帕杰罗速跑3.0手动档离合器设计（全套图纸）.docx

附件1：学 号： 设 计 报 告题 目帕杰罗速跑3.0手动档离合器设计学 院专 业班 级姓 名指导教师2018年1月11日目录1.离合器设计11.1离合器的设计要求11.2离合器设计流程11.3离合器原始数据22.从动盘整体设计22.1摩擦片设计22.2扭转减震器设计52.3从动盘毂62.4从动片的结构形式73.膜片弹簧选择83.1压紧弹簧布置形式的选择83.2膜片弹簧参数选择83.3膜片弹簧的优化设计103.4膜片弹簧的载荷与变形的关系113.5膜片弹簧得应力计算133.6膜片弹簧材料及制造工艺153.7压盘的设计164.操纵机构165.从动轴得计算195.1选材195.2确定轴的得直径196.分离轴承得寿命计算197.离合器盖208.离合器的散热通风20课程设计总结21参考文献22文献检索摘要221.离合器设计全套图纸加1538937061.1离合器的设计要求根据离合器的公用它应满足下列主要要求：1.2离合器设计流程1.3离合器原始数据汽车的驱动形式汽车整车质量发动机最大转速发动机最大扭矩汽车总质量离合器形式传动比汽车最大时速操作形式4X21100kg4500225N.m1465kg机械、干式、单片、膜式弹簧i0=5.83ig1=5.57225km/h液压式操作机构2.从动盘整体设计2.1摩擦片设计摩擦片在性能上要满足如下要求：（1）摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对其影响小（2）具有足够的机械强度和耐磨性，热稳定性好，磨合性好，密度小（3）有利于接合平顺，长期停放离合器摩擦片不会出现粘着现象（4）摩擦片选用材料为铸铁非石棉材料，注重环保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Tc应大于发动机最大扭矩Temax。摩擦片的静压力：Tc=Temax（Nm）式中：离合器后备系数（1）由原始数据有，Temax=225Nm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=1.5离合器后备系数的取值范围车型后备系数 轿车和轻型货车1.201.75中型和重型货车1.502.25带挂车的重型汽车和牵引汽车2.002.75越野汽车和工作恶劣的工程车辆2.503.50所以Tc=Temax=1.5*225=337.5Nm摩擦片的外径可有式：D=KDTemax求得。KD为直径系数，取值见表如下，取KD=14.6，得D=219mm。直径系数的取值范围车型直径系数KD轿车14.6货车15.818.3(单片离合器)13.514.9(双片离合器)重型货车22.423.6摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分)：在单位压力不超过许用范围条件下， d 可取大一些，能加大平均摩擦半径，增大传递转矩能力，也便于布置扭转减振器。故取D=250mm，d=150mm。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。可由表查得：取f=0.3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 t 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内端之间留有的间隙。该间隙 t一般为34mm。取t=3mm。滑动摩擦系数，表面许可温度，许用单位压力参考范围摩擦副材料fu表面许可工作温度（ C）P0铸铁对非石棉类摩擦材料0.250.32500.250.35离合器的静摩擦力矩为：Tc=fFZRc联立得：p0=12TemaxfzD3（1-C3）代入数据得：p0=0.181MPaP0摩擦片基本参数的优化和校核：（1）摩擦片外径 D（ mm）的选取应使最大圆周速度v0不超过6570m/s，即v0=60nemaxD10-3=58.88m/s6570m/s（2）摩擦片的内、外径比C应在0.530.70范围内，此处0.53C=0.620.70通过校核，满足设计要求。（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，不同车的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。此处1.2=1.52R0+50mm（5）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p0的最大范围为0.101.50MPa，此处重新计算单位压力,即p0=12TemaxfzD3（1-C3）0.10MPap0=0.181Mpa1.50MPa满足要求。2.2扭转减震器设计减震器极转矩Tj=1.6Temax=360Nm摩擦转矩Tu=0.18Temax=18Nm预紧扭矩Tn=0.064Temax= 14.4N.m极限转角j=312扭转角刚度k13Tj=13*360=4680 N.m/rad减振弹簧的安装位置R0=0.600.75d/2,结合d2R0+50mm取系数为0.7，则R0=0.7*1552=54.25mm减振弹簧个数的选取根据摩擦片外径查表知可取减振弹簧个数Z=6。摩擦片的外径D/mm 225250 250325 325350 350Z 46 68 810 10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，计算曲度系数由于直径d在2.56mm范围内，查表得可选旋绕比C=49，这里取C=4，则曲度系数K=(4C1)/(4C4)+0.615/C=1.40。（3）极限转角j=2arcsinl2R0=312，取j=3.5，则l=3.3mm。取总圈数n=8。2.3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为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。取n=10，D,=35mm,d=32mm,t=4mm,l=35mm,c=12.5MPa。花键的齿侧面压力计算如下：P=4TemaxD+dZ动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底。其中Z为从动盘毂的数目，取Z=1。D、d分别为花键的外径和内径。h为花键工作高度。h=D+d/2则挤压应力为j=Pnhl=4.02MPaRC取r=105mm，则R=131.25mm,取整数R=135mm。R/r=1.286符合要求。（3）圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在915范围内，本设计中=arctanHR-r得=10.2在915之间，合格。分离指数常取为 18，本设计所取分离指数为 18。（4）切槽宽度槽切宽度1、2及半径re的选取。1=3.23.5mm，2=910mm，取1=3.5mm, 2=10mm,又有：r-re2故取re=95mm(5)压盘加载点半径R1和支撑环加载点半径r1的确定R1应略小于R且尽量接近R，r1应略大于且尽量接近r。1R-R1=660r1-r=46故选择R1=130mm，r1=110mm3.3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H/h与初始锥角=arctanH/（Rr）H/（Rr）应在一定范围内，即1.6H/h2.29arctanHR-r=10.2h/2时，A点的切向拉应力最大；当(/2)eh/2时，A点的切向拉应力最大。分析表明，B点的应力值最高，故通常只计算B处应力来校核膜片弹簧的强度。将B点的坐标x=(e-r)，y=h/2代入计算公式，得B点的应力：tB=E1-2re-r22-e-r+h2令dtB/d=0，可求出tB达到极大值时的转角pp=+h2e-r为弧度制由于e=R-rlnRr=110-86ln11086=97.51mm所以p=0.314，tB=207.93N/mm2在分离轴承推力F2作用下，B点还受有弯曲应力fB，计算公式为：fB=6r-rfF2nbrh2式中：n分离指数目n=18；br单个分离指的根部宽，br=2r018因此：fB=491.93 N/mm2于是B点的当量应力为：BjBj=1700 N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持12-14h），为使其高应力区产生塑形变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。 故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据合适。3.6膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了 保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分 离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离 38 次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为 45 50HRC，分离指端硬度为 5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于 3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度 3。膜片弹簧的内外半径公差一般为 H1l 和 h11，厚度公差为 0025mm，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为 1.6m，底面的平面度一般要求小于 0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相 互高度差一般要求小于 0.81.0mm。3.7压盘的设计压盘的材料选用 HT20-40 铸造制成。采用传力片与离合器盖相连。它要有一定的质量和刚度，以保证足够的热容量和防止温度升高而产生的弯曲变形。压盘应与飞轮保持良好的对中，并进行静平衡。压盘的摩擦工作面需平整光滑，其端面粗糙不低于 0.8。压盘壳用 M83mm 螺栓将其一端固定在飞轮端面上，另一端固定在压盘端面上。压盘厚度的确定主要依据以下两点：压盘应具有足够的质量；压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于 10mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。 根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为 180mm，内径为 125mm，厚度为 10mm，材料为 3 号灰铸铁。4.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 80150N 范围内；（2）踏板行程对轿车一般在80150 mm 范围内；（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。离合器液压式操纵机构示意图1.踏板，2.主缸，3.储液室，4.分离杠杆，5.分离轴承，6.分离叉，7.推杆，8.工作缸，9.油管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，d2=135mm，d1=67mmc2=50mm，c1=21.4mm，b2=50mm，b1=95mm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s0f为分离轴承的自由行程，一般为 0 .3 5.1mm，取s0f=1.5mm；反映到踏板上的自由行程s1一般为20-30mm；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片间的间隙，对于单片式：s=0.851.30mm，取s=1.2mm，a1、a2、b2、b1、c1、c2为杠杆尺寸。得：S=131mm，s1=27.77mm，合格。液压式操纵机构示意图踏板力得计算踏板力为Ff=F,i+FS式中，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%，机械式：=70-80%；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=3074.5N,i=43.26, =80%;则：Ff=88.8N合格。5.从动轴得计算5.1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。5.2确定轴的得直径dA3P/n式中，A 为由材料与受载情况决定的系数，见下表：轴常用几种材料得及A值轴的材料Q235-A， 20Q275， 35（ 1Cr18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr13/MPa1525203525453556A14912613511212610311297取A=100，n为轴的转速，由题目初始给定条件可知n=4500rpm，P为轴所传递的功率,查阅相关参数知该车型最大功率为96KW，代入数据取d=27.73mm。6.分离轴承得寿命计算分离轴承得参数分离轴承参数表型号Crfpn7014C48.2KN1.234500rpm则由下式：Lh=10660ncrPP=fpFr其中cr为基本额定动载荷，所选滚动轴承为角接触球轴承，所设计的滚动轴承主要承受轴向载荷。代入数据计算，得：Lh=66069.361h7.离合器盖离合器盖的膜片弹簧支撑处须具有较大的刚度和较高的尺寸精度，压盘高度（丛承压点到摩擦面的距离）公差要小，支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性好，膜片弹簧的支撑形式采用铆钉作支承时，如果分离轴承与曲轴中心线不同心，可引起铆钉的过度磨损。提高铆钉硬度的套筒和支承与曲轴中心线不同心，亦可引起铆钉的过度。提高铆钉硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的结构措施。乘用车离合器盖一般采用08、10钢等低碳钢板。8.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。课程设计总结本次课程设计，是关于离合器总成的设计，我选取的的参考车型是帕杰罗速跑3.0。从设计开始到完成设计这个过程中，经历了很多东西，包括困难，也包括困难之后得到的一种喜悦感。万事开头难，尽管以前有过做课程设计的经历，之前也参加过一些实地参观实习，对汽车零件设计有些了解，但刚任务书到手，却没有什么头绪，后来在老师悉心的指导下，从网上查阅相关的文献开始，了解其他车型离合器设计的步骤，还到图书馆借阅相关书籍，去了解离合器的组成零件及其相应功能，相互之间的连接方式，设计参数要求和标准，同时参照离合器设计书的叙述，在指导老师黄老师的指导帮助下，才使得设计工作顺利的开始并进行了下来。我深深的体会到设计之前的资料检索及相关准备工作是至关重要的。在了解设计要求后，便开始动手设计，从离合器类型的确定，到离合器中摩擦片、压盘、从动盘毂、膜片弹簧的选择及其参数计算，并对各零件进行相应的校核，再到各个零件的三维建模装配，最后再进行二维出图。整个离合器设计过程运用了大学四年所学知识，包括很多软件的应用，计算的过程会用到Matlab，建模的过程会用到Catia，另外还有书本知识的应用，综合运用了汽车构造、汽车理论、汽车设计中的知识。通过这次设计，不紧加深了我对专业课的理解，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，这样才能作出自己更加出色的设计。最后，感谢设计过程中老师的悉心指导，才让得自己少走弯路，同时感谢有同学们的陪伴，才让自己的漫长的过程中并不孤单，并且可以相互取长补短，进步地更快，希望在以后的学习过程中，不管是什么工作，最好提前做好准备，进行时间安排，按时完成工作，这样才不至于没有章法。参考文献1 过学迅，汽车设计 第二版，北京：人民交通出版社，2013。2 王望予，汽车设计 第4版M，北京: 机械工业出版社, 2006。3 陈家瑞，汽车构造M，北京：机械工业出版社出版，2005。4 余志生，汽车理论，北京: 机械工业出版社，2000。5 徐石安、江发潮，汽车离合器，上海：海科学技术出版社，1984。6 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，2009。文献检索摘要李林，刘惟信. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计. 清华大学学报（自然科学版），2001年 第5期第30卷通过讨论汽车离合器膜片弹簧的工作情况，建立了多目标优化模型。设