离合器课程设计示例子

目 录一、设计内容 3二、结构方案分析 32.1 从动盘数的选择：单片离合器 32.2 压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器 32.3 膜片弹簧的支撑形式 4三、离合器主要参数的选择 43.1 离合器主要的参数 .43.1.1 后备系数 .43.1.2 摩擦片外径 D、内径 d和厚度 b53.1.3 单位压力 0p63.2 离合器基本参数的校核 7四、扭转减震器的设计 94.1 扭转减振器主要参数 94.1.1 极限转矩 jT94.1.2 扭转角刚度 K94.1.3 阻尼摩擦转矩 u94.1.4 预紧转矩 nT94.1.5 减振弹簧的位置半径 0R.104.1.6 减振弹簧个数 jZ.104.1.7 减振弹簧总压力 F.114.1.8 极限转角 j.114.2 减振弹簧的计算 114.2.1 减振弹簧的分布半径 1R： .114.2.2 全部减振弹簧总的工作负荷 zP.114.2.3 单个减振弹簧的工作负荷 ： 124.2.4 弹簧减振尺寸 124.2.5 从动片相对从动盘毂的最大转角 144.2.6 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1144.2.7 限位销直径 d14五、从动盘总成的设计 155.1 从动盘毂 .155.2 从动片的设计 .155.3 摩擦片的设计 16六、离合器盖总成的设计 166.1 离合器盖结构设计的要求 166.2 压盘的设计 176.3 压盘的结构设计与选择 17七、膜片弹簧的设计 187.1 膜片弹簧的弹性特性曲线 187.2 膜片弹簧基本参数的选择 187.3 膜片弹簧的校核 19一、设计内容本课程设计的设计主要内容包括：1. 离合器主要参数选择；2. 扭转减震器设计；3. 从动盘总成设计；4. 离合器盖总成设计；5. 膜片弹簧设计已知条件：发动机最大转矩 1 档传动比 主减速器比 总质量（kg）轮胎滚动半径min/360/7rN 09.3g26.40i kgma780mr273二、结构方案分析2.1 从动盘数的选择：单片离合器单片离合器：对乘用车和最大质量小于 6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。2.2 压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。1) 膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：2) 具有较理想的非线性弹性特性。3) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。4) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。5) 以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。6) 通风散热良好，使用寿命长。7) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。2.3 膜片弹簧的支撑形式拉式膜片弹簧的支承形式单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3 .04 .0mm 的碳素弹簧钢丝。 （结合课本的几种形式进行选择）三、离合器主要参数的选择3.1 离合器主要的参数3.1.1 后备系数 后备系数 是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。根据表 3-1：表 3-1 离合器后备系数的取值范围车 型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.201.75最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25挂车 1.804.00乘用车 选择： ，本次设计取 = 1.2。75.120. 3.1.2 摩擦片外径 、内径 和厚度Ddb摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。表 3-2 直径系数 的取值范围DK车 型 直径系数 DK乘用车 14.616.018.5(单片离合器)最大总质量为 1.814.0t 的商用车13.515.0(双片离合器)最大总质量大于 14.0t 的商用车 22.524.0根据公式： 128470max10ATeD式中 为汽车的最大转矩；根据表 3-2：乘用车取 ；axTe 47A由于离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 3-3，取；m20表 3-3 离合器尺寸选择参数表摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 Te max/Nm单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值180 60 70 80200 90 110 130225 130 150 170250 170 200 230280 240 280 320300 260 310 360325 320 380 450350 410 480 550380 510 600 700410 620 720 830430 350 680 800 930450 380 820 950 1100又根据表 3-4，则 md140表 3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB145774）外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195厚度 h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4=d/DC0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.5401 30.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827单位面积 F/3cm106 132 160 221 302 402 466 546 678因此可以确定基本参数：摩擦片外径 D=200mm摩擦片内径 d=140mm摩擦片厚度 h=3.5mm摩擦片内外径比 d/D=0.7单面面积 F=16000mm23.1.3 单位压力 0p单位压力 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很0大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。表 3-5 摩擦片单位压力 的取值范围P0摩擦片材料 单位压力 /MP0 石棉基材料 模压 0.150.25编织 0.250.35铜基粉末冶金材料铁基 0.350.50金属陶瓷材料 0.701.5根据表 3-4， 选择： ，0pMPapPa35.025.根据参考文献1公式 2-8:3 3030 )7.1(2)(max2pcfpTeD式中 取 .Z可求得 在范围之内。MPa350.2 离合器基本参数的校核设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1）取应使最大圆周速度 不超过 ，即根据公式则Dvsm/7065smnveD /70658.2120616033max 式中, 为摩擦片最大圆周速度 ; 为发动机最高转速 。Dv)/(smaxenin)(r所以符合要求。2）摩擦片的内、外径比 应在 范围内，本次设计得c7.053. 7.0c3）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，不同的车型的 值应在一定范围内，最大范围为 ，本次设计取 。 5.122.14）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 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取， 的最大范围为：0p 0p。MPapPa35.025.0本次设计取 。符合要求M3.05) 为了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， )(420dDZTcc式中， 为单位摩擦面积传递的转矩 ； 为其允许值0cT )/(2mN0cT。)/(2mN表 3-6 单位摩擦面积传递转矩的许用值(N.mmm)离合器规格 D/mm 210 210250 250325 325 / 102 0.28 0.30 0.35 0.40把离合器的静摩擦力矩 Nm,摩擦面数 Z=2 和内外径代入求得c4.92.1702220 18.0)10()(4 cTdDZTc 该离合器摩擦片的外径 D=200mm,由表 2.5 查得 =0.28 102N.mmm,即所求单位摩擦面积传递的转矩 =0.28 N.mmm , 102 所以该离合器摩擦片单位摩擦面积传递的转矩符合要求。6) 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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功 应小于其许用值 。ww汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 为：)(J根据公式得W = ( ) = ( ) = 7330 (J) 180n2eg2aimr18024.32209.36.478式中， 为汽车总质量(kg)； 为轮胎滚动半径(m)； 为汽车起步时所a r gi用变速器档位的传动比； 为主减速器传动比； 为起步时所用变速器档位的0i gi传动比；n 为发动机转速(r/min)；乘用车 n 取 2000 r/min 。e e根据根据参考文献1公式 2-12= = 350 10 以上取 =6jZ.1.7 减振弹簧总压力 F当限位销与从动盘毂之间的间隙 或 被消除，减震弹簧传递的转矩达到12最大值 时，减震弹簧受到的压力 为jT= F)(67.304./5/0kNRTj .1.8 极限转角 j一般 通常取 ，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，j 123取上限。 本次设计 取 10。jj.2 减振弹簧的计算.2.1 减振弹簧的分布半径 1R=1RmD42/06.2/)75.06( 式中， 为离合器摩擦片的内径。d.2.2 全部减振弹簧总的工作负荷 zP它是指在从动盘毂法兰上缺口中的间隙消除时，减振弹簧压缩到极限位置时的工作负荷。此时扭转减振器所能传递的转矩即为极限转矩 ，由此可得jT为zP NRTPjz 60.371042/5/1.2.3 单个减振弹簧的工作负荷 PNZPjz 1.6/7.3/.2.4 减振弹簧尺寸1)弹簧中径 ；一般由结构布置来决定，通常 左右。本次cDcDm15取 12mm。2)弹簧钢丝直径 ：dPc 4.3105267.383 式中 为扭转许用应力，可取 550-600MPa。本次取 550MPa通常 所以取md43md.33)弹簧刚度 ：k应根据已选定的减振器扭转刚度值 及其布置尺寸 ，K1R根据式子： )/(89.06421032 mNnRk4)减振弹簧有效圈数 ：i根据式子： 76.418925.30.8434kDGdic式中，G 为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取 MPaG410.为弹簧钢丝直径，取的dmd5.5)减振弹簧总圈数 ：n一般在 6 圈左右，总圈数 和有效圈数 的关系为i6)25.1(i6)减振弹簧最小高度 ：minl=1.1 3.5 6=23.1mmdn.)(i7)减振弹簧总变形量mm23.189/.6/kPl8)减振弹簧自由高度 0= =23.1+3.23=26.33mmllmin9) 减振弹簧预变形量= 1kZRTln16.0426897.310) 减振弹簧安装工作高度 l=26.33-0.16=26.17mm011）从动盘毂减震弹簧安装窗口尺寸的确定从动盘毂减震弹簧安装窗口的尺寸要比减震弹簧的尺寸稍大，且为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图 4-1 所示。图 4-1 从动盘窗口尺寸简图图中 A 为从动盘毂上的窗口尺寸，A 1 为从动片上的部分窗口尺寸。一般推荐 A1-A=a=1.416mm，这样当地面传来冲击时，开始只有部分弹簧参加工作，刚度较小，有利于缓和冲击。本设计取 a=1.5mm，A=25mm，A 1=26.5mm.2.5 从动片相对从动盘毂的最大转角 最大转角 和减振弹簧的工作变形量 有关，其值为)( ll=4.19)2/arcsin1“R.2.6 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1sin21R式中， 为限位销的安装尺寸。 值一般为 2.54mm。2R所以可取 为 3mm, 为 41.10mm.12.2.7 限位销直径 d按结构布置选定，一般 9.512mm。可取 为 10mmd d五、从动盘总成的设计.1 从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中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 T .由表-可查得maxe表 从动盘毂花键的尺寸花键尺寸摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩 T/(Nm)maxe齿数 n外径/mmD内径 /mmd齿厚b/mm 有效齿 长 m/l挤压应力 MPac/200 108 10 29 23 4 25 11.1花键尺寸选定后应进行挤压应力 (MPa)及剪切应力 (MPa)的强度校jj核：MPa2042jcj ZnldD15jcj lb式中：D ， 分别为花键外径及内径，mm；dn 花键齿数；l，b分别为花键的有效齿长及键齿厚，mm；Z 从动盘毂的数目；离合器的静摩擦力矩，为 =92400Nmm。把上述数据代入式（5.1） ， （5.2）进行校核得 MPa209.48pa=2510)239(48jjMPa157.108pa=42510)329(4jj 经过校核该从动盘毂符合强度得要求。从动盘毂轴向长度不宜过小，一般为花键外径尺寸的(1.01.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。从动盘毂一般采用锻钢（如 35，45，40 等） ，并经过调质处理，表面和心部硬度一般在 2632HRC 。为提高花键内孔表面硬度和耐磨度，可采用镀铬工艺；对减振弹簧口及与从动片配合处，应进行高频处理。5.2 从动片的设计从动片通常用 1.32.0mm 厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至 0.651.0mm，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 0.20.3mm；波形弹簧片采用65Mn 钢板，热处理硬度 HRC4351。5.3 摩擦片的设计 （已确定）六、离合器盖总成的设计6.1 离合器盖结构设计离合器盖的厚度一般为 2. 54mm，乘用车的离合器盖一般采用 08、10 钢等低碳钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构,此外盖的膜片弹簧支撑处应具有高的尺寸精度。本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可。6.2 压盘的设计对压盘结构设计的要求:1) 压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2) 受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为 1525 mm 。3) 与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于 1520 gcm 。4) 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用 HT200、HT250、HT300，硬度为 170227HBS。6.3 压盘的结构设计与选择取温升 t=10 4.817305.mcWt kg76.04)2.(2hV所以 h=6取 h=15 为铸铁密度，取 7800 kg/m ，V 为压盘估算面积3式中，t 为压盘温升(),不超過 810；c 为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m 为压盘质量(kg)； 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘。七、膜片弹簧的设计7.1 膜片弹簧的弹性特性曲线7.2 膜片弹簧基 本参数的选择1) 比值 和 的选择 hH/为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的 H/h 一般为 1.52.0 ，板厚 h 为 24 mm 。取 h = 2 mm ， =1.7 ，即 =3.4 mm 。/ hH7.12) 比值和 、 的选择rR/r研究表明。 越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直/径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。 一般为rR/1.201.35 。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的 r 值宜为大于或等 。即根据公式:cR= ；取 =85； 854102dDr取 =1.25 则 =85 取 =105r/R.6.R3) 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角 与内截锥高度 关系密切， 一般在H915范围内。，符合要求。65.9)810/(4.3arctn)/(arctnRH4) 分离指数目 的选取 分离指数目常 取 18，大尺寸膜片弹簧可取 24，小尺寸膜片弹簧可取 12 。取分离之数目 =18 。n5) 膜片弹簧小段内半径 及分离轴承作用半径 的确定0rfr由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。 应0r fr大于 。根据文献 表 27 可查得第一轴的外径为 29mm;1取 =30mm =32mm0rfr6) 切槽宽度 、 及半径 的确定12er= 3.23.5 mm， = 910 mm， 的取值应满足 r - r 。1 e e2本次设计取 = 3.5 mm， = 10 mm ，r r - = 75 mm 。12e27) 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定r1R取 =87 又 取85r105037.3 膜片弹簧的校核膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始底锥角 应)/(rRH在一定范围内，即 2.71/6.hH 569)(9rR所以符合要求。2) 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即 35.12./20.1rR04653所以符合要求。3) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即1r 2/854/)(1DrdD所以符合要求。4) 根据弹簧结构布置要求， 与 ， 与 之差应在一定范围内，即1Rfr072160r40f所以符合要求。5) 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 0.943.871025.31 rRf所以符合要求。附录说明：具体涉及到的某些参数如果没有，请同学们查找相关设计资料和国家及标准，例如 JB/T5312-2001汽车离合器分离轴承及其单元 、JB/T 9190-1999汽车离合器摩擦面片尺寸等，相关参考表格：后备系数表车型 后备系数 乘用车及最大总质量小于 6t 的商用车 1.201.75最大总质量为 614t 的商用车 1.502.25挂车 1.804.00摩擦片单位压力 的取值范围摩擦片材料 单位压力 /M模压 0.150.25石棉基材料编织 0.250.35铜基粉末冶金材料铁基 0.350.50金属陶瓷材料 0.701.5离合器尺寸选择参数表摩擦片外径 D/mm 发动机最大转矩 /Nm单片离合器 双片离合器 重负荷 中等负荷 极限值180 60 70 80200 90 110 130225 130 150 170250 170 200 230280 240 280 320300 260 310 360 430 350 680 800 930450 380 820 950 1100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 F/160 110 3.2 0.687 10600180 125 3.5 0.694 13200200 140 3.5 0.700 16000225 150 3.5 0.667 22100250 155 3.5 0.620 30200280 165 3.5 0.589 40200300 175 3.5 0.583 46600325 190 3.5 0.585 54600350 195 4 0.557 678