汽车离合器设计说明书

-.z.摘要离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系别离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。本文通过对整车参数的分析，并在膜片弹簧离合器及对其进展构造分析的根底上，对货车离合器的构造型式进展合理选择，确定了离合器的根本参数及尺寸，及其约束条件。另外，也对离合器的主要零部件进展了设计计算，包括膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘等。通过这一系列工作，设计出一款能满足后备功率较大的轻型载重汽车性能需求的离合器。并利用CA*A电子图板软件绘制膜片弹簧离合器装配图；再进展离合器的根本构造尺寸和参数的选择及计算；最后进展离合器零件的构造选型及设计计算，主要是对从动盘总成设计，压盘、传力片的设计校核，膜片弹簧主要参数的选择、设计和强度校核，并绘制离合器零件图关键词：离合器；膜片弹簧；设计；校核目录摘要Ⅰ目录Ⅱ第1章绪论 11.1离合器设计的根本要求 11.2设计参数 1第2章离合器主要参数的选择 22.1摩擦片参数的选择 22.1.1初选摩擦片外径D、径d和厚度b 22.1.2离合器后备系数β确实定 22.1.3单位压力QUOTE确实定 32.1.4离合器传递的最大静摩擦力矩 42.2离合器根本参数的约束条件 4第3章膜片弹簧的设计 63.1膜片弹簧的根本参数的选择 63.2膜片弹簧的弹性特性曲线 73.3膜片弹簧的优化 8为保证各工作点A、B、C有较适宜的位置 83.3.2为满足离合器的使用性能的要求 83.4膜片弹簧强度计算与校核 9第4章扭转减振器的设计 114.1扭转减振器主要参数 114.2减振弹簧的计算 124.2.1减振弹簧的分布半径R1 13单个减振器的工作压力P 134.2.3减振弹簧尺寸 13第五章离合器其它主要部件的构造设计 155.1从动盘毂的设计 155.2从动片的设计 165.3离合器盖构造设计 165.4压盘的设计 16压盘构造设计的要求 16压盘的构造设计与选择 165.5传力片的设计 175.5.1传力片的参数选择 175.5.2传力片的校核 17结论 19致 20参考文献 21-.z.第1章绪论1.1离合器设计的根本要求1)在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储藏，又能防止过载。2)接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。3)别离时要迅速、彻底。4)从动局部转动惯量要小，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。1.2设计参数发动机型号发动机最大转矩【N•m/(r/min)】传动系传动比驱动轮类型与规格汽车总质量(kg)使用工况离合器形式1挡主减速比4120201/22005.5575.836.50-164465乡间单片注：离合器的弹簧类型和操纵方式有学生根据情况与指导教师商定。第2章离合器主要参数的选择2.1摩擦片参数的选择2.1.1初选摩擦片外径D、径d和厚度b摩擦片外径是离合器根本尺寸，它关系到离合器的构造重量和寿命，它和离合所需传递转矩大小有一定关系。在确定外径D时，有以下经历公式可供初选时使用：式中，QUOTE为发动机最大转矩，QUOTE为直径系数，取值围见表2-1表2-1直径系数QUOTE的取值围车型直径系数QUOTE乘用车14.6最大总质量为1.8～14.0t的商用车16.0～18.5〔单片离合器〕13.5～15.0〔双片离合器〕最大总质量大于14.0t的商用车22.5～24.0根据题意取QUOTE=17，QUOTE=201N•m求得D=241mm根据离合器摩擦片标准化，系列化原则，根据下表2-2表2-2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300325350380405430径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度t/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444C=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.54305351-QUOTE0.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037可取：摩擦片相关标准尺寸：外径D=250mm径d=155mm厚度为3.5mm2.1.2离合器后备系数β确实定后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，β取大些；货车总质量较大，β也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比拟粗暴，转矩较不平稳，选取β应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β也应选取小些。在开场设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器构造形式的特点，初步选定后备系数β各类汽车离合器β的取值围见表2-3表2-3离合器后备系数β的取值围车型后备系数β乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20～1.75最大总质量为6～14t的商用车1.50～2.25挂车1.80～4.00结合实际情况，应选择β=1.52.1.3单位压力QUOTE确实定单位压力QUOTE决定了摩擦外表的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选去适应考虑离合器的工作条件、发动机的后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，QUOTE应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，QUOTE应取小些；后备系数较大时，可适当增大QUOTE。当摩擦片采用不同的材料时，QUOTE取值围见表2-4表2-4摩擦片单位压力QUOTE的取值围摩擦片材料单位压力QUOTE/MQUOTE石棉基材料模压0.15～0.25编织0.25～0.35粉末冶金材料铜基0.35～0.50铁基金属瓷材料0.70～1.50摩擦片材料选取石棉基材料，取QUOTE=0.3MQUOTE2.1.4离合器传递的最大静摩擦力矩QUOTEQUOTE=1.5×201=301.5N·m2.2离合器根本参数的约束条件1〕最大圆周速度摩擦片外径D〔mm〕的选取应使最大圆周速度υD不超过65～70m/s,即D为摩擦片外径径取250mm；故符合约束条件。2〕摩擦片的、外径比c应在0.53～0.70QUOTE=QUOTE=0.62；故符合约束条件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β值应在一定围，最大围为1.2～4.0，即1.2≤β≤4.0本设计中所选β=1.5，故符合约束条件。4〕为了保证扭转减振器的安装，摩擦片径d必须大于减振器弹簧位置直径2QUOTE约50mm，即d>2QUOTE+50mm本设计中d=155mm，QUOTE=61.25mm，2QUOTE+50mm=172.5〔见后面扭转减振器设计〕；故不符合约束条件。根据表2-2重选D=300，d=175再返回上面几步约束，计算得都符合约束条件。5〕单位摩擦面积传递的转矩QUOTEQUOTE=QUOTE=0.323×QUOTEN·m/QUOTE式中，QUOTE为离合器传递的最大静摩擦力矩301.5N·m；[QUOTE]为其允许值〔N·m/QUOTE〕，按表2-5选取表2-5单位摩擦面积传递转矩的许用值〔N·m/QUOTE〕离合器规格D/mm≤210﹥210～250﹥250～325﹥325[QUOTE]/×QUOTE0.280.300.350.40故符合约束要求。6〕单位压力QUOTE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QUOTE根据所用的摩擦材料在一定围选取，QUOTE的最大围为0.10～1.50MQUOTE，由于已确定单位压力QUOTE＝0.3MQUOTE，在规定围，故满足要求7〕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，防止摩擦片外表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]。由"汽车理论"可知滚动半径公式可得轮胎的自由直径d=750mmF为计算常数，斜交轮胎F=2.99汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：QUOTE=6685.79J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)；QUOTE为汽车总质量取4465kg；QUOTE为轮胎滚动半径357.1mm；QUOTE为汽车起步时所用变速器1档位的传动比5.557；QUOTE为主减速器传动比5.83；QUOTE为发动机转速(r/min),商用车QUOTE取1500r/min。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6685.9J；ω为单位摩擦面积滑磨功〔J/QUOTE〕；[ω]为其许用值〔J/QUOTE〕，对于乘用车：[ω]=0.40J/QUOTE，对于最大总质量小于6.0t的商用车：[ω]=0.33J/QUOTE则ω≤[ω]，符合约束条件。我们就可以确定摩擦片的相关参数，参数见下表摩擦片的相关参数表摩擦片外径D摩擦片径d后备系数β厚度t单位压力QUOTE300mm175mm1.53.5mm0.3MQUOTE第3章膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧的根本参数的选择1〕比值H/h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H/h一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm故初选h=3.3mm,H/h=1.6则H=1.6h=5.28mm。2〕R/r比值和R、r的选择根据构造布置和压紧力的要求，R/r一般为1.20～1.35。摩擦片平均半径对于拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于QUOTE，即rQUOTE取，，则QUOTE。3〕α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与截锥高度H关系密切，QUOTE，满足9°～15°的围。4〕别离指数目n的选取别离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。根据要求取为n=18。5〕膜片弹簧小端半径QUOTE及别离轴承作用半径QUOTE确实定QUOTE由离合器的构造决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。QUOTE应大于QUOTE。取QUOTE，QUOTE。6〕切槽宽度QUOTE、QUOTE及半径QUOTE确实定QUOTE=3.2～3.5mm，QUOTE=9～10mm，取QUOTE=3.4mm，QUOTE=10mm，QUOTE满足QUOTE,QUOTE故取QUOTE7〕压盘加载点半径QUOTE和支承环加载点半径QUOTE确实定QUOTE和QUOTE需满足以下条件：应选择QUOTE8〕膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的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，国常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA。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*中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷QUOTE(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为QUOTE(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=2.1×MQUOTE；QUOTE:泊松比，钢材料取QUOTE=0.3；R:自由状态下碟簧局部大端半径，150mm；r:自由状态下碟簧局部小端半径，120mm；R1:压盘加载点半径，149mm；r1:支承环加载点半径，121mm；H:自由状态下碟簧局部截锥高度，5.28mm；h:膜片弹簧钢板厚度，3.3mm求得QUOTE=6062.59N，则QUOTE膜片弹簧特性曲线图如以下图所示3.3膜片弹簧的优化为保证各工作点A、B、C有较适宜的位置应使QUOTE即QUOTEQUOTE符合设计要求。取QUOTEQUOTE=13。571mm3.3.2为满足离合器的使用性能的要求应该满足：1.6≤H/h≤2.29O≤α≈H/〔R-r〕≤15O本设计中H/h=5.28/3.3=1.6和α≈9.98O都符合离合器的使用性能的要求。1〕弹簧各局部有关尺寸比值符合一定的围1.2≤R/r≤1.3570≤2R/h≤1003.5≤R/rO≤5.0根据所确定的参数可得R/r=150/120=1.25、2R/h=2×150/3.3=90.91、R/rO=150/42=3.57都符合上述要求。2〕为使摩擦片上的压紧力分布比拟均匀应满足：推式：QUOTE拉式：QUOTE根据所确定的参数可得〔D+d〕/4=118.75，D/2=150，QUOTE。符合上述要求。3〕根据弹簧构造布置的要求应满足：QUOTE；QUOTE；QUOTE根据所确定的参数可知都符合弹簧构造布置的要求。4〕膜片弹簧的别离指起别离杠杆作用其杠杆比应在一定围选取，即：根据所确定的参数可得QUOTE符合设计要求。3.4膜片弹簧强度计算与校核分析说明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。B点的应力QUOTE为求得QUOTE令QUOTE,可求出QUOTE到达极大值时的转角QUOTE自由状态时碟簧局部的圆锥底角α=9.98O=0.17rad中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=134.44mm。此时QUOTE=0.17+3.3/(134.44-120)/2=0.284rad离合器彻底别离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为QUOTE,计算时QUOTE，QUOTE应取QUOTE；如果QUOTE，QUOTE则取QUOTE。在别离轴承推力QUOTE〔N〕的作用下，B点还受弯曲应力QUOTE，其值为式中，n为别离指数目〔n=18〕；QUOTE为一个别离指根部的宽度〔QUOTE=30mm〕。求得QUOTE考虑到弯曲应力QUOTE是与切向压应力QUOTE相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，通常应使QUOTE不大于1500-1700QUOTE。本次设计中符合应力要求膜片弹簧的相关参数如表截锥高度H板厚h别离指数n圆底锥角QUOTE5.28mm3.3mm18第4章扭转减振器的设计4.1扭转减振器主要参数由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经历和实验方法通过不断筛选获得,在柴油机汽车中，目前广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。初选为非线性扭转减振器1〕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，QUOTE=(1.5～2.0)对于商用车，系数取1.5。则QUOTE=1.5×QUOTE＝1.5×201＝301.5〔N·m〕2〕扭转刚度QUOTE由经历公式初选QUOTE即QUOTE＝QUOTE＝13×301.5＝3919.5〔N·m/rad〕3〕阻尼摩擦转矩QUOTE可按公式初选QUOTEQUOTE＝〔0.06～0.17〕QUOTE取QUOTE=0.1×QUOTE=0.1×201=20.1(N·m)4〕预紧转矩QUOTE减振弹簧在安装时都有一定的预紧。QUOTE满足以下关系：QUOTE＝〔0.05～0.15〕QUOTE且QUOTEQUOTE＝20.1N·m而QUOTE＝〔0.05～0.15〕QUOTE＝10.05～30.15N·m则初选QUOTE＝0.08×QUOTE=16.08N·m5〕减振弹簧的位置半径QUOTER0的尺寸应尽可能大些，一般取则取QUOTE6〕减振弹簧个数QUOTEQUOTE的选择参照表4-1表4-1减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225～250250～325325～350﹥3504～66～88～10﹥10当摩擦片外径D=300mm时，QUOTE=6～8故取QUOTE=87〕减振弹簧总压力QUOTE当减振弹簧传递的转矩到达最大值QUOTE时，减振弹簧受到的压力QUOTE为8〕极限转角QUOTE减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角QUOTE为式中为减振弹簧的工作变形量。QUOTE通常取QUOTE，取QUOTE可以得QUOTE4.2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。4.2.1减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取QUOTE=(0.60～0.75)d/2式中，d为离合器摩擦片径故QUOTE单个减振器的工作压力P4.2.3减振弹簧尺寸1〕弹簧中径QUOTE其一般由布置构造来决定，通常QUOTE=11～15mm故取QUOTE=13mm2〕弹簧钢丝直径d式中，扭转许用应力]可取550～600Mpa,故取为600MQUOTEd取3.239mm3〕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4〕减振弹簧有效圈数i5〕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=+(1.5～2)=6减振弹簧最小高度=21.38mm弹簧总变形量减振弹簧总变形量==21.38+4.71=26.09mm减振弹簧预变形量QUOTE减振弹簧安装工作高度=26.09-0.25=25.84mm6〕从动片相对从动盘毂的最大转角QUOTE最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为QUOTE=4.17°7〕限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙λλ=QUOTE式中，为限位销的安装尺寸。λ值一般为2.5～4mm。所以可取λ为4mm，QUOTE为55mm.8〕限位销直径按构造布置选定，一般＝9.5～12mm。可取为10mm扭转减振器相关参数表极限转矩QUOTE阻尼摩擦转矩QUOTE预紧转矩QUOTE减震弹簧位置半径QUOTE减震弹簧个数QUOTE301.5N﹒m20.1N﹒m16.08N﹒m61.25mm8第五章离合器其它主要部件的构造设计5.1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QUOTE选择，其尺寸系列见表5-1表5-1从动盘毂花键尺寸系列从动盘外径D/mm发动机转矩QUOTE/〔N·m〕花键齿数n花键外径QUOTE/mm花键径QUOTE/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力σ/MQUOTE16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5摩擦片外径D=300mm，发动机最大转矩QUOTE=201N·m。可以选出花键尺寸，其数据见下表花键尺寸表摩擦片外径D/mm发动机最大转矩QUOTE/(N·m)花键尺寸挤压应力σ/MQUOTE齿数n外径QUOTE/mm径QUOTE/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm30020110403254010.75.2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，以防止传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为2mm5.3离合器盖构造设计1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的别离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底别离。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，防止摩擦外表温度过高，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。本次设计初选08钢板厚度为4mm5.4压盘的设计压盘构造设计的要求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。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底别离，厚度约为15～25mm。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进展静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15～20g·cm。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS。压盘的构造设计与选择t=m==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W=6685.79Jγ为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘.γ=0.5；m为压盘质量(kg)V为压盘估算面积；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4J/(kg·)；为铸铁密度，取7800kg/m；为摩擦片外径取300；为摩擦片径取175；h为压盘厚度，取=25mm；t为压盘温升〔〕满足压盘温升不超过8～10要求。5.5传力片的设计从动盘采用传力片传递发动机转矩，不同的离合器构造，传力片所起作用不完全一样。在膜片弹簧离合器中的压盘传力片，除了要起传递发动机的转矩作用之外，还要依靠传力片的弹性作用使压盘别离。5.5.1传力片的参数选择1〕传力片的布置传力片沿圆周切向布置，i=3组，每组n=3片2〕传力片的尺寸铆钉直径d=10mm，两铆钉中心l=75mm，宽b=25mm，厚度h=1mm由于材料为弹簧钢，传动片弹性模量E=2.06×QUOTE5.5.2传力片的校核有效长度QUOTE弯曲总刚度校核3种工况下最大驱动应力及传力片的最小别离力1〕彻底别离时，按设计要求f=0，QUOTE2〕压盘和离合器组装成总成时，QUOTE分析计算可知QUOTE3)离合器传递转矩时，分正向与反向驱动，QUOTE出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时，通过尺寸链计算QUOTE或圆周半径R=150mm正向驱动时反向驱动传动片的许用应力可取其屈服极限，鉴于上述传动片的应力状况应选85钢4〕传动片最小别离力，QUOTE发生在新装离合器的时候，此时从动盘向来磨损。离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量最小，根据设计图样确定其弹性恢复力为QUOTE校核合格。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