离合器说明书1介绍

1、沈阳理工大学应用技术学院2离合器结构方案选取2.1离合器车型的选定设计参数：发动机型号：DA462Q发动机最大转矩：51.5/3750N?m/(r/min)传动系传动比：1挡3.428、主减速比：5.142驱动轮类型与规格：4.50-12-8PR汽车总质量：1425(kg)使用工况：城乡离合器形式：单片3离合器基本结构参数的确定3.1 摩擦片主要参数的选择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。摩擦片外径D(mm也可以根据发动机最大转矩Temax(N.m)按如下经验公式选用D=KdVTZ(3.1)式中，KD为直径系数，取值范围见表3-1。由选车型得Te

2、max=51.5N-由Kd=14.6则将各参数值代入式后计算得D=104.78mm根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3-2表3-2离合器摩擦片尺寸系列和参数(即GB145J74)外径D/mm160180200225250280300325350内径d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54沈阳理工大学应用技术学院离合器课程设计C=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5400.670.660.650.700.760.790.800.800.821C367

3、7326207单位回积F/cm106132160221302402466546678可取：摩擦片相关标准尺寸:外径D=160mm内径d=110mm厚度h=3.2mm3.2离合器后备系数B的确定结合设计实际情况，故选择0=1.75。表3-3离合器后备系数的取值范围车型后备系数3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1.804.003.3 单位压力P的确定前面已经初步确定了摩擦片的基本尺寸；外径D=160nm内径d=110mm厚度h=3.2mm内径与外径比值C=0.6871-C=0.676f=0.25由公式D3：tfZP(1-c3)=12

4、0Temax得P=0.253Mpa3.4 摩擦片基本参数的优化VD3= ne max D 10e max60(1)摩擦片外径D(mrm的选取应使最大圆周速度Vo不超过6570m/s,即二一380025010=49.7m/s_6570m/s60式中，Vo为摩擦片最大圆周速度(m/s)；%max为发动机最高转速(r/min)(2)摩擦片的内、外径比C应在0.530.70范围内，即0.53C=0.62M0.7(3)为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的B值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。(4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器振器弹簧位置直径2R

5、0约50mm即d2R050mm（5）为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即c-r=0.212Tc01二ZD2-d2（3.7）式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N.m/mn2）,可按表3.6选取经检查，合格。表3.7单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格一210.210250.250325325Tc01/10/0.280.300.350.40（6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0的最大范围为0.111.50MPa,即0.10MPap0=0.253MPa1.50MPa（7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩

6、擦片表面温度过高而发生烧伤，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,即(3.8)4W12ZD2-d2=0.40J/mm2式中，。为单位摩擦面积滑磨（J/mm2）;对于最大总质量小于6.0t的商用车：即=0.33J/mm2,对于最大总质量大于6.0t商用车：K=0.25J/mm：W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J）,可根据下式计算ne18002mlar.2.2101g(3.9)式中，ma为汽车总质量（Kg）;rr为轮胎滚动半径（项；ig为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；叫为发动机转速r/min,计算时乘用车取2000r/min,商用车取1500r

7、/min。其中：i0=5.83ig1=5.647rr=0.357mma=3450Kg代入式（3.9）得W=5000J,代入式（3.8）得切=0.082M0.33=仲,合格。(8)离合器接合的温升,Wt二mc式中,t为压盘温升，不超过810C;c为压盘的比热容，c=481.4J/(Kg-0C);丫为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；Z=0.5,m为压盘的质量m=4.2Kg代入t=1.60C,合格。4离合器从动盘设计4.1 从动盘设计从动盘总成应满足如下设计要求：4.1.1 减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小4.1.2 保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从

8、动盘应具有轴向弹性4.1.3 避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器4.1.4 足够的抗爆裂强度4.1.5 从动片的选择和设计在本设计中，采用分开式弹性从动片，离合器从动片采用1加厚的的薄钢板冲压而成，其外径由摩擦面外径决定，在这里取250nlm,内径由从动盘毂的尺寸决定，这将在以后的设计中取得。为了防止由于工作温度升高后使从动盘产生翘曲而引起离合器分离不彻底的缺陷，还在从动刚片上沿径向开有几条切口。4.1.6 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，它几乎承受发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对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

9、径D与发动机的最大转矩Tema做国标GB1144-74选取。从动盘的轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0-1.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如35、45、40Cr等)，并经调质处理。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铭工艺：对减振弹簧窗口及从动片配合，应进行高频处理。花键选取后应进行挤压应力打(MPa及剪切应力rj(MPa的强度校核：11(4.1 )8Temax二j=-772727-j(Dd)znl益氤2(4.2)式中，z为从动盘毂的数目；其余参数见表(4-1)表4-1离合器从动盘毂花键尺寸系列摩擦片发动机的花键尺寸外径最大转矩齿数外径内径

10、齿厚后效四K挤压应力D/mmTemax/NJ-mND/mmd/mmb/mml/mmo-j/Mpa22515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.7根据摩擦片的外径D=250mrmf发动机的最大转矩Temax=181.3NI-m,由表4-1查得n=10,D=35mmd=28mmb=4mml=35mm(rj=10.2Mpa,则由公式校核行：(rj=9.4MPa(rj=10.2MPa。rj=8.22MPa1513332=0.373MN/m52.51000、-max3fmaxEh6TemaxfmaxTemax彻底分离时,I1inRbh2i

11、nRbh(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:按照设计要求，f=o,Te=0,由上述公式可知仃=0.压盘和离合器盖组装成总成时，Te=,通过分析计算可知fmax=5mm= 1088MPa3fmaxEh3521051max计算最大应力i?525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)，fmax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fmax=5mm(I)正向驱动：3fmaxEhmax -2116Temax fmaxinRbh.Temax inRbh3521051615051000181.31000二2-7727752.53

12、3142.515133181.3151二862MPaemaxinRbh(n)反向驱动:_3fmaxEh.6Temaxfmax一112inRbh2181.3 10004 4 142.5 15 1-_一一5,一一_3521016181.35100052.5233142.51512=1415MPa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。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KZ=0.373MN

13、/m,当f=0.87mm时，其弹性恢复力为5弹=仁_f=0.3731060.87-1000=324.5N认为合理。6离合器分离装置设计6.1 分离杆的设计在设计分离杆时应注意以下几个问题：(1)分离杆要有足够的刚度(2)分离杆的较接处应避免运动上的干涉(3)分离杆内端的高度可以调整6.2离合器分离套筒和分离轴承的设计现代汽车离合器中主要采用了角接触式的径向推力球轴承，并由轴承内圈转动图6.1拉式门动谢心式分离轴承装置1一轴承WB2一轴嫉外国3一外罩壳4一波形弹簧5-分离套筒6一碟形骈修了一指环名一弹性钵环7离合器膜片弹簧设计7.1 膜片弹簧主要参数的选择7.1.1 比较H/h的选择此值对膜片弹

14、簧的弹性特性影响极大，分析式(3.10)中载荷与变形1之间的函数关系可知，当H/h,22-H/h=.23-.2；H/h：二2.24-H/h=225-H/h2.2图3.1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/h=2,h=3mm,贝UH=6mni7.1.2 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R/r=1.25,摩擦片的平均半径&=口9=101.25

15、mmrRc取4r=102mm!UR=127.5mmB整R=128mm则Rr=1.255。7.1.3 圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角a一般在915范围内，本设计中u=arctanH/（Rr辰H/（Rr）得a=14.32在915之间，合格。分离指数常取为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，本设计所取分离指数为18。7.1.4 切槽宽度露=3.23.5mmy=910mm取R=3.5mm%=10mm%应满足r-L之d的要求。7.1.5 压盘加载点半径R和支承环加载点半径r1的确定r1应略大于且尽量接近r,R1应略小于R且尽量接近R。本设计取R=126mmri=

16、104mm膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，具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/m吊7.1.6 公差与精度离合器盖的膜片弹簧支承处，要具有大的刚度和高的尺寸精度，压力盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小，支承环和支承怫钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。7.2膜片弹簧的优化设计(1)为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h与初始锥角a=H/(Rr)应在一定范围内，即1.6Hh=22,29:HR-ri-14.3215(2)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20_Rr=1,255_1.3570_2Rh=85,3_100(

17、3)为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即拉式：(Dd)/4=102r1=104D/2=250(4)根据弹簧结构布置要求，R1与R,rf与r0之差应在一定范围内选取，即1 -R-R1=270r1-r=2三60-rf-r0-4(5)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此杠杆比应在一定范围内选取，即沈阳理工大学应用技术学院离合器课程设计Rf拉式:3.51-2。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h1B=（0.81.0H,以保证摩擦片在最大磨损限度

18、A入范围内压紧力从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Fia应大于或等于新摩擦片时的压紧力Fib,见图.7.4膜片弹簧的应力计算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3.4）。断面在。点沿圆周方向的切向应变为零，故该点的切向应力为零，。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。令X轴平行于子午断面的上下边，其方向如上图所示，则断面上任意点的切向应力为：_ExM-Y/2-y

19、12,1-Jex（3.14）图3.3膜片弹簧工作点位置式中u碟簧部分子午断面的转角（从自由状态算起）12沈阳理工大学应用技术学院离合器课程设计a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）（3.15）为了分析断面中断向应力的分布规律，将（3.14）式写成Y与X轴的关系式：1金（1-2tl（1-22）eaYtX卜2JE-E（3.16）图3.4切向应力在子午断面的分布由上式可知，当膜片弹簧变形位置u一定时，一定的切向应力at在X-Y坐标系里呈线性分布。CpCp邛当=0时Y=（一）X,因为（口-一）的值很小，我们可以将（口-一）看成222中甲一tg（口-

20、2）,由上式可写成Y=tg（c（-2）X。此式表明，对于一定的零应力分布在中中性点。而与X轴承（a-）角的直线上。从式（3.16）可以看出当X=-e时无论取任2cp何值，都有Y=-（a-）e0显然，零应力直线为K点与。点的连线，在零应力直线2内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2代入（3.17）式有：二一e_-2_e-rdht1t2r2IL22令驾=0可以求出切向压应力达极大值的转角中p=

21、a+-dP2e-r由于:R-re 二ln(R r)128-102ln(128/102)=114.54mm所以：%=0.245,。旧=-1586N/mrmiB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:21-rB6r-rfF2nbrh2(3.18)式中n分离指数目n=18br单个分离指的根部宽br2二r0182二36=12.56mm18因此:2二旧=467.3N/mm由于6旧是与切向压应力B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:Bj=rB一二tB=467.31586-1119N/mrm2二Bj:二二Bj=1700N/mm故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力

22、范围，所以用设数据合适8扭转减震器设计减震器极转矩Tj=1.5Temax=2722mjemax摩擦转矩Tu=0.17Temax=30.822m预紧转矩Tn=0.15Temax=27.2Nmnemax极限转角%=312扭转角刚度k-三1对=2357N-m/rad8.1减振弹簧的安装位置Ro=(0.600.75)d/2,结合d2Ro+50mrm彳4R0取55mm则典=0.6533。d28.2全部减振弹簧总的工作负荷PzPz=TjR=5440N8.3单个减振弹簧的工作负荷Pp=PzZ=906.7N式中Z为减振弹簧的个数，按表取Z=63.9选择:3.10减振弹簧个数的选取摩擦片的外径D/mm22525

23、0325350250325350810108.4减振弹簧尺寸(1)选择材料，计算许用应力根据机械设计采用65Mn弹簧钢丝设弹簧丝直径d=4mm,1b=1620MPaJJ-0.5入=810MPa(2)选择旋绕比，计算曲度系数根据下表选择旋绕比表 3.11旋绕比的荐用范围d/mm0.2 0.40.45 11.1 2.22.5 67 1618427 145 125 10= 1.40dj8KF2 cTVJL 工J= 4mmi与原来的d接近，合格。确定旋绕比C=4,曲度系数K=(4C-1”(4C-4)+0.615/C(3)强度计算=3.269 mm中径D2=Cd=16mm夕卜彳DD=D2d=20mm(4

24、)极限转角j=2arcsin-=3120取3.823。j2Ro(5)刚度计算弹簧刚度k=(Fi-F2).i=129.9mm其中，52为最小工作力，F2=0.5F1弹簧的切变模量G=80000MPa则弹簧的工作圈数Gid8F1c3Gd8C1k=4.3取n=4,总圈数为ni=6(6)弹簧的最小高度lmin=dn=16mm(7)减振弹簧的总变形量一，l=Pk=6.538mm(8)减振弹簧的自由高度.l0=lminl=22.538mm(9)减振弹簧预紧变形量T11=0.538mmkZR(10)减振弹簧的安装高度l=l0-11=22mm结论本次课程设计根据给出的设计要求和原始设计参数，以及拉式膜片弹簧离合器及其操纵机构的工作原理和使用要求，通过对其工作原理的阐述、结构方案的比较和选择、相关零件参数的计算，大致确定了离合器及其操纵机构的基本结构和主要尺寸以及制造相关零部件所用的材料。结构方面：根据设计要求，考虑到使用条件和其显著的优点，选用带扭转减振器的单片拉式膜片弹