滨工业大学（威海）课程设计用纸 第 1页
（威海）

“汽车设计”课程设计

基本信息
学 生 姓 名： 学号：
院 系 名 称： 汽车工程学院车辆工程系
课程设计名称： 北汽B40 2.4L SUV 离合器设计
课程设计地点：
课程设计时间：2014年12月1日至12月18日 同组人姓名：

课程设计内容目录 页码
1、 课程设计题目与任务书...……………………………………………......[2]
2、 课程设计过程……...……………………………………………………..[ ]
3、 课程设计心得、建议等……...…………………………………………..[ ]
4、 参考文献……...…………………………………………………………..[ ]

教师评语及课程设计成绩
评语：

成绩：
教师签字：
年 月 日
（威海）

“汽车设计”课程设计任务书

题 目： 北汽B40 2.4L SUV离合器设计
技术参数：轴距2450,整备质量1830,轮距1530/1530
；＝217Nm/4000rpm；
轮胎：235/75 R16。
设计内容：1、 装配图一张
2、 零件图一张
3、 说明书一份
4、
5、

班 级
学 生
指导教师
教研室主任
2014 年 12 月 15 日

一、概述
离合器的基本功用
离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车启动时将发动机与传动系平顺的结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器换挡齿轮之间的冲击；在工作红受到较大载荷时，能限制传动系所受到的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效降低传动系中的振动和噪声。
离合器设计的基本要求
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。
4) 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档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效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。
6) 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。
7) 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。
8） 应避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。
9） 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。
10） 结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺好，拆装、维修、调整方便等。

二、离合器的结构方案分析
从动盘数的选择
对乘用车和总质量小于6t的商用车而言，发动机的转矩一般不大，在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。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，在使用时能保证彻底分离，采用轴向有弹性的从动盘可保证顺利结合。北汽B40 2.4L SUV属于乘用车且装备质量为1.83t，所以采用单片离合器。
压紧弹簧和布置形式的选择
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、膜片弹簧式等。其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。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：
（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）膜片弹簧兼起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。
但膜片弹簧的制造较复杂，其精度要求高，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，由于材料性能提高，制造工艺和设计方法逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，选用膜片弹簧式离合器。

膜片弹簧离合器结构形式的选择
膜片弹簧离合器根据分离时分离指内端受推力还是拉力，可分为推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器。与推式膜片弹簧离合器相比，拉式膜片弹簧离合器具有如下优点：
1） 由于拉式膜片弹簧是以其中部压紧压盘，在压盘大小相同的条件下可使用直径相对较大的膜片弹簧，从而实现在分离时不增加操纵力的前提下。提高压盘的压紧力和传递转矩的能力；或在传递转矩相同的条件下，减小压盘的尺寸。
2） 由于减少或取消了中间支撑，零件数目少，使其结构简单、紧凑、质量更轻。
3） 拉式膜片弹簧的杠杆比大于推式膜片弹簧的杠杆比，且中间支撑少，减少了摩擦损失，传动效率高，使分离时的踏板力更小。
4） 无论在分离状态下或结合状态下，拉式膜片弹簧的大端始终与离合器盖的支承保持接触，因而在支撑环磨损后不会产生冲击噪声。
5） 在结合状态下或分离状态下，离合器盖的变形量小、刚度大、使分离效率更高。
6） 使用寿命更长。
因此选用拉式膜片弹簧离合器。

膜片弹簧支撑形式的选择
根据支承环数目的不同，拉式膜片弹簧离合器可以分为无支承环形式和但支撑环形式。

1） 无支承环式 MFZ型 直接在离合器盖上冲出一个环形凸台来支承膜片弹簧，不用支承环。它主要用于轿车和轻型货车上。
2） 单支承环式 DT/DBP型 将膜片弹簧的大端支承在冲压离合器盖中的支承环上，主要用于轿车和货车上。
3） 单支承环式 GMFZ型 将膜片弹簧的大端支承在铸造离合器盖凹槽中的支承环上，主要用于中重型汽车上。
根据本次离合器设计的车型，选用了单支承环式 DT/DTP型拉式膜片弹簧离合器。

压盘的驱动方式
在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种：
1）凸台—窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。
2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。
3） 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。
经比较，我选择径向传动驱动方式。

三、离合器主要参数的选择
后备系数β
后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加）使用条件较好，宜取小值，由《汽车设计》书表2-1，初取β=1.4。

单位压力
单位压力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。取值范围见表：
摩擦片材料
单位压力p/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
摩擦片材料选择石棉基材料，模压制造取=0.2Mpa。

摩擦片外径D内径d和厚度b
摩擦片外径D（mm）可以根据发动机最大转矩（N.m）按如下经验公式选用

为直径系数由《汽车设计》书表2-3选取为16.5
为发动机最大转矩

离合器摩擦片尺寸系列和参数表1
外径D/mm
160
180
200
225
250
280
300
325
350
380
405
430
内径d/mm
110
125
140
150
155
165
175
190
195
205
220
230
厚度b/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
4
4
4
4
c=d/D
0.687
0.694
0.700
0.667
0.620
0.589
0.583
0.585
0.557
0.540
0.543
0.535
1- c3
0.676
0.667
0.657
0.703
0.762
0.796
0.802
0.800
0.827
0.843
0.840
0.847
单位面积
106
132
160
221
302
402
466
546
678
729
908
1037

摩擦片标准系列尺寸，取D=250mm，d=155mm,b=3.5mm ，c=d/D=0.620

计算校核
单位压力验算

式中，为摩擦因数取0.26；为单位压力（）为摩擦面数取2；为摩擦片外径取250；为摩擦片内径取155；计算结果与前面所选择的单位压力相差不大，选择合理。
摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。
⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦
⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象
由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。

最大圆周速度

式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取4000；为摩擦片外径径取250；故符合条件。

单位摩擦面积传递的转矩
=(N·/)
式中，为离合器传递的最大静摩擦力矩304；当摩擦片外径时，=0.0030 N·/>0.0029 N·/，故符合要求。

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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功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：
W = ()
根据公式
汽车的最大爬坡度为i=16.7，将爬坡度带入公式
，式中，忽略空气阻力，=0
将，，滚动阻力系数f取0.02代入计算得到一档时汽车的速度

W = () = () = 11960 (J)
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)；m 为汽车总质量取1830kg；rr 为轮胎滚动半径，约等于静负荷半径0.23m；n为发动机转速(r/min),乘用车n取1500 r/min;
[w] = = = 0.197J/
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取11960J
满足w < [w] = 0.33J/mm要求。
摩擦片的相关参数表
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b
单位压力Po
250mm
155mm
1.4
3.5
0.20MPa

四、膜片弹簧的设计
膜片弹簧的基本参数的选择
截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择
为了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一般为1.5～2.0，板厚h为2～4
故初选h=3, =1.6则H=1.6h=4.8.
自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和比值
当时，摩擦片平均半径Rc=，
对于拉式膜片弹簧的r值，应满足关系rRc=100.25mm，故取r=100mm,再结合实际情况取R/r=1.2,则R=120mm。
膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arctanH/(R-r)=arctan3.4/(105-84)≈10.3°，满足9°～15°的范围。
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 。取分离指数目n =18 。
膜片弹簧最小端内半径及分离轴承作用半径
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。应该大于。
切槽宽度δ1、δ2及半径
取δ1＝3.3mm, δ2=10mm, 满足r->=δ2,则<=r-δ2=100-10=90mm
故取＝90mm。
压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1需满足下列条件：
，
故选择R1＝115mm， r1＝104mm.
膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。
膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：

式中，E――弹性模量，钢材料取E=2.06×Mpa；
b――泊松比，钢材料取b=0.3；
R――自由状态下碟簧部分大端半径，mm；
r――自由状态下碟簧部分小端半径，mm；
R1――压盘加载点半径，mm；
r1――支承环加载点半径，mm；
H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；
h――膜片弹簧钢板厚度，mm。

弹性特性曲线图：

膜片弹簧的相关参表
截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角
4.8mm
3mm
18
10°

五、扭转减振器的设计
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，改变系统的固有振型，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。
扭转减振器主要参数
极限转矩
极限转矩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

对于乘用车，系数取2.0，计算得
扭转角刚度
由经验公式初选

阻尼摩擦转矩
可按公式初选

取
预紧转矩
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
满足以下关系：
且
而
则初选
减振弹簧的位置半径
的尺寸应尽可能大些，一般取
=(0.60～0.75)d/2
则取=0.7d/2=0.7×155/2=54.25(mm),可取为55mm.
减振弹簧个数
当摩擦片外径D250mm时，
=4～6
故取=4
减振弹簧总压力F
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为

减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

减振弹簧的分布半径
的尺寸应尽可能大些，一般取
=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故=0.7d/2=0.7×155/2=54.25(mm)，即为减振器基本参数中的
单个减振器的工作压力P

减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=12mm
2）弹簧钢丝直径d
d===3.45mm
式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为580Mpa
d取3.5 mm
3）减振弹簧刚度k
应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定，即

4）减振弹簧有效圈数

5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为
n=+(1.5～2)=6
6）减振弹簧最小高度

7）弹簧总变形量

8）减振弹簧总变形量

9）减振弹簧预变形量

10）减振弹簧安装工作高度

11）从动片相对从动盘毂的最大转角
最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为

12）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙
，式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.5～4mm。
所以可取为3mm, 为41mm。
13）限位销直径
按结构布置选定，一般＝9.5～12mm。可取为10mm
扭转减振器相关参数表
极限转矩Tj
阻尼摩擦转矩Tμ
预紧转矩Tn
减振弹簧的位置半径R0
减振弹簧个数Zj
440 N·m
22 N·m
17.6 N·m
55mm
4

六、离合器主要零部件的结构设计
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，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。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T来选择
摩擦片外径 D/mm
发动机最大转矩T/(N·m)
花键尺寸
挤压应力/MPa
齿数n
外径D’/mm
内径d’/mm
齿厚t/mm
有效尺长l/mm
250
196
10
35
32
4
35
10.2
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，以避免传动系共振，并缓和冲击。
本次设计初选从动片厚度为2mm。
离合器盖结构设计的要求
1)应具有足够的刚度，否则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，严重时使摩擦面不能彻底分离。
2)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。
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窗孔，或在盖上加设通风扇片等。
乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。
本次设计初选08钢板厚度为3mm
压板的设计
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，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，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。
2)压盘应具有较大刚度，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与离合器的彻底分离，厚度约为15～25 mm 。
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不低于15～20 g·cm 。
4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。
压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS。
压板的结构设计与选择
t = (1)
m = = (2)
t==
式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，W=11960J
γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. γ=0.5；
m为压盘质量(kg)
V为压盘估算面积；
c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg·)；
为铸铁密度，取7800 kg/m；
为摩擦片外径取250；
为摩擦片内径取155；
h为压盘厚度，取=15 mm；
t为压盘温升（）满足压盘温升不超过8~10要求。

参考文献
【1】 汽车设计 吉林大学 王望予主编 机械工业出版社 北京
【2】 汽车构造 吉林大学 陈家瑞主编 机械工业出版社 北京
【3】 汽车设计丛书 汽车离合器 徐石安、江发潮编著 清华大学出版社 北京
【4】 机械制图 刘朝儒、彭福荫、高政一主编 清华大学出版社 北京