离合器说明书 2.doc

沈阳理工大学课程设计说明书 目录1 总体设计11.1 设计车型相关参数11.2 结构形式选择12 离合器主要参数的确定32.1 离合器主要参数的确定32.2 离合器基本参数的优化53 膜片弹簧的设计73.1膜片弹簧的弹性特性曲线73.2 膜片弹簧的基本参数的选择84扭转减振器的设计94.1扭转减振器主要参数94.2 减振弹簧的计算105其他部件的设计135.1从动盘总成的设计135.2摩擦片的设计145.3离合器盖总成的设计155.4压盘的设计156.参考文献17I1 总体设计1.1 设计车型相关参数北京现代悦动作为一款经济系家用轿车，以其比较优秀的动力，稳重的外形和大众车一贯的质量，深受中国消费者喜爱，对该车的设计应考虑其比较高的销量，做一些特殊设计以降低整车成本。 其主要性能参数为，在4500r/min时到达最大转矩，145N.m。发动机的最大功率，在6000r/min时达到82kw。主要技术参数：整车整备质量1198Kg；轮胎型号 185/65R15。1.2 结构形式选择1.2.1 选择从动盘数北京现代悦动而言，其发动机的最大转矩不大，且总质量在6t一下，同时布置尺寸容许，故选用单片离合器。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。1.2.2 选择膜片弹簧的支撑形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。1.单支承环形式，在冲压离合器盖上冲出一个环形凸台来代替后支承环使结构简化。在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，以消除膜片弹簧与文承环之间的轴向间隙。单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。2.无支承环形式，利用斜头铆钉的头部与冲压离合器盖上冲出的环形凸台将膜片弹簧铆合在一起而取消前、后支承环；在铆钉前侧以弹性挡环代替前支承环，离合器盖上环形凸台代替后支承环，使结构更简化；取消铆钉，离合器盖内边缘处伸出的许多舌片将膜片弹簧与弹性挡环和离合器盖上的环形凸台弯合在一起，结构最为简单。无支承环形式，将膜片弹簧的大端直接支承在离合器盖冲出的环形凸台上。3.双支承环形式，用台肩式铆钉将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖定位铆合在一起，结构简单，是早已采用的传统形式；在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；若取消了铆钉，在离合器盖内边缘上伸出许多舌片，将膜片弹簧、两个支承环与离合器盖弯合在一起，使结构紧凑、简化、耐久性良好，因此其应用日益广泛。本次试验设计，为了画图的方便，使用无支承形式。1.2.3 选择压盘传力结构形式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，在传力开始的瞬间，将产生冲击和噪声。且易滑动磨损，传动效率较低。故本设计采用已被广泛使用的传动片传动方式，不但消除了以上缺点，还简化了压盘结构，有利于压盘的定中。另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时，在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。2 离合器主要参数的确定2.1 离合器主要参数的确定2.1.1 后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。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）；乘用车的后备功率比较大，使用条件较好；加之考虑到参考车型为微型车，结构紧凑，要求离合器尺寸较小；同时为减少传动系过载，保证操纵轻便，故宜取较小值，取1.50。2.1.2 初选摩擦片外径、内径、厚度摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。按照离合器结构布置和飞轮尺寸，先初选摩擦片外径。根据汽车设计经验公式= 对于乘用车，=14.6，则由由选车型得= 145Nm，=175.81mm根据汽车离合器表2-1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： 表1 离合器摩擦片尺寸系列和参数摩擦片外径=200mm, 内径=140mm，c=，摩擦片厚度=3.5mm ，单面面积=160。2.1.3摩擦因数f、离合器间隙t、摩擦面数摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦因数f的取值范围见下表。 表2 摩擦材料的摩擦因数f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0.350.50金属陶瓷材料0.701.50 摩擦片材料选择石棉基材料，取f=0.3。离合器间隙t=3mm，单盘离合器摩擦面数取 Z=22.1.4 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.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。 表3 材料摩擦因数的选取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 由式得： 代入数据得：单位压力： 由于D200mm，故取0.25Mpa。根据汽车设计表22可知当，0.15Mpa R0+ 50 mm。对于摩擦片内径d=140mm, 应符合dR0+50mm，初取R0为43.0mm，符合优化条件。2.2.3.5 单位压力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0.150.35Mpa，由于已确定单位压力0.264Mpa，在规定范围内，故满足要求。3 膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧的弹性特性曲线图1 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； b-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 。3.2 膜片弹簧的基本参数的选择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 =2.4mm, =4mm，则满足要求。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，弹性特性曲线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，推式膜片弹簧的r值宜为大于或等于。摩擦片平均半径 R D/2 即85R100故取r=90mm，另取R/r=1.26，则R=90。 可得r=70mm3.2.3 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。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。3.2.5 切槽宽度、及半径根据要求，= 3.23.5 mm，= 910 mm，的取值应满足。取 3.3mm, =9.3mm, =80.7mm则=90-80.7=9.3满足设计要求。3.2.6压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取=85mm，=75 mm。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60SizMnA，当量应力可取为16001700N/mm2。4扭转减振器的设计4.1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) 对于乘用车，系数取2。则Tj=2214529 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 Tj 初选即kTj13290377N.m/rad 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）取T=0.1 =0.1145=14.5N.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）则初选Tn14.5N.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/2 则取R0=43mm。（6）减振弹簧个数Zj根据表4知，表4 减振弹簧个数的选取当摩擦片外径D250mm时，=46 ,故取Zj=6（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=Tj/R0 =290/（43）=6744N 4.2 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，一般取R1=(0.600.75)d/2 式中，d为离合器摩擦片内径故R1=43mm，即为减振器基本参数中的R0（2）单个减振器的工作压力P P=F/Z=6744/6=1124N 3）弹簧中径Dc弹簧中径一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取Dc=13mm4）弹簧钢丝直径 式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa所以d=4.08mm。5）减振弹簧刚度k根据式k=1000knR1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= 则K=6）减振弹簧有效圈数3.92 7）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)=5 减振弹簧最小高度 =1.14.085=22.44 计算可得弹簧总变形量为mm=P/K=1124/333.6=3.37mm 减振弹簧总变形量= 计算可得减振弹簧预变形量为25.81mm 减振弹簧安装工作高度 =25.642 8）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 9)限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm，可取为10mm表5 扭转减振器相关参数极限转矩Tj阻尼摩擦转矩T预紧转矩Tn减振弹簧的位置半径R0减振弹簧个数Zj 350Nm17.5 Nm10 Nm43mm65其他部件的设计5.1从动盘总成的设计5.1.1从动盘毂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。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.240=48mm。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的尺寸及表查出从动盘毂花键的尺寸。表6 离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片外径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根据摩擦片的外径D=200mm与发动机的最大转矩=145 Nm，由表查得n=10，D=29mm，d=23mm，b=4mm，l=25mm，j=11.3Mpa挤压应力计算公式： 挤压=MPa 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=6.73 KN 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；=0.003 l为花键有效长度，m；0.025则P=6730N挤压=7.97MPa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。 表7 花键的尺寸参数摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm20010810292342511.15.1.2从动片设计为了使从动盘具有轴向弹性，且简化总成，选择整体式从动片，在从动片外缘开 “T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次不同 方向弯的波浪形。两侧的摩擦片则分别铆在每隔一个的扇形。其尺寸由摩擦片和从动盘毂尺寸确定，在装配图中取适当的值。厚度取1mm，材料选用10号低碳钢。表面硬度为3540HRC。5.2摩擦片的设计摩擦片应满足以下要求：1)摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小。2)具有足够的机械强度与耐磨性。3)密度要小，以减少从动盘的转动惯量。4)热稳定性要好。5)磨合性要好，不至刮伤飞轮和压盘表面。5.3离合器盖总成的设计5.3.1离合器盖结构设计的要求：1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2)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。3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。5.4压盘的设计1.对压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，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