离合器课程设计说明书.doc

沈阳理工大学课程设计说明书1 引言1.1 离合器概述对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。随着计算机的发展，设计工作已从手工转向电脑，包括计算、性能演示、计算机绘图、制成后的故障统计等等。1.2 离合器的功用离合器可使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。如前所述，现代车用活塞式发动机不能带负荷启动，它必须先在空负荷下启动，然后再逐渐加载。发动机启动后，得以稳定运转的最低转速约为300500r/min，而汽车则只能由静止开始起步，一个运转着的发动机，要带一个静止的传动系，是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接，就必然造成不是汽车猛烈攒动，就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起，使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大，至足以克服行驶阻力时，汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。虽然利用变速器的空档，也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时，变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的，要转动发动机，就必须和变速器内的主动齿轮一起拖转，而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中，拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节，如没有离合器来分离发动机和传动系，发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用，就是暂时分开发动机和传动系的联系，以便于发动机起动。汽车行驶中变速器要经常变换档位，即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时，由于原来啮合的齿面压力的存在，可能使脱档困难，但如用离合器暂时分离传动系，即能便利脱档。同时在挂档时，依靠驾驶员掌握，使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的，待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档，此时又需要离合器暂时分开传动系，以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小，这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的，在汽车紧急制动时，传动系受到很大的惯性负荷，此时由于离合器自动打滑，可避免传动系零件超载损坏，起保护作用。1.3 膜片弹簧离合器的优点膜片弹簧离合器在技术上比较先进，经济性合理，同时其性能良好，使用可靠性高寿命长，结构简单、紧凑，操作轻便，在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下，有以下优点： (1) 结合时平顺、柔和，使汽车起步时不震动、冲击；(2) 离合器分离彻底；(3) 从动部分惯量小，以减轻换档时齿轮副的冲击；(4) 散热性能好；(5) 高速回转时只有可靠强度；(6) 避免汽车传动系共振，具有吸收震动、冲击和减小噪声能力；(7) 操纵轻便；(8) 工作性能（最大摩擦力矩和后备系数保持稳定）；(9) 使用寿命长。(10) 膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性(11) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；1.4离合器工作原理如图1.1所示，摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时，发动机扭矩自曲轴传出，通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3，在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时，通过拉杆，分离叉、分离套筒和分离轴承8，将分离杠杆的内端推向右方，由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点，而外端与压盘连接，所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左，这样，从动盘3两面的压力消失，因而摩擦力消失，发动机的扭矩就不再传入变速器，离合器处于分离状态。当放开踏板，回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右，仍将从动盘3压紧在飞轮上2，这样发动机的扭矩又传入变速器。1-轴承 2-飞轮 3-从动盘 4-压盘 5-离合器盖螺栓 6-离合器盖 7-膜片弹簧 8-分离轴承 9-轴图1.1 离合器总成1.4.1拉式膜片弹簧离合器的优缺点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，质量更少；拉式膜片弹簧是中部与压盘相压在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和哭声；使用寿命更长。但是，拉式膜片弹簧的分离指与是与分离轴承套筒总成嵌装在一起的，需要采用专门的分离轴承，结构复杂，安装拆卸比较困难。由于拉式弹簧离合器综合性能优越，目前在各种汽车中的应用比较广泛。222 离合器主要参数的选择2.1 技术参数本次课程设计中，我所设计的车型是“战旗”牌四驱越野车，其技术参数如下：整车质量： ma=1600kg发动机转矩： temax= 178n.m/3300r/min传动比： ig=5.059 i0=4.875车轮轮胎规格：235/75 r15 汽车的滚动半径 =366mm 2.2 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。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，取大些；货车总质量较大，也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，也应选取小些。乘用车选择：1.201.75，本次设计取 = 1.3。2.3 摩擦片外径d的确定摩擦片外径是离合器重要参数，它对离合器的轮廓尺寸，质量和使用寿命有决定性的影响。 在确定外径d时，有下列经验公式可供初选时使用： 式中摩擦片外径，mm发动机最大转矩，n m为直径系数，乘用车取14.6乘用车：kd=14.6轻、中型货车：单片kd=16.018.5 双片kd=13.515.0重型货车：kd=22.524.0本次所设计的是“战旗”汽车（temax/nt为178nm/3300rpm）的拉式膜片弹簧离合器。所以设计的离合器摩擦片为单片，初选择kd =14.6。所以d=14.6194.8（mm）取d=250mm。2.3.1 摩擦片的内径d及摩擦片厚度b 由表2-1所示的摩擦片储存系列可确定摩擦片的内径d及摩擦片厚度b表2-1 摩擦片的尺寸系列d(mm)160180200225250280300325350380d(mm)110125140150155165175190195205b(mm)3.23.53.53.53.53.53.53.54.04.0因此，由表1选取： d=155mm b=3.5mm 取2.4 单位压力确定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。选择：根据公式： 可求得 在范围之内。式中取 摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。3 离合器的设计与计算3.1 离合器基本参数的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。3.1.1 最大圆周速度摩擦片外径d（mm）的选取应使最大圆周速度v不超过6570m/s，即v =nd10 =460025010 =60m/s 6570m/s 故符合要求。式中, v 为摩擦片最大圆周速度(m/s);n为发动机最高转速(r/min)。3.1.2 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，本次设计取c = 0.62，故符合要求。3.1.3 后备系数 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1.24.0 ，本次设计取= 1.3，故符合设计要求。3.1.4 扭转减振器为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2r约50mm，即 d 2r+50= 100 mm，本次设计中，d=155mm100mm,故符合设计要求。3.1.5 单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.1mpa1.5mpa由公式： tc=tc= 得=0.12 mpa 在规定范围内，故满足设计要求3.1.6 总摩擦功w为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧伤，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：，其中w=为轮胎轨动半径366mm，为一档传动比5.059,为主减速比4.875,汽车总质量=1600kg，n=2000r/min代入式中得：w=15618j/mm 故符合要求。4 膜片弹簧的设计4.1 膜片弹簧的基本参数的选择4.1.1 比值和h的选择为了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一般为1.52.0，板厚h为24mm，故初选h=2.5mm, =1.8则h=4.5mm。4.1.2 比值和r、r的选择比值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1.82.0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1.21.3.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。由于摩擦片平均半径rc=(d+d)/4=101.25mm，对于拉式膜片弹簧的r值，应满足关系rrc，故取r=102mm,再结合实际情况取r/r=1.26,则r=128mm。4.1.3 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度h关系密切，一般在915范围内。 = arctan h/(r-r) = 10 ，符合要求。4.1.4 分离指数目n的选取 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 。取分离之数目n =18 。4.1.5 膜片弹簧小段内半径r及分离轴承作用半径r的确定r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。r应大于r 。由表查的第一轴外径为35mm，ro=36 rf=404.1.6 切槽宽度、及半径r 的确定= 3.23.5 mm，= 910 mm，r 的取值应满足r - r 。本次设计取 = 3.5 mm，= 10 mm ，r r -= 92 mm ，本次设计中取r=87mm。 4.1.7 压盘加载点半径r 和支承环加载点半径r 的确定r1和r1需满足下列条件：故选择r1126mm， r1106mm.4.2 膜片弹簧工作点位置的选择图4.1膜片弹簧工作点如图所示，该曲线的拐点h对应着膜片弹簧的压平位置，而且1h=（1m+1n）2新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点b一般取在凸点和拐点之间，且靠近或在点处，一般1b=（0.81.0）1h,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从1b到f1a变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从b变到c。为最大限度的减少踏板力，c点应尽量靠近n点6 扭转减振器的设计6.1 扭转减振器的概述扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声。4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。减振器的扭转刚度k 和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩t 是两个主要参数，决定了减振器的减震效果。其设计参数还包括极限转矩t、预紧转矩t和极限转角等。带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图6.1所示弹簧摩擦式:图6.1 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片7减振盘；8限位销6.2 扭转减振器的设计6.2.1 极限转矩t极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取 t = (1.52.0) t 一般乘用车：系数取2.0 即 t = 2 t = 356 nm 6.2.2 扭转角刚度k 13t=13*396=51486.2.3 阻尼摩擦转矩t由于减振器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩t 。一般可按下式初选：t=(0.060.17)t 取t= 0.1t = 17.8 nm6.3.4 预紧转矩t减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，t增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是t不应大于t ，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 t= (0.050.15)t 取t = 0.1t =19.8nm6.3.5 减振弹簧的位置半径r r0 的尺寸应尽可能大些，一般取 r =(0.600.75)d/2 ，r0 = 0.70d/2 = 54 mm 6.3.6 减振弹簧个数zz参照摩擦片外径d = 250mm ，可选择z为46，选取z=66.3.7 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最大值t时，减震弹簧受到的压力f为：f = t/r = 356000nmm/54 = 5.592 kn6.3.8 极限转角本次设计 取10。6.3.9 单个减振器的工作压力pp= f/z=5592/6932(n)6.3.10 减振弹簧尺寸1）弹簧中径dc其一般由布置结构来决定，通常dc=1115mm故取dc=11mm2）弹簧钢丝直径dd=3.51mm式中，扭转许用应力可取550600mpa,故取为580mpad取3.5 mm3）减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸r1确定，即k=4）减振弹簧有效圈数4.05）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=+(1.52)=6减振弹簧最小高度=20.1mm弹簧总变形量mm减振弹簧总变形量=20.1+3.2=23.3mm减振弹簧预变形量=0.21mm减振弹簧安装工作高度=23.3-0.21=23.09mm6）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=4.6476表6-2 扭转减振器相关参数极限转矩tj阻尼摩擦转矩t预紧转矩tn减振弹簧的位置半径r0减振弹簧个数zj356 nm17.8 nm17.8 nm54mm67 离合器主要零部件的设计7.1 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，花键的迟钝可根据摩擦片的外径d与发动机的最大转矩t所选取的从动盘毂的参数如表7-1所示。表7-1 花键尺寸参数摩擦片外径 d/mm发动机最大转矩t/(nm)花键尺寸挤压应力/mpa齿数n外径d/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm25019610352843510.27.2 压盘的结构设计与选择t = (1)m = = (2)t = =5.4式中，w为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取w=15618j为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘，=0.5；m为压盘质量(kg) 。7.3 从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为2mm7.4 离合器盖结构设计的要求： 1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm7.5 压盘的设计对