離合器設計——銳志

1、離合器課程設計一、離合器概述對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。離合器的功用主要的功用是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；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，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪聲。二

2、、設計要求及其技術參數的選擇為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足如下基本要求：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，并有適當的轉矩儲備，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）應能夠避免和衰減傳動系的扭轉振動，并且有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。7）操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在離合器的

3、工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能9）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。10）結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性差，拆裝、維修。調整方便等。技術參數的選擇：表2-1車型豐田銳志 （2013款 2.5S 菁銳版）整備質量(kg)1520最高車速(km/h)220軸距(mm)2850排量(mL)2497最大功率(kW)142最大功率轉速(rpm)6200最大扭矩(N·m)236最大扭矩轉速(rpm)4400主減速器傳動比4.1一檔減速器傳動比3.538滾動半徑（m）0.320三、結構方案分析（一）從動盤數的選擇 單片離合器：對乘用車和最大質量小于

4、6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順。（二）壓緊彈簧和布置形式的選擇 拉式膜片彈簧離合器：膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。1. 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點：1) 具有較理想的非線性彈性特性。2) 兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。4) 整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸

5、良好，磨損均勻。5) 通風散熱良好，使用壽命長。6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。2. 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更少，質量更小等。（三）膜片彈簧的支撐形式圖3-1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殺中的支承環(huán)上。圖3-1四、離合器主要參數的選擇離合器的基本參數主要有性能參數 和p，尺寸參數D、d和摩擦片厚度b以及結構參數摩擦面數Z和離合器間隙t,最后還有摩擦因素f。（一）后備系數后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩

6、的可靠程度。在選擇時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車可選擇的范圍：1.201.75 ，選取 = 1.2。（二）單位壓力p0單位壓力p0 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等因素。當摩擦片采用不同的材料時，p0 取值范圍見表4-1。表4-1 摩擦片單位壓力p的取值范圍摩擦片材料單位壓力p/Mpa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.350.50鐵基金屬陶瓷

7、材料0.701.50p選擇：發(fā)動機的后備系數選擇較小，根據經驗，本次設計取p = 0.4MPa（三）摩擦片外徑D、內徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。D=312TemaxfZp0(1-c3) (4-1)摩擦片外徑D(mm)也可根據發(fā)動機最大轉矩Temax (N·m)按如下經驗公式選用D=KDTemax (4-2)式中，KD為直徑系數;取值范圍見表4-2表4-2 直徑系數KD的取值范圍車型直徑系數KD乘用車14.6最大總質量為1.8-14.0t的商用車16.018.5（單片離合器）13.515.0（雙片離合器）最大總質量大于1

8、4.0t的商用車22.524.0由選車型得Temax=236，KD=14.6將各參數值代入式(4-2)后計算得D=224.29mm，取D=220mm。當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內徑d可根據d/D在0.530.70之間來確定。取c = d/D = 0.583 ，d = 0.583D = 120 mm 。摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm 。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。設計是Tc應大于發(fā)動機最大轉矩，即Tc=Temax （4-3）Tc=Temax=1.2×236=283.2.取Tc=284 N·

9、m（四）摩擦因素f、摩擦面Z和離合器間隙t摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數f的取值范圍見下表。表4-3 摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍摩 擦 材 料摩擦因數石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.701.50本次設計取f =0.25 。摩擦面數Z為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計取單片離合器 Z = 2 。離合器間隙t是指離合器處于正常結合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全

10、結合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm 。本次設計取t =3 mm 。表4-4 離合器主要參數（初選）后備系數1.2單位壓力p0(MPa)0.4摩擦片外徑D(mm)225摩擦片內徑d(mm)135摩擦片厚度b(mm)3.2摩擦因數f0.25摩擦面數Z2離合器間隙 t (mm)3五、離合器的設計與計算（一）離合器的參數優(yōu)化設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數。1. 摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度vD不超過6570m/s

11、，即vD=60nemaxD×10-3=60×4400×300×10-3=69.126570m/s(5-1)其中nemax為發(fā)動機最高轉速。2. 摩擦片的內、外徑比c應在0.530.70范圍內，本次設計取c = 0.63. 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同的車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0 ，本次設計取= 1.20 。4. 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0約50mm，即 d > 2R0 + 50 mm 。5. 為降低離合器滑磨時的熱負荷,防止摩擦片損傷,對于不同車型,單位

12、壓力p0根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，p0的最大范圍為0.101.50 Mpa。本次設計取p0 = 0.4 MPa 。6.為了反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即Tc0=4TcZ(D2-d2) Tc0 (5-2)將Tc、Z、D、d初選參數代入式（5-2），Tc0=4.98×103> Tc0 =3×103 ，超過許用應力不滿足要求。因此選用D=300mm,d=175mm 。驗算可得Tc0=3.04×103< Tc0 =3.5×103滿足要求式中，Tc0為單位摩擦面積傳遞的轉矩（N·m/m

13、m2）; Tc0 為其允許值（N·m/mm2），按表5-1選取表5-1 單位摩擦面值傳遞轉矩的許用值 （N·m/mm2）離合器規(guī)格D/mm210>210250>250325>325 Tc0 /1020.280.300.350.40 7. 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=2ne21800marr2i02ig2=16128.4J (5-3)式中，ma 為汽車總質量(kg)；rr 為輪胎滾動半徑(m)；ig2為汽車起

14、步時所用變速器檔位的傳動比；i0為主減速器傳動比；ne為發(fā)動機轉速(r/min)；乘用車ne取2000 r/min 。w=4WZD2-d2=4×16128.43.14×2×(3002-1752)=0.17w=0.4 J/mm2 (5-4)滿足其要求。表5-2 離合器優(yōu)化后的基本參數后備系數1.2單位壓力p0(MPa)0.4摩擦片外徑D(mm)300摩擦片內徑d(mm)175摩擦片厚度b(mm)3.5摩擦因數f0.25摩擦面數Z2離合器間隙 t (mm)3（二）膜片彈簧基本參數的選擇1. 比值H/h 和 h 的選擇 為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用

15、膜片彈簧的H/h 一般為1.52.0 ，板厚 h 為24 mm 。取h = 3 mm ，H/h =1.8 ，即 H = 1.8h =5.4 mm 。2）R/r比值和 R、r的選擇研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.201.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或等于Rc。Rc=D+d4=118.7mm (5-5)取r=123mm , R/r = 1.2 則R=1.2r=147.6mm 。3）的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內截錐高度H關系密切，一般在9°1

16、5°范圍內。= arctanHR-r=12.38° (5-6)符合要求。4. 分離指數目n的選取 分離指數目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12 。取分離之數目n =18 。5膜片彈簧小段內半徑r0及分離軸承作用半徑rf的確定r0由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。rf應大于r0 由機械設計中可知，A0=112。第一軸花鍵外徑公式d=A03Pn=112×31424400=32.9mm (5-6)取 r0=38mm , rf=40mmr0由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。rf應大于r0 。6. 切槽

17、寬度1、2及半徑re的確定1= 3.23.5 mm，2= 910 mm，re 的取值應滿足r - re 2。本次設計取1= 3.3 mm，2= 10 mm ，re r-2= 113 mm 7）壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定和 的取值將形象膜片彈簧的剛度。r1應略大于r且盡量接近r，R1應略小于R且盡量接近R。因此取R1=146mm ， r1=125mm（四）膜片彈簧的優(yōu)化設計膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。1. 彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即1.20R/r=1.

18、2 1.35702R/h=98.41003.5R/r0=3.885.0 (5-7)2. 為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即(D+d)/4r=125 D/2 (5-8)3. 膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取，即 3.5R1-rfR1-r1=5.049.0 (5-9)表5-3膜片彈簧基本參數選擇 (mm)參數名數值大端半徑R147.6碟簧部分內徑r123碟簧在自由狀態(tài)下的內錐高H5.4膜片鋼板厚度h3膜簧壓盤加載點半徑R1146膜簧支承環(huán)加載點半徑r1125小端內徑r038分離加載半徑rf40分

19、離指舌尖切槽寬13.3分離指舌根切槽寬210分離指舌部最寬處半徑re113(五)膜片彈簧的校核圖51 膜片彈簧的特征曲線膜片彈簧由于它的變形和載荷關系并不成線性關系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式： (5-10)式中：材料的彈性模量(MPa)，對于剛材料：E=2.1×105MPa；m材料的泊松比，對于鋼：m=0.3；H、h、R、r、代表均是圖5-1中的含義。當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設分離軸承的加載的力為F2(N)，則有

20、如下的關系： (5-11)把上式代入式(511)則與膜片彈簧末端變形關系為： (5-12)根據圖5-1中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導數點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導數點為0點，所以： (5-13) (5-14)當=0時，得： (5-15)根據圖5-1中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導數點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導數點為0點，所以：當=0時，得： （5-17）另外，在分離與壓緊狀態(tài)下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態(tài)也轉過相同的轉角，則有如下關系： （5-18）將的值代入式（5-12）中得，分析表明，在B點所受的應力是最大的，應對其進行許用應力的校核： (5-19)令，可以求出達到極大值時的轉角 (5-20)其中e為中性點半徑(mm),將代入式（5-19）得在分離軸承推力的作用下，B點還受到彎曲應力,其值 (5-20)其中 考慮到彎曲應力是與切向壓應力相互垂直的拉應力，根據最大切應力強度理論，B點的當量應力為 (5-21)在實際設計中，當膜片彈簧材料采用60Si2MnA時，通常應使不大于15001700MPa將、代入式（5-21）得滿足強度校核要求。六、扭轉減振器的設計（一）扭轉減振器的概述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