桑塔纳vist志俊轿车离合器设计说明书 - 图文

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目 录

摘要 ...............................................................错误！未定义书签。 Abstract ...........................................................错误！未定义书签。 第1章 绪论 ..................................................................... 5

1.1 研究动机与目的 ........................................................... 5 1.2 研究背景 .................................................................. 5 1.3 研究现状 .................................................................. 6 1.4 研究方法与系统描述 ...................................................... 7

第2章 离合器结构方案选取 ................................................. 8

2.1 设计参数和结构要求 ...................................................... 8 2.2 从动盘数及干湿式选取 .................................................... 8 2.3 压紧弹簧的结构形式及布置 ............................................... 9 2.4 压盘的驱动方式 .......................................................... 10 2.5 分离轴承的类型 .......................................................... 11 2.6 离合器的通风散热措施 ................................................... 12 2.7 本章小结 ................................................................. 13

第3章 离合器基本结构参数的确定 ........................................ 14

3.1摩擦片外径及其它尺寸的确定 ............................................ 14

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3.2 离合器后备系数的?确定 ................................................ 15 3.3 单位压力P的确定 ....................................................... 15 3.4 离合器基本参数的优化 ................................................... 16 3.5 本章小结 ................................................................. 17

第4章 离合器从动盘总成设计 .............................................. 18

4.1 从动盘结构简要介绍 ..................................................... 18 4.2 摩擦片的材料选取及固紧方式 ........................................... 19 4.3 从动盘毂的设计 .......................................................... 20 4.4 从动片的设计 ............................................................ 22 4.5 扭转减振器的设计 ....................................................... 24

4.5.1 扭转减振器的功能 ................................................. 24 4.5.2 扭转减振器的结构类型的选择 ..................................... 24 4.6减振弹簧设计 ............................................................. 25 4.7 本章小结 ................................................................. 28

第5章 离合器盖总成的设计 ................................................ 29

5.1 压盘传力方式的选择 ..................................................... 29 5.2 压盘的几何尺寸的确定 ................................................... 29 5.3 压盘的材料选择 .......................................................... 30 5.4 传力片的几何尺寸的确定及材料选择 .................................... 31

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5.5 离合器盖的设计 .......................................................... 32 5.6 支撑环的设计 ............................................................ 33 5.7 分离装置的设计 .......................................................... 33 5.7.1 离合器分离套筒和分离轴承的设计 .................................... 33 5.8 本章小结 ................................................................. 34

第6章 离合器膜片弹簧的设计 .............................................. 35

6.1 膜片弹簧的结构特点 ..................................................... 35 6.2 膜片弹簧的变形特性和加载方式 ......................................... 35 6.3 膜片弹簧的弹性变形特性 ................................................ 36 6.4 膜片弹簧的参数尺寸确定 ................................................ 37

6.4.1 H/H比值的选取 .................................................... 38 6.4.2 R及R/R确定 ....................................................... 38 6.4.3 膜片弹簧起始圆锥底角? .......................................... 39 6.4.4 膜片弹簧小端半径Rf及分离轴承的作用半径Rp ................... 39 6.4.5 分离指数目N、切槽宽?1、窗孔槽宽?2、及半径Re ............... 39 6.4.6 支承环的作用半径L和膜片与压盘接触半径L ..................... 39 6.4.7 膜片弹簧材料 ...................................................... 39 6.5 膜片弹簧的计算 .......................................................... 40 6.6 本章小结 ................................................................. 43

第7章 分离装置和操纵机构的设计 ........................................ 44

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7.1 操纵机构踏板力和行程 ................................................... 44 7.2 操纵机构的结构形式 ..................................................... 44 7.3 操纵机构的设计计算 ..................................................... 45 7.4 本章小结 ................................................................. 46

结论 .............................................................................. 47 参考文献 ........................................................................ 48 致谢 .............................................................................. 50 附录A ........................................................................... 51 附录B ........................................................................... 54

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第1章 绪 论

1.1研究动机与目的

了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结构，

掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书藉，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次的毕业设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。

1.2研究背景

离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。

随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。

汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响，而离合器又是汽车传动系中的重要部件。在离合器设计中，合理地选择离合器的结构型式和设计参数不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩，还使其有足够的使用寿命。

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1.3 研究现状

膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型载货汽车上广泛采用的一种离合器[2]。因其作为压簧，可以同时兼起分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，质量减少，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘以整个圆周接触，使压力分布均匀。另外由于膜片弹簧具有非线性弹性特性，故能在从动盘摩擦片磨损后，弹簧仍能可靠的传递发动机的转矩，而不致产生滑离。离合器分离时，使离合器踏板操纵轻便，减轻驾驶员的劳动强度。此外，因膜片弹簧是一种对称零件，平衡性好，在高速下，其压紧力降低很少，而周布置弹簧离合器在高速时，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出，从而降低了对压盘的压紧力，从而引起离合器传递转矩能力下降[3]。那么可以看出，对于膜片弹簧离合器的设计研究在改善汽车离合器各方面的性能具有十分重要的意义。

由于膜片弹簧离合器具有上述一系列优点，并且制造膜片弹簧离合器的工艺水平在不断提高，因此这种离合器在轿车及微型、轻型客车上得到广泛运用，而且正大力扩展到载货汽车和重型汽车上，国外已经设计出了传递转矩为80~2000N.m、最大摩擦片外径达420的膜片弹簧离合器系列，广泛用于轿车、客车、轻型和中型货车上[1]。甚至某些总质量达28~32t的重型汽车也有采用膜片弹簧离合器的，但膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧要高。膜片弹簧离合器的操纵曾经都采用压式机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。当前膜片弹簧离合器的操纵机构已经为拉式操纵机构所取代。后者的膜片弹簧为反装，并将支承圈移到膜片弹簧的大端附近，使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自由行程[2]。

近年来湿式离合器在技术上不断改进，在国外某些重型车上又开始采用多片湿式离合器。与干式离合器相比，由于用油泵进行强制冷却的结果，摩擦表面温度较低(不超过93℃)，因此，起步时长时间打滑也不致烧损摩擦片。查阅国内外资料获知，这种离合器的使用寿命可达干式离合器的5-6倍，但湿式离合器优点的发挥是一定要在某温度范围内才能实现的，超过这一温度范围将起负面效应。目前此技术尚不够完善。

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1.4研究方法与系统描述

通过毕业设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过自己动手拆装桑塔纳2000轿车膜片弹簧离合器，对其有进一步的了解，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求： 1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。 2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 3)分离时要迅速、彻底。

4)离合器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)应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)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。 7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。

9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。

10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

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第2章 离合器结构方案选取

汽车离合器广泛采用摩擦离合器，本次设计也是采用摩擦式，要根据选定车型的参数进行机构方案的选择。

2.1设计参数和结构要求

表2.1 桑塔纳vista志俊整车参数

项目 汽车的驱动形式 最高车速 发动机最大功率及转速 发动机最大转矩及转速 主减速器传动比 变速器最大传动比 轮胎型号 滚动半径 整备质量 参数 4×2 Vamax=187 km/h pemax=74 KW np=5200 r/min Temax=155 N·m nT=3100 r/min i0=4.193 ig=3.024 195/60R1486H R=0.28m m=1220Kg

在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及“三化”（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构。 在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点： 1. 保证离合器结合平顺和分离彻底;

2. 离合器从动部分和主动部分各自的连接形式和支承; 3. 离合器轴的轴向定位和轴承润滑; 4. 运动零件的限位，离合器的调整。

2.2 从动盘数及干湿式选取

选取单片干式摩擦离合器，因为这种结构的离合器结构简单，调整方便，轴向尺

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寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯量小，散热性好，采用轴向有弹性的从动盘结合平顺，广泛用于轿车及微、中型客车和货车上，在发动机转矩不大于1000N.m的大型客车和重型货车上也有所推广。

2.3压紧弹簧的结构形式及布置

离合器的压紧弹簧的结构形式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置、和斜置等布置形式。根据本所设计的离合器的已知系数和使用条件选取膜片弹簧离合器比较合适。

作为压紧弹簧的所谓膜片弹簧，是由弹簧钢冲压成的，具有“无底碟子”形状的截锥形薄壁膜片，且自其小端在锥面上开有许多径向切槽，以形成弹性杠杆，而其余未切槽的大端截锥部分则起弹簧作用。膜片弹簧的两侧有支承圈，而后者借助于固定在离合器盖上的一些（为径向切槽数目的一半）铆钉来安装定位。当离合器盖用螺栓固定到飞轮上时，由于离合器盖靠向飞轮，后支承圈则压膜片弹簧使其产生弹性变形，锥顶角变大，甚至膜片弹簧几乎变平，图2.1[1]描述了膜片弹簧离合器的工作原理，同时在膜片弹簧的大端对压盘产生压紧力使离合器处于结合状态。当离合器分离时，分离轴承前移膜片弹簧压前支承圈并以其作为支点发生反锥形的转变，使膜片弹簧大端后移，并通过分离钩拉动压盘移到膜后移使离合器分离。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此设计摩擦片磨损后，弹簧压力几乎不变，且可以减轻分离离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称的，因此其压紧力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著缩短了轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，摩擦均匀，也易于实现良好的通风散热等。

（a）自由状态； （b）结合； （c）分离状态

图2.1 拉式膜片弹簧离合器的工作原理图

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膜片弹簧的安装有正装和反装。正装应用于压式操纵机构，即离合器分离时膜片弹簧弹性杠压杆内端的分离指处是承受压力。反装应用于拉式操纵机构，将支承圈在膜片弹簧的大端附近，原理如图2.2[2]b,使结构简化，零件减少、装拆方便；膜片弹簧的应力分布也得到改善，最大应力下降；支承圈磨损后仍保持与膜片的接触使离合器踏板的自由行程不受影响。而在压式结构中支承圈的磨损会形成间隙而增大踏板的自

由行程，原理如图2.2a,设计选用压式操纵机构，即膜片弹簧正装。

(a) 一般压式操纵 (b) 拉式操纵

图2.2 拉式操纵机构与压式操纵机构的原理

图2.3 膜片弹簧离合器结构图

2.4压盘的驱动方式

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一起带动从动盘转动，在不传递扭矩时，又应能够与从动盘脱离接触，所以这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动。

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压盘与飞轮的连接方式或驱动方式有：凸块—窗孔式、传力销式、键式以及弹性传动片式等如图2.4[2],近年来广泛采用弹性传动片式。因为另外几种方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为0.2mm）。这样在传动时将产生冲击和噪声，甚至可能导致凸块根部产生裂纹而造成零件的早期破坏。另外，在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵部分的传动效率。

弹性传动片是由薄弹簧钢冲压而成（见图2.4e），其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且一般用3~4组（每组2~3片）沿圆周切向布置以改善传动片的受力状况，这时，当发动机传动片时受拉，当由车轮滑行时反转受压。这种利用传动片驱动压盘的方式不紧消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对装配精度的要求且有利于压盘的定中。所以该离合器采用弹性传动片。

a—凸块窗孔式；b—传力销式；c—键槽—指销式；d—键齿式；e—弹性传动片式

图2.4 压盘的驱动方式

2.5分离轴承的类型

分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况.常用含润滑油脂的密封止推球轴承;小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨，当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置结构原理如图2.5[2]。分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有3~4mm间隙，以免在摩擦片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。此间隙使踏板有段自由行程。有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杠杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨损和减少踏板行程。本设

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计采用拉式自动调心分离轴承，其结构如图2.5所述。

1—轴承内圈；2—州城外圈；3—外罩壳；4—波形弹簧； 5—分离套筒；6—蝶形弹簧；7—挡环；8—弹性锁环

图2.5 拉式自动调心式分离轴承装置

2.6离合器的通风散热措施

提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。 在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在180℃以下，随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。当压盘工作表面的温度超过180℃～200℃时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到1000℃。在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗，在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。为防止压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。鉴于以上对质量和刚度的要求，一般压盘都设计得比较厚，一般不小于10㎜。

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2.7 本章小结

本章根据选定车型的参数，为满足汽车要求，对离合器的结构方案进行选择，包括从动盘干湿的选择，压紧弹簧的类型选择，压盘的驱动方式分离轴承的类型，离合器通风散热措施等。

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第3章 离合器基本结构参数的确定

在初步确定了离合器的结构形式之后，就要根据其结构形式确定其需要确定的结构参数，如摩擦片内外径、后备系数单位工作压力等。

3.1 摩擦片外径及其它尺寸的确定

摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，所以应先确定摩擦片的外径D

在确定外径时，可以根据以下经验公式（3.1[3]）计算出：

D=100 式中:D——摩擦片外径，mm；

Temax——发动机最大扭矩，N.m； A——和车型及使用条件有关的常数。

将数据：Temax=155N.m，轿车单片摩擦离合器A=47,代入式（3.1），则得：D=181.6mm。 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，由3.1[3]“离合器摩片尺寸系列和参数”（即GB1457—74）可取摩擦片有关标准尺寸：

外径D=200㎜，径d=140mm厚度h=3.5mm内径与外径比值C′=0.7。

表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数

外径D/㎜ 内径d/㎜ 厚度/㎜ 160 110 3.2 0.687 0.676 Temax (3.1) A180 125 3.5 0.694 0.667 200 140 3.5 0.700 0.657 225 150 3.5 0.667 0.703 250 155 3.5 0.589 0.762 280 165 3.5 0.583 0.796 300 175 3.5 0.585 0.802 325 190 3.5 0.557 0.800 350 195 4 0.540 0.827 380 205 4 0.543 0.843 405 220 4 0.535 0.840 430 230 4 0.532 0.847 C?=d/D 1－C? 单位面积/cm 33106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 14

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3.2离合器后备系数的?确定

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。在开始设计离合器时一般是参照统计质料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式等特点，初步选定后备系数?。

表3.2 离合器后备系数β的取值范围

车 型

乘用车及最大总质量小于6t的商用车 最大总质量为6～14t的商用车

挂车

后备系数 1.20～1.75 1.50～2.25 1.80～4.00

本设计的是轿车用离合器，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小，再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件好故宜取小值，选定其后备系数?=1.2。

3.3单位压力P的确定

摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关.

离合器使用频繁,工作条件比较恶劣(如城市用的公共汽车和矿用载重车),单位压力P较小为好[2]。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。

前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸：

外径D=200mm内径d=140mm，厚度h=3.5mm，内径与外径比值C′=0.70 。 又初选?=1.20运用公式（3.2）可以校核单位压力[4]P：

βTemax=

1.2×155=

?fZp0D3(1－c3) （3.2） 12?×0.3×2×p0×0.203×0.667 1215

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则p0=0.23MPa

式中：ZC对单片离合器取2

f为摩擦系数，可取f=0.3

又由表3.2[1]中的查得：石棉基材料（在后面设计中，摩擦片材料选择石棉基材料）单位压力[p]=0.15~0.35Mpa，也即是摩擦面上的单位压力P＜[P],没有超出允许范围.因此上述各基本结构参数合适。

表3.3 摩擦片单位压力p0的取值范围

摩擦片材料 石棉基材料 模压 编织 粉末冶金材料 铜基 铁基 金属陶瓷 0.70~1.50 单位压力 p0/Mpa 0.15~0.25 0.25~0.35 0.35~0.50

3.4离合器基本参数的优化

（1）摩擦片外D(mm)的选择应使最大圆周速度vD不超过65～70m/s： VD? ??60nemax?D?10?3 (3.3)

?60 ?54.43m/s?65~70m/s

?5200?200?10?3

式中：VD—摩擦片最大圆周速度

nemax—发动机的最高转速（r/min）； 故所选摩擦片符合要求

（2）摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70 范围内：

0.53?c?0.70 140c??0.720016

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故所选摩擦片符合要求

（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，β应在1.2～1.75之间。

β= Tc/ Temax=1.2 故所选摩擦片符合要求

（4）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震弹簧位置直径2R0约50mm，即

d?2R0?50 140?2?45?50

140?140故所选摩擦片符合要求

（5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即

4Tc?[Tc0]22?Z(D?d) Tc??TemaxTc0?Tc0?4?1.2?155?0.0058?[Tc0]?0.28223.14?2(200?140)

故所选摩擦片符合要求

3.5 本章小结

本章首先根据经验公式计算出摩擦片的内外径尺寸，再由标准尺寸表中选出合适的尺寸。后备系数的选择是根据车型的不同选择出一个范围，在选定范围内，根据车的使用情况，车的配置等选择出合适的后备系数。单位压力是根据摩擦片的尺寸、后备系数计算出来的，最后看单位压力是否在允许范围内，本设计的数据经过优化设计，选择的都比较合适，单位压力合适。

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第4章 离合器从动盘总成设计

离合器从动盘是离合器的从动部分，与变速器输入轴相连，动力最终经过从动盘传到变速器输入轴上。从动盘对离合器的工作性能有着很重要的作用，是离合器不能缺少的一部分。

4.1从动盘结构简要介绍

在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。图4.1[1]说明了离合器从动盘的结构，从动盘主要由从动片，从动盘毂，，摩擦片等组成，由下图4.1可以看出，摩擦片1，10分别用铆钉铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。从动片3用限位销5和减振盘9铆在一起。这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。在从动片3和减振盘9上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片和减振盘之间的从动盘毂6法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧8，以便三者弹性的连接起来。在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片4。当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。

1，10—摩擦片；2波形弹簧片；3—从动盘钢片；4—摩擦阻尼片； 5—铆钉；6从动盘毂；7—调整垫片；8—减震弹簧；9—减震盘；

图4.1 带扭转减振器的从动盘

设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求:

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1、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尽可能小；

2、为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性； 3、为了避免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； 4、要有足够的抗爆裂强度

4.2摩擦片的材料选取及固紧方式

离合器表面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求面片应有下列一些综合性能：

（1）在工作时有相对较高的摩擦系数；

（2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现，摩擦系数衰退现象； （3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能；

（4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能； （5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏； （6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度； （7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；

（8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能；

（9）摩擦副对偶面有高度的溶污性能，不易影响它们的摩擦作用； （10）具有良好的性能/价格比，不会污染环境[3]。

鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是： （1）满足较高性能标准； （2）成本最小； （3）考虑用石棉。

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。这种摩擦片的缺点是材料的性能不稳定，温度，滑磨速度及单位压力的增加都将摩擦系数的下降和磨损的加剧。 所以目前正在研制具有传热性好、强度高、耐高温、耐磨和较高摩擦系数（可达0.5左右）的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在该设计中汽车使用条件良好，所以仍选取的是石棉合成物制成的摩擦材料。

固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜

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铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。

4.3从动盘毂的设计

从动盘毂的结构由两部分组成：盘毂和法兰，如图4.2[1]所描述。详细尺寸见设计图纸。

图4.2 从动盘毂

从动盘毂在变速器第一轴前端的花键上，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合，以便在离合器分离和结合时从动盘毂能够在轴上自由移动。 本离合器设计中的从动盘毂花键也用齿侧定心的矩形花键。在设计从动盘毂花键时，可以根据从动盘外径和发动机的扭矩来选取。

根据从动盘外径和发动机扭矩来选取从动盘花键毂花键的有关尺寸，表4.1[1]阐述了摩擦片外径、发动机转矩与从动盘毂尺寸之间的关系，可以根据表4.1确定花键毂的尺寸：

表4.1 所选从动盘毂花键参数

从动盘外径 D/mm 花键齿数 n 花键外径 D′/mm 花键内径 d′/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力 ? 11.3 200 10 29 23 4 25 20

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图4.3 花键结构示意图

从动盘毂一般用中碳钢锻造而成，并经调质处理，挤压应力不应超过[?]=20MP，本从动盘毂材料选用40Cr。

为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生偏斜，而影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向尺寸不应过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在严重情况下工作的离合器，其长度更大，可达到花键外径的1.4倍。

花键的尺寸选定后应进行强度校核。由于花键的损坏形式主要是表面受力过大而破坏，所以花键要进行挤压应力校核，如果应力偏大可以适当增加花键毂的轴向长度。

花键挤压应力校核公式如下：

P（MPa） （4.1） nhl式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定：

挤压应力计算公式： ?挤压=

花键的齿侧面压力P?4Temax

(D'?d')Z式中，d′，D′分别为花键的内外径，m；

Z为从动盘毂的数目；

Temax为发动机最大转矩，N·m； n为花键齿数；

1h为花键齿工作高度，m；h?(D??d?)

2l为花键有效长度，m。

则P?4Temax4?155??11923N

(D'?d')Z(0.029?0.023)?121

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故?挤压=

P11923??18.34MPa<[?nhl10?[(0.029?0.023)/2]?0.025挤压

]=20MPa

该花键毂花键的?=18.34MP﹤[?]=20MP，所以该花键毂花键的尺寸合适,花键的结构简图见图4.3[1],从动盘毂见零件图纸。

表4.2从动盘毂花键尺寸系列

从动盘外径D/㎜ 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 410 430 450 发动机转花键齿数花键外径花键内径齿厚/㎜ 有效齿 长l/㎜ 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 挤压应力矩Te/N.m n 50 70 110 150 200 280 310 380 480 600 720 800 950 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 D?/㎜ 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 d?/㎜ 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 ?/MPa 10 10．8 11．3 11．5 10．4 12．7 10．7 11．6 13．2 15．2 13．1 13．5 12．5 4.4从动片的设计

设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。这是因为汽车在行驶中进行换档时，首先要分离离合器，从动盘的转速必然要在离合器换档的过程中发生变化，或是增速（由高档换为低档）或是降速（由低档换为高档）。离合器的从动盘转速的变化将引起惯性力，而使变速器换档齿轮之间产生冲击或使变速器中的同步装置加速磨损。惯性力的大小与冲动盘的转动惯量成正

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比，因此为了减小转动惯量，从动片都做的比较薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄钢板冲压而成,为了进一步减小从动片的转动惯量,有时将从动片外缘的盘形部分磨至0.65～1.0㎜,使其质量更加靠近旋转中心[3]。

为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都作成具有轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。

具有轴向弹性的的传动片有以下三种形式[3]：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片、及组合式弹性从动片。

在本设计中，因为设计的是桑塔纳轿车的离合器，故可以采用分开式弹性从动片，图4.2说明了分开式从动片的结构[3]，离合器从动片采用2㎜厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取D=200㎜，内径由从动盘毂的尺寸决定，由以后的设计取得d=40。

采用分开式弹性从动片，其结构简图见下图4.2,从动片采用08钢板冲压而成，氰化表面硬度HRC45。

1—波形弹簧片；2，6—摩擦片；3—摩擦片铆钉；4—从动片；5—波形弹簧片铆钉

图4.4 分开式弹性从动片

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4.5 扭转减振器的设计

4.5.1扭转减振器的功能

为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，降低传动系扭振系统三节点振型的固有频率，以便将较为严重的扭振车速移出常用车速范围；其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效地降低传动系的共振载荷。 4.5.2扭转减振器的结构类型的选择

图4.5给出了几种扭转减振器的结构图，它们之间的差异在于采用了不同的弹性元件和阻尼装置。采用圆柱螺旋弹簧和摩擦元件的扭转减振器得到了最广泛的应用。在这种结构中，从动片和从动盘毅上都开有6个窗口，在每个窗口中装有一个减振弹簧，因而发动机转矩由从动片传给从动盘毅时必须通过沿从动片圆周切向布置的弹簧，这样即将从动片和从动盘毅弹性地连接在一起，从而改变了传动系统的刚度。当6个弹簧属同一规格并同时起作用时，扭转减振器的弹性特性为线性的。这种具有线性特性的扭转减振器，结构较简单，广泛用于汽油机汽车中。当6个弹簧属于两种或三种规格且刚度由小变大并按先后次序进人工作时，则称为两级或三级非线性扭转减振器。这种非线性扭转减振器，广泛为现代汽车尤其是柴油发动机汽车所采用。柴油机的怠速旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮轮齿问的敲击。为此，可使扭转减振器具有两级或三级非线性弹性特性。第一级刚度很小，称怠速级，对降低变速器怠速噪声效果显著。线性扭转减振器只能在一种载荷工况(通常为发动机最大转矩)下有效地工作，而三级非线性扭转减振器的弹性特性则扩大了适于其有效工作的载荷工况范围，这有利于避免传动系共振，降低汽车在行驶和怠速时传动系的扭振和噪声。 采用空心圆柱形见或星形等其他形状的橡胶弹性元件的扭转减振器，也具有非线性的弹性特性。虽然其结构简单、橡胶变形时具有较大的内摩擦，因而不需另加阻尼装置，但由于它会使从动盘的转动惯量显著增大，且在离合器热状态下工作需用专门的橡胶制造，因此尚未得到广泛采用。

减振器的阻尼元件多采用摩擦片，结构中阻尼摩擦片的正压力靠从动片与减振盘间的连接铆钉建立。其结构虽简单，但当摩擦片磨损后，阻尼力矩便减小甚至消失。为了保证正压力从而阻尼力矩的稳定，可加进碟形弹簧，同时采用不同刚度的碟形弹簧和圆柱螺旋压簧分别对两组摩擦片建立不同的正压力，就可实现阻尼力矩的非线性变化[5]。

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合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。

鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜。

在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为15㎜。

在初步确定该离合器压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，其接合一次的温升不得超过8°—10°。若温升过高可以适当增加压盘的厚度。

根据下面公式（5.1[3]）来进行校核：

?=式中：?——温升，℃； L——滑磨功，N.m；

?L (5.1) cm压?——分配到压盘上的滑磨功所占的百分比：单片离合器压盘?=0.50；

C——压盘的比热容，对铸铁压盘，C=544.28J/(㎏·K)； m压——压盘质量，㎏。

m压=?v??[(21521352)?()]?15?10?9?7.83?103?2.58kg 22取m压=2.6kg

整备质量ma=1220kg；滚动半径R=0.28m；汽车起步时发动机转速ne=2000r/min；主减速器传动比r0=4.193；变速器最大传动比ig=3.024 滑磨功W=温升?=

?2ne2maR21800?i?2?ig23.142?20002?1220?0.282??13035J

1800?4.1932?3.0242?L0.5?13035??4.61℃ cm压544.28?2.6?=4.61℃＜[?]=8℃

故该厚度符合要求，压盘设计合理。

5.3压盘的材料选择

压盘形状一般比较复杂，而且还需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素[3]。在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1，工作表面光洁度取为1.6。

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5.4传力片的几何尺寸的确定及材料选择

传力片材料选用60Si2CrVA钢,根据前面所设计的压盘,摩擦片及从动片的厚度,以及以往的设计经验,传动片的结构示意图可确定为图5.1[1]所示。

图5.1传力片示意图

初步定传动片的设计参数如下：共设3组传动片（i=3）,每组4片（n=4）,传动片的几何尺寸为：宽b=15㎜，厚h=0.5㎜,传力片上孔间的距离l=40㎜,孔的直径d=6㎜，传力片切向布置，圆周半径（也即是孔中心所在圆周半径）R=125㎜，传动片的材料弹性模量E=2×105MP，根据上面所选定的尺寸进行传动片的强度校核， 根据下面几个相关公式[1]：

l1=l－1.5d (有效长度l1) (5.2) 式中：d为空的直径，代入d的值求得l1=31mm。

K???Kn?12EJxni/l13 （总刚度K?） (5.3) 式中：E为传动片材料弹性模量；

Jx为每一片传动片截面惯性矩。

Pmax?12EJxnifmax/l1 （最大弹性恢复力） (5.4) 式中：

3fmax为传力片最大轴向变形。

?max?FfFmaxPl1?maxmax (总装时的最大应力) (5.5) 2niWinW?inA式中：A为一个传力片的截面积； F为传递转矩近期的拉力。

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根据以上公式计算离合器三种状态时的最大应力[1]： （1）彻底分离时，

f?0,Te?0，由式（5.4）（5.5）可知?max?0；

?0，通过计算分析可知femax?4.2，F=0，公

3fmaxEh，代入相关数据求得?max?1311Mpa； l12（2）压盘和离合器盖总成时，Temax式（5.5）可以化简为?max?（3）离合器传递转矩时，分为正向转动（发动机到车轮）和反向转动（车轮到发动机），

fmax出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，分析计算可知fmax=3.6mm。

①正向驱动

公式（5.5） 变为：

FfFPl1?maxmax?max

2niWinWinA?max?

代入相关数值求得?max?800Mpa＜[?max]=1863Mpa

②反向驱动

公式（5.5）变为：

?max?

代入相关数据求得?max?1821Mpa＜[?max]=1863Mpa

可知反向传动式应力最大，?max?1821Mpa，60Si2CrVA钢可以满足要求。

FfFPl1?maxmax?max

2niWinWinA5.5离合器盖的设计

⑴离合器的刚度

膜片弹簧支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，严重时可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为5㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。

⑵离合器的对中问题

离合器盖与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。

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离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。

5.6支撑环的设计

支撑环的安装尺寸精度要高，耐磨性要好，支撑环一半采用3.0~4.0mm的碳素弹簧钢丝。

5.7分离装置的设计

5.7.1离合器分离套筒和分离轴承的设计

分离轴承在工作中主要承受轴向力，在离合器分离时，由于分离轴承的旋转，在受离心力的作用下，还承受径向力。在传统离合器中采用的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承。而在现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动。

本设计的是膜片弹簧离合器，为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地压紧膜片弹簧内端，采用可以自位（自动调准中心）的分离装置，其结构示意图见图7.1[3]，可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动。

自位分离轴承和分离套筒通过波形弹簧装配在一起成为一体，波形弹簧小端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位，其大端压紧轴承外圈的内端面，依靠摩擦把分离轴承与轴承套筒连在一起。这种轴承的内外圈可由80Cr2轴承钢冲制加工而成。轴承中分布了15个钢球。

分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上，两者之间为间隙配合，可以在自由移动，而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有2.5㎜的间隙.在离合器处于结合状态时,分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有3—4㎜间隙，以备在摩擦片磨损的情况下，不致防碍压盘继续压紧从动盘总成，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映为踏板上的一段自由行程。

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1—轴承内圈；2—州城外圈；3—外罩壳；4—波形弹簧； 5—分离套筒；6—蝶形弹簧；7—挡环；8—弹性锁环

图5.1拉式自动调心式分离轴承装置

在本设计中，由前面选择的花键毂花键的尺寸（外径29，内径23），因而根据花键尺寸初选轴套、分离轴承和分离套筒及轴颈之间的尺寸，如表7.1。

表7.1 分离轴承分离套筒及轴颈间的配合尺寸

分离轴承内径 0.08?53??0.05 分离套筒外径 分离套筒内径 第一轴轴承盖轴颈外径 0.075?31??0.15 ?88 ?31 分离轴承必须进行润滑，本设计采用的润滑方式为定期进行润滑，在分离套筒上开有用来注润滑油的缺口，而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分离套筒的缺口处。分离套筒的有关结构见装配图。

分离轴承在选择时，充分考虑了要有足够的使用年限，因此在此不必再校核强度。

5.8 本章小结

本章对离合器的压盘、离合器盖分离装置等主动部分进行设计，设计出主要尺寸，保证动力的传递要求的强度，对散热方面也作出了适应的调整。还设计了两者之间的连接件，弹性传力片，并对其进行了强度校核，满足强度要求，同时对材料也作出了选择。

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