机械课程设计（论文）-汽车离合器设计说明书.doc

21沈阳理工大学课程设计专用纸 目录1.绪论 .22.离合器的选择与比较33.离合器的设计计算及说明33.1离合器设计原始数据.33.2摩擦片主要参数选择.33.3摩擦片基本参数的优化.53.4膜片弹簧主要参数选择.53.5膜片弹簧的载荷与变形关系.73.6膜片弹簧的强度计算.93.7扭转减震器的设计.113.8减震弹簧的设计.113.9操纵机构.143.10离合器踏板行程计算.153.11从动轴计算173.12从动盘毂 173.13分离轴承寿命计算 184. 设计总结205. 参考文献211 绪论近年来各国政府都从资金、技术方面大力发展汽车工业，使其发展速度明显比其它工业要快的多，因此汽车工业迅速成为一个国家工业发展水平的标志。对于内燃机汽车来说，为了使车辆在各种行驶条件下都有满意的行驶特性，就必须针对各个行驶条件采用相应的传动系设计方案。离合器作为汽车传动系的一个重要组成，一般都是作为一个独立的总成直接与发动机相连接，并位于传动系前段2。 在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。现今所用的盘片式离合器的先驱是多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。20世纪20年代末，直到进入30年代时，只有工程车辆、赛车和大功率的轿车上才采用多片离合器。多年的实践经验和技术上的改进使人们逐渐趋向于首选单片干式离合器1。单片离合器只设有一个从动盘，它结构简单，轴向尺寸紧凑。这种离合器散热性能良好，维修调整方便，并且从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底，当采用轴向有弹性的从动盘时可以保证接合平顺2。 近来，人们对离合器的要求越来越高，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。 膜片弹簧离合器使用膜片弹簧代替一般螺旋弹簧及分离杆机构而做成的离合器，因为它布置在中央，所以也可算中央离合器。离合器中采用膜片弹簧做压簧有很多优点。首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杆的作用，使零件数目减少，重量减轻；其次，离合器结构大大简化并显著地缩短了离合器的轴间尺寸；再者，膜片弹簧具有良好的非线性特性，设计合适，可使摩擦片磨损到极限，压紧力仍能维持很少改变，且可减轻分离离合器时的踏板力，使操作轻便1。2 离合器的选择与比较 本次课程设计我选择设计拉式离合器，与推式离合器相比较，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。 3 离合器的设计计算及说明3.1 离合器设计原始数据表1.1离合器原始数据汽车重量2.3t汽车最大载重2t汽车发动机最大功率输出75Kw/4500r/min最大扭矩输出196Nm/4000r/min3.2 摩擦片主要参数选择（1）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：a. 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；b. 防止离合器本身滑磨程度过大；c. 要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75。结合设计实际情况，故选择=1.5。则有可有表1.2查得 1.5。表1.2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摩擦片的外径可有式: （1.1）求得 为直径系数，取值见表1.3 取 得D=221.11mm。表1.3直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0摩擦片的尺寸已系列化和标准化,标准如下表(部分):表1.4离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325 内径dmm110125140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546摩擦片的摩擦因数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1.5查得： 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=4mm。表1.5摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.300.50金属陶瓷材料0.4离合器的静摩擦力矩为： （1.2） 与式（1.1）联立得： p0= （1.3） 代入数据得：单位压力MPa。表1.6摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料单位压力/MPa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料模压0.350.50编织金属陶瓷材料0.701.503.3 摩擦片基本参数的优化（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过6570m/s，即m/sm/s （1.6）摩擦片不会发生分离（2）摩擦片的内、外径比应在0.530.70范围内，即3.4 膜片弹簧的主要参数选择1. 比较H/h的选择此值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，分析式（1.7）中载荷与变形1之间的函数关系可知，当时，F2为增函数；时，F1有一极值，而该极值点又恰为拐点；时，F1有一极大值和极小值；当时，F1极小值在横坐标上，见图1.1。1- 2- 3-4- 5-图1.1 膜片弹簧的弹性特性曲线为保证离合器压紧力变化不大和操纵方便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h通常在1.52范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为24mm，本设计 ，h=3mm ，则H=6mm 。2. R/r选择通过分析表明，R/r越小，应力越高，弹簧越硬，弹性曲线受直径误差影响越大。汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求，R/r常在1.21.3 的范围内取值。本设计中取，摩擦片的平均半径mm， 取mm则mm取整mm 则。3.圆锥底角 汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在1014范围内，在本设计中 得=13.27在1014之间，合格。分离指数n12，一般取为18，大尺寸膜片弹簧有取24的，对于小尺寸膜片弹簧，也有取12的，本设计取分离指数为18。4.切槽宽度切槽宽mm，mm，取mm，mm，窗孔槽内半径rc应满足（r-rc）（0.81.4）2的要求。5.支承环 支承环作用半径L和膜片弹簧与压接触半径l拉式离合器L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，L应该接近膜片弹簧半径R而略小于R。3.5 膜片弹簧的载荷与变形关系碟形弹簧的形状如以锥型垫片，见图1.2，具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时）。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹簧也适用。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假象集中在支承点处，用F1表示，加载点间的相对变形（轴向）为1，则压紧力F1与变形1之间的关系式为: （1.4）式中： E弹性模量，对于钢， 泊松比，对于钢，=0.3 H膜片弹簧在自由状态时，其碟簧部分的内锥高度 h弹簧钢板厚度 R弹簧自由状态时碟簧部分的大端半径r弹簧自由状态时碟簧部分的小端半径R1压盘加载点半径r1支承环加载点半径图1.2膜片弹簧的尺寸简图表1.8膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh118941169663代入（1.4）得 （1.5）对（3.11）式求一次导数，可解出1=F1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：mm时，N凹点：mm时，N拐点：mm时，N 2、当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F2，对应此载荷作用点的变形为2。由 （1.6） （1.7）列出表3.8:表1.9膜片弹簧工作点的数据2.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.022159.672967.36膜片弹簧工作点位置的选择。从膜片弹簧的弹性特性曲线图分析出，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧压平位置，而。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,以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C ，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。为了保证摩擦片磨损后仍能可靠的传递传矩，并考虑摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力应大于或等于新摩擦片时的压紧力，见图1.33.6 膜片弹簧的强度计算有前面假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动（图1.4）。断面在O点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，O点以外的点均存在切向应变和切向应力。现选定坐标于子午断面，使坐标原点位于中性点O。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如图上所示，则断面上任意点的切向应力为： （1.8）图1.3 膜片弹簧工作点位置式中 碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）碟簧部分子有状态时的圆锥底角e 碟簧部分子午断面内中性点的半径e=（R-r）/In(R/r) （1.9）图1.4 切向应力在子午断面的分布 分析，膜片弹簧的碟簧部分内上缘B点处的切向压应力最大，碟簧部分B点的切向应力值也最大。当K点的纵坐标（-/2）lh/2时，A点的切向拉应力最大；当-2lh/2时，A，点的切向拉应力最大。各点位置见图1.4所示。 （1.10）令可以求出切向压应力达极大值的转角由于： mm所以： ，N/mm2B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力： （1.11）式中 n分离指数目 n=18 br单个分离指的根部宽mm因此： N/mm2由于rB是与切向压应力tB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：N/mm2N/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1214h），使其高应力区产生塑性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。3.7 扭转减震器设计减震器极限转矩 Nm 阻尼摩擦转矩 Nm预紧转矩 Nm极限转角 扭转角刚度 Nm/rad 详细见图1.5。3.8减震弹簧的设计1减振弹簧的安装位置，结合mm，得取49mm，则。 2全部减振弹簧总的工作负荷N3单个减振弹簧的工作负荷N式中Z为减振弹簧的个数，按表1.10选择：取Z=6表1.10减振弹簧个数的选取 摩擦片的外径D/mm225250250325325350350Z466881010 图1.5 扭转减振器4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mm,MPa,MPa。（2）选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表1.11旋绕比的荐用范围d/mmC确定旋绕比，曲度系数（3）强度计算mm，与原来的d接近，合格。中径 mm；外径 mm（4）极限转角取 ，则mm（5）刚度计算弹簧刚度 mm其中，为最小工作力，弹簧的切变模量MPa，则弹簧的工作圈数取，总圈数为（6）弹簧的最小高度mm（7）减振弹簧的总变形量mm（8）减振弹簧的自由高度mm（9）减振弹簧预紧变形量mm（10）减振弹簧的安装高度mm（11）定位铆钉的安装位置取mm，则，mm，mm，合格。3.9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3：（1）踏板力要小，轿车一般在80150N范围内，货车不大于150200N；（2）踏板行程对轿车一般在mm范围内，对货车最大不超过180mm；（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。mm，mm，mm，mmmm，mm，mm，mm3.10 离合器踏板行程计算踏板行程由自由行程和工作行程组成： （1.11）式中，为分离轴承的自由行程，一般为mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般为mm；、分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：mm，取mm；、为杠杆尺寸。得：mm，mm，合格。图1.6 液压操纵机构示意图踏板力为（1.12）式中，为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；为操纵机构总传动比，；为机械效率，液压式：%，机械式：%；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。N，%；则N合格。分离离合器所作的功为式中，为离合器拉接合状态下压紧弹簧的总压紧力，N，则J合格。3.11从动轴的计算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确定轴的直径式中，A为由材料与受载情况决定的系数，见表1.12:表1.12轴常用几种材料的及A值轴的材料Q235-A，20Q275，35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr131525203525453556A14912613511212610311297取，n 为轴的转速，r/min，则mm，取mm。3.12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由表1.13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。取，mm，mm，mm，mm，MPa。验证：挤压应力的计算公式为： 式中，P为花键的齿侧面压力，它由下式确定：从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， ，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；取Z=1h为花键齿工作高度；得N，MPaMPa，合格。表1.13花健的的选取摩擦片的外径/mm/N.m花健尺寸挤压应力/MPa齿数n外径/mm内径/mm齿厚/mm有效齿长/mm