菲翔2015款1.4T手动悦享版离合器设计（全套图纸）.docx

附件1：学 号： 设 计 报 告题 目菲翔 2015款 1.4T 手动悦享版离合器设计学 院专 业班 级姓 名指导教师2017年1月10日目录1.主要参数42方案选择42.1 摩擦片设计42.1.1后备系数42.1.2摩擦片外径D，内径d和厚度b52.1.2 单位压力52.1.3 摩擦因数f、离合器间隙t、摩擦面数52.2 离合器基本参数的优化62.2.1 设计变量62.2.2 目标函数62.2.3 约束条件72.3 膜片弹簧的设计82.3.1膜片弹簧的弹性特性曲线82.3.2膜片弹簧的基本参数的选择92.3.3 膜片弹簧的优化设计152.3.4 膜片弹簧的应力计算162.3.5膜片弹簧材料及制造工艺172.4 扭转减震器的设计182.4.1极限转矩Tj182.4.2 扭转角刚度k182.4.3阻尼摩擦转矩T182.4.4 预紧转矩Tn182.4.5 极限转角j182.4.6减振弹簧的位置半径R0182.4.7减振弹簧个数Zj182.4.8 减振弹簧尺寸192.5离合器的操纵机构192.6从动盘毂222.7.从动片的结构形式222.8 从动轴的计算222.8.1选材222.8.2确定轴的直径222.10 离合器盖总成设计232.10.1 离合器盖设计232.10.2 压盘设计232.10.3离合器的散热通风242.11离合器分离装置设计243.课程设计总结24参考文献25文献检索摘要25 1.主要参数参考车型菲翔2015手动悦享版最大功率/转速88kw/5000rpm最大转矩/转速206Nm/2500rpm整车整备质量1425kg驱动轮规格参数205/55 R16最高车速196km/h整备质量1425kg总质量1800kg主减速比4.067变速器一档传动比3.909全套图纸加1538937062方案选择 2.1 摩擦片设计2.1.1后备系数 后备系数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，选择时，应从以下几个方面考虑： （1） 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 （2） 防止离合器本身滑磨程度过大 （3） 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75，故选择=1.52.1.2摩擦片外径D，内径d和厚度b摩擦片的静压力： TC=Temax=1.5206=309Nm摩擦片外径D= 对于乘用车，=14.6，则=根据离合器摩擦片尺寸系列和参数标准，最后选定摩擦片尺寸为：摩擦片外径=225mm, 内径=150mm，c= 摩擦片厚度=3.5mm ，单面面积=221。2.1.2 单位压力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。根据汽车离合器表3.2.1可知，对于乘用车，以有机材料为摩擦片基础，当D230mm时,则1.18/Mpa；当D230mm时，则0.25Mpa。由于D225mm，故取0.25Mpa。根据汽车设计【1】表22可知，当摩擦片材料选择石棉基材料时，0.15Mpa + 50 mm。对于选取的摩擦片Ro。对于摩擦片内径d=150mm, 不大于50mm。2.2.3.5 单位压力P0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0.101.50Mpa，由于已确定单位压力0.25Mpa，在规定范围内，故满足要求。2.2.3.6 单位摩擦面积滑磨功为减少汽车起步时离合器的滑磨，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。汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为，将参考车型的相关数据带入下式，计算可得式中，为汽车总质量(kg)；为轮胎滚动半径(m)；为汽车起步时所用变速器档位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速(r/min)；乘用车取2000 r/min。单位摩擦面积滑磨功：故满足要求。2.3 膜片弹簧的设计2.3.1膜片弹簧的弹性特性曲线膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：式中，E-弹性模量，钢材料取E=2.1Mpa； -泊松比，钢材料取b=0.3； R-自由状态下碟簧部分大端半径，mm ； r-自由状态下碟簧部分小端半径，mm ； -压盘加载点半径，mm ； -支承环加载点半径，mm； H-自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm ；h-膜片弹簧钢板厚度，mm 。2.3.2膜片弹簧的基本参数的选择2.3.2.1 比值和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，板厚为24mm。故初选=2mm, =3.2mm。2.3.2.2 比值和R、r的选择越大，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值宜为大于或等于。本设计中取R/r=1.2，摩擦片平均半径=D+d4=225+1504=93.75mm，rRc，故r=94mm，则R=112.8mm，取整R=113mm。2.3.2.3 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。，满足要求。2.3.2.4 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 。本设计中，取分离指数目。2.3.2.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定膜片弹簧小端内半径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，但同时应协调配合分离轴承的尺寸。膜片弹簧小端内半径 =30mm ；分离轴承作用半径 32mm 2.3.2.6 切槽宽度、及半径根据要求，= 3.23.5 mm，= 910 mm，的取值应满足。取 3.2mm, =9.0mm, =80，则=94-80=14mm=9.0mm，满足设计要求。2.3.2.7 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定对于拉式膜片弹簧，根据要求：压盘加载点半径应略大于，且尽量接近；支承环加载点应略小于且尽量接近。故取 95mm， 112mm。2.3.2.8 膜片弹簧工作点位置的选择利用Matlab软件进行特性曲线的绘制，程序如下：function fun() x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=113;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=94;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.2;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=112;%压盘加载点半径（mm）r1=95;%支承环加载点半径（mm）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);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b); axis(0,4,0,4000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力F1/N)title(F1-x1特性曲线)结果如下:2.3.2.9 M点、N点的确定确定膜片弹簧的工作点位置，程序如下:function fun() x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=113;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=94;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.2;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=112;%压盘加载点半径（mm）r1=95;%支承环加载点半径（mm）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);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b); axis(0,4,0,4000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力F1/N)title(F1-x1特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)x,y=ginput(1)输出结果为: x = 2.0046y = 1.8421e+03x = 3.7005y = 1.6784e+03则可知 M点坐标（2.0046，1842）N点坐标（3.7005，1678）2.3.2.10 H点的确定上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，且，则2.3.2.11 B点的确定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M之间，且靠近或在H点处，一般，即，选取=2.600，对应的压紧力为1807N2.3.3 膜片弹簧的优化设计2.3.3.1 目标函数膜片弹簧优化设计的目标函数大致有五种，为了既保证离合器使用过程中传递转矩的稳定性，又不致严重过载，且能保证操纵省力，通常选取“在分离过程中，驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值最小。”和“在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。” 作为目标函数，通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数，则式中，和分别为两个目标函数和的加权因子，视设计要求选定。2.3.3.2 设计变量从膜片弹簧弹性特征计算式可以看出，应选取H、h、R、r、这六个尺寸参数以及在结合工作点相应于弹簧工作压紧力的大端变形量为优化设计变量，即2.3.3.3 约束条件1）为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置（A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近），应正确选择相对于拐点的位置，一般 ，即满足使用设计要求。2）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角应在一定范围内，即 1.6H/h=1.62.2 ，满足使用设计要求。3）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20R/r=1.21.35702R/h=981003.5R/r0=3.775.0满足使用设计要求。4） 为了使摩擦片上的压紧力分布较均匀，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，(D+d)/4=93.75r1=94D/2=112.5满足使用设计要求。5） 根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即 1R-R1=17 0r1-r=16 0rf-r0=22R0+50，取R0=48mm2.4.7减振弹簧个数Zj参照汽车设计表2-6，取Zj=62.4.8 减振弹簧尺寸（1）选择材料，计算许用应力 根据机械原理与设计(机械工业出版社)采用 65Mn 弹簧钢丝， 设弹簧丝直径d=4mm，b=1620MPa，=0.5b=810MPa（2）选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比旋绕比荐用范围d/mm0.2-0.40.45-11.1-2.22.5-67-1618-42C7-145-125-104-94-84-6确定旋绕比C=4，曲度系数K=4C-14C-4+0.615C=1.40 （3）极限转角j=2arcsinl2R0=312 ，取j=3.5，则l=3.3mm。取总圈数为8.2.5离合器的操纵机构汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和接合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、 气压助力液压式等等。 离合器操纵机构应满足的要求是：（1）踏板力要小，轿车一般在 80 150N 范围内；（2）踏板行程对轿车一般在 80-150mm内；（3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可复原；（4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；（5）应具有足够的刚度；（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。机械式操纵机构有杠系传动和绳索系两种传动形式，杠传动结构简单，工作可靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。本次设计的普通轮型离合器操纵机构，采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，正由于液压式操纵有以上的优点，故应用日益广泛，离合器液压操纵机构由主缸、工作缸、管路系统等部分组成。a2=120mm，a1=50mm，b2=95mm，b1=50mm，c2=50mm，c1=21.4mm，d2=135mm，d1=67mm（3）离合器踏板行程计算踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2 组成： S=S1+S2=S0f+ZSc2c1a2b2d22a1b1d12 式中Sof为分离轴承的自由行程，一般为1.5-3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为20-30mm，取Sof=1.5mm；d1、d2 分别为主缸和工作缸的直径；Z 为摩擦片面数；S 为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：DS=0.85 1.30mm，取DS=1.2 mm；a1 、a2 、b1 、b2 、c1 、c2 为杠杆尺寸。得：S=131mm，S1=27.77 mm，合格。（4）踏板力的计算 踏板力为： Ff=Fi+Fs 其中，F 为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；i 为操纵机构总传动比,i=a2b2c2d22a1b1c1d12； 为机械效率，液压式：=80%-90%；Fs为克服回位弹簧1,2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。F=F2=487.6N，i=43.26，=80%，则Ff=14N，合格。2.6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Temax 选取；一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用碳钢，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，可采用镀铬工艺；对减振弹簧窗口及与从动片配合处，应进行高频处理。由汽车设计表2-7得 齿数n=10，D=32mm,d=26mm,t=4mm,l=30mm,c=11.3MPa。2.7.从动片的结构形式在设计从动片时要尽量减轻其质量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。具有轴向弹性的从动片有以下3种结构型式：整体式弹性从动片、分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多，在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。故选整体式波形从动钢片。2.8 从动轴的计算2.8.1选材 40Cr 调质钢可用于载荷较大而无很大冲击的重要轴，初选 40Cr 调质。2.8.2确定轴的直径dA3Pn式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见表取A=100，n为轴的转速，n=5000r/min，P=88kw计算取d=35mm2.10 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。2.10.1 离合器盖设计为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中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，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，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，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次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在其中即可。2.10.2 压盘设计对压盘设计的要求：（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，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，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。（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补低于1520gcm。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。材料为灰铸铁HT200铸成，密度78000kg/m3。2.10.3离合器的散热通风试验表明，摩擦片的磨损是随压盘温度的升高而增大的，当压盘工作表面超 过 200 180C 时摩擦片磨损剧烈增加，正常使用条件的离合器盘，工作表面的 瞬时温度一般在180C 以下。在特别频繁的使用下，压盘表面的瞬时温度有可能达到 1000C。过高的温度能使压盘受压变形产生裂纹和碎裂。为使摩擦表面温度不致过高，除要求压盘有足够大的质量以保证足够的热容量外，还要求散热通风好。改善离合器散热通风结构的措施有：在压盘上设散热筋，或鼓风筋；在离合器中间压盘内铸通风槽；将离合器盖和压杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风；在离合器外壳内装导流罩。膜片弹簧式离合器本身构造能良好实现通风散热效果，故不需作另外设置。2.11离合器分离装置设计分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。3.课程设计总结为期10天的离合器课程设计终于接近尾声，回顾这10天，虽然大部分时间在十堰进行毕业实习，学习环境比较艰苦，可参考资料有限，但我们并没有因此气馁，在老师的指导下和参考文献的指示下，从零开始，由开始时对离合器结构的懵懵懂懂，到初步选择离合器相关参数，再到建立三维模型并进行装配，最后绘制二维图纸并编写课程设计说明书，我们经历了一段极其充实又有意义的设计经历。经历了本次经历后，我对离合器的结构有了更加深刻的了解，并熟悉了摩擦片、膜片弹簧、压片、波形片等离合器主要零件的参数设计和模型建立。本次课程设计，充分利用了Catia软件和AutoCAD软件，为我们将来的工作和学习打下了良好的基础。经过此次设计，我也充分的意识到，CAD和Catia对一个车辆工程专业学生的重要性，自己的CAD基本操作掌握的还不够熟练，这是自己需要改进的地方。通过这次课程设计，不仅加深了我对汽车设计这门课的认识，更重要的是将课本知识实践化，这样更有利于我们对知识全面系统的掌握。这次的课程设计也让我感触良多，做课程设计，亦或是做其他的设计，应该在已有的参考资料的基础上多下功夫，多琢磨，要吃透资料，全面考虑。同时，很重要的一点，是要加入自己的想法，这样才能做出自己更加出色的设计。最后，由于本次课程设计和汽车设计考试以及毕业实习的时间冲突，自己在一些设计的细节方面可能出现纰漏，恳请老师指正！参考文献1 王望予，汽车设计 第4版M，北京: 机械工业出版社, 20062 过学迅，汽车设计M，北京：人民交通出版社出版，20133 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，20004 徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，19845 王丰元、马明星，汽车设计课程设计指导书，北京：中国电力出版社，20096 陈家瑞，汽车构造M，北京：机械工业出版社出版，2005文献检索摘要曹涌，陶华.