轻型货车离合器的设计说明书

1、轻型货车离合器的设计说明书作者:日期:汽车设计第二章离合器设计型：轻型货车整车质量（Kg）: 3 8 3 0发动机最大扭矩/转速（N- m/rpm）:2 20/2 10 0最大功率/转速（Kw/r pm ： 6 7/300 车轮滚动半径:（mm）:3 4 0、离合器的设计目的及原理概述1. 1离合器的设计目的了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结 构,掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹 簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书籍，培养自己的动手设计项目、自学的能力, 掌握单独设

2、计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良 好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工 作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。1 .2离合器的工作原理离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器， 实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳 起步;在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作 中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部 件因

3、过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。1.3离合器的设计要求1)2)在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储 备，又能防止过载。3)分离时要迅速、彻底。接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。4)从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。6)操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。7)具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。二、离合器的结构方案分析2.1车型、技术参数型：轻型载货汽车整车质量（Kg）: 3 8 3 0发

4、动机最大扭矩/转速(N m/r pm ):2 2 0/2 1 00最大功率/转速(Kw/r p m):67 /30 0 0车轮滚动半径：（mm）:3402. 2从动盘数的选择对乘用车和最大质量小于 6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大离合器通常只设一片从动盘。2.3压紧弹簧和布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片 弹簧与其他几类相比又有以下几个优点(1)由于膜片弹簧有理想的非线性特征，弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离

5、合器分 离时,弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力;(2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸 小，零件数目少，质量小;(3 )高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；(4 )由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触， 故其压力分布均匀，摩擦片磨损 均匀,可提高使用寿命；(5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长;(6)平衡性好;(7 )有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造较复杂，其精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制， 开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能提高，制造工艺和 设计方法逐步完善，膜片弹簧

6、的制造已日趋成熟。因此,选用膜片弹簧式离合器。2.4膜片弹簧的支承形式我们选用了拉式膜片弹簧，图为拉式膜片弹簧的支承形式一单支承环形式, 将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。2. 5压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种1)凸台一窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内,通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上 ，此方式结构简单，应用较多；缺 点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。2）径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有

7、相对滑动部分, 因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作时压盘和离 合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生 异常振动和噪声。3 ）径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在起,除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。三、离合器主要参数的选择3. 1后备系数B后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。由于所设计的离

8、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），轻型货车是在城乡间公路运输，使用条件较好，宜取小值，由汽车设计 书表2 -1，初取P =1 . 4。P车型P轿.微.轻塑货乍120-L75中.戦货车1.542.25越.牵引车1.80-4.003. 2单位压力Po单位压力P0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。 P0取值范围见表:摩擦片材料单位压力P o/M pa石棉基材料模压O .150. 25编织0.25 0.35粉末冶金材料铜基

9、0. 3 5O .50铁基金属陶瓷材料0.701. 5O摩擦片材料选择石棉基材料,模压制造取P0 = o . 2 Mpa3.3摩擦片外径D内径d和厚度b摩擦片外径D (mm可以根据发动机最大转矩Temax (N. m)按如下经验公式 选用D16.5 7220 245mmKd为直径系数由汽车设计书表2- 3选取为16.5Temax为发动机最大转矩Temax 220N m离合器摩擦片尺寸系列和参数表1外径D/ mm1 6503804 0543 0内径d /m119 52O 522 023 Om厚度b / m3.23. 53.53.53 .53.53.53. 54444mc = d/D0. 6O .

10、 60.7000.660.62O .5O .580.5850.5570.5400.540.5 38 79 47O8 93351- c 3O .670.6 6O. 60.700.70.7960.8 O0.8000.8 20. 84O . 8O .8467573622734077单位面积67 890810 3摩擦片标准系列尺寸,取D =2 50 mnpd =155mm,b=3 . 5 mm , c= d/D=3.4计算校核3.4.1单位压力Po验算TcTemax 1.4 220 308N mTc fP0ZD3（1 喘3）Po12 Tc12 308c3亍 3花百 0.19M paf ZD3（1 d

11、/ 3）0.262 2503（1 1554杯3）.D/ 250式中，f为摩擦因数取0.2 6; Po为单位压力（MPa） Z为摩擦面数取2 ; D为摩擦片外径取250mm;d为摩擦片内径取155mm;计算结果与前面所选择的单 位压力Po相差不大，选择合理。摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的 使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的 影响小。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少 ，无味，不易烧焦磨合性

12、能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求，目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大 约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。23.4 .2最大圆周速度Vd45m/s 65 - 70m/ s33Vd 一nemaxD 10 一 3000 250 10 60 60式中，Vd为摩擦片最大圆周速度（m/s）; nemax为发动机最高转速取30 00r/min ; D为摩擦片外径径取25 0 mm ；故符合条件。3. 4. 2单位摩擦

13、面积传递的转矩Tc00.0029( N- m/ mm2)T =4TeTe0 =22Z(D ( 2502 1 552) d2)4 1.4 220式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩2 2 0 N m;当摩擦片外径0029 N m/ mm2，故符合D 210 250时，Teo = 0.0 0 30 N - m/ mm2 0.要求。3. 4. 2单位摩擦面积滑磨功为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤,离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功W应小于其许用值W。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 J）为:2 2 2n n e( m arr ) 7777 ( 22 )

14、 1800 igig根据公式Ua 0.377丄丄ig Io汽车的最大爬坡度为1 = 1 6.7,将爬坡度带入公式FeGfUgT( 3600GiUa3600mUa du、亠，皿宀口亠du761403而；dt），式中，忽略空气阻力，ItCqAU a将Pe67KW , G38309.8 37534N ,滚动阻力系数f取0.02代入计算得到一档时汽车的速度Ua 18km /hig ic 0.377 ig i。21.36Ua3.142 15002 3830 0.34(2) = 11960 (J )180021.362式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 （J） ; ma为汽车总质量取383

15、0 kg ; r r为轮胎滚动半径，约等于静负荷半径0 .34m; n。为发动机转速（r/min）,商用车ne取150 0 r/min;w:绞 2 - 4 119602=0.197 J/ mm2n Z(D d )3.14 2(2502 1552)式中,W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取11 9 60J满足 w = S 2,则 re =r- S2 =84-10=74 m m4.1.7压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r 1需满足下列条件:1 R R1 7,0 r1故选择 R1=10 0mm, r 1=88m m.4.1.8膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的

16、弹性极限和屈服极限，高的静力强度及 疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国 内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢6 0Si2Mn A或5 0C rVA。4. 2膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷 P 1(N)集中在支承点处，加载点 间的相对轴向变形为x 1 (m m)，则膜片弹簧的弹性特性如下式表示:XH) h22 R1 r1P1 f(x1)ln(R/r)2 (H x1 卫丄)(H6(1 b2) (R1 r1)R1 r1式中，E弹性模量，钢材料取E=2 .06X 10 Mpa；b泊松比

17、，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；R1压盘加载点半径，mm ；r 1 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，mmo弹性特性曲线图:15O OO O5 03 3O O O O O O5 0 52 2 1 N/lr力压作工O膜片弹簧弹性特性234变形入1/mm膜片弹簧的相关参表截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角3. 4 mm2mmI 810五、扭转减振器的设计成。（阻尼片）等组扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振

18、型， 尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地 耗散振动能量。5. 1扭转减振器主要参数目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。三级非线性减振器的扭转特性如下图所示。5 .1.1极限转矩Tj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(1.5 - 2.0) Temax对于商用车，系数取1.5,计算得Tj 1.5Temax “ 220330N m5.1.2扭转角刚度K由经验公式初选K13Tj 133304290N m/rad5.1. 3阻尼摩擦转矩可按公式初选T (0.06 0.17) Temax取T0.1T

19、emax 0.1 220 22N m5.1.4预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn满足以下关系:Tn (0.050.15) Temax且Tn T 22N m而Tn (O.05 O.15) Temax1133N m则初选Tn 17.6N m 5.1 . 5减振弹簧的位置半径R0Ro的尺寸应尽可能大些，一般取Ro=(0 .60 0.75)d /2则取 Ro = 0 .7d /2=0. 7X 155/2=54.25(mm),可取为 55m m.5.1. 6减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D2 50nm时,Zj = 46故取Zj=65 .1.7减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩达到最大值 T

20、j时，减振弹簧受到的压力F为FTj/R0 330/(55 10-3) 6082.9N5 .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。5.2.1减振弹簧的分布半径&Ri的尺寸应尽可能大些，一般取R1 =(0.6 0 0 . 7 5)d / 2式中,d为离合器摩擦片内径故Ri =0.7d /2=0 .7 X 1 5 5/2=54.2 5 (mm),即为减振器基本参数中的 Ro 522单个减振器的工作压力PP F /Z 6082.9/61013.8N5. 2.3减振弹簧尺寸1）弹簧中径De其一般由布置结构来决定，通常De =1115mn故取

21、Dc=12mn2 ）弹簧钢丝直径d8PDc 丿8 776.6 12 d=E=i580=3.45mm4)减振弹簧有效圈数Gd48.3 104 (3.5 10 3)448 (12 10 3)3 242.94 1035)减振弹簧总圈数n式中，扭转许用应力可取55 06 00Mpa,故取为5 80Mpad 取 3.5 m m 3）减振弹簧刚度k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 1000R12n42902242.94N m1000 0.054252 6其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n= i + (1.5 2) =66)减振弹簧最小咼度lmin n(d )1.1dn

22、 1.1 3 3.110.23mm7）弹簧总变形量,P 1013.8/ ”l 4.17mmk 242.948）减振弹簧总变形量l0lo I min I 10.23 4.1714.4mm17.6Tn9）减振弹簧预变形量l 30.2mmkZR1 242.94 6 54.25 10-10）减振弹簧安装工作高度II l0 l 14.4-0.214.2mm11）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 丨（丨l ）有关,其值为2arcsin（丨 /2尺）4.1912）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙11 R2sin ,式中,R2为限位销的安装尺寸。1值一般为2. 5 4mm所以可取1为3

23、 mm, R2为41mm1 3）限位销直径dd按结构布置选定,一般d = 9.512 mm可取d为10mm扭转减振器相关参数表极限转矩Tj阻尼摩擦转矩Tu预紧转矩Tn减振弹簧的位置半径R0减振弹簧个数Z j330 N m22 N m17. 6 N m5 5mm6六、离合器主要零部件的结构设计6 .1从动盘毂的设计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，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Te m ax来选择摩擦片发动机最大转花键尺寸挤压应力外径矩T e max /齿数n 外径D内径齿厚t /有效尺c /D/mm(N m)/ m md 7mmm m长1/MPamm253510.26.2从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求:1）从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均 匀，以减小磨损。3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为2 mm6. 3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