离合器设计说明书文档

第一章绪论1953车承受离合器作为汽车的动力传递机构。离合器的进展概况传递扭矩的力气，比一样直径的其他构造形式的摩擦离合器要大。但是，其最大的缺点是从动擦离合器的片与片之间简洁被油粘住〔尤其是在冷天油液变浓时更简洁发生至烧伤和裂开。假设调整不当还可能引起离合器分别不彻底。多年的实践阅历使人们渐渐趋向于承受单片干式摩擦离合器。它具有从动局部转动惯量措施，也能使其接合平顺。因此，它得到了极为广泛的应用。为了实现离合器的自动操纵，有自动离合器。承受自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵。与其他自动传动系统〔如液力传动〕相比，它具有构造简洁，本钱低廉及传动效率高的优点。因此，在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离损以至烧坏。这些都需要进一步改善。从国外的进展动始终看，近年来汽车的性能在向高速进展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，国内也有类似的状况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭力气，提高其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的进展趋势。其次章方案论证第一节选定离合器的车型2-1polo1发动机型号EA111最大扭矩〔N·m〕126/3800最大功率〔Kw/rpm〕55/5000最高车速〔Km/h〕≥130变速器一档传动比3.45主减速器传动比3.88整备质量〔Kg〕1127满载质量〔Kg〕1615轮胎型号165/70R14LT其次节离合器设计根本要求为了保证离合器具有的工作性能，设计离合器应满足如下根本要求：(一)在任何行使条件下，既能牢靠地传递发动机最大转矩，并有适当的转矩贮存，又能防止传动系过载；(二)接合完全、平顺、严峻，使汽车起步时无抖动、无冲击，分别彻底、快速；(三)工作性能〔最大摩擦力矩或后备系数〕稳定，即作用在摩擦片上的总压力不应因摩擦外表的磨损而有明显的变化，摩擦系数在离合器工作过程中应力求稳定；(四)从动局部的转动惯量要小，以减小挂档时的齿轮冲击，便于换档和减小同步器的磨损；(五)应能避开和衰减传动系的扭振，并具有吸取振动、缓和冲击和降低噪声的力气；(六)应有足够的吸热力气和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命通风；(七) 操纵轻松、准确，以减轻驾驶员的疲乏；(八) 具有足够的强度，工作牢靠、使用寿命长；(九) 简洁、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、修理、调整便利；(十) 设计时要留意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。第三节 确定离合器的构造型式—摩擦离合器机构型式的选择分别杠杆、分别轴承等构成。本次设计选定的机构型式为单片摩擦式。二从动盘数及干、湿式的选择〔一〕单片干式摩擦离合器1000N·m推广。当转矩更大时可以承受双片离合器。〔二〕双片干式摩擦离合器寸受到限制时。〔三〕多片湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺严峻；摩擦片浸在油中工作，外表磨损小。但分别行程大、分别也不易彻底，特别是在冬季油液粘度增大时；轴向尺寸大；从动局部的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，由于多片湿式离合器在技术方面的不断完善，重型车上又有承受，并有5～6合器。通过各构造优缺点的比较及本次设计所针对的车型,故本次设计选用的是单片干式摩擦离合器。2-1双片离合器图拉式膜片弹簧离合器 图2-3 膜片弹簧离合器图2-4单片离合器第三章设计计算及参数的选择第一节离合器根本构造参数的选择—摩擦片设计离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：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；有足够的机械强度与耐磨性；密度小，以减小从动盘的转动惯量；热稳定性好，在高温下分别出的粘合剂少，无味，不易烧焦；磨合性能好不致刮伤飞轮和压盘外表；接合时应平顺，不产生“咬合”或“抖动”现象；长期停放后，摩擦面不发生“粘着”现象。器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能牢靠地传递发动机的最大的转矩T ，离合器的静摩擦力矩Tc应大于发动机的最大转矩T

emax，而离合器传递的最大静摩擦力矩Tcemax其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力P 与摩擦片平均半径Rm，即Tc=βTemax=1.5.×126=189N.Mβ——离合器的后备系数。〔一〕后备系数[2]后备系数β程度。在选择β时应考虑以下几点：摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能牢靠地传递发动机的最大转矩。要防止离合器滑磨过大要能防止传动系过载，β不宜选取太小；为了使，β又不能选取太大；当发动机后备功，β可选择小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步力气，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；承受柴油机时，由β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可以比螺旋弹簧的小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车β值的选取范围通常为：——β=1.20～1.75中型和重型货车——β=1.50～2.25β=1.80～4.00依据上述缘由及所选车型，选取β=1.50。〔二〕P

[2]0P0对离合器工作性能和使用寿命有很大的影响，选取时应考虑离合器的工作条P0应取小些；当摩擦片外径缴大时，为了降低摩擦片外缘处P0P0。P0按以下范围选取：P0=0.10～0.35MPaP0=0.35～0.60MPa≥P0=0.70～1.5MPa依据所选车型及摩擦片所用材料，选取 0.10mp≤P0 ≤1.50mp本次取P0=0.30MPa。〔三〕DdhDD由以下公式计算D的值：D=2R=2.5=3

T

fzP

[2]0

(3-2)Temax——发动机的最大转矩f——摩擦系数z——摩擦面数TemaxDTemaxD由选车型得K=14.6T =126N·m，DD=163.88mm

emax在同样外径时，选用较小的内径d且不利于散热和扭转减振器的安装。摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准GB5764—199《汽车用D65～70m/s，以免摩擦片发生飞离。DGB5764—1998，最终选定摩擦片的尺寸为下表D〔mm〕D〔mm〕d(mm)h(mm)C=dD1-C3F〔cm2〕1801253.50.6940.667131.75〔四〕摩擦片的校核：1D〔mm〕的选取应使最大圆周速度VD65~70m/s，即vD 60

n

D10365~70m/s[1] (3-3)式中，D为摩擦片的最大圆周速度〔m/s；nemax为发动机最高转速〔r/minnemax=5000r/min，D=180mm，代入〔3-3〕式得：VD=47.1m/s<65~70m/s则摩擦片的最大圆周速度在安全范围内。即Tco

4Tcz(D2d2)

〔3-4〕co为单位摩擦面积传递的转矩〔Nm/mm2co]为其允许值〔Nm/mm2，3-2表3-2 单位摩擦面积传递的转矩 〔Nm/mm2〕[Tco]/×102≤2100.28＞210~2500.30＞250~3250.35＞3250.40D=180mm,选取Tco=0.28×102Nm/mm2.则由(3-1)、(3-4)得:Tco=0.0071Nm/mm2>0.28×102Nm/mm2不满足要求D=250mmd=155mmvD

60

D103

65~70m/s[1]VD=65.41<65~70m/4TcTco

z(D2d2)

Tco=0.0031Nm/mm2符合要求d2Ro50mm，d≥2Ro+50。即：2Ro≤75其次节膜片弹簧设计3-1所示，它由弹簧钢板冲制而成。从图中可以看出，膜片弹簧在构造外形上分成两局部，在膜片弹簧大端处为一完整的截锥体，如图3-2的样，膜片弹簧起弹性作用的正是此局部。碟形弹簧的弹性作用是这样的沿其轴线方向加载，碟簧受压变平，卸载后又恢复原形(如图3-2所示)。可以说膜片弹簧是碟形弹簧交接处的径向槽呈长方圆形孔，这样做一方面可以削减分别指根部的应力集中(分别指根部过渡圆角半径应大于4.5mm)，另一方面又可用来安置销钉固定膜片弹簧。图3-1膜片弹簧 图3-2碟形弹簧式和变形外形。1、接合时离合器接合时，膜片弹簧起压紧弹簧的作用。在压盘、离台器盖总成未与3-3a所示)，膜片弹簧对压盘无压紧作1P1

，膜片弹簧几乎被压平(如图3-3b所示)，同1，1PP即为压紧力。1，1图3—3膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态c)分别状态2、分别时当分别轴承以P2力作用在膜片弹簧小端的分别爪上时,支承环1渐渐不起作用，而支承环2P2到达确定值耐，膜片弹簧被压翻，离合器分别(如图3-3cP2称为分别力。如前所述，膜片弹簧起弹性作用的局部是其碟簧局部，碟簧局部的弹性变形特性H及弹簧片原h：21、H/h< 如图3-4所示，图中曲线A为H/h=0.5时的无因次特性曲线，,从曲线外形2可知：随着载荷P的增加，变形也不断增加，这种膜片弹簧刚度很大，可以承受很大的载荷，适台于作为缓冲装置中的行程限制器。图3-4不同H／h值的无因次特性曲线 图3-5膜片弹簧的弹性变形特性22、H/h≈ 图3-4中曲线B为H／h=1.5时的无因次特性曲线，曲线中间有一段很平直、2P几乎保持不变，这种弹簧叫做零刚度弹簧。223、<H/h<2 图3-4中曲线C为H/h=2.75时的无因次特性曲线，图中可以看到膜片弹22压紧力变化过大。24、H/h>2 如图3-5所示，图中曲线为H／h=3时的无因次特性曲线，这种弹簧的特2汽车液力传动中的锁止机构。1H/h和h的选择如前所述,比值H/hH/h为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻松，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.5～2.2，板厚为2～4mm。依据上述缘由及所选车型，选取h=3mm，则H=5.4mm。2、R/r比值及R、r的选择争论说明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，为最大，用于缓和冲击、吸取振动等需要储存大量弹性能的碟簧最正确。但力的要求，通常取R/r为1.2～1.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R上述缘由及所选车型，选取，R=105mm，则r=80mm。3的选择3的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内一般在9°～15°范围内。则代入H、R、r值得：=11°。4R1和支承环加载点半径r1确实定R1和的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R，因此，选取R =124mm，r=104mm。115、分别指数目n的选取分类指数目n常取为18，大1 e 1 26、切槽宽度 、及半径r〔图3－6〕确实定=3.2～3.5mm，=9～10mm，r的取值应满足r－re1 e 1 21 =3.4mm，=9mm，r1 f 7、膜片弹簧小端内半径r〔图3-6〕及分别轴承作用半径r确实定 f 0的作用，因此其杠杆比在确定范围内选取[1]，即

rr1

≤4.5

Rr1 1Rr1 fRr1

≤9.0R本设计为推式，折中选取杠杆比为3，而R1

=124=mmr

1=104mm,则:frrf1

3*(R1

r)=30mm1f 而r与r的差值应在0≤rr≤4范围内[1]，则选取rf 0 0 0扭转减振器的设计一、扭转减振器的功能扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，转变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量鼓舞引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：率。瞬态扭振。速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的扭转特性如图 39所示，其弹性元件一般承受圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发如图3—10图3－9单级线性减振器的扭转特性 图3－10三级非线性减振器的扭转特性二、扭转减振器的主要参数选择T减振器的扭转刚度Cα和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩 Tf是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩 和预紧转矩Ty等。TjTTj极限转矩为减振器在消退限位销与从动盘毂缺口之间的间隙△ 1(图2—15)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取TTj emaxTj

(1.2~1.4)Temax

2 〔3－19〕Tj=2.0Temax,则由所选车型可得：Tj=252N·m。2、扭转刚度是Cα为了避开引起系统的共振，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。2、扭转刚度是Cα为了避开引起系统的共振，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。Cα打算于减振弹簧的线刚度及其构造布置尺寸 (图2—15)。Cα=13Tj=13252=3276N·mrad3、阻尼摩擦转矩Tf由于减振器扭转刚度是，受构造及发动机Tf=(0.06-0.17)Temax 〔3-23〕T则取=15.12N·m。Tf4、预紧转矩Ty减振弹簧在安装时都有确定的预紧。争论说明，Ty增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Ty不应大于Tf，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停顿工作，一般取Ty=〔0.06-0.17〕TemaxTy=12.6N·m。寸，并设计减振弹簧以满足其减振性能的要求。1、减振弹簧的位置半径RoRo的尺寸应尽可能大些，如图311R (0.60~0.75)d 〔3-24〕0 2式中，dRo=0.61552=46.5mm。2、减振弹簧个数nn33选取。表3—3 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D／mm <225-250 250--325325--350>350减振弹簧数目 4-6 则依据摩擦片外径由上表取n=6。8～10>103、减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙△ 1或△2被消退，减振弹簧传递转矩到达最大值时，减振弹簧受到的压力 F为F T/R j

=252÷0.0465=5419.35N 〔3-25〕F=5419.35N〔一〕从动盘总成工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时轮齿的冲击。均匀，以减小磨损。1．轴向弹性从动盘的构造形式为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有：T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。这种构造主要应用在商用车上。〔1.0mm〕比从动片〔1.5mm〕薄，这种构造的轴向弹性较好，转动惯量较小，适宜于高6t利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。这种构造的弹性行程较大，弹性特性较抱负，可2.5L较高，传递转矩的力气大，主要应用于商用车上。从动盘毂它一般承受齿侧对的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可依据摩擦片DTemaxGB1144－74〔34〕。1.01.4〔35、45、40Cr，并经调质处理。为提高花键内孔外表硬度和耐磨性，可承受镀铬工艺：对减振弹簧窗口及从动片协作，应进展高频处理。花键选取后应进展挤压应力σj〔MPa〕及剪切应力τj〔MPa〕的强度校核：33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/N·m齿数n外径D′/mm花键尺寸内径d′/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm挤压应力σj/Mpa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2D=225mmTemax=125