汽车设计课程设计-奇瑞风云基本型轿车离合器设计（全套图纸）.pdf

I 离离 合合 器器 设设 计计 说说 明明 书书 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 指导教师： 专业班级： 车辆 121/122 班 I 学生姓名： 2015 年 4 月 16 日 轿车离合器设计 目 录 一 绪论 二 轿车离合器的结构型式选择 2.1 膜片弹簧离合器 2.2 从动盘的结构型式 2.3 所选离合器的结构型式 三 离合器基本参数的确定 3.1 离合器后备系数 3.2 单位压力 3.3 摩擦片外径、内径和厚度 3.4 所选离合器基本参数的确定 四 离合器零件的结构选型及设计计算 4.1 从动盘总成设计 I 4.2 离合器盖总成设计 4.2.1 离合器盖设计 4.2.2 压盘设计 4.3 膜片弹簧设计 4.3.1 膜片弹簧主要参数的选择 4.3.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 4.3.3 确定膜片弹簧的工作点位置 4.3.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 4.3.5 求分离轴承的行程 4.3.6 膜片弹簧强度校核 4.3.6 膜片弹簧材料及制造工艺 五 心得体会 - 1 - 一：概述 现在轿车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦式离合器。摩擦式离合器主要由主动 部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵 机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。 本次课程设计的基本内容有： 1.摩擦式离合器的基本结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径 D、 离合器后备系数和单 位压力 p)及计算。 2.离合器零件的结构选型及设计计算 1) 绘制离合器装配图； 2) 从动盘总成设计； 3) 离合器盖总成设计； 4) 膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核； 表 1-1 奇瑞风云基本型整车参数 项目 参数 汽车的驱动形式 42 最高车速 =160 km/h 发动机最大功率及转 速 =65 KW =5500 r/min 主要尺寸 432116851424 长/宽/高(mm) 主减速器最大传动比 =4.444 变速器最大传动比 =3.455 轮胎型号 185/60R1485H 发动机最大转矩及转 速 =132 N m =3200 r/min 整备质量 m=1050Kg maxa V maxe p p n 0 i g i maxe T T n - 2 - 二：轿车离合器的结构型式选择 - 3 - 现代汽车离合器在设计中应根据车型的类别，使用要求，与发动机的匹配要求，制造 条件以及标准化、通用化、系列化要求等，合理地选择离合器总成的结构和有关组件的结 构。 2.1膜片弹簧离合器 - 4 - 图1.1 膜片弹簧离合器结构图 图1.1为膜片弹簧离合器的结构图。膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片 弹簧具有非线性特性，因此当摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离 离合器时的踏板力，使操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对称 的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少，质量减小并 显著地缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，使压力分布均 匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。 2.2 从动盘的结构型式 从动盘由从动片、摩擦片及从动盘毂铆接而成，其结构简单、质量小，有时用于重型 汽车尤其是双片离合器中。 轿车一般采用带扭转减振器的从动盘。从动片与花键毂间通过减振弹簧相联，具有切 向弹性以消除高频共振并起缓冲作用，在从动片、花键毂与减振盘间有减振摩擦片。装碟 形垫片作弹性夹紧后起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持稳定，以吸收部分能量、衰减低 频振动。减振弹簧由一组圆柱螺旋弹簧组成， 2.3 所选离合器的结构型式 本次设计所选离合器的结构型式是单片干式摩擦离合器，采用膜片弹簧作为压紧弹簧， 采用带扭转减振器的从动盘。 三 离合器基本参数的确定 在初步确定离合器的结构形式之后，就要确定基本结构尺寸及参数：摩擦片外径D、 单位压力p0和后备系数。 在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对其有重大影响： （1） 发动机最大转矩 Temax ； （2） 整车总质量 ma ； （3） 传动系总的速比（变速器传动比主减速器速比）i ； - 5 - （4） 车轮滚动半径 rk 。 离合器的基本参数主要有性能参数和p0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。 3.1 离合器后备系数 后备系数反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。后备系数保证了离合器 能可靠传递发动机转矩的同时， 还有助于减少汽车起步时的滑磨， 提高离合器的使用寿命。 小轿车的离合器推荐其后备系数值为1.2，因为小轿车的离合器都采用膜片弹簧离 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，再加上小轿车的后备功率较 大，使用条件较好，故宜取小值。 3.2 单位压力p0 单位压力p0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，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 当摩擦片采用不同材料时，p0按下列范围选取： 石棉基材料 p0=0.100.35MPa 粉末冶金材料 p0=0.350.60MPa 金属陶瓷材料 p0=0.701.50MPa - 6 - 3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径是离合器的主要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性 的影响。 当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩 maxe T已知，适当选取后备系 数和单位压力 P0，可估算出摩擦片外径。 摩擦片外径 D（mm）也可以根据发动机最大转矩 maxe T（N.m）按如下经验公式选用 maxeD TKD = （3.1） 式中， D K为直径系数，取值范围见表 3-1。 由选车型得= 132Nm， D K=14.6， 则将各参数值代入式后计算得 D=168mm 表表 3- 1 直径系数直径系数 D K的取值范围的取值范围 车 型 直径系数 D K 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 maxeT - 7 - 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 3-2 表表 3-2 离合器摩擦片尺寸系列和参数（即离合器摩擦片尺寸系列和参数（即 GB145774） 外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度 h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 C =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 1 3 C 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 单位面积 F/ 3 cm 106 132 160 221 302 402 466 546 678 可取：摩擦片相关标准尺寸： 外径 D=180mm 内径 d=125mm 厚度 h=3.5mm 内径与外径比值 C=0.69 1 3 C =0.667 3.4 所选离合器基本参数的确定 本次设计所选离合器的基本参数确定： 奇瑞风云基本型的发动机最大转矩 Temax=132 Nm ，根据经验公式 maxeD TKD = 由选车型得= 132Nm， D K=14.6，式中， D K为直径系数，取值范围见表 3-2。 则将各参数值代入式后计算得 D=168mm 选定摩擦片的尺寸为 D=180mm，d=125mm，h=3.5mm，c=0.694。 采用膜片弹簧离合器，使用条件较好，故取后备系数=1.2。摩擦面单位压力 p0为 0.350.5MPa。 maxeT - 8 - 四 离合器零件的结构选型及设计计算 4.1 从动盘总成设计 从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。从动盘对离合器工作 性能影响很大，应满足如下设计要求： 1)转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2)应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3)应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 摩擦面片采用有机材料。 采用带扭转减振器的从动盘（整体式弹性从动片），从动片通常用1.32.0mm厚的钢 板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性 从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般 采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。 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，一般 取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一 般在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 - 9 - 及与从动片配合处应进行高频处理。 减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。 花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB11441974选取。 表4-1 所选从动盘毂花键参数 从动盘外径 D/mm 花键齿数 n 花键外径 D/mm 花键内径 d/mm 齿厚 b/mm 有效齿长 l/mm 挤压应力 180 10 26 21 3 20 11.8 花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而 破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。 挤压应力计算公式： 挤压=（MPa） （4.1） 式中，P为花键的齿侧面压力，N。它由下式确定： 花键的齿侧面压力 式中，d，D分别为花键的内外径，m； Z为从动盘毂的数目； Temax为发动机最大转矩，Nm； n为花键齿数； h为花键齿工作高度，m； l为花键有效长度，m。 则 故 挤压=MPa挤压=30MPa 4.2 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。 P nhl max 4 (D) e T P d Z = + 1 () 2 hDd= max 44 132 11234 ()(0.0260.021) 1 e T PN Dd Z = + P11234 22.468 10 (0.0260.021)/ 2 0.020nhl = - 10 - 4.2.1 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。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。为了加强离合器的冷却，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开 通风窗口。 - 11 - 4.2.2 压盘设计 1.压盘传力方式选择 采用传力片的传力方式，由弹簧钢带制成的传力片的一端铆在离合器盖上，另一端用 螺钉固定在压盘上。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。由于各传动片沿圆 周切向均匀分布，简化了压盘结构，降低了对装配精度的要求，还有利于压盘的对中性和 离合器的平衡。 2.压盘几何尺寸的确定 初步确定压盘外径为200mm,内径为120mm，厚度为15mm，材料为灰铸铁HT200铸成，硬 度为HB170227。 压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超 过810。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。 校核计算公式： （4.2） 式中，温升，； W滑磨功，Nm； 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘=0.50。 = cm W 压盘 - 12 - c压盘的比热容，铸铁压盘 c=544.28J/(kgK)； m压盘压盘质量，kg。 压盘质量 m压盘= 221510-97.83103=2.36kg 取 m压盘=2.5kg 整备质量 ma=1050Kg，滚动半径 R=0.28 m，汽车起步时发动机转速ne=2000 r/min， 主减速器传动比 =4.444，变速器最大传动比 =3.455。 滑磨功 温升 =8 所以压盘设计合理。 3.传力片的设计及强度校核 初定离合器压盘传力片的设计参数： 设3组传力片 （i=4） ， 每组4片 （n=4） ， 传力片的几何尺寸为： 宽度b=15mm； 厚度h=0.5mm； 传力片上两孔之间距离l=40mm；孔的直径d=5mm；传动片切向布置，圆周半径R=80mm；传 力片材料的弹性模量。 200 () 2 120 () 2 0 i g i 222222 2222 0 3.1420001050 0.28 7647 18001800 4.4443.455 ea g n m R WJ i i = W0.5 7647 =2.81 cm544.28 2.5 = 压盘 5 2 10 a EMP= - 13 - (1)计算传力片的有效长度 : (2)计算传力片的弯曲总刚度: (3) 根据上述分析，计算以下 3 种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离力： 彻底分离时， （4.3） 按照设计要求，,由上述公式可知。 压盘和离合器盖组装成总成时,通过分析计算可知 计算最大应力 离合器传扭时，分正向驱动（发动机向车轮）和反向驱动（车轮向发动机） ， 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算可知=2.4mm （）正向驱动： （）反向驱动： 可见反向驱动最危险，由于在取计算载荷时比较保守，明显偏大，因此传力片的许 用应力可取其屈服极限。故传力片材料选择 80 号钢。 1 l 1 1.540 1.5 532.5lldmm= = 53 33 1 1 12 2 1015 0.54 4 12 12 0.17/ 32.51000 x EJ ni KMN m l = maxmaxmaxmax max 32 1 36 ee fEhTfT linRbhinRbh =+ 0,0 e fT=0 = 0 e T = max 3.8fmm= 5 max max 22 1 33 3.8 2 100.5 1079 32.5 a fEh MP l = max f max f maxmaxmaxmax max 32 1 5 22 36 3 2.4 2 100.56 150 2.4 1000150 1000 32.54 4 80 15 0.54 4 80 15 0.5 247.2 ee a fEhTfT linRbhinRbh MP =+ =+ = maxmaxmaxmax max 32 1 5 22 36 3 2.4 2 100.56 150 2.4 1000150 1000 32.54 4 80 15 0.54 4 80 15 0.5 1116 ee a fEhTfT linRbhinRbh MP =+ =+ = - 14 - 传力片的最小分离力 （弹性恢复力） 发生在新装离合器的时候， 从动盘尚未磨损， 离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小，根据设计图纸确定 f=0.87mm。传力片的 弯曲总刚度，当 f=0.87mm 时，其弹性恢复力为 认为合理。 4.3 膜片弹簧设计 在设计膜片弹簧时，一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算，最后优选最合 适的尺寸。其结构示意图见图 4.1 0.17/KMN m = 6 =K0.17 10087 1000147.9FfN =g 弹 图 4.3.1 膜片弹簧主要参数的选择 （1）H/h 比值的选择 H/h 比值是指碟簧的原始内截锥高度 用其非线性的弹性变形规律，因此要正确选择其弹性特性曲线的形状 性能。膜片弹簧的弹性特性和 H/h 线。如图 4.1 所示，载荷 F 与变形 不断增加；当2=hH时，弹簧的特性曲线在中间有一段很平直 乎维持不变；当 加，载荷反而减小。具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧 时，具有更大的负刚度区域 般汽车离合器膜片弹簧的 H/h 值在 本设计取。 22 2H h 2 2H h = 1.54H h = - 15 - 图 4.1 膜片弹簧示意简图 膜片弹簧主要参数的选择 比值是指碟簧的原始内截锥高度 H 及弹簧片厚度 h 之比。设计膜片弹簧时 因此要正确选择其弹性特性曲线的形状，以获得最佳的使用 H/h 比值有关，不同的 H/h 比值可以得到不同的弹性特性曲 与变形之间的关系：当2 设计膜片弹簧时，要利 以获得最佳的使用 比值可以得到不同的弹性特性曲 增加，变形 变形增加时，载荷几 ，即当变形增 具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧。当 具有载荷为负值的区域。一 常用的膜片弹簧板厚为 24mm， - 16 - 1. 2/hH 2. 2/=hH 3. 22/22。本设计取 n=18，1=3.2mm；2=10mm。 1.257R r =76.25 4 c Dd R + = c RR90Rmm= 90 72 1.2571.257 R rmm= ()11.5(9072)3.6 180 HRrmm = 2.1 1.54 H hmm= - 17 - （6）支承圈平均半径 l 和膜片弹簧与压盘的接触半径 L l 应略大于且尽量接近 r，L 应略小于 R 且尽量接近 R。本设计取 L=90mm，l=72mm。膜 片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60Si2MnA，当量应力可取为 17001900N/mm 2。 4.3.2 绘制膜片弹簧的特性曲线 根据工作压力 F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形1关系式 （4.4） 画出 F11特性曲线。 设， 则 （4.5） 已知，把数值代入得， 由不同的计算出的及和，结果列表如下： 表4-2 载荷F与变形之间的关系 0.1 0.2 0.4 0.6 0.8 1.026 1.2 1.4 1.6 1.896 2.0 0.071 0.131 0.220 0.274 0.302 0.310 0.307 0.299 0.295 0.312 0.328 /mm 0.21 0.42 0.84 1.26 1.68 2.15 2.52 2.94 3.36 3.98 4.20 /N 812 1494 2508 3129 3443 3539 3499 3414 3367 3559 3743 画出 F11特性曲线，如图 4.2。 ()() 2 11 11 2 2 26 1 R In EhRrRr r FHHh LlLl Ll =+ g 2 11 4 6(1)()Ll FF Eh = 1 1 h = 1 111 1 2 RHRrHRr FIn rhLlhLl =+ g 5 2.0 10 a EMp=0.3 = 11 11413FF= 11 2.1= 23 1111 0.7720.620.158F =+ 1 1 F 1 F 1 1 1 F 1 1 F 图 4.2 4.3.3 确定膜片弹簧的工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力 校核后备系数： 离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为 压盘的行程 离合器刚开始分离时，压盘的行程 摩擦片磨损后，其最大磨损量 max cc e FR Z T = 1 2 0.751.5 fc fZSmm = 11 2.475 13.475 cb fmm=+=+ = - 18 - 4.2 膜片弹簧的 F1-1弹性特性曲线 工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力： 膜片弹簧大端的变形量为 ，故 压盘的行程，此时膜片弹簧大端的变形量为 其最大磨损量，故 1 0.750.75 3.32.475 b Hmm= 1 3500FFN = 3500 0.3 76.25 2 1.21 150000 cc = 111 () dbf ff=+ 即为 2 0.751.5fZSmm = 1 2.475 1.53.975 d mm=+= 1fmm= 2.475 13.475fmm 1.2mm= 11 2.475 1.21.275 ab = ， 此时膜片弹簧大端的变形量为 Hmm 2.475 1.21.275mm= - 19 - 4.3.4 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2 由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力 F2时膜片弹簧压盘接触处的变形1和 F2的 关系式 （4.6） 取则得 4.3.5 求分离轴承的行程2 由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形1和小端分离轴承处的轴向变形2的关系式 ，取得， 宽度系数 在 F2力作用下膜片弹簧的小端变形2由两部分组成：在 F2力作用下，由于压盘接触 处膜片弹簧的轴向变形1而引起的小端变形2，以及因分离指受 F2力作用引起的弯曲 附加变形。 即 （4.7） 代人有关数值，得，则 ()()() 1 2 1 21 2 26 1 p R Eh In RrRr r FHHh LlLlLllr =+ g 11d = ()()() ()()() 1 2 1 21 2 5 2 2 ln 26 1 80 2.0 102.1 3.975 ln 8063.63.975 8063.6 63.6 3.33.9753.32.1 7864278646 1 0.3786464 18 1055 d