离合器毕业设计设计

1、1 离合器主要参数的选择 22 离合器基本参数的优化 22.1 设计变量 22.2 目标函数 22.3 约束条件 23 膜片弹簧的设计 43.1 膜片弹簧的基本参数的选择 43.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 53.3 强度校核 74 扭转减振器的设计 74.1 扭转减振器主要参数 74.2 减振弹簧的计算 85 从动盘总成的设计 105.1 从动盘毂 105.2 从动片 105.3 波形片和减振弹簧 106 压盘设计 106.1 离合器盖 106.2 压盘 106.3 传动片 116.4 分离轴承 117 小结 12参考文献 141 离合器主要参数的选择1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b根

2、据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式2-9，有 ，根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表可知，取D=350mm,d=195mm, b=4mm1.2 后备系数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），再加上车用车的后备功率比较大，使用条件较好，故取1.5。1.3 单位压力根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表可知，对于小轿车当D=>230mm时,则1.18/Mpa；所以由于D350mm,取0.7Mpa.故根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表22可知，当0.7Mpa&l

3、t;<1.5Mpa时，摩擦片材料金属陶瓷材料。1.4 摩擦因数f、离合器间隙t摩擦因数f=0.4 离合器间隙t=3mm摩擦面数 Z=21.5压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。1.5.1 膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：1) 具有较理想的非线性弹性特性。2) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。4) 以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5) 通风散热良好，使用寿命长。6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡

4、性好。1.5.2 与推式相比，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，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。1.5.3膜片弹簧的支撑形式选择:拉式膜片弹簧离合器拉式膜片弹簧的支承形式单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖杀中的支承环上。如下图3-1.图3-1与推式相比，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，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更为简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。 压盘传动方式的选择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的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。2

5、 离合器基本参数的优化2.1 设计变量后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：2.2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为2.3 约束条件 最大圆周速度根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（210）知，式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）; 为发动机最高转速（r/min）所以，所以D<=414.01mm,故符合条件。 摩擦片内、外径之比cc=，满足0.53的条件范围。 后备系数对于沈阳

6、丰田海狮，初选后备系数1.4,满足1.2<=<=4.0 扭转减振器的优化对于摩擦片内径d=140mm, 而减振器弹簧位置半径：R00.6d/20.6(mm)，取R0为68mm所以d-2R01952×6859mm>50mm故符合d>2R0+50mm的优化条件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0.1Mpa1.5Mpa，由于已确定单位压力0.7Mpa，在规定范围内，故满足要求2.3.6总摩擦功w根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（213）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面过高而发生烧

7、伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，既：，其中W=为汽车总质量9310kg，为轮胎轨动半径485mm，为汽车起步时所用变速器挡位的传动比7.6；为发动机转速7.31.W=. 符合要求。3 膜片弹簧的设计3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 比值和h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h为24mm故初选h=4mm, =1.6则H=6.4. 比值和R、r的选择由于摩擦片平均半径Rc=，对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RRc=136.25mm.故取R=168mm,再结合实际情况取R/r=1.2,则r=140mm。 的选择arc

8、tanH/(R-r)=arctan6.4/(168-140)12.88°，满足9°15°的范围。 分离指数目n的选取取为n=18。 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（228）推式： （D+d）/4<=<=D/2 1<=R-<=7 0<=<=6 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。初选=45mm，=48mm，=165mm 切槽宽度1、2及半径取13.2mm, 2=10mm, 满足r->=2,则<=r-2=140-10=130mm故取130

9、mm. 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知，R1和r1需满足下列条件：故选择R1165mm，145mm. 3.2 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P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(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=2.0×Mpa； 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； R1压盘加载点半径，mm； r1支承环加载点

10、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。利用DPlot软件进行P1x1特性曲线的绘制，曲线如下： 利用DPlot软件找出最大压力点，正常压力点，压平点，最小压力，点摩擦后的正常压力点。X1H=(X1M+X1NX1B=(0.81.0)X1H=4.12mmX1M=3.34mm,F1M=16701.23N,X1N=5.81,F 1N=15098.37NFB1=16319.83N,FY=4866.72NFB1 >FY,所以满足要求此时校核后备系数=p*Rc*Zc/Temax=16319.83*0.3*136.25*2/353000=1.49满足要求；3.3

11、强度校核膜片弹簧大端的最大变形量，由公式4 .6.13(根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）)可知:B=1673Mpa得.许用值1500-1700MPa,故符合要求。4 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数 极限转矩Tj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（231）知，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) 系数取1.5。则Tj=1.5×1.5×353529.5（N·m） 扭转刚度k根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（235）可知，由经验公式初选k Tj即k

12、Tj13×529.56883.5（N·m/rad） 阻尼摩擦转矩T根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（236）可知,可按公式初选TT（0.060.17）取T=0.1 =0.1×353=35.3(N·m) 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（237）知，Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）且TnT35.3N·m而（0.050.15）17.6552.95 N·m则初选Tn25 N·m 减振弹簧的位置半径R0根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）

13、式（238）知，R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2则取R0=0.65d/2=0.6×195/2=68.25(mm),可取为68mm. 减振弹簧个数Zj根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（26）知，当摩擦片外径D=325350mm时，Zj=810故取Zj=10 减振弹簧总压力F当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为FTj/R0 529.5/(68×) 7.787（kN)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。 减振弹簧的分布半径R1根据根据汽车离合器

14、（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，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=0.6d/2=0.6×195/2=68.25(mm)取68mm，即为减振器基本参数中的R04.2.2 单个减振器的工作压力PP= F/Z=7787/10=778.7 (N) 减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd=式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa所以d=3.52mm符合d=343

15、）减振弹簧刚度k根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式知，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=4）减振弹簧有效圈数根据根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，6.1925）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)=7减振弹簧最小高度=30.976mm弹簧总变形量=P/K=778.7/148.86=5.23mm减振弹簧总变形量=30.976+5.23=36.206mm减振弹簧预变形量=25/(148.86*8*0.068)=0.309mm减振弹簧安装工作高度=36.206-0.309=35

16、.897mm6）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=4.14°7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。所以可取为4mm, 为83mm.8）限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm5 从动盘总成的设计5.1 从动盘毂根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再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=1.2×24=28.8mm。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬

17、度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表27查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=350mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=40mm, 内径32mm 齿厚t=5mm,有效齿长l=50mm, 积压应力=13.2Mpa 花键尺寸选定后应进行挤压应力j和剪切应力校核： 符合要求。5.2 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2mm,表面硬度为3540HRC5.3 波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm,硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60

18、Si2MnA钢丝。6 压盘设计6.1 离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取9mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。6.2 压盘 压盘传动方式的选择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的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。6.2.2 压盘几何尺寸的确定传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2M Pa6.3 传动片由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到

19、压盘的对中性和离合器的平衡性。传动片可选为3组，每组3片，每片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。6.4 分离轴承由于=3000r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。小结在老师的指导下，我圆满完成了本次设课程计。在设计过程中，得到了张亮老师认真细致的指导和帮助，对此，我表示最真挚的感谢！ 本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AUTOCAD软件设计一个载重9.31吨的载重汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。本次设计我利用AUTOCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。这次设计内容要求较多，涉及范围较广，比如