沈阳理工大学应用技术学院2离合器结构方案选取2.1 离合器车型的选定设计参数：发动机型号：DA462Q发动机最大转矩：51.5/3750【N •m/(r/min)】 传动系传动比：1挡3.428、主减速比：5.142 驱动轮类型与规格：4.50-12-8PR 汽车总质量：1425(kg) 使用工况：城乡 离合器形式：单片3 离合器基本结构参数的确定3.1摩擦片主要参数的选择摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

摩擦片外径D （mm ）也可以根据发动机最大转矩max e T （N.m ）按如下经验公式选用max e D T K D （3.1）式中，D K 为直径系数，取值范围见表3-1。

由选车型得max e T =51.5N ·m ，D K =14.6 则将各参数值代入式后计算得 D=104.78mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2表3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即GB1457—74）外径D=160mm 内径d=110mm 厚度h=3.2mm 3.2离合器后备系数β的确定结合设计实际情况，故选择β=1.75。

表3-3 离合器后备系数的取值范围3.3单位压力P 的确定前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径D=160㎜ 内径d=110㎜ 厚度h=3.2㎜ 内径与外径比值C ′=0.687 1-C ′=0.676 f=0.25由公式D ³πfZP （1-c ³）=12βmax e T 得 P=0.253Mpa3.4 摩擦片基本参数的优化（1）摩擦片外径D （mm ）的选取应使最大圆周速度0v 不超过65～70m/s ，即7.4910250380060106033max =⨯⨯⨯=⨯=--ππD n v e D m/s 70~65≤m/s式中，0v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；max e n 为发动机最高转速(r/min)。

（2）摩擦片的内、外径比'C 应在0.53～0.70范围内，即7.062.053.0'≤=≤C（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2～4.0。

（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d 必须大于减振器振器弹簧位置直径02R 约50mm ，即5020+>R d mm（5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即()[]0220212.04c cc Td D Z T T ≤=-=π（3.7）式中，0c T 为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm 2)，可按表3.6选取 经检查,合格。

表3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210≤250~210> 325~250>325>[]2010/-⨯c T0．280．300．350．40（6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力0p 的最大范围为0.11～1.50MPa,即10.0MPa 253.00=≤p MPa 50.1≤MPa（7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即()[]ωπω≤-=224dD Z W（3.8） 40.0][=ωJ/mm 2式中,ω为单位摩擦面积滑磨(J/mm 2)；对于最大总质量小于6.0t 的商用车：33.0][=ωJ/mm 2，对于最大总质量大于 6.0t 商用车：25.0][=ωJ/mm 2：W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J ），可根据下式计算⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=2202221800g r a e i i r m n W π （3.9）式中，a m 为汽车总质量(Kg)；r r 为轮胎滚动半径（m ）；g i 为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；0i 为主减速器传动比；e n 为发动机转速r/min ，计算时乘用车取2000r/min ，商用车取1500r/min 。

其中：83.50=i 647.51=g i 357.0=r r m3450=a m Kg 代入式（3.9）得5000=W J ，代入式（3.8）得][33.0082.0ωω=≤=，合格。

（8）离合器接合的温升mcWt γ=式中,t 为压盘温升,不超过10~8°C；c 为压盘的比热容，4.481=c J/(Kg ·°C)；γ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；5.0=λ，m 为压盘的质量2.4=m Kg代入6.1=t °C，合格。

4 离合器从动盘设计4.1 从动盘设计从动盘总成应满足如下设计要求：（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）要有足够的抗爆裂强度4.1.1 从动片的选择和设计在本设计中，采用分开式弹性从动片，离合器从动片采用1㎜厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取250㎜，内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。

为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。

4.1.2 从动盘毂的设计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。

从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0-1.4倍的花键轴直径。

从动盘毂一般采用锻钢（如35、45、40Cr 等），并经调质处理。

为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。

花键选取后应进行挤压应力σj （MPa ）及剪切应力τj （MPa ）的强度校核：[2]22max j j 8[]()e T D d znlσσ=≤- （4.1）[2]max4[]15()j j e T D d znlbττ=≤=+ （4.2）式中，z 为从动盘毂的数目；其余参数见表（4-1）。

表4-1 离合器从动盘毂花键尺寸系列根据摩擦片的外径D=250mm 与发动机的最大转矩Temax=181.3 N ·m ，由表4-1查得n=10，D ′=35mm ，d ′=28mm ，b=4mm ，l=35mm ，σj=10.2Mpa ，则由公式校核得：σj=9.4MPa<[σj]=10.2MPa 。

τj=8.22 MPa < [τj]=15MPa 。

所以，所选花键尺寸能满足使用要求4.1.3摩檫片的材料选取及与从动片的固紧方式在该设计中选取的是无石棉有机的摩擦材料。

固紧摩擦片的方法采用较软的黄铜铆钉直接铆接，采用这种方法后，当在高温条件下工作时，黄铜铆接有较高的强度，同时，当钉头直接与主动盘表面接触时，黄铜铆钉不致像铝铆钉那样会加剧主动盘工作表面的局部磨损，磨损后的生成物附在工作表面上对摩擦系数的影响也较小。

这种铆接法还有固紧可靠和磨损后换装摩擦片方便等优点。

5 离合器压盘设计5.1压盘的传力方式的选择本设计采用采用传动片式的传力方式。

由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。

5.2压盘的几何尺寸的确定由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定，故压盘的内外径也可因此而确定。

压盘外径D=255㎜ 压盘内径d=155㎜ 压盘的厚度确定主要依据以下两点：摩擦片 外径 D/mm 发动机的最大转矩 Temax/N ·m 花键尺寸 挤压应力 σj/Mpa 齿数 N 外径 D ′/mm 内径 d ′/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7（1）压盘应有足够的质量（2）压盘应具有较大的刚度在该设计中，初步确定该离合器的压盘的厚度为21㎜5.3压盘传动片的材料选择压盘形状需要耐磨，传热性好和具有较高的摩擦系数，故通常用灰铸铁铸造而成，其金相组织呈珠光体结构，硬度为HB170～227，其摩擦表面的光洁度不低与1.6。

为了增加机械强度，还可以另外添加少量合金元素。

在本设计中用材料为3号灰铸铁JS—1，工作表面光洁度取为1.6。

5.4离合器盖的设计在设计中应注意以下几个问题：（1）离合器的刚度离合器分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。

因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为4㎜的低碳钢板（如08钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。

（2）离合器的通风散热为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。

（3）离合器的对中问题离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中.5.5传力片的设计及强度校核初定离合器压盘传力片的设计参数：设3组传力片（i=3），每组3片（n=3），传力片的几何尺寸为：宽度b=19mm；厚度h=1mm；传力片上两孔之间距离l=60mm；孔的直径d=5mm；传动片切向布置，圆周半径R=1442.5mm；传力片材料的弹性模量5210aE MP=⨯。

(1)计算传力片的有效长度1l:11.560 1.5552.5l l d mm=-=-⨯=(2)计算传力片的弯曲总刚度:533311122101513312120.373/52.51000x EJ niK MN m l ∑⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯===⨯(3) 根据上述分析，计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力：①彻底分离时，max max max maxmax 22136e e f Eh T f T l inRbh inRbh σ=-+按照设计要求，0,0e f T ==,由上述公式可知0σ=.②压盘和离合器盖组装成总成时,0e T =,通过分析计算可知max 5f mm =计算最大应力5max max2213352101108852.5af Eh MP l σ⨯⨯⨯⨯===③离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机），max f 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知max f =5mm （Ⅰ）正向驱动：max max max maxmax 22152236352101615051000181.3100052.533142.515133181.3151862e e af Eh T f T l inRbh inRbhMP σ=-+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=（Ⅱ）反向驱动：max max max maxmax 221522363521016181.351000181.3100052.533142.515144142.51511415e e af Eh T f T l inRbh inRbhMP σ=+-⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+-⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传力片的许用应力可取其屈服极限。