一汽捷达Jetta CL轿车离合器设计（全套图纸）.doc

题目： 一汽捷达Jetta CL轿车离合器设计 全套图纸加153893706目 录第1章 汽车离合器概述11.1 离合器的型式11.2离合器的组成及功用11.3离合器的工作原理11.4对离合器的要求1第2章 设计方案的分析与确定22.1从动盘数的选择22.2压紧弹簧形式的选择22.3分离时离合器受力形式选择22.4压盘的驱动形式选择22.5扭转减振器22.6分离轴承的选择22.7离合器的散热通风2第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程33.1 摩擦片的设计33.2 离合器基本参数的优化43.3 膜片弹簧的设计53.4从动盘毂花键的强度验算8第4章 主要部件结构设计说明94.1从动盘总成的设计94.2离合器盖和压盘的方式选择94.3分离轴承的选择104.4离合器的通风散热104.5离合器种类的选择104.6分离时离合器受力形式的选择104.7扭转减振器的设计104.8离合器的操纵机构选择13第5章 总结155.1设计优缺点分析155.2简评15参考文献16第1章 汽车离合器概述1.1 离合器的型式 汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为1. 单片2. 双片3. 多片 根据压紧弹簧布置形式不同，可分为1. 圆周布置2. 中央布置3. 斜向布置等形式； 根据使用的压紧弹簧不同，可分为1. 圆柱螺旋弹簧2. 圆锥螺旋弹簧3. 膜片弹簧离合器。1.2离合器的组成及功用功能: 1）保证汽车平稳起步 2）保证传动系换挡时工作平顺 3）保证传动系统过载 组成: 1）主动部分：飞轮、压盘、离合器盖等； 2）从动部分：从动盘、从动轴（即变速器第一轴） 3）压紧部分：压紧弹簧 4）操纵部分：分离杠杆、分离杠杆支撑柱、摆动销、分离套筒、分离轴承、离合器踏板等。1.3离合器的工作原理离合器是一个传动机构，它有主动部分和从动部分，两部分可以暂时分离也可以慢慢结合，并且在传动过程中还有可能产生相对转动，所以，离合器的主动件和从动件之间会依靠接触摩擦来传递扭矩，或者是利用摩擦所需要的压紧力，或是利用液体作为传动的介质，或是利用磁力传动等方式来传递扭。1.4对离合器的要求1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离时要迅速、彻底。4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。10)结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。第2章 设计方案的分析与确定2.1从动盘数的选择单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，在使用时能保证分离彻底，接合平顺。多片离合器分离不彻底，轴向尺寸大，质量大，易烧坏摩擦片。故选择单片离合器。2.2压紧弹簧形式的选择2.3分离时离合器受力形式选择推式膜片弹簧结构简单，安装拆卸较简单，分离行程比拉式小。而拉式膜片弹簧离合器安装拆卸困难，不便于维修。推式膜片弹簧结构目前被广泛应用在轿车和各种车辆中，故选择推式膜片弹簧。2.4压盘的驱动形式选择 机械式质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难，寿命短，用于轻形车。液力式传动效率高，质量小，布置方便，离合器接合较柔和，有可能降低猛接离合器时传动系的动载荷。它不仅用于中、小型车，在重型汽车上也日益增多。气压式突出优点是操纵轻便。故选择液压式。2.5扭转减振器它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，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，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。2.6分离轴承的选择根据汽车实用技术手册选单向拉力轴承，分离轴承与分离杠杆通过轴承外圈联接，轴承内圈通过挡圈与膜片弹簧锁止在一起,分离轴承与分离杠杆间有周向滑动,同时也有径向滑动。2.7离合器的散热通风实验表明,磨擦片的磨损是随压盘的温度的升高而增大的,温度超过180200时,磨擦片磨损急剧增加.正常条件下,压盘表面工作温度在180以下。改善离合器结构措施有:在压盘上没散热筋和毂风筋,在离合器盖上开较大的通风口；在离合器外窗没有通风窗,在离合器外壳内装一导流罩,加强通风。第3章 主要零部件设计计算和验算的简要过程3.1 摩擦片的设计3.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b =1.32.0 本车取1.5 （3-1） 表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数1根据表3.1可知，取D=180mm,d=125mm, b=3.5mm。3.1.2 后备系数由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上载自卸车的后备功率比较小，使用条件较差，故取2。3.1.3 单位压力PO根据3.1可知，由于D180mm,取0.25Mpa。表3.2 摩擦片单位压力2故根据表3.2可知，当0.15Mpa0.35Mpa时，摩擦片材料选择石棉基材料。3.1.4 摩擦因数f、离合器间隙t摩擦因数f=0.30 离合器间隙t=3.0mm摩擦面数 Z=23.2 离合器基本参数的优化3.2.1 设计变量后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为： （3-2）3.2.2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为 （3-3） 3.2.3 约束条件（1） 最大圆周速度根据下式 （3-4） 知，式中为摩擦片最大圆周速度（m/s）； 为发动机最高转速（r/min）所以，7065 48.9410603maxmax=-=-Rd符合符合要求取37.5.37.521256.000=RR故符合d2R0+50mm的优化条件（5）单位摩擦面积传递的转矩= （3-5）根据下式知，Tc=2=181.5N.m故 表3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用值2 （N.m/mm2）根据表3.3知,摩擦片外径mm时，=28 N./ 28.000689.0)(422=2,则=r-2=54mm故取54mm。(7) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定由于R1和r1需满足下列条件2：故选择R179mm， r165mm。3.3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示： （3-8）式中，E弹性模量，钢材料取E=2.0Mpa； b泊松比，钢材料取b=0.35； R自由状态下碟簧部分大端半径135mm； r自由状态下碟簧部分小端半径108mm； R1压盘加载点半径79mm； r1支承环加载点半径65mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度4.8mm；h膜片弹簧钢板厚度2.5mm。绘制图像如下x1=0:0.2:6;E=1*105;b=0.3;R=80;r=64;H=4;h=2.5;R1=79;r1=65;P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2).*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);clfplot(x1,P1,-r);axis(0,6,0,10000）;hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力P1/N)title(P1-x1特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)? xis(0,6,0,10000） Improper function reference. A , or ) is expected.特性曲线由MATLAB所绘制的曲线取点，得到下面坐标 则可知上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 （3-9）则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H之间，且靠近或在H点处，一般则取 （3-10）离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为（即为压盘的行程压盘刚开始分离时，压盘的行程mm3.3.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量由公式 （3-11）得3.4从动盘毂花键的强度验算花键尺寸选定后应进行强度校核。挤压应力计算公式：(MPa)P=4Temax/(D+d)Z=4*350/(325+190)2=1.26 N (3-12) =1.26/8*4*55=9.632 MPa从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故满足条件。 第4章 主要部件结构设计说明4.1从动盘总成的设计4.1.1从动盘毂从动盘毂轴向长度不宜过小2，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.222=30mm。从动盘毂的材料选取45钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频处理。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列2摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm花键尺寸挤压应力j/Mpa齿数N外径D/mm内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于D=180mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=26mm, 内径21mm 齿厚t=3mm,有效齿长l=20mm, 挤压应力=11.8Mpa4.1.2 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板50钢，一般厚度1.32.5，本车厚度取为2mm，表面硬度为3540HRC。4.1.3 波形片和减振弹簧波形片采用65Mn，厚度取为1mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。4.2离合器盖和压盘的方式选择4.2.1 离合器盖离合器盖是离合器的主动件之一，它与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。因此它需要具有足够的刚度，板厚取3mm，乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。4.2.2 压盘（1）压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。（2）压盘几何尺寸的确定前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，一般为，本次设计采用20mm。（3）传动片 传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=15mm，厚b=1mm，两孔间距为l=60mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2MPa。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。4.3分离轴承的选择由于=3500r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用深沟角接触球轴承。4.4离合器的通风散热由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的要求。4.5离合器种类的选择根据设计方案的分析，确定采用单片膜片弹簧离合器。4.6分离时离合器受力形式的选择由于推式的优点突出，所以采用推式。4.7扭转减振器的设计4.7.1扭转减振器主要参数（1）极限转矩Tj极限转矩为减振器在消除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。极限转矩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，Tj=(1.52.0) 2对于商用车，系数取1.5。则Tj=22121525（N.m）（2）扭转刚度k为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。由经验公式k Tj2 初选即kTj3146（N.m/rad）（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的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。根据公式初选TT（0.060.17）2取T=0.1 =0.11121=13.31(N.m)（4）预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn增加，共振频率将向减小的频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T由于Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）2且TnT13.31N.m而（0.050.15）0.1121=12.1N.m则初选Tn12.1N.m（5）减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/22则取=0.65d/2=0.6125/2=37.5(mm),可取为37.5mm。（6）减振弹簧个数Zj根据表4.22知，表4.2 减振弹簧个数的选取当摩擦片外径D=180mm时,故取Zj=4（7）减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为FTj/R0 （4-1） 242/(37.5) 6.45(kN)4.7.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。（1）减振弹簧的分布半径R1由于R1的尺寸应尽可能大些1，一般取R1=(0.600.75)d/2 式中，d为离合器摩擦片内径故R1=0.6d/2=0.6180/2=37.5(mm)，即为减振器基本参数中的R0（2）单个减振器的工作压力PP= F/Z=6450/4=1612.5(N) （4-2）（3）减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc弹簧中径一般由布置结构来决定1，通常Dc=1115mm故取Dc=13mm2）弹簧钢丝直径dd= （4-3）式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为600Mpa所以096.283=tpCDpd。3）减振弹簧刚度k根据式k=1000knR121知，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= （4-4）则.559.29=KN/mm4）减振弹簧有效圈数 28.21059.5)1013(8)102(10103.88333436434=-KDdGiC （4-5）5）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)=4减振弹簧最小高度=9.2224mm （4-6）弹簧总变形量 mmkpl88.2229.3/1076/=D （4-7）减振弹簧总变形量=9.5104mm （4-8）减振弹簧预变形量mmKZRTln89.2106182294330=D- （4-9） 减振弹簧安装工作高度=9.22mm （4-10）6）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4.39=4.12 （4-11）4.8离合器的操纵机构选择4.8.1对离合器操纵机构的要求1）踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。2）踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。3）应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度。6）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8）工作可靠，寿命长，维修保养方便。4.8.2离合器操纵机构的型式及确定常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式、机械式和液压式操纵机构的助力器气压式和自动操纵机构等。机械式又分为杆系和绳系。杆系操纵机构结构简单，工作可靠。但质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作，