伊兰特1.6标准型离合器设计

伊兰特1.6标准型离合器设计
目录
第1章概述 (2)
第2章离合器的结构和基本参数的确定 (3)
2.1离合器结构型式的确定 (3)
2.2离合器基本参数的确定 (3)
第3章离合器的设计 (5)
3.1从动盘总成 (5)
3.1.1 从动盘毂 (6)
3.1.2 从动片设计 (6)
3.1.3 从动盘摩擦片 (7)
3.1.4 波形片和减振弹簧 (7)
3.2膜片弹簧设计 (7)
3.2.1膜片弹簧设计计算的基本公式 (8)
3.2.2膜片弹簧基本参数的确定 (8)
3.2.3 强度校核 (11)
3.3离合器盖及压盘总成的设计 (12)
3.3.1离合器盖设计 (12)
3.4压盘结构设计 (13)
3.4.1压盘结构设计 (13)
3.4.2压盘几何尺寸的确定 (13)
3.4.3传力方式的选择 (13)
3.5分离轴承总成 (14)
3.6操纵机构设计 (14)
参考文献 (14)
概述
离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。

在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。

目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。

它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。

离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机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；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以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。

膜片弹簧离合器是近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳定，操作轻便，高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、散热通风性能好、使用寿命长，也能大量生产。

此设计说明书详细的说明了轿车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。

第2章离合器的结构和基本参数的确定
2.1离合器结构型式的确定
本车设计采用单片膜片弹簧离合器。

本车采用的摩擦式离合器是因为其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。

采用膜片弹簧离合器是因为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，因此可设计成摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，是操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼其压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著的缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。

由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断的提高，因而这种离合器在轿车及微型轻型客车上得到了广泛的应用，而且逐渐扩展到了载货汽车上。

从动盘选择单片式从动盘是一个结构简单，调整方便。

综上本次设计选择单片推式膜片弹簧离合器。

2.2离合器基本参数的确定
离合器传递的扭矩与摩擦系数、弹簧压紧力、摩擦片的摩擦面数、摩擦片的平均摩擦半径等因素有关。

并且离合器所能传递的最大扭矩
T应适当的高于发动机的最大
e
转矩，其间的关系为：
(2-1)
（2-2）
式中：f为摩擦因数；Z为摩擦面数；
P为单位压力；D为摩擦片外半径；c为摩
擦片内、外径之比; β为后备系数。

离合器的基本参数主要有性能参数有后备系数β和单位压力参数P
，尺寸参数D
和d 及摩擦片厚度h 。

1.后备系数
各类汽车β值的选取范围通常为：
轿车和微型车、轻型货车 β=1.20～1.75 中型和重型货车 β=1.50～2.25
越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β=1.80～4.00 根据上述原因及所选车型，选取β=1.25。

2.单位压力和摩擦因数f
当摩擦片采用不同材料时，0P 和f 的取值范围见下表：
表2-1 0P 和f 的取值范围
选用粉末冶金材料铜基，单位压力0.35-0.50MPa, 摩擦因数0.25-0.35. f 取0.25.
3.摩擦片外径D 、内径d 和厚度h 的确定
离合器应按转矩容量或热容量设计，摩擦片或从动片外径D 是基本尺寸。

它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短设计是通常首先确定D 的值。

由以下公式计算D 的值：
发动机的最大转矩；=143 N ·m 对于轿车，=14.6，求得D=175 mm
表2-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数
根据表2-2摩擦片的尺寸见表2-3：
表2-3选定的摩擦片的尺寸
用公式（2-1）和（2-2）验算单位压力：
得到
P=0.35MPa，单位压力在容许范围内，认为所选离合器的尺寸、参数合适。

第3章离合器的设计
3.1从动盘总成
从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。

从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
1.从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时齿轮间的冲击；
2.从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均
匀，以减少磨损；
3.应安装扭转减震器，以避免传动系共振，并缓和冲击。

3.1.1 从动盘毂
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受发动机传来的全部转矩。

它一般采用齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax按国标GB1144－74选取（见表3-1）。

表3-1 离合器从动盘毂花键尺寸系列
摩擦片发动机的花键尺寸
根据摩擦片的外径D=180mm与发动机的最大转矩Temax=139.2 N·m，由表3-1查得n=10，D′=26mm，d′=21mm，b=3mm，l=20mm，σj=11.8Mpa
3.1.2 从动片设计
从动片通常用1.3～2.0mm厚的钢板冲压而成。

有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。

从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC38～48；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2～0.3mm；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度 HRC43～51。

3.1.3 从动盘摩擦片
在离合器接合、分离过程中，它将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有以下一些综合性能：
1.在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数；
2.具有小的转动惯量，材料加工性能良好；
3.在短时间内能吸收相对高的能量，且有良好的热稳定性；
4.能承受较高的压盘作用载荷；
5.承受相对较大的离心载荷而不破坏；
6.具有足够的剪切强度；
7.摩擦副有高度的容污性能，不影响它们的摩擦特性；
8.具有优良的性价比，不污染环境。

对于摩擦面片来说，有两个方面要求选择确定，一是结构尺寸，内、外直径已在前面选定，厚度可根据使用寿命确定。

二是材料，近年来，摩擦材料的种类增加极快，常用的有石棉基、有机摩擦材料、金属陶瓷摩擦材料等。

这里选择粉末冶金材料铜基，单位压力0.35-0.50MPa, 摩擦因数0.25-0.35.
3.1.4 波形片和减振弹簧
波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40~46HRC，并经过表面发蓝处理。

减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。

3.2膜片弹簧设计
膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。

膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。

与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。

分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于4.5mm，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜
片弹簧。

3.2.1膜片弹簧设计计算的基本公式
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕过断面上的某中性点转动。

通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷F 1（N ）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λ1（mm ），则膜片弹簧弹簧特性如下式表示：
F ()()()()
⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛---⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛----⎥⎦⎤⎢⎣⎡-==21111112
1121112/ln 16h r R r R H r R r R H r R r R Eh f λλμλπλ （3-1）
式中：E 为材料的弹性模量（MPa ），对于钢：E=2.1×105 Mpa ； μ为材料的泊松比，对于钢：μ=0.3；
H 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（mm ）； h 为膜片弹簧钢板厚度（mm ）；
R ，r 分别为膜片弹簧的大端半径（mm ）；
R 1 ，r 1分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm ）。

3.2.2膜片弹簧基本参数的确定
1.比值H/h 的选择
该比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/h 对弹簧特性的影响，正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。

为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车的膜片弹簧离合器的H/h 一般取：1.5<H/h<2
板厚一般为2～4mm ，本设计取： h=2mm
则取H/h=1.7，代入h=2得到： H=3.4mm 2．R 及R/r 的选择
膜片弹簧的大端半径R 应根据结构要求和摩擦片的尺寸来确定。

比值R/r 的选定影响到材料的利用效率。

R/r 越小，则弹簧材料的利用效率越好。

碟形弹簧储存弹簧性能的能力在R/r=1.8～2.0为最大，用于缓冲冲击、吸收振动等需要储存大量弹性能的碟簧最佳。

但对汽车离合器膜片弹簧来说，并不要求储存大量的弹性能，应根据结构布置及压紧力的需要，通常R/r=1.2～1.3（即1.25左右）。

根据本设计所选车型，选取R/r=1.27。

根据R ≥R C =(D+d)/4=76.25mm （R C 为膜片弹簧的平均半径），取R=90mm ，则r=71mm 。

3．膜片弹簧起始圆锥底角 α
膜片弹簧在自由状态下的圆锥底角α与内截锥高度H 关系密切，α=arctan[H/(R-r)]≈H/(R-r),一般在10°～15°范围内选择。

本设计之锥角为：α≈3.4/（90-71）≈10.3°。

落在10°～15°的范围内，因此设计合理。

4．支承圈平均半径r 1和和膜片弹簧与压盘的接触半径R 1
r 1与R 1的取值将影响膜片弹簧的刚度。

r 1 应略大于r 且尽量接近r ；R 1 应略小于且尽量接近R 。

根据以上所述及已知R 和r 的值，本设计选取r 1=75mm ，R 1=88mm 。

5．膜片弹簧小端半径r i 及分离轴承作用半径r f r i 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器 第一轴的花键外径。

r f 应大于r i 。

r f 与r i 之差在一定的范围内，0≤f i r r -≤4。

膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用， 因此其杠杆比应在一定范围内选取，即: 推式：2.3≤
1
21r R r r f --≤4.5
取
111
2.875f r r R r -=-，得f r =30mm 。

根据折中原则得：i r =26mm 。

图3-1 膜片弹簧尺寸简图
6．分离指的数目n 和切槽宽δ1 窗孔槽宽δ2及窗孔内半径re 的确定。

n 多取为18；δ1=3.2～3.5mm ；δ2=9～10mm ；r e 的取值应满足（r-r e ）>δ 2 。

本设计选取δ1=3.3，δ2=9.3，则： r e ≤70-9.3=60.7。

本设计取r e =60mm 。

7．膜片弹簧工作点位置的选择
图3-2膜片弹簧工作点位置
汽车离合器膜片弹簧特性曲线的形状如图3-2所示。

选择好曲线上的几个特定工作点的位置很重要。

拐点T 对应着膜片弹簧的压平位置，而λ
1T
为曲线凸点M 和凹点N
的横坐标平均值。

B 点为新离合器（摩擦片无磨损）在接合状态时的工作点，通常取在使其横坐标为λ
1B
=（0.8～1.0）λ
1T
的位置，以保证摩擦片在最大磨损△λ后的工作
点A 处压紧力变化不大。

摩擦片总的最大允许磨损量△λ可按上图求得：
上图中：Z C —离合器的摩擦片工作表面数目，本设计为单片则Z C =2； △S O —每个摩擦工作表面的最大允许磨损量，一般为△S O =0.5～1mm 。

λ
1B
C 点为离合器彻底分离时的工作点。

它以靠近N 点为好，以减少分离轴承的推力使操纵轻便。

本设计取△S O =0.9mm ，则△λ=1.80mm 。

因M 、N 为拐点，对式（3-1）求一次导数并令其导数值为零，即：1
1
0dF d λ=，经简化后得到：
22221111112()2
()()03H R r R r H h R r R r
λλ---
++=--
由于∆=≥0，因此有两个实根，从而求得：
1M λ=0.28 1N λ= 4.38
这两值即是F 1达到极值时的横坐标，即分别为点M 和点N 的横坐标。

则：
111()/2T M N λλλ=+=2.33
图3-2中，B 点：取110.9B T λλ==2.10 A 点：11A B λλλ=-∆=0.3 C 点：取11C N λλ≈=4.40
3.2.3 强度校核
推式膜片弹簧小端分离轴承载荷2F 计算，公式如下
⎥⎦⎤⎢⎣
⎡+------⋅-⋅-⋅⎥⎦⎤⎢⎣⎡-==21111111112112)2)(()()()/ln()1(6)(F h r R r R H r R r R H r R r R r R b Eh f f λλλπλ 由=4.40 mm ，计算得
膜片弹簧的应力计算公式如下
()⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡-⋅+-⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅--⨯⎪⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛---+⋅-⋅=11111111122222211ln 1F 3r R r h r R r R r R H r R r r R E h r r r f B λλλμβπσ式中,2β为宽度系数，221()
e n r r δβπ=-
+。

膜片弹簧选用材料602Si MnA 弹簧钢，许用应力[]σ=1600~1700Mpa 。

膜片弹簧分离时最大变形量=4.40 mm ，由上述公式算得
[]σ<，满足强度要求。

3.3离合器盖及压盘总成的设计
3.3.1离合器盖设计
离合器盖与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的部分扭矩。

此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。

在离合器盖结构设计时应达到以下几个要求：
1．应具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时摩擦面不能彻底分离。

为此可采取如下措施：适当增大盖的板厚，一般为2.5~4.0mm ；在盖上冲制加强肋或在盖内圆周处翻边；尺寸大的离合器盖可改用铸铁铸造。

2．应与飞轮保持良好的对中，一面影响总成的平衡和正常的工作。

对中方式采用定位销或定位螺栓，也采用止口对中。

3．盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

4．为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风口，将离合器制成特殊的叶轮形状。

或在盖上下班加设通风扇片等，用以鼓风。

乘用车和载质量较小的商用车的离合器一般用08、10钢等低碳钢板，载质量较大的商用车则常用铸件或铝合金压铸件。

本设计采用厚3mm 的08钢板冲压而成。

3.4压盘结构设计
压盘设计主要包括几何尺寸的选择和传力方式的确定两个方面。

3.4.1压盘结构设计
1．压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。

中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。

2．压盘应具有较大的刚度。

3．与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。

4．压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。

3.4.2压盘几何尺寸的确定
1．压盘内、外径的确定（y y D d 、）
前面我们已经通过计算确定了摩擦片的内、外径。

从一般而言，压盘内径稍微小于摩擦片的内径，压盘外径稍大于摩擦片外径。

故本设计压盘外径y D =190mm ，压盘内径为y d =120mm 。

3.4.3传力方式的选择
压盘是离合器的主动部件，它与飞轮必须有一定的连接关系，圆方向与飞轮不能有相对转动，但轴向必须有相对移动。

压盘的传力方式有一下几种：(a) 凸台式；(b) 轴向键式；（c ）径向键式；（d ）销式；（e ）传力片式。

其中传力片式在轿车离合器中个应用较多，因为它使压盘的结构相对简单，而沿圆周切向布置还使受力状况有很大的改善，一般有3~4组，每组3~4个弹性薄片组成，片厚一般为1~1.2mm ，一般由弹簧钢带65Mn 制成。

3.5分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。

分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。

目前国外采用角接触推力球轴，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。

3.6操纵机构设计
驾驶员通过操纵机构控制离合器的结合与分离，从而实现换挡。

对离合器操纵机构有如下要求：
1.踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内；
2.踏板行程一般在80-150mm内，最大不应超过180mm；
3.应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以恢复；
4.应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏；
参考文献：
[1] 徐石安等编. 汽车离合器. 清华大学出版社，1981年
[2] 陈家瑞主编. 汽车构造(下册) 第2版. 机械工业出版社，2002年
[3] 王望予主编. 汽车设计第4版. 机械工业出版社，2004年
[4] 林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造.南京：东南大学出版社，
1995年。