汽车设计课程设计-福克斯轿车膜片弹簧离合器设计.docx

目录1 离合器方案的确定11.1 车型分析11.2 方案选择12 离合器基本参数的确定32.1 后备系数32.2 单位压力p032.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b42.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t53膜片弹簧的设计63.1 膜片弹簧的基本参数的选择63.2 膜片弹簧的弹性特性曲线74 离合器基本参数的优化94.1 摩擦片外径D（mm）94.2 摩擦片的内、外径比c94.3 后备系数94.5单位压力p094.6离合器单位摩擦面积滑磨功 95 离合器零件的结构选型及设计计算115.1 从动盘总成设计115.1.1 从动盘总成的结构型式的选择115.1.2 从动片结构型式的选择115.1.3 从动盘毂的设计125.2 离合器盖总成设计135.2.1 离合器盖设计135.2.2 压盘设计135.3离合器分离装置设计145.3.1 分离轴承145.3.2 分离套筒146扭转减振器的设计156.1 扭转减振器主要参数156.1.1极限转矩156.1.2 扭转刚度k156.1.3 阻尼摩擦转矩T156.1.4 预紧转矩Tn156.1.5 减振弹簧的位置半径R0156.1.6 减振弹簧个数Zj166.1.7 减振弹簧总压力F166.2 减振弹簧的计算166.2.1 减振弹簧的分布半径R1166.2.2单个减振器的工作压力P166.2.3 减振弹簧尺寸167 总结188 参考文献191 离合器方案的确定1.1 车型分析表1-1 车型参数参考车型最大转矩/转速福克斯159Nm/4000rpm1.2 方案选择本车选用干式摩擦式离合器,因为摩擦式离合器结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。而采用干式离合器是因为湿式离合器大多是多盘式离合器，用于需要传递较大转矩的离合器，而本车型不在此列。单片离合器因为结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底接合平顺，所以被广泛使用于轿车和中、小型货车，因此设计选择单片离合器，摩擦片数为2。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）膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。（2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，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，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。（4）膜片弹簧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）易于实现良好的通风散热，使用寿命长。（6）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。但膜片弹簧的制造工艺较复杂，对材料质量和尺寸精度要求高，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，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，本车选用膜片弹簧式离合器。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器又具有很多优点：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；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。综上所述，本次课程设计采用单片拉式膜片弹簧离合器。2 离合器基本参数的确定摩擦离合器是靠主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩 Tc 为：Tc=fFZRc式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取0.250.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc 为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即：TC=Temax式中，Temax为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。2.1 后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。各类汽车离合器的取值范围见表2-1。表2-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大质量小于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本次课程设计的对象属于城市代步轿车，故本次课程设计的后备系数范围为1.20-1.75，取=1.5。2.2 单位压力p0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。当摩擦片采用不用的材料时，P0取值范围见表2-2。表2-2 摩擦片单位压力P0的取值范围摩擦片材料单位压力P0/MPa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铁基金属陶瓷材料0.70-1.50P0选择：0.10P01.50MPa,本次设计选取P0=0.25MPa。2.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后备系数和单位压力P0，可估算出摩擦片的外径，即：D=312TemaxfZP0(1-c3)摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩Temax（Nm）按如下经验公式选用：D=KDTemax式中，KD为直径系数，取值范围见表2-3。表2-3 直径系数KD的取值范围车 型直径系数KD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本次设计的对象是属于乘用车，故KD=14.6，由车型分析可知改车型的发动机的最大扭矩：159Nm/4000rpm。故可算出摩擦片外径D=184.1mm。按Temax初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准汽车用离合器面片表2-4为我国摩擦片尺寸的标准。表2-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径160180200225250280300325350380405430内径110125140150155165175190195205220230厚度3.23.53.53.53.53.53.53.544440.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5350.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037故，摩擦片的尺寸为D=225mm, d=150mm, b=3.5mm, c=0.62,单位面积A0=302cm2。2.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表2-5表2-5 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50金属陶瓷材料0.4本次设计取f=0.30。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是单片拉式膜片弹簧离合器，因此Z=2。离合器间隙t 是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t 一般为34mm。取t=3mm。3膜片弹簧的设计3.1 膜片弹簧的基本参数的选择1. 截锥高度H与板厚h比值和板厚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Hh一般为1.52.0，板厚h为24故初选h=2.8, =1.5则H=1.5h=4.2.2.自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和比值当时，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Rc，即rRc=101.25mm 取mm，则mm。=92mm，其满足(r-)的要求3.膜片弹簧起始圆锥底角的选择汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角一般在范围内，本设计中 得在之间，合格。4. 分离指数目n的选取取为n=18。5. 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定r0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。rf应大于r0。取r0=29mm，rf=32mm6. 切槽宽度1、2及半径re取13.4mm, 2=10mm, 满足r-2发展。7. 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r1需满足下列条件：1R-R170r1-r6故选择R1=122mm，r1=105mm8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，国内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F1(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：F1=fx1=Ehx161-2lnR/rR1-r12H-x1R-rR1-r1H-x12R-rR1-r1+h2式中，E:弹性模量，钢材料取E=2.06Mpa； :泊松比，钢材料取=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，mm4 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能和参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。4.1 摩擦片外径D（mm）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过65-70m/s，即： vD=60nemaxD10-36570m/s 式（4-1）式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速（r/min）。取nemax=4000r/min，前面已知D=225mm,代入式（4-1）中可算得vD=47.1m/s6570m/s，由此可见，D=225mm满足要求。4.2 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，即：0.53c=dD0.70由此可见，选取c=0.667满足要求。4.3 后备系数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，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0。前面已经选取后备系数=1.50，满足要求。4.4 摩擦片内径d为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即：d2R0+50mm4.5单位压力p0为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力p0 根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0 的最大范围为0.101.50MPa。前面选取的p0 =0.25MPa满足要求。4.6离合器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，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即： =4WZ(D2-d2） 式（4-3）式中，为单位面积滑磨功（J/mm2）；为其许用值（J/mm2）；对乘用车：=0.40 J/mm2，对于最大总质量小于6.0t 的商用车：=0.33 J/mm2，对于最大总质量大于6.0t 的商用车：=0.25 J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式（4-4）计算：W=2ne21800（marr2i02ig2）ma 为汽车总质量（kg）；rr 为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步时所用变速器挡位的传动比；为主减速器传动比；为发动机转速（r/min)；计算时乘用车取 ，商用车取 。5 离合器零件的结构选型及设计计算5.1 从动盘总成设计5.1.1 从动盘总成的结构型式的选择从动盘总成主要由摩擦片、从动片、减振器和从动盘毂等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。从动盘总成应满足如下设计要求： 1) 转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2) 应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。 3) 应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。1、摩擦片选择摩擦系数稳定、工作温度、单位压力的变化对其影响要小，有足够的机械强度和耐磨性；热稳定性好，磨合性好，密度小；有利于结合平顺，长期停放离合器摩擦片不会粘着现象的。综上所述，选择石棉基材料。石棉基摩擦材料是由石棉或石棉织物、粘结剂（树脂或硅胶）和特种添加剂热压制成，其摩擦系数为0.250.3。 2、扭转减振器选用带扭转减振器的从动盘，从动片通常用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将其外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm，以减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢（如50）或65Mn钢板，热处理硬度3848HRC。图5-1-1 汽车膜片弹簧离合器压盘总成1.摩擦片 2.从动盘本体 3.从动盘铆钉 4.减振弹簧 5.减振器6.阻尼弹簧铆钉 7.从动盘毂 8.摩擦片铆钉5.1.2 从动片结构型式的选择从动片设计时，要尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向结构，这样的从动片有3种结构型式：1、整体式弹性从动片；2、分开式弹性从动片；3、组合式弹性从动片。选择整体式弹性从动片，它能满足达到轴向弹性的要求，生产率高。5.1.3 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，它装在变速器输入轴前端的花键上，一般采用齿侧定心的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45，40Cr等)，表面和心部硬度一般在2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB11441974选取。从动盘外径 D(mm)发动机最大扭矩 (NM)花键齿数n花键外径(mm)花键内径(mm)齿厚(mm)有效齿长(mm)22515010322 264302502001035284352802801035284403003101 10403 325503253801040325503504801 1040325553806001 104032560410720104536565430800104536565表5-1-1 花键轴规格表根据发动机最大转矩为159N.m，选取表5-1-1中红色一栏参数。表5-1-2 所选从动盘毂花键参数从动盘外径D/mm花键齿数 n花键外径D/mm花键内径d/mm齿厚b/mm有效齿长/mm挤压应力225103226243011.5花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。挤压应力计算公式： 挤压= 式中，P为花键的齿侧面压力()。它由下式确定：花键的齿侧面压力： 式中，分别为花键的内外径；Z为从动盘毂的数目；为发动机最大转矩；为花键齿数；为花键齿工作高度； 为花键有效长度。 5.2 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支承环等。5.2.1 离合器盖设计为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。5.2.2 压盘设计对压盘设计的要求：（1）压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温升，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，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，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离合器的彻底分离，厚度约为1525mm。（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应补低于1520 gcm。（4）压盘高度（从承压点到摩擦面的距离）公差要小。初步确定压盘厚度为15mm，外径230mm，内径145mm。材料为灰铸铁HT200铸成，密度为7.2 g/cm3。压盘的厚度初步确定后，应根据下式来校核离合器一次接合的温升t=Wmc式中，t 为压盘温升（），不超过810；c 为压盘的比热容，铸铁的比热容为481.4 J/（kg）； 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器，=0.5；5.3离合器分离装置设计5.3.1 分离轴承分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。5.3.2 分离套筒本设计使用的是适合拉式离合器的自动调心式分离轴承装置。轴承外圈与分离套筒外凸缘和外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动1mm左右。在外圈轴承不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可以减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承断面的磨损，是轴承不会出现过热而造成润滑脂流失分解。延长轴承寿命。另外，分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承室将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧与档环之间，再用弹性锁环卡紧，结构较简单。6扭转减振器的设计6.1 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验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。6.1.1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，Tj=(1.52.0) 对于乘用车，系数取2.0。则Tj=2.02.0159318（Nm）6.1.2 扭转刚度k由经验公式初选k Tj即kTj133184134（Nm/rad）6.1.3 阻尼摩擦转矩T可按公式初选TT（0.060.17）取T=0.1 =0.1210=15.9(Nm)6.1.4 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）且TnT15.9 Nm而Tn0.914.31Nm则初选Tn14.31Nm6.1.5 减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.7