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1、 汽車設計 第二章 離合器設計 設計參數(shù) 車 型： 輕型貨車 整車質量（ Kg）： 3830 發(fā)動機 最大扭矩 /轉速（ N m/rpm） :220/2100 最大功率 /轉速 （ Kw/rpm） :67/3000 車輪滾動半徑 ：（ mm）： 340 一、 離合器的設計目的及原理概述 1.1 離合器的設計目的 了解轎車離合器的構造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動盤總成的結構，掌握從動盤總成的設計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結構，掌握壓盤和膜片彈簧的設計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。 學會如何查找 文獻資料、相關書籍，培養(yǎng) 自己的 動手設計項目、自學的能力，掌握
2、單獨設計課題和項目的方法，設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良好的制造工藝性且結構簡單、便于維護的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設計其它項目奠定良好的基礎。 1.2 離合器的工作原理 離合器通常裝在發(fā)動機與變速器之間，其主動部分與發(fā)動機飛輪相連，從動部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器，實際上是一種依靠其主、從動部分間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構。 離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動載荷時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系個零部件因
3、過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。 1.3 離合器的設計要求 1) 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 3) 分離時要迅速、徹底。 4) 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 5) 應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作 溫度不致過高，延長壽命。 6) 操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 7) 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 二、 離合器的結構方案分析 2.1 車型、技術參數(shù) 車 型：
4、輕型載貨汽車 整車質量（ Kg）： 3830 發(fā)動機 最大扭矩 /轉速（ N m/rpm） :220/2100 最大功率 /轉速 （ Kw/rpm） :67/3000 車輪滾動半徑 ：（ mm）： 340 2.2 從動盤數(shù)的選擇 對乘用車和最大質量小于 6t 的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，離合器通常只設一片從動盤。 2.3 壓緊彈簧和布置形式 的選擇 離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點： （ 1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征 ,彈簧壓力在摩擦片磨損
5、范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力； （ 2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量?。?（ 3）高速旋轉時，壓緊力降低很少， 性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降； （ 4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命； （ 5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長； （ 6）平衡性好； （ 7）有利于大批量生產，降低制造成本。 但膜片彈簧的制造較復雜， 其 精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容
6、易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能提高，制造工藝和設計方法逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，選用膜片彈簧式離合器。 2.4 膜片彈簧的支承形式 我們選用了拉式膜片彈簧，圖為拉式膜片彈簧 的支承形式 單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。 2.5 壓盤的驅動方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種： 1）凸臺 窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產生分離不徹底。 2）徑向傳動驅動式：這種方
7、式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較 上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產生異常振動和噪聲。 3） 徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。 經比較，我選擇徑向傳動驅動方式。 三、 離合器主要參數(shù)的選擇 3.1 后備系數(shù) 后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時 的滑磨，提高了離
8、合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加）， 輕型貨車是在城鄉(xiāng)間公路運輸， 使用條件較好，宜取小值，由汽車設計書表 2-1，初取 =1.4。 3.2 單位壓力0P單位壓力0P決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。0P取值范圍見表 ： 摩擦片材料 單位壓力 p0/Mpa 石棉基材料 模壓 0.15 0.25 編織 0.25 0
9、.35 粉末冶金材料 銅基 0.35 0.50 鐵基 金屬陶瓷材料 0.70 1.50 摩擦片材 料選擇石棉基材料，模壓制造取0P=0.2Mpa。 3.3 摩擦片外徑 D 內徑 d 和厚度 b 摩擦片外徑 D（ mm）可以根據發(fā)動機最大轉矩 maxeT （ N.m）按如下經驗公式選用 mmTKD eD 2452201 6 . 5m a x DK 為直徑系數(shù)由汽車設計書表 2-3選取為 16.5 emaxT為發(fā)動機最大轉矩 m220e m a x NT離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表 1 外徑 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430
10、內徑 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 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 678
11、 729 908 1037 摩擦片標準系列尺寸，取 D=250mm， d=155mm,b=3.5mm ， c=d/D=0.620 3.4 計算校核 3.4.1單位壓力0P驗算 m3 0 82 2 04.1m a xc NTT e )1(12 3330 DdZDfpT c pa19.0)0525511(052226.03 0 812)1(123333330 MDdZDfTp c 式中， f 為摩擦因數(shù)取 0.26； 0p 為單位壓力（ aMP ） Z 為摩擦面數(shù)取 2； D為摩擦 片外徑取 250mm ； d 為摩擦片內徑取 155mm ； 計算結果 與 前面 所選擇的單位壓力0P相差不大， 選
12、擇 合理。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： 應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 油水對摩擦性能的影響應最小 結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求 ,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩
13、擦系數(shù)大約在 0.3 左右 ,在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 3.4.2最大圓周速度 Dv smsmDnv eD /7065/45100520030601060 33m a x 式中， Dv 為摩擦片最大圓周速度（ m/s）； m a x en 為發(fā)動機最高轉速取3000r/min ； D 為摩擦片外徑徑取 250mm ；故符合條件。 3.4.2單位摩擦面積傳遞的轉矩 c0T 0cT= )( 4 22 dDZ Tc )551052(2 2204.14 22 2900.0 (N m / 2mm ) 式中，cT為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 220 mN ；當摩擦片外徑250210D 時
14、， 0cT =0.0030 N m / 2mm 0.0029 N m / 2mm ，故符合要求 。 3.4.2單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功 w 應小于其許用值 w。 汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功 (J)為： W = 1800n2e2 (2g202raiirm ) 根據公式0ga iinr 377.0u汽車的最大爬坡度為 i=16.7，將爬坡度帶入公式 ）（ dtdu3600mu76140 AuC3600G iu3600G f u1 a3aDaae TP ，式中，忽略空氣阻力， dtdu
15、 =0 將 w67e KP ， NG 3 7 5 3 48.93 8 3 0 ，滾動阻力系數(shù) f 取 0.02 代入計算得到一檔時汽車的速度 h/18kmua a0g unr 377.0ii 36.21ii 0g W = 1800n2e2 (2g202raiirm ) = 1800 001514.3 22 (2236.210.343830 ) = 11960 (J) 式中， W 為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功 (J)； ma 為汽車總質量取 3830kg； rr 為輪胎滾動半徑 ，約等于靜負荷半徑 0.34m； ne為發(fā)動機轉速(r/min),商用 車 ne取 1500 r/min
16、； w = )( 4 22 dDZ W= )551052(214.3 960114 22 = 0.197J/ 2mm 式中， W 為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功取 11960J 滿足 w = 2,則er=r- 2=84-10=74mm 故取er 74mm。 4.1.7 壓盤加載點半徑 R1 和支承環(huán)加載點半徑 r1的確定 R1和 r1需滿足下列條件： 711 RR ， 610 rr 故選擇 R1 100mm， r1 88mm. 4.1.8 膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要
17、求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼 60Si2MnA 或 50CrVA。 4.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。 設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷 P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為 x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 222 )112 1)(111()11( )/l n ()1(6 1)1(1 hrR rRxHrR rRxHrR rRbE h xxfP 式中， E彈性模量，鋼材料取 E=2.06 510 Mpa； b泊松比，鋼材料取 b=0.3； R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑， mm； r自由狀態(tài)下碟簧部
18、 分小端半徑， mm； R1壓盤加載點半徑， mm； r1支承環(huán)加載點半徑， mm； H自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度， mm； h膜片彈簧鋼板厚度， mm。 彈性特性曲線 圖： 膜片彈簧彈性特性05001000150020002500300035000 1 2 3 4 5 6變形 1/mm工作壓力F1/N膜片彈簧的相關參表 截錐高度 H 板厚 h 分離指數(shù) n 圓底錐角 3.4mm 2mm 18 10 五、 扭轉減振器的設計 扭轉減振器主要由彈性元件（減振彈簧或橡膠）和阻尼元件（阻尼片）等組成。 彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵
19、引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。 5.1 扭轉減振器主要參數(shù) 目前，在柴油機汽車中廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器 。三級非線性減振器的扭轉特性如下圖所示。 5.1.1極限轉矩jT極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 m a xj 0.25.1 eTT ）（對于商用車，系數(shù)取 1.5，計算得 m3 3 02 2 05.15.1m a xj NTT e5.1.2扭轉角剛度K由經驗公式初選 j13TK m / r ad4 2 9 03301313 j NTK 5.1.3 阻尼摩擦轉矩T可按公式初選 e m a x0 .1 706.
20、0 TT ）（ 取 m222 2 01.01.0e m a x NTT 5.1.4 預緊轉矩 nT 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 nT 滿足以下關系： e m a xn 0 .1 505.0 TT ）（且 m22n NTT 而 m33N110 .1 505.0e m a xn TT ）（則初選 m6.17n NT 5.1.5 減振彈簧的位置半徑0R0R的尺寸應盡可能大些，一般取 0R=(0.60 0.75)d/2 則取0R=0.7d/2=0.7 155/2=54.25(mm),可取為 55mm. 5.1.6 減振彈簧個數(shù)jZ當摩擦片外徑 D 250mm時， jZ=4 6 故取jZ=6 5.
21、1.7 減振彈簧總壓力 F 當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值 Tj 時，減振彈簧受到的壓力 F 為 NRTF 9.6 0 8 2)1055/(330/ 3-0j 5.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。 5.2.1 減振彈 簧的分布半徑 1R 1R 的尺寸應盡可能大些，一般取 1R =(0.60 0.75)d/2 式中， d為離合器摩擦片內徑 故 1R =0.7d/2=0.7 155/2=54.25(mm)，即為減振器基本參 數(shù)中的0R5.2.2 單個減振器的工作壓力 P NzFP 8.1 0 1 36/9.6 0 8 2/ 5.
22、2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑 Dc 其一般由布置結構來決定，通常 Dc=11 15mm 故取 Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑 d d=3 8PDc= 3 580 126.7768 =3.45mm 式中，扭轉許用應力 可取 550 600Mpa,故取為 580Mpa d取 3.5 mm 3）減振彈簧剛度 k 應根據已選定的減振器扭轉剛度值 k 及其布置尺寸 R1確定，即 m94.24260 . 0 5 4 2 51 0 0 0 4 2 9 01 0 0 0 Rkk 221 Nn4）減振彈簧有效圈數(shù) i 41094.422)1012(8 )105.3(103.88 333 4343 4 k
23、DGdic5）減振彈簧總圈數(shù) n 其一般在 6圈左右，與有效圈數(shù) i 之間的關系為 n=i +(1.5 2)=6 6）減振彈簧最小高度 2 3 m m.101.331.11.1)(m i n dndnl 7）彈簧總變形量 1 7 m m.494.2 4 2 8.1 0 1 3 kPl 8）減振彈簧總變形量 0l 1 4 .4 m m4 .1 723.10l m i n0 ll 9）減振彈簧預變形量 2 m m.01025.54694.2 4 2 6.17 3-1 k Z RTl n10）減振彈簧安裝工作高度 l 1 4 .2 m m2.0-4.140 lll 11）從動片相對從動盤轂的最 大轉
24、角 最大轉角 和減振彈簧的工作變形量 )( llll 有關，其值為 19.4)2/a r c s in (2 1 Rl 12）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 1 sin21 R ，式中， 2R 為限位銷的安裝尺寸。 1 值一般為 2.5 4mm。 所以可取 1 為 3mm, 2R 為 41mm。 13）限位銷直徑 d d 按結構布置選定，一般 d 9.5 12mm?？扇?d 為 10mm 扭轉減振器相關參數(shù)表 極限轉矩 Tj 阻尼摩擦轉矩 T 預緊轉矩 Tn 減振彈簧的位置半徑 R0 減振彈簧個數(shù) Zj 330 N m 22 N m 17.6 N m 55mm 6 六、 離合器主要零部件的結構
25、設計 6.1 從動盤轂的設計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據摩擦片的外徑 D與發(fā)動機的最大轉矩 T maxe 來選擇 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉矩Tmaxe/(N m) 花鍵尺寸 擠壓應力c/MPa 齒 數(shù) n 外徑D/mm 內徑d/mm 齒厚t/mm 有效尺長 l/mm 250 196 10 35 32 4 35 10.2 6.2 從動片的設計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求： 1)從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 從動
26、盤應具有軸向彈性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本次設計初選從動片厚度為 2mm。 6.3 離合器蓋結構設計的要求 1)應具有足夠的剛度， 否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。 乘用車離合器蓋一般用 08、 10鋼等低碳鋼板。 本次設計初選 08鋼板
27、厚度為 3mm 6.4 壓板的設計 對壓盤結構設計的要求 : 1)壓盤應具有較大的質量 ,以增大熱容量，減小溫，防止其產生 裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為 1525 mm 。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于 15 20 g cm 。 4)壓盤高度 (從承壓點到摩擦面的距離 )公差要小。 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦
28、因數(shù)，通常采用灰鑄 鐵，一般采用 HT200、 HT250、 HT300，硬度為 170 227HBS。 6.5 壓板的結構設計與選擇 t = mcW(1) m = V = )422( dDh (2) t=c)422( dDhW= 59.34.8147800)425512502(15960115.0 式中， W 為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功， W=11960J 為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤 . =0.5； m 為壓盤質量 (kg) V 為壓盤估算面積 ； c 為壓盤的比熱容，鑄鐵： c=481.4 J/(kg C )； 為鑄鐵密度，取 7800 kg/m3 ； D 為摩擦片外徑取 250mm ； d 為摩擦片內徑取 155mm ； h 為壓盤厚度，取 =15 mm； t 為壓盤溫升（ C ） 滿足壓盤溫升不超過 810 C 要求。
輕型貨車離合器的設計說明書
