1、精選優質文檔-傾情為你奉上目 錄1 汽車離合器簡介 11.1離合器的工作原理1.2離合器的分類及功用1.3汽車離合器設計的基本要求2 離合器設計及計算 31.1摩擦片主要參數的選擇1.2摩擦片基本參數的優化3機構方案的設計 73.1從動盤數選擇3.2壓緊彈簧的選擇3.3膜片彈簧支撐形式選擇4 扭轉減振器設計 84.1減振彈簧的設計5.膜片彈簧設計與計算115.1 膜片彈簧主要參數的選擇5.2 膜片彈簧的優化設計6.從動盤總成的設計126.1 從動盤轂6.2 從動片6.3 波形片和減振彈簧7 壓盤設計147.1 離合器蓋7.2 壓盤7.3 傳動片7.4 分離軸承8 小結151 汽車離合器簡介1.

2、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，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

3、1，這樣發動機的扭矩又傳入變速器。1.2 離合器的分類及功用離合器分有電磁離合器和磁粉離合器，摩擦式離合器、液力偶合器。能按工作需要隨時將主動軸與從動軸接合或分離的機械零件。可用來操縱機器傳動系統的起動、停止、變速及換向等。離合器種類繁多，根據工作性質可分為：操縱式離合器。其操縱方法有機械的、電磁的、氣動的和液力的等，如嵌入離合器（通過牙、齒或鍵的嵌合傳遞扭矩）、摩擦離合器（利用摩擦力傳遞扭矩）、空氣柔性離合器（用壓縮空氣胎脹縮以操縱摩擦件接合或分離的離合器）、電磁轉差離合器（用激磁電流產生磁力來傳遞扭矩）、磁粉離合器（用激磁線圈使磁粉磁化，形成磁粉鏈以傳遞扭矩）。自動式離合器。用簡單的機械方

4、法自動完成接合或分開動作，又分為安全離合器（當傳遞扭矩達到一定值時傳動軸能自動分離，從而防止過載 ，避免機器中重要零件損壞）、離心離合器（當主動軸的轉速達到一定值時，由于離心力的作用能使傳動軸間自行聯接或超過某一轉速后能自行分離）、定向離合器（又叫超越離合器，利用棘輪-棘爪的嚙合或滾柱、楔塊的楔緊作用單向傳遞運動或扭矩，當主動軸反轉或轉速低于從動軸時離合器就自動分開）。目前在汽車上廣泛采用的是用彈簧壓緊的摩擦離合器(簡稱為摩擦離合器)。與手動變速器相配合的絕大多數離合器為干式摩擦式離合器，按其從動盤的數目，又分為單盤式、雙盤式和多盤式等幾種。按其他標準，摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。濕式摩

5、擦式離合器一般為多盤式的，浸在油中以便于散熱。采用若干個螺旋彈簧作為壓緊彈簧，并將這些彈簧沿壓盤圓周分布的離合器稱為周布彈簧離合器。采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的離合器稱為膜片彈簧離合器。離合器的主要功能是切斷和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

6、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。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

7、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離合器設計及計算2.1摩擦片主要參數的選擇采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩應大于發動機最大扭矩摩擦片的靜壓力： （1.1） 式中：離合器后備系數（） （1）后備系數是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車=1.21.75。結合設計實際情況，故選擇=

8、1.4。則有可有表1.1查得 1.36。表1.1離合器后備系數的取值范圍車型后備系數乘用車及最大總質量小于6t的商用車最大總質量為614t的商用車掛車1.201.751.502.251.804.00 得 （1.2） 摩擦片的外徑可有式: （1.3） 為直徑系數，取值見表1.2 取=14.6 得D=209.1mm。表1.2直徑系數的取值范圍車型直徑系數乘用車最大總質量為1.814.0t的商用車最大總質量大于14.0t的商用車14.616.018.5(單片離合器)13.515.0(雙片離合器)22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分):表1.3離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑D

9、mm160180200225250280300325內徑dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800單面面積cm2106132160221302402466546取外徑D=250mm，內徑d=155mm，厚度3.5mm，=0.762，=0.62，摩擦片的摩擦因數取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。可由表1.4查得：取f=0.3，粉末冶金材料。摩

10、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。本題目設計單片離合器，因此Z=2。離合器間隙t是指離合器處于正常接合狀態、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接合，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。取t=4mm。表1.4摩擦材料的摩擦因數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0.300.50金屬陶瓷材料0.4離合器的靜摩擦力矩為: 與1.1式聯立得 代入數據得：單位壓力MPa。表1.5摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓

11、力/MPa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料模壓0.350.50編織金屬陶瓷材料0.701.502.2摩擦片基本參數的優化（1）摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過6570m/s，即 m/sm/s 式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發動機最高轉速(r/min)。（2）摩擦片的內、外徑比應在0.530.70范圍內，即（3）為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0。（4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm 即（5）為反映離合器傳遞的轉矩

12、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 （1.7）為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)，可按表1.6選取經檢查,合格。表1.6單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規格028030035040 （6）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，單位壓力的最大范圍為0.111.50MPa,即MPaMPaMPa（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 （1.8）式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；為其許用值(J/mm2)，對于乘用車：J/mm2，對于最大總質量小于6.0

13、t的商用車：J/mm2，對于最大總質量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J），可根據下式計算 （1.9）式中，為汽車總質量(Kg)；為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發動機轉速r/min，計算時乘用車取r/min。其中： m Kg代入式（1.9）得J，代入式（3.8）得，合格。3機構方案的設計3.1從動盤數選擇選擇單片離合器本車型為馬自達，汽車總質量為1335kg，發動機最大轉矩為205N·m。對于乘用車，發動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許條件下，通常離合器只設有一片從動盤。盤片離合器結構簡

14、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。3.2壓緊彈簧的選擇選擇拉式膜片彈簧離合器選擇膜片彈簧的原因：1） 膜片彈簧的軸向尺寸小而徑向尺寸很大，有利于提高離合器傳遞轉矩能力的情況下減小離合器軸向尺寸。2） 不需要專門的分離杠桿，使離合器結構簡化，零件數目少，質量輕。3） 可適當增加壓盤厚度提高熱容量；還可以在壓盤上增設散熱筋及離合器蓋上開設較大的通風孔來改善散熱條件。4） 主要部件形狀簡單，大批量生產可降低生產成本。選擇拉式膜片彈簧的原因：1）由于拉式膜片彈簧是以其中部壓緊壓盤，在壓盤大小相同的條件下課使用直徑

15、相對較大的膜片彈簧，從而實現在不增加分離時的操縱力的前提下，提高壓盤的壓緊力和傳遞轉矩的能力；或在傳遞轉矩相同的條件，減小壓盤的尺寸。2）零件數目少，其結構簡單、緊湊、質量輕。3）拉式膜片彈簧的杠桿比大于推式膜片彈簧的杠桿比，且中間支承少，減小了摩擦損失，傳動效率高，使分離的踏板力更小。4）無論在接合或分離狀態下，拉式結構的膜片彈簧的大端始終與離合器蓋支承保持接觸，在支承環磨損后，不會產生沖擊和噪聲。5）在接合或分離狀態下，離合器蓋的變形量小，剛度大，使分離效率更高。6）使用壽命長。3.3膜片彈簧支撐形式選擇選擇單支承環式中的DT/DTP型，如圖2.1，將膜片彈簧的大端支承在沖壓離合器蓋的支承

16、環上，主要用于轎車和貨車上。4 扭轉減振器設計減震器極轉矩 N·m 摩擦轉矩 N·m預緊轉矩 N·m極限轉角 ° 扭轉角剛度 N·m/rad 4.1減振彈簧的設計1減振彈簧的安裝位置，結合mm，得取50mm，則。 2全部減振彈簧總的工作負荷N3單個減振彈簧的工作負荷N式中Z為減振彈簧的個數，按表3.1選擇：取Z=6表3.1減振彈簧個數的選取 摩擦片的外徑D/mm225250250325325350350Z4668810104減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應力根據機械原理與設計(機械工業出版社)采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MP

17、a,MPa。（2）選擇旋繞比，計算曲度系數根據下表選擇旋繞比表3.8旋繞比的薦用范圍d/mmC確定旋繞比，曲度系數（3）強度計算mm，與原來的d接近，合格。中徑 mm；外徑 mm（4）極限轉角°取 °，則mm（5）剛度計算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數取，總圈數為（6）彈簧的最小高度mm（7）減振彈簧的總變形量mm（8）減振彈簧的自由高度mm（9）減振彈簧預緊變形量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm（11）定位鉚釘的安裝位置取mm，則°，mm，mm，合格。5.膜片彈簧設計與計算5.1 膜片彈簧主要參數的選擇1. 比較H/h

18、的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（4.10）中載荷與變形1之間的函數關系可知，當時，F2為增函數；時，F1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F1有一極大值和極小值；當時，F1極小值在橫坐標上。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.52范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計 ，h=3mm ，則H=6mm 。2. R/r選擇通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm

19、 則。3.圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態時，圓錐底角一般在°范圍內，本設計中 得°在°之間，合格。分離指數常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數為18。4.切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。5. 壓盤加載點半徑和支承環加載點半徑的確定應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為16001700N/mm2。5.2 膜片彈簧的優化設計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，

20、彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，即（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即拉式： （4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。6.從動盤總成的設計6.1 從動盤轂根據汽車設計，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。故取從動盤轂軸向長度取為1.2d=1.2&

21、#215;26=31.2mm。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的尺寸以及表5.1查出從動盤轂花鍵的尺寸。 由于D=250mm,則查表可得花鍵尺寸：齒數n=10,外徑=35mm,內徑28mm,齒厚t=4mm,有效齒長l=35mm,擠壓應力=10.2Mpa。表5.1花健的的選取摩擦片的外徑/mm/N.m花健尺寸齒數n外徑/mm內徑/mm齒厚/mm有效齒長/mm160180200225250280300325350496910814719627530437347110101010101010101023262932353540404018

22、212326283232323233444455520202530354040455098116111113102125105114130花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力j和剪切應力校核： 6.2 從動片從動片要求質量輕，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3540HRC6.3 波形片和減振彈簧波形片一般采用65Mn,厚度取為0.8mm,硬度為4046HRC，并經過表面發藍處理。減振彈簧用60Si2MnA鋼絲。7 壓盤設計7.1 離合器蓋應具有足夠的剛度，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傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬b=22mm，厚b=16mm，孔直徑為d=10mm，傳動片彈性模量E=2M Pa。7.3 傳動片由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。傳動片可選為3組，每片厚度為1mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。7.4 分離軸承由于=4