离合器参数设计

离合器参数设计
3.1后备系数的选择
离合器的后备系数反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度，它是离合器设计的一个重要参数。

在选择β时，应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以及操纵轻便等因素。

表3.1 后备系数表
车型乘用车及总
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本设计是基于一款轻型货车，故选择后备系数1.2~1.75，取后备系数β=1.5。

3.2摩擦片外径及其他尺寸的确定
摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量的大小和使用寿命的长短都有很大的影响。

摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大扭矩T emax(N.m)按如下经验公式进行初选：
（3-1）式中：K D为直径系数，轻卡取17；最大总质量为1.8～14.0t的商用车，单片离合器取16.0～18.5;T emax是发动机最大扭矩，原始设计数据为110N.m:
由公式（3-1）代入相关数据，取得：D=178mm
根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.2“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB1457—74）
表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径/
D mm
内径
/d mm
厚度
/h mm
内外径之比
/d D
单位面积
2
/
F mm
160110 3.20.68710600
180125 3.50.69413200
200140 3.50.70016000
225150 3.50.66722100
250155 3.50.62030200
280165 3.50.58940200
300175 3.50.58346600
325190 3.50.58554600
35019540.55767800
38020540.54072900
取摩擦片外径D=250mm，选定摩擦片的内径d=155mm,厚度b=3.5mm。

单位压力的确定
离合器摩擦力矩T c的计算
(3-2)离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算
(3-3)施加在摩擦面的工作压力为
(3-4)式中：z为摩擦面数，单片离合器的z=2,f为摩擦面间的静摩擦系数，这里取0.25。

单位压力：
(3-5)粉末冶金铁基材料单位压力要求小于0.35MPa,本离合器的单位压力比规定值小，故满足要求。

5.3膜片弹簧基本参数的选择
1、比值H/h和 h的选择：此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。

一般汽车的膜片弹簧H/h值在如下范围之内：H/h=1.5～20。

2、R及R/r确定: 比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。

因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。

对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2～1.35.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。

此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。

初步确定R/r=
3、膜片弹簧起始圆锥底角: 汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角在9°～15°之间，=13
4、膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承的作用半径r p: r f的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径,分离轴承作用半径r p大于 r f。

5、分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽、及半径r c: 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12，本设计取n=18。

切槽宽约为4mm;窗孔槽宽；窗孔半径r c一般情况下由计算。

6、承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L：由于采用推式膜片弹簧，l，L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l值应尽量靠近r而略大与r。

L应接近R略小于R。

7、膜片弹簧材料：制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。

按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。

5.4膜片弹簧的计算
参考同种类产品，并结合本车具体情况，初步选定弹簧的一些参数和尺寸如下：,,,R=112.5mm
确定膜片弹簧的所有尺寸
H=7.4mm, h=3.7mm,R=112.5mm,r=90mm,l=92mm
L=110mm,rf=27mm,rp=29mm,n=18,,
1、根据下式（5.1）画出P
1—λ
1
曲线
(5-1)
式中，E—弹性模数，钢材料取E=2.0×105Mp；
μ—泊松比，钢材料取0.3;
h—弹簧片厚，㎜;
H—碟簧部分内截锥高，㎜;
1
λ—大端变形，㎜;
R—碟簧部分外半径（大端半径），㎜;
r—碟簧部分内半径，㎜;
L—膜片弹簧与压盘接触半径，㎜;
l—支承环平均半径，㎜;
（2）推式轴向变形的关系式
(5-2)
(3)膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力P2时膜片弹簧压盘接触处的变形和P2的关系式
(5-3)
(4)在P2力作用下膜片弹簧小端部分轴承处的变形
（5-4）
(5-5)
式中，为宽度系数：
(5-6)
(5-7)设
因此式(5.1)就成为：
把有关数值代入上述各式得
P 1=1429.3 =3.71λ
=0.8521λ-0.641λ2+0.1461λ3
图5.1 膜片弹簧特性曲线
2、确定膜片弹簧的工作点位置
取离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为,由特性
曲线图可查得磨片弹簧的压紧力：
校核后备系数：
离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为
压盘的行程为
,故
离合器刚开始分离时，压盘的行程,此时膜片弹簧最大端的变形量为
摩擦片磨损后，其最大磨损量,故
3、求离合器彻底分离时分离轴承时轴承作用的载荷P2
由公式（5-3），取则得
代入有关数值，得
4、求分离轴承的行程
由公式（5-2），取，则
由公式（5-6）（5-7）得
由公式（5-5）得
代入有关数值，得
=1.72mm
5、强度校核
膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）。

将有关数值代入，得
7.1从动盘毂花键的设计计算
花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144-74选取。

从发动机转花花花键有挤
这里，所选择的相关尺寸参数为：花键齿数z1=10;花键齿长L=35mm;花键齿宽b=4mm;
花键外径D
外=35；花键内径D
内
=28mm;从动盘数n=1。

作用在一个从动盘花键上的圆周力为
(7-1)挤压应力为
(7-2)以上所得的挤压应力值小于推荐许用值（30MPa）,故满足设计要求。

花键的剪切应力计算
(7-3)计算结果表明，剪切压力较低，故满足要求。