离合器课程设计 武汉理工.doc

WG7200型轿车膜片弹簧离合器设计说明书
一.离合器概述
按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义，离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作，就是受驾驶员操纵，或者分离，或者接合，以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其功用是能够在必要时中断动力的传递，保证汽车平稳地起步；保证传动系换档时工作平稳；限制传动系所能承受的最大扭矩，防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点：
（1）结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；
（2）离合器分离彻底；
（3）从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；
（4）散热性能好；
（5）高速回转时只有可靠强度；
（6）避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；
（7）操纵轻便；
（8）工作性能（最大摩擦力矩和后备系数保持稳定）；
（9）使用寿命长。
1.1离合器的组成
如图1-6所示膜片弹簧离合器的大致组成结构如下：

1.2离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300～500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。
虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。
汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。
离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。
1.3设计的基本要求
为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足以下要求：
1) 在任何行驶条件下，都能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载。
2) 接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动和冲击。
3) 分离要迅速、彻底。
4) 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) 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) 应能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。
7) 操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
8) 作用在从动盘上的总压力和摩擦离合器和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。
9) 具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。
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。
二.结构方案分析
本设计针对的车型是毕加索2.0L手自一体。
其基本参数如下：
车 型：奥德赛2008豪华版
整车质量：1705（kg）
最高车速：190 （km/h）
主要尺寸: 4770×1800×1582 长/宽/高（mm）
最大功率：118/5500 （kw）
最大扭矩：218/4500 （N.m）
2.1从动盘数选择
对乘用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，离合器通常只设一片从动盘。
2.2压机弹簧和布置形式
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。
但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，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，我选用膜片弹簧式离合器。
2.3膜片弹簧支承形式
图3-1为拉式膜片弹簧的支承形式—单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖杀中的支承环上。

2.4压盘的驱动形式
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[9]：
（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.离合器主要参数选择
3.1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），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，由《汽车设计》书表2-1，初取β=1.3。

3.2单位压力p

单位压力p 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。p 取值范围见表
表摩擦片单位压力p的取值范围
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
p选择：0.10 MPa ≤ p0 ≤ 1.50 MPa ，本次设计取 p = 0.3MPa
选用的是石棉基，编织

3.3摩擦片外径D内径d和厚度b
摩擦片外径D（mm）可以根据发动机最大转矩（N.m）按如下经验公式选用
=14.6×=215.57mm
为直径系数由《汽车设计》书表2-3选取为14.6
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=225，d=150,b=3.5 ，c=d/D=0.667
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工作温度及单位压力和滑磨速度等因素。
由《汽车设计》书表2-4该设计选用石棉基材料,取摩擦因数f=0.3
摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，故Z=2
离合器间隙一般为3-4mm.取△t=3.4

四.离合器总成
膜片弹簧，压盘，离合器盖，传动片
4.1膜片弹簧的设计：
参数选择
4.1.1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
取h = 2 mm ，H/h =1.7 ，即 H = 1.7h =3.4 mm 。
4.1.2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100RRc=94mm
故取R=95mm,再结合实际情况取R/r=1.25,则r=76mm。
4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arc tan(H/(R-r))=arctan3.4/(95-76)≈10.15°，满足9°～15°的范围。
4.1.4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 。取分离之数目n =18 。
4.1.5 切槽宽度δ、δ及半径r 的确定
δ= 3.2～3.5 mm，δ= 9～10 mm，r 的取值应满足r - r ≥ δ。本次设计取δ = 3.5 mm，δ= 10 mm ，r≤ r -δ= 62 mm 。
所以取r=60mm。
4.1.6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＝90mm， r1＝72mm.
强度计算

材料弹性特性曲线
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，95mm；
r――自由状态下碟簧部分小端半径，76mm；
R1――压盘加载点半径，90mm；
r1――支承环加载点半径，72mm；
H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，3.4mm；
h――膜片弹簧钢板厚度，2mm。
材料及制造工艺
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。

4.2压盘设计
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。
6.3.3压盘的结构设计与选择
取温升t=10 t = = = 10 ℃
m = = = 1.375 kg
所以h=6
取h=15
为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积
式中，t为压盘温升(℃),不超過8～10℃；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg·℃)；m为压盘质量(kg)；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；γ=0.5；

4.3传动片设计
根据《汽车设计》由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。
传动片可选为3组，每组4片，每片厚度为1.2mm，一般由弹簧钢带65Mn制成
4.4离合器盖设计
4.4.1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
五.从动盘总成设计
从动片，摩擦片，从动盘毂，扭转减震器
5.1扭转减震器的设计
5.1.1扭转减振器主要参数
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，
Tj=(1.5～2.0)
对于乘用车，系数取2.0。
则Tj=2.0×＝2.0×218＝436（N·m）
扭转刚度k
由经验公式初选
kTj
即k＝Tj＝13×436＝5668（N·m/rad）
阻尼摩擦转矩Tμ
可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）
取Tμ=0.1 =0.1×218=21.8(N·m)
预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝21.8 N·m
而Tn＝（0.05～0.15）＝10.9～32.7 N·m
则初选Tn＝20N·m
减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=(0.60～0.75)d/2
则取R0=0.65d/2=0.65×150/2=48.75(mm),可取为49mm.
减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D250mm时，
Zj=4～6
故取Zj=6
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
F＝Tj/R0＝436/(49×)＝8.898（kN)
5.2从动盘毂的设计
从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-2001矩形花键尺寸、公差和检验选取(见表3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0～1. 4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。
表3-1 GB1144-2001
从动盘外径D/mm
发动机
转矩/Nm
花键
齿数n
花键
外径D/mm
花键
内径
d/mm
键齿宽b/mm
有效
齿长l/mm
挤压
应力/MPa
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
380
600
10
40
32
5
55
15.2
410
720
10
45
36
5
60
13.1
430
800
10
45
36
5
65
13.5
450
950
10
52
41
6
65
12.5
花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力τj ( MPa)的强度校核：
（3-1）
（3-2）
式中： ，—分别为花键外径及内径，mm；
n—花键齿数；
，b—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；
z—从动盘毅的数目；
—发动机最大转矩，N.mm。
从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28～32。
由表3-1选取得：
花键齿数n=10； 花键外径D=32mm；
花键内径d=26mm；键齿宽b=4mm；
有效齿长l=30mm；挤压应力=11.5MPa；
校核计算如下：

=15MPa；
=12.6MPa符合强度得要求。

5.3从动片设计
5.3.1从动片的厚度及选材
从动片通常用1.0～2.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC38～48；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2～0.3mm；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度 HRC43～51。本次设计采用整体式从动片，厚度为1mm。

六.操纵机构设计
6.1 对离合器操纵机构的要求
1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。
2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。
3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。
4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。
5）应具有足够的刚度
6）传动效率高
7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。
8）工作可靠、寿命长，维修保养方便。
6.2 操纵机构结构形式选择

6.3 离合器操纵机构的设计计算
踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成：
（6-1）

根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：Sof为分离轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm ，反映到踏板上的自由行程S1一般为20～30mm，我们选取Sof=3mm；Z为摩擦面面数，
根据离合器摩擦片结构可知Z=2；
△S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm，双片：△S=0.75～0.90mm，本次设计的离合器摩擦片数为单片，所以取△S=0.85mm；a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸，根据前面膜片弹簧结构参数可知c1=19mm，c2=67.5mm；选取a2=240mm，a1=33mm，b2=75mm，b1=50mm；d1=15mm，d2=16.26mm。
6.4 校核踏板行程（自由行程，工作行程，总行程）
（1）自由行程校核
由6-1公式可知，自由行程S1为
S1 =Sofa2b2（d2）2/[ a1b1（d1）2]
=3×240×75×16.262/33×50×152
=38.45mm
为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留25mm的踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位置，S1＜50mm为好。综上所述并根据校核S1=38.45mm符合25mm＜S1＜50mm的要求。
（2）工作行程校核
由6-1公式可知，工作行程S2为
S2 =Z△S c2a2b2（d2）2/[ c1a1b1（d1）2]
=2×0.85×67.5×240×75×16.262/19×33×50×152
=77.42mm
（3）总行程校核
由6-1公式可知，总行程S为
S = S1+ S2
=38.45+77.42=116mm
最佳总行程受许多因素影响，其中要考虑的人群从5%分位的女性到95%分位的男性。从有关方面获得的人体工程学资料可知，踏板总行程应在80～150mm范围内。由6-1所确定的操纵机构尺寸参数获得的踏板总行程S=116mm符合上述要求。
（4）校核踏板力
踏板力Ff可按下式计算：

式中，F＇为离合器分离时，压盘上的总工作压力根据膜片弹簧各参数可得F＇=F1C=5805.9N；i∑为操纵机构总传动比， .η为机械效率，η=80%～90%，我们取η=90%；Fs克服膜片弹簧的拉力所需的踏板力，在初步设计时可忽略之。代入各数据得踏板力
Ff=5805.9/90%/45.574=141N
一般来说，对于乘用车，踏板力Ff在80～150N范围内。所设计踏板力Ff=141N符合要求。
分离离合器所做的功WL为
WL=0.5（F1+ F＇）Z△S/η
式中，F1为离合器结合状态下的压盘上的总工作压力，由5.8可知F1= F1B=7042N。计算得分离离合器所做的功WL为
WL=0.5×（7042+5805）×2×0.85×10-3/90%=12.13J
在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J。所以所设计的分离离合器所做的功WL=12.13J符合设计要求。

七.总结