1、韶 關 學 院課程設計說明書課程設計題目：汽車離合器課程設計學生姓名：學 號：院 系：物理與機電工程學院汽車系專業班級：車輛工程 指導教師姓名及職稱： 講師 起止時間： 2015 年 6月1日 2015 年 6 月12日 課程設計評分：（教務處制）引言隨著科學技術的發展以及經濟體系的完善，現代汽車工業具有世界性，是開發型的綜合工業，競爭也越來越激烈。我國自1953年創建第一汽車制造廠至今，已有130多家汽車制造廠，700多家汽車改裝廠。隨著我國國民經濟的快速發展和人們生活水平的不斷提高，對汽車的使用功能不斷提出新的要求。目前大部分汽車采用離合器作為汽車的動力傳遞機構。有效的經驗使人們逐漸趨向于

2、采用單片干式摩擦離合器。它具有從動部分轉動慣量小，散熱性好，結構簡單，調整方便，尺寸緊湊，分離徹底等優點。而且只要在結構上采取一定措施，也能使其接合平順。如今，單片干式摩擦離合器在結構設計方面也相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的接合平順性；離合器中裝有扭轉減振器，防止了傳動系統的共振，減少了噪音；以及采用了摩擦較小的分離桿機構等。另外，采用了膜片彈簧作為壓簧，可同時兼起到分離杠桿的作用，使離合器結構大為簡化，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。膜片彈簧和壓盤的環行接觸，可保證壓盤上的壓力均勻。由于膜片彈簧本身的特性，當摩擦片磨損時，彈簧的壓力幾乎沒有改變，且可減輕分離離合器時所需要

3、的踏板力。為了提高離合器的傳扭能力，在重型汽車上多采用多片干式離合器。除此之外，近年來由于多片濕式離合器在技術上的不段改善，在國外的某些重型牽引汽車和自卸車上又開始采用多片濕式離合器，并有不斷增加的傾向。與干式離合器相比，由于用油泵進行強制制冷的結果，摩擦表面的溫度較低（不超過93）。因此，允許起步時長時間地打滑或用高檔起步而不致燒損摩擦片，具有良好的起步能力。據說這種離合器的使用壽命可達干式離合器的五、六倍。 為了實現離合器的自動操縱，有自動離合器。采用自動離合器時可以省去離合器踏板，實現汽車的“雙踏板”操縱。與其他自動傳動系統（如液力傳動）相比，它具有結構簡單，成本低廉及傳動效率高的優點。

4、因此，在歐洲小排量汽車上曾得到廣泛的應用。但是在現有自動離合器的各種結構中，離合器的摩擦力矩的力矩調節特性還不夠理想，使用性能不盡完善。例如，汽車以高檔低速上坡時，離合器往往容易打滑。因此必須提前換如低檔以防止摩擦片的早期磨損以至燒壞。這些都需要進一步改善。 隨著汽車運輸的發展，離合器還要在原有的基礎上不斷改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發展動向來看，近年來汽車的性能在向高速發展，發動機的功率和轉速不斷提高，載重汽車趨向大型化，國內也有類似的情況。此外，對離合器的使用要求也越來越高。所以，增加離合器的傳扭能力，提高其使用壽命，簡化操作，已經成為目前離合器的發展趨勢。目錄1 汽車離合器簡

5、介51.1 離合器的工作原理51.2 離合器的功用51.3 汽車離合器設計的基本要求62 離合器主要參數的選擇72.1 離合器車型的選定72.2 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b72.3 后備系數72.4 摩擦因數f、離合器間隙t72.5 單位壓力72.6 壓緊彈簧和布置形式的選擇82.6.1 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比的優點82.6.2膜片彈簧的支撐形式82.6.3 壓盤傳動方式的選擇83 離合器基本參數的優化93.1 設計變量93.2 目標函數93.3 約束條件93.3.1 最大圓周速度93.3.2 摩擦片內、外徑之比c93.3.3 后備系數93.3.4 扭轉減振器的優化93.3

6、.5 單位壓力93.3.6總摩擦功w103.3.7 單位摩擦面積傳遞的轉矩104 膜片彈簧的設計114.1 膜片彈簧的基本參數的選擇114.1.1 比值和h的選擇114.1.2 比值和R、r的選擇114.1.3 的選擇114.1.4 分離指數目n的選取114.1.5 膜片彈簧小端內半徑124.1.6 膜片彈簧工作點位置的選擇124.1.7 切槽寬度1、2及半徑124.2 強度校核125 扭轉減振器的設計145.1 扭轉減振器主要參數145.1.1 極限轉矩Tj145.1.2 扭轉剛度k145.1.3 阻尼摩擦轉矩T155.1.4 預緊轉矩Tn155.1.5 減振彈簧的位置半徑R0155.1.6

7、 減振彈簧個數Zj155.1.7 減振彈簧總壓力155.2 減振彈簧的計算155.2.1 減振彈簧的分布半徑R1165.2.2 單個減振器的工作壓力P165.2.3 減振彈簧尺寸166 從動盤總成的設計186.1 從動盤轂186.2 從動片187 壓盤設計197.1 離合器蓋197.2 壓盤197.2.1 壓盤傳動方式的選擇197.2.2 壓盤幾何尺寸的確定197.3 傳動片208小結21參考文獻221 汽車離合器簡介1.1 離合器的工作原理摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。離合器在接合狀態時，發動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪1和壓盤借摩擦作用傳給從動盤2，

8、在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承，將分離杠桿的內端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤2兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤2壓緊在飛輪上1，這樣發動機的扭矩又傳入變速器.圖1.1 離合器工作原理圖1飛輪；2從動盤；3離合器踏板；4壓緊彈簧；5變速器第一軸；6從動盤轂1.2 離合器的功用離合器的主要功能是切斷和

9、實現對傳動系的動力傳遞。其主要作用：1）汽車起步時將發動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩起步；2）在換擋時將發動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊；3）限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞；4）有效地降低傳動系中的振動和噪聲。1.3 汽車離合器設計的基本要求在設計離合器時，應根據車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點：1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，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。

10、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）避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。7）操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。8）作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數在使用過程中變化要盡可能小，保證有穩定的工作性能。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，制造工藝性好，維修、調整方便等。2 離合器主要參數的選擇2.1 離合器車型的選定車型發動機型號發動機功率PTemax整車質量 排量最高車

11、 速輪胎規格丹東 黃海F4AE0682H*C194840.328000 590080275/70R22.52.2 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命。它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系。顯然，傳遞大的轉矩，就需要大的尺寸。發動機轉矩是重要的參數，當按發動機最大轉矩（N m）來選定時，根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式2-9，有公式 （2-1） 式中摩擦片外徑，mm發動機最大轉矩，N m為直徑系數，商用車取23則 =666.7，根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，取D=670,

12、d=410mm, b=5mm2.3 后備系數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），再加上商用車的后備功率比較大，使用條件較好，故取2.2。2.4 摩擦因數f、離合器間隙t摩擦因數f=0.3 離合器間隙t=3mm摩擦面數 Z=22.5 單位壓力根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，約為0.32Mpa 所以由于D670mm,取0.32Mpa.故根據根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表22可知當0.25Mpa50mm故符合d2R0+50mm的優化條件3.3.5 單位壓力為降低離合器滑磨時

13、的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.1Mpa1.5Mpa由公式 Tc= （3-4）Tc= 得=0.32Mpa 在規定范圍內，故滿足要求3.3.6總摩擦功w根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（213）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面過高而發生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即：，其中W= （3-5）為整車質量28000kg，為輪胎軌動半徑275mm，為一檔傳動比9.69,為主減速比6,汽車總質量=+65n+nW=22439.48J/mm （3-6） 符合要求。3.3.7 單位摩擦面積傳遞的轉矩為反映離合器傳遞的轉矩并保護

14、過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即 （3-7） 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩；為其允許值代入數據0.40 符合要求4 膜片彈簧的設計4.1 膜片彈簧的基本參數的選擇4.1.1 比值和h的選擇為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.52.0，板厚h為24mm故初選h=3mm, =1.7則H=5.1mm.圖4.14.1.2 比值和R、r的選擇比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.82.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。

15、對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.21.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下降。由于摩擦片平均半徑 Rc=(D+d)/4=(670+410)/4=270mm （4-1）對于膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc故取R=275mm,再結合實際情況取R/r=1.3,則r=212 mm。4.1.3 的選擇 arctanH/(R-r)=arctan5.1/(150-115)9 （4-2）滿足915的范圍。

16、4.1.4 分離指數目n的選取根據實際情況通常為18。4.1.5 膜片彈簧小端內半徑 根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（228）推式： （D+d）/4R1D/2 （4-3） 1R-7 （4-4） 06 （4-5） （4-6） 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。根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）表4.2.1初選=24mm4.1.6 膜片彈簧工作點位置的選擇圖4.2膜片彈簧工作點如圖所示，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H=（1M+1N）2 （4-7）新離合器在接合狀態時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點和拐點之間，且靠近或在

17、點處，一般1B=（0.81.0）1H,以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的壓緊力從1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C。為最大限度的減少踏板力，C點應盡量靠近N點4.1.7 切槽寬度1、2及半徑取13.3mm, 2=10mm, 滿足r-2,則r-2=95mm故取95mm.4.2 強度校核膜片彈簧大端的最大變形量，取=270，=217則由下列公式， （4-8）代入數據，有=4.96 （4-9） 代入數據，有=0.63 （4-10）代入數據，有=6822.15根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）公式4 .6.13可知: （4-11）B=1607Mpa.許用值1

18、500-1700MPa,故符合要求。5 扭轉減振器的設計5.1 扭轉減振器主要參數帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖5.1所示彈簧摩擦式:圖5.1 帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖1從動盤；2減振彈簧；3碟形彈簧墊圈；4緊固螺釘；5從動盤轂；6減振摩擦片7減振盤；8限位銷由于現今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。5.1.1 極限轉矩Tj根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（231）知極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取 Tj=(1.52.0) （5-1）系數取2.0則Tj=2.02

19、.0840.31680.6（Nm）5.1.2 扭轉剛度k根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（235）可知，由經驗公式初選 k Tj （5-2）即kTj131680.621847.8（Nm/rad）5.1.3 阻尼摩擦轉矩T根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（236）可知,可按公式初選T T（0.060.17） （5-3）取系數為0.1 T=0.1840.3=84.03(Nm)5.1.4 預緊轉矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式（237）知，Tn滿足以下關系： Tn（0.050.15） （5-4） 且TnT84.03

20、Nm而（0.050.15）42.02126.05 Nm則初選Tn80Nm5.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0=(0.600.75)d/2 （5-5）則取R0=0.75d/2=0.75410/2=153.75(mm),可取為154mm.5.1.6 減振彈簧個數Zj根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表（26）知，當摩擦片外徑D350mm時，Zj10故取Zj=125.1.7 減振彈簧總壓力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 Tj/R （5-6） 11.2（kN)5.2 減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數以后，即可根據布置上的可能來確定和減振器設計相關的

21、尺寸。5.2.1 減振彈簧的分布半徑R1根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，R1的尺寸應盡可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2，式中，d為離合器摩擦片內徑故R1=0.75d/2=0.75410/2=153.75(mm)取154mm，即為減振器基本參數中的R05.2.2 單個減振器的工作壓力P P= /Z=11200/12=933.3(N) （5-7）5.2.3 減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結構來決定，通常Dc=1115mm故取Dc=13mm2）彈簧鋼絲直徑d d= （5-8）式中

22、，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為600Mpa所以d=4.3mm由于d=34mm,故取d=4mm3）減振彈簧剛度k根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）式4.7.13知，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 k= (5-9)則K=437.97N/m4）減振彈簧有效圈數根據根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）知， i=3.76 (5-10)5）減振彈簧總圈數n其一般在6圈左右，與有效圈數之間的關系為 n=+(1.52)=6 (5-11) 減振彈簧最小高度 =22 (5-12) 彈簧總變形量 =P/K =933.3/437.9

23、7=2.4mm (5-13)減振彈簧總變形量/ =24.4 (5-14)減振彈簧預變形量 =80/(437.97120.154)=0.11mm (5-15) 減振彈簧安裝工作高度 =24.4-0.11=24.29mm (5-16)6 從動盤總成的設計設計從動盤時一般應滿足以下幾個方面的要求:（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小；（2）為了保證汽車平穩起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性；（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減振器；（4）要有足夠的抗爆裂強度。6.1 從動盤轂根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）

24、，從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632HRC。根據摩擦片的外徑D的尺寸以及根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于D=350mm,則查表可得，花鍵尺寸：齒數n=10， 外徑=40mm, 內徑32mm 齒厚b=5mm,有效齒長l=50mm, 積壓應力=13Mpa花鍵齒的側面壓力：代入數據得P=3890N擠壓應力： ，其中4代入數據=4.8Mpa20Mpa,符合要求。6.2 從動片從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足

25、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。從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為2mm,表面硬度為3540HRC。7 壓盤設計7.1 離合器蓋 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

26、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。板厚取9mm,乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。應具有足夠的剛度，板厚取9mm,乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。7.2 壓盤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

27、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1520 gcm 。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，具有較高的摩擦因數，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170227HBS。7.2.1 壓盤傳動方式的選擇由于傳統的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。7.2.2 壓盤幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑D=670 壓盤內徑d=410壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添