第3章 离合器的设计计算及说明3.1离合器设计所需数据表3.1汽车的驱动形式汽车最大加载质量 2000 kg发动机位置发动机最大功率 75KW发动机最大扭矩离合器形式操纵形式摩擦片最大外径踏板行程离合器原始数据机械、干式、4X2汽车的质量前置发动机最大转速 4500r/minN170N.m单片、膜片弹簧(压式)液压人力操纵f=225mm80 〜150 mm4325 kgig2=2.659、=1.775 ".000N110 km/hi0=6.17 ig1=5.913汽车最大时速3.2摩擦片主要参数的选择采用单片摩擦离合器是利用摩擦来传递发动机扭矩的，为保证可靠度，离合 器静摩擦力矩八应大于发动机最大扭矩二max摩擦片的静压力：T = ^ -T (3.1)(式中：P离合器后备系数(P > 1)发动机的最大扭矩可由式： T = 9549以p max (3.2)求得e max nP式中：P - 75 Kw, n = 4500r/min°a 在 1.1〜1.3 之间，取 a=1.16,则T = 196 N.m(1) 后备系数B是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的 可靠程度，选择B时，应从以下几个方面考虑：a.摩擦片在使用中有一定磨损 后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；b.防止离合器本身滑磨程度过大； c.要求能够防止传动系过载。
通常轿车和轻型货车B=1.2〜1.75结合设计实 际情况，故选择B=1.5则有B可有表3.2查得 B=1.5表3.2离合器后备系数的取值围车型 后备系数B乘用车及最大总质量小于6t的商用车 1.20〜1.75最大总质量为6〜14t的商用车 1.50〜2.25挂车 1.80〜4.00摩擦片的外径可有式：D = K^T — （3.3）求得Kd为直径系数，取值见表3.3 取KD=16得 D=221.11mm表3.3直径系数的取值围车型直径系数Kd乘用车14.6最大总质量为1.8〜14.0t的商用车16.0〜18.5（单片离合器）13.5〜15.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t的商用车22.5〜24.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化，标准如下表（部分）：表3.4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D\mm160180 200225250280300325径 d\mm110125 140150155165175190厚度/mm3.23.5 3.53.53.53.53.53.51 - C 30.6870.694 0.7000.6670.6200.5890.5830.585C' = dD0.6760.667 0.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132 160221302402466546摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及基工作温度、单位压力和滑 磨速度等因素。
可由表3.5查得：摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其 结构尺寸本题目设计单片离合器，因此Z=2离合器间隙At是指离合器处于 正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损 过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆端之间留有的间隙该间隙At一般为 3〜4山山取At=4mm表3.5摩擦材料的摩擦因数的取值围摩擦材料 摩擦因数f石棉基材料模压0.20〜0.25粉末冶金材料编织0.25〜0.35铜基0.25〜0.35 铁基 0.30〜0.50金属瓷材料0.4离合器的静摩擦力矩为：T = fFZR(3.4)与式(3.1)联立得:12町 、 (e max 1nfzD 3! - 3(3.5) 代入数据得：单位压力p0 = 0.23MPa表3.6摩擦片材料摩擦片单位压力的取值围单位压力p 0 /MPa石棉基材料模压0.15~0.25编织0.25~0.35粉末冶金材料模压0.35~0.50编织金属瓷材料0.70~1.503.3 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v不超过65〜70m/s,即v = — n D x 10-3 = — x 225 x 10-3 = 53.01 m/s < 65 〜70 m/sD 60 e 哑 60(3.6)式中，v 0为摩擦片最大圆周速度(m/s)； n 为发动机最高转速(r/min)。
2) 摩擦片的、外径比C '应在0.53〜0.70围，即0.53 < C' = 0.67 < 0.7(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B值应在一定围，最大围为1.2〜4.04) 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片径d必须大于减振器振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d > 2R + 50 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T°=*T V、]经检查,合格离合器规格T 1/X 10 -2c 0（3.7）式中，T为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/mm2），可按表3.6选取 c 0表3.7单位摩擦面积传递转矩的许用值> 3250. 40< 210 > 210 〜250 > 250 〜3250. 28 0. 30 0. 35（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〃的最大围为0.11〜1.50MPa,即0.10 MPa < p0 = 0.23 MPa < 1.50 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(3.8)式中，&为单位摩擦面积滑磨（J/mm2）； to]为其许用值（J/mm2），对于乘用车:[o] - 0.40J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：[o] - 0.33 J/mm2，对于最 大总质量大于6.0t商用车：[o] = 0.25 J/mm2： W为汽车起步时离合器接合一次所兀2 n 2 -1800产生的总滑磨功（J），可根据下式计算(3.9)/ m r2、~a^"i2[2 J式中，m.为汽车总质量（Kg）； r,为轮胎滚动半径（m）； ig为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；n为发动机转速r/min，计算时乘用 车取 2000 r/min，商用车取 1500 r/min。
其中：i - 6.17 i - 5.913 r = 0.6 m-4325 Kg 代入式(3.9)得 W -14431.527 J，代入式(3.8)得w = 0.327 < 0.33 =［必］,合格8) 离合器接合的温升Y W t =—— mc式中，七为压盘温升，不超过8~10 °C；c为压盘的比热容，c = 481.4 J/(Kg・°C)； Y为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；人=0.5 , m为压盘的质 量 m = 3.15 Kg代入，t = 4.76 ° C,合格3.4膜片弹簧主要参数的选择1. 比较H/h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式(3.10)中载荷与变形1之 间的函数关系可知，当H］h <42时，匚为增函数；H,h = 42时，F］有一极值， 而该极值点又恰为拐点；H：h >42时，％有一极大值和极小值；当H：h = 42时， %极小值在横坐标上，见图3.11-H/h <42 2-H/h = -J2 3-板2 < H/h < 2^24- H / h =顼 5- H / h > 2 克图3.1膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通 常在1.5〜2围选取。
常用的膜片弹簧板厚为2〜4mm，本设计Hh = 2，h=3mm， 则 H=6mm 2. R/r选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响 越大汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.2〜1.3的 围取值本设计中取R r = 1.25，摩擦片的平均半径R = 生回=93.75mm，r > Rr = 94取mm 则 R = 117.5 mm 取整mm则R = 118 cRr = 1.2553. 圆锥底角合格也有取汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角4一般在 9~15围，本设计中 a = arctan H；（R - rL H（R - r）得 在9 ~ 15之间分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧， 12的，本设计所取分离指数为184. 切槽宽度r应满e5 = 3.2 ~ 3.5 mm, 5 = 9 ~ 10mm, 取 1 mm, 2 mm,1 2足r — r >52的要求5. 压盘加载点半径r1和支承环加载点半径^的确定r应略大于且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R本设计取1 mm， 1 mm膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。
国常用的碟簧材料的为60SizMnA，当量应力可取 为 1600〜1700N/mm26. 公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度 （从承压点到摩擦面的距离）公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高， 耐磨性要好3.5膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始锥角a = H（R - r） 应在一定围，即1.6 < Hh = 2 < 2.29
3.6膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图3.2，它具有独特的弹。