(完整版)离合器计算与设计

离合器设计与计算
本次设计主要是对离合盖器总成中的膜片弹簧、压盘，从动盘总成中的从动片等主要
零部件进行详细的计算与设计，其他零部件采用进行简略设计。

设计时已知参数如下：
（1）发动机起步转矩；
（2）整车质量；
（3）车轮滚动半径；
（4）发动机起步转速；
（5）变速器起步档变速比；
（6）主传动比。

3.1离合器设计基本结构尺寸及参数
在初步确定离合器结构形式后，要通过离合器的基本结构尺寸和参数具体确定离合器。

离合器设计时所需的基本结构尺寸、参数主要有：
（1）摩擦片外径D；
（2）单位压力p；
（3）后备系数β；
在选定以上参数时，以下车辆参数对其有重大影响：
（1）发动机最大转矩；
（2）整车总质量；
（3）传动系总传动比（变速器传动比主减速器传动比）；
（4）、车轮滚动半径；
3.2 离合器基本参数选取和主要尺寸设计计算
3.2.1 离合器转矩容量的确定
离合器的基本结构是摩擦传动机构，离合器依靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递转矩。

所以可根据摩擦定律表示出离合器转矩容量公式：
(3.1) 式中：为离合器转矩容量；
f为摩擦面间的静摩擦因数，一般取0.25—0.30；
F为作用在摩擦面上的总压紧力，单位N；
为摩擦片的平均摩擦半径，单位m；
Z为摩擦面数，单片为2，双片为3。

摩擦片上工作压力F一般在设计离合器时假设摩擦片上压力均匀分布：
(3.2)式中：为摩擦面上均匀压力，单位N；
A为摩擦面积，单位；
D为摩擦片外径，单位m；
d为摩擦片内径，单位m。

式(3.1)中有效作用半径公式如下：
(3.3) 式中：D为摩擦片外径，单位m；
d为摩擦片内径，单位m。

将式(3.2)与式(3.3)代人式(3.1)得：
(3.4)式中：为摩擦片内、外径之比，一般在0.53～0.70之间。

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应应大于发动机最大转矩，确定离合器转矩容量时应含有设计因子，即：
(3.5) 式中：为发动机最大转矩，单位；
为设计因子，称为后备系数，必须大于1。

后备系数，均匀压力，摩擦片内外径d、D以及摩擦片厚度b为离合器基本性能参数。

3.2.2 离合器主要基本性能参数的确定
（1）摩擦系数f的确定
影响离合器摩擦系数的因素很多，很复杂，本设计不详细讨论，通过查阅文献资料并与企业咨询后确定取f=0.25[14-18]。

（2）离合器后备系数的确定
后备系数保证了离合器可靠的传递发动机转矩的同时，有助于减少汽车起步时的滑
磨，提高了离合器的使用寿命。

主要作用是：
①保证离合器在摩擦片磨损后仍然可以可靠地传递发动机转矩；
②防止离合器滑磨过大，防止传动系过载。

目前进行离合器设计时，主要是参照已有的经验和统计资料，根据汽车的使用条件、
离合器的结构形式特点初选后备系数。

推荐选用的后备系数如下：
小轿车：；
载货车：；
带拖挂的重型车或牵引车：。

本次设计选择选择范围在，取。

（3）单位压力的确定
单位压力对离合器使用寿命影响很大，目前离合器设计时单位压力推荐选择范围如
下：
石棉基材料=0.10～0.35MPa；
粉末冶金材料=0.35～0.60Mpa；
金属陶瓷材料=0.70～1.50MPa；
对于采用有基材料为基础的摩擦片：当小轿车时，，
时，；
对于载货汽车时，，时，。

本设计采用粉末冶金材料，取0.35MPa。

（4）内外、径D、d以及摩擦片厚度b的确定
摩擦片外径是离合器的基本尺寸，关系到离合器的结构重量和使用寿命，与离合器传
递的转矩大小有一定关系。

一般采用下式确定：
(3.6)
在上述公式中代入、、、，可得
，通过查阅离合器摩擦片尺寸系列参数表 3.1并进行对比计算后：可得与最接近的是，所以摩擦片外径D=430mm，内径d=230mm，厚度b=4mm。

离合器尺寸应符合尺寸系列标准GB5764—86《汽车用离合器盖片》，所选外径D应使摩擦片最大圆周速度在65m/s-75m/s之间，根据下式：
(3.7) 式中：为发动机起步转速，代入摩擦片外径D=430mm可得
,符合设计要求。

3.2.3 离合器从动盘总成设计
从动盘总成的设计主要包括从动片、从动盘毂、摩擦片等的设计。

设计从动盘时应满足以下要求：
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该尽可能小；
②为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更为均匀等，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从动盘总成要有足够的抗爆裂强度。

（1）从动片设计
设计从动片时，为了获得最小的转动惯量、尽量减轻从动片重量、并使质量分布尽可能的靠近旋转中心；从动片一般都做得较薄，通常用 1.3~2.0mm厚的钢板冲制而成。

同时为了使离合器结合平顺，保证汽车起步平稳，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的。

根据式(3.6)确定出的摩擦片内、外径值，本次设计从动片采用组合式弹性从动片。

（2）从动盘毂设计
发动机转矩是通过从动盘毂的花键孔输出的，变速器第一轴就插在该花键孔内。

目前从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式都采用齿侧定心的矩形花键。

本设计根据GB15758-2008花键标准以及SAE矩形花键尺寸系列，同时结合离合器生
产实际情况选择花键毂尺寸为：
花键外径内径，齿宽，齿数；花键毂轴向长度一般取花键外径的 1.2~1.4倍，本设计选择花键轴向长度为花键外径的倍，结合实际生产加工取整后得花键轴向长度为，通过查表得有效长度。

（3）摩擦片与从动片连接方式选择
目前摩擦片的连接方式主要有铆接和粘接两种，其中铆接法应用较为广泛。

铆接法连接的从动盘总成在摩擦片磨损后更换方便，粘接发连接的从动盘总成中不光无法更换磨损的摩
擦片，同时无法在粘接的从动盘总成中安装波形弹簧片；所以从动盘总成轴向弹性差。

因此本设计采用铆接法连接摩擦片和从动片。

3.2.4 压盘和离合器盖设计
在离合器盖总成中，压盘和离合器盖是除膜片弹簧外最主要的零部件，对离合器性能影响很大，需进行专门的设计。

（1）压盘的设计
①压盘传力方式的选择
压盘驱动形式的共同缺点是联接件间有间隙，在传力开始的一瞬间将产生冲击和噪声，
并且随着磨损的增大而加大了冲击。

根据方案分析，采用传动片连接压盘和飞轮。

②压盘几何尺寸的确定
压盘设计时应当满足以下三点要求：
1）具有足够的质量，能够吸收摩擦片在工作过程中产生的热量；
2）具有足够大的刚度和合理的结构形状，保证在受热的情况下不至于因产生翘曲变形而影
响离合器彻底分离和摩擦片的均匀压紧；
3）压盘厚度一般不小于15mm。

根据前面离合器基本结构参数、尺寸的确定，确定了摩擦片内外径；因压盘工作时直接与摩擦片相接合，所以压盘的内外径应与摩擦片内、外径对应。

本次设计离合器尺寸较大，且大尺寸离合器一般用在载货汽车等重型汽车上，离合器工作条件恶劣、产生热量多。

因此压盘厚度应该较大以吸收热量，本次设计压盘厚度为41mm。

④压盘及传动片的材料
压盘采用灰铸铁（即HT250），为增强压盘机械强度，也可另外添加少量金属元素（如
镍、铁、锰合金等）以达到增强其机械强度的目的。

本次论文中，传力片采用60SiMnA。

（2）离合器盖的设计
离合器盖与飞轮用螺栓固定，通过离合器盖将发动机一部分转矩传递给压盘，同时也是压紧弹簧和分离杠杆的支撑壳体。

本设计对离合器盖只进行简单设计，主要建模参数结合已有实物和工厂提供数据进行建模。

3.3膜片弹簧设计
3.3.1 膜片弹簧的变形特性
膜片弹簧起作用部分为其碟形部分，其特性为非线性。

特性和碟簧的原始内截锥高度H 及弹簧片厚度h之比有关。

其特性图如下：
图 3.1不
同时膜片弹簧特性曲线
Fig.3.1 Different H / h curve of diaphragm springs
不同值可以得到不同的弹性变形特性。

3.3.2膜片弹簧基本参数的选择
（1）膜片弹簧外形几何尺寸参数膜片弹簧主要尺寸参数如图 3.2所示：
①比值选择：利用膜片弹簧非线性特性，保证离合器压紧力变化不大且操纵方便，一
般汽车膜片弹簧的在范围内选择。

本设计根据厂家采用尺寸，选用选择h=4.9mm，H=8mm，则。

②R及的确定：一般时，蝶形弹簧储存的弹性能力最大，弹簧重量的利
用率最好。

对于汽车离合器膜片弹簧不需要储存太多弹性能力，一般。

本设计中，摩擦片内径d=230mm，结合实际经验以及现在市场上生产的φ430离合器，选择R=187mm。

的值应该介于 1.2~1.3之间，本次设计选择 1.25，则r=150.4mm，结合实际生产加工，圆整后取r=150mm。

③膜片弹簧起始锥角α的确定：汽车膜片弹簧的起始锥角α一般在之间，可根据下式确定：
(3.12)
代入H、R、r值得，本次设计圆整后取
④膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径的确定：
膜片弹簧小端半径主要由结构决定，其最小值应该大于变速器第I轴花键的外径以便安装。

本设计参考实物选择36.5mm；分离轴承半径应该大于，则选择=40.0mm。

⑤分离指数目n、切槽宽、窗孔槽宽及窗孔内半径的确定：
1）分离指数目：
汽车离合器膜片弹簧分离指数目n>12，一般采用18、24左右，采用偶数[19]，便于制造时模具分度，因为是大尺寸膜片弹簧，本设计选择24。

2）切槽宽：
切槽一般选择4mm左右，本设计选用。

3）窗孔槽宽及窗孔内半径：
，本设计选择，的。

，本设计选择，得。

4）支撑环作用半径ι和膜片弹簧与压盘接触半径L的确定：
查阅资料可知，一般ι应该尽量接近于r而略大于r，L应该接近R而略小于R[6]。

则支撑环接触半径ι取l=152mm；L取L=179mm。

3.3.3膜片弹簧工作位置选择
根据膜片弹簧特性曲线形状，曲线上有几个特定的工作点，对应于下图 3.4中的A、B、C。

图 3.4中，B点位为全新离合器膜片弹簧处于压紧状态时的工作点位置，A点为摩擦片磨损到极限的位置，C点为离合器分离时膜片弹簧的工作位置。

由式(3.14)算出的膜片弹簧凸点、凹点、拐点分别对应图中的M、N、T点。

新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点
B一般取在凸点M和拐点T之间，且靠近或在T点处[21]，一般,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内，压紧力从到变化不大，本次设计取；
，单片离合器，，本次设计取。

图3.4膜片弹簧工作点位置
Fig.3.4 The work location of diaphragm
离合器分离时，膜片弹簧工作点从B点变到C点，为操纵轻便，应尽量使离合器踏板力减小，C点应尽量靠近N点[22]，，。

为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力，本次设计取。

综上所述，A点对应变形量，B点对应变形量，C点对应变形量。