汽车双片摩擦片离合器项目设计方案.docx

汽车双片摩擦片离合器项目设计方案第1章离合器的设计原理及其要求1.1离合器简介联轴器、离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分，共同被称为机械传动中的三大器。它们涉及到了机械行业的各个领域。广泛用于矿山、冶金、航空、兵器、水电、化工、轻纺和交通运输各部门。离合器是一种可以通过各种操作方式，在机器运行过程中，根据工作的需要使两轴分离或结合的装置。对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动件之间的摩擦来传递动力且能分离的机构。1.2汽车离合器的主要的功用1.2.1保证汽车平稳起步：起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离，然后离合器逐渐接合，由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象，可以使离合器传出的扭矩由零逐渐增大，而汽车的驱动力也逐渐增大，从而让汽车平稳地起步。1.2.2 便于换档：汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档，则原来啮合的一对齿轮因载荷卸除，啮合面间的压力大大减小，就容易分开。而待啮合的另一对齿轮，由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小，采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相等或接近相等，从而避免或减轻齿轮间的冲击。1.2.3防止传动系过载：汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。膜片弹簧离合器的优点：1、弹簧压紧力均匀，受离心力影响小2、即使摩擦片磨损，压紧负荷也不减小3、离合器结构简单，轴向尺寸小，动平衡性能好由于离合器上述三方面的功用，使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位。然而早期的离合器结构尺寸大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。因此为了克服上述困难，可以选择膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。第2章离合器设计的相关参数和要求设计涉及的车辆技术参数：某货车总质量，后桥驱动质量分配前轴占40%。后轴占60%。轴距，质心高度，要求设计最高车速，最低车速为。设计涉及的发动机参数；功率150马力即110KW，转速n=2000r/min，最大转矩Te max=545 N.m。基本参数主要有性能参数和P0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙t，最后还有摩擦因数f。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：1）能可靠的传递发动机的最大转矩。2）结合过程要平顺柔和，使汽车岂不是没有抖动和冲击。3）分离时要迅速彻底。4）离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻换挡是变速器轮齿间的冲击力并方便换挡。5）高速旋转时具有可靠的强度，应注意平衡免受离心力的影响。6）应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力。7）操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。第3章离合器摩擦片参数设计3.1离合器摩擦片参数设计基本原理摩擦离合器是靠存在于主从动部分摩擦表面尖的摩擦力矩来传递发动机扭矩的.离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为(2.1)式中f为摩擦面间的摩擦因数；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；单片摩擦离合器Z=2，双片摩擦离合器Z=4。假设摩擦片上工作压力均匀，则有 (2.2)式中p0为单位压力；D为摩擦片外径；d为摩擦片内径。摩擦片的平均摩擦半径RC根据压力均匀的假设，可表示为(2.3)当d/D0.6时，RC可相当准确地由下式计算 (2.4)则有：(2.5)式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.530.70之间。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 (2.6)式中，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。基本参数主要有性能参数和P0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙t，最后还有摩擦因数f。3.2离合器摩擦片参数设计计算3.2.1摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t表摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦片材料摩擦因数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0.70-1.50本离合器选取摩擦因数f为0.3本次设计为双片摩擦片离合器，所以取Z=4离合器间隙t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回拉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之间留有的间隙。该间隙t一般为3-4mm。3.2.2摩擦片外径D、内径d和厚度b的确定摩擦片外径D、内径d和厚度b是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命，它和离合器所需传递的转矩大小有一定关系。显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。发动机转矩是重要的参数，当按发动机最大转矩（Nm）来选定D时，有(2.7)式中，系数A反映了不同结构和使用条件对D的影响，可参考下列范围：小轿车A=47一般载货车A=36（单片）或A=50（双片）；本次设计选取A=50。所以求得D=330.23mm。离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm250280300325350380405430内径d/mm155165175190195205220230厚度b/mm3.53.53.53.54444c=d/D0.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351-c30.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积3024024665466787299081037根据离合器摩擦片尺寸系列和参数表取得：D=350mm；d=195mm；b=4mm；C=0.557；1-c3=0.8273.2.3离合器后备系数的确定后备系数是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择时，应从以下几个方面考虑：1.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；2.防止离合器本身滑磨程度过大；c.要求能够防止传动系2过载。通常轿车和轻型货车=1.21.75。本设计为总质量的轻型货车的离合器，参看有关统计质料“离合器后备系数的取值范围”（见下表2-2），并根据最大总质量不超过6吨的载货汽车=1.201.75，结合设计实际情况，故选择=2。表2-2离合器后备系数的取值范围车型后备系数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1.804.003.2.4离合器传递的最大静摩擦力矩TC3.5单位压力P0摩擦面上的单位压力P0的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P0较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压2力因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P0应随摩擦片外径的增加而降低。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。（2.8）由公式（2.8）的式中，f为摩擦因数取0.3；P0为单位压力（MPa）Z为摩擦面数取4；D为摩擦片外径取350；d为摩擦片内径取195；摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。3.3离合器摩擦片基本参数的校核3.3.1最大圆周速度式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取2000；为摩擦片外径径取350；故符合条件。3.3.2单位摩擦面积传递的转矩=(N/)式中，为离合器传递的最大静摩擦力矩1090.5；当摩擦片外径D325mm时，=0.0040N/，故符合要求3.3.3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0.101.50Mpa，由于已确定单位压力0.196Mpa，在规定范围内，故满足要求3.3.4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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W=()=()=2486.6(J)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)m为汽车总质量取5800kg；rr为轮胎滚动半径0.775m；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比6.0；i为主减速器传动比2.92；n为发动机转速2000r/min;=J/mm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2486.6J满足2。本设计取n=18，1=3.2mm；2=10mm。3.1.5支承圈平均半径l和膜片弹簧与压盘的接触半径Ll应略大于且尽量接近r，L应略小于R且尽量接近R。本设计取L=275mm，l=225mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为60Si2MnA，当量应力可取为17001900N/mm2。4.2绘制膜片弹簧的特性曲线根据工作压力F1和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形1关系式（4.4）画出F11特性曲线。设，则（4.5）已知，把数值代入得，由不同的计算出的及和，结果列表如下：表4-2载荷F与变形之间的关系0.10.20.40.60.81.0261.21.41.61.8962.00.0710.1310.2200.2740.3020.3100.3070.2990.2950.3120.328mm0.210.420.841.261.682.152.522.943.363.984.20N8121494250831293443353934993414336735593743画出F11特性曲线，如图4.2。图膜片弹簧的F1-1弹性特性曲线4.3确定膜片弹簧的工作点位置取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为，由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力：校核后备系数：离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为压盘的行程，故离合器刚开始分离时，压盘的行程，此时膜片弹簧大端的变形量为摩擦片磨损后，其最大磨损量，故4.4求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷F2由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力F2时膜片弹簧压盘接触处的变形1和F2的关系式（4.6）取则得4.5求分离轴承的行程2由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形1和小端分离轴承处的轴向变形2的关系式，取得，宽度系数在F2力作用下膜片弹簧的小端变形2由两部分组成：在F2力作用下，由于压盘接触处膜片弹簧的轴向变形1而引起的小端变形2，以及因分离指受F2力作用引起的弯曲附加变形。即（4.7）代人有关数值，得，则4.6膜片弹簧强度校核膜片弹簧的大端的最大变形（离合器彻底分离时）。（4.8）代人有关数值，得=1700故满足强度要求。4.7膜片弹簧材料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求，需进行一系列热处理。为了提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理，即沿其分离状态的工作方向，超过彻底分离点后继续施加过量的位移，使其过分离38次，并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理，即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面，使表层产生塑性变形，形成一定厚度的表面强化层，起到冷作硬化的作用，同样也可提高疲劳寿命。为提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频感应加热淬火或镀铬。为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC，分离指端硬度为5562HRC，在同一片上同一范围内的硬度差不大于3个单位。碟簧部分应为均匀的回火托氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过厚度3。膜片弹簧的内外半径公差一般为H1l和h11，厚度公差为0025mm，初始底锥角公差为10。上、下表面的表面粗糙度为1.6m，底面的平面度一般要求小于0.1mm。膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm。第5章扭转减震器的设计计算5.1扭转减震器主要参数的选择5.1.1极限转矩有减震弹簧的最大变形量来确定，它规定了其作用的转矩上线，极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。=（1.52.0）（4-15）式中的微型货车取=1.5=1635N.m5.1.2扭转刚度为了避免引起系统的共振，要合理选择减震器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。决定于减震器弹簧得线刚度及其结构布置尺寸。设减震弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为T=1000K（4-16）式中，T为是从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩:；K为每个减震弹簧的线刚度；为减震弹簧的个数；为减震弹簧位置半径。根据扭转减震器扭转刚度的定义，=则=1000（4-17）式中，为减震器扭转刚度设计时可按经验来处选取13本设计中取=20000N.m/rad5.1.3阻尼摩擦转矩T由于减震器扭转刚度T，受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选T=（0.060.17）(4-18)本设计中初选T=80N.m5.1.4预紧转矩T减震弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，T增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是T不应大于T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故取T=（0.050.15）T，本设计中初选T=70N.m5.1.5减震弹簧的位置半径RR的尺寸引进可能大些，一般取R=（0.600.75）（4-19）式中的d为摩擦片的直径。本设计中取R=120mm5.1.6减震弹簧的个数Z摩擦片外径为350mm，减震弹簧的个数可取46本设计中Z=65.1.7减震弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙1与2被消除，减震弹簧传递转矩达到最大值时，减震弹簧收到的压力F为：F=/（4-20）得到F=2121N第6章从动盘总成设计计算从动盘有两种结构形式，带扭转减震器的和不带扭转减震器的，本次设计从动盘为带扭转减震器的形式。从动盘总成设计时应满足一下几个方面的要求：为了减少变速器换挡是轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；为了保证汽车平稳起步，摩擦面上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了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震器；具有足够的抗暴裂强度。6.1从动片设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能的靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做的比较薄，通常使用1.32.0mm厚的钢板冲制而成。本次设计的微型货车，故取从动片厚度为1.5mm。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弹性的结构。这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种型式的优缺点，本次设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。6.2从动盘毂发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入轴的花键结合方式采用齿侧定心的矩形花键。设计花键的结构尺寸时参照国标GB1144-1974的花键标准表5-1从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径mm发动机最大转矩N.m齿数n外径mm内径mm齿厚mm有效齿长mm挤压应力M160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数：n=10；花键外径：D=32mm；花键内径：d=26mm；齿厚：B=4mm；有效齿长：l=30mm。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。有公式：（5-1）式中：P-花键的齿侧面压力，由下式确定：P=（5-2）式中：d，D-花键的内外径，；Z-从动盘毂的数目；-发动机的最大转矩，N.m；-花键齿数；-花键工作高度，（D）2；-花键有效长度，。由已知条件：P4876N5.4M从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20MPa。故所选花键尺寸满足要求。第7章压盘和离合器盖得设计7.1压盘几何尺寸的确定在摩擦片的尺寸确定以后，与它摩擦相接触的压盘内外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：1）压盘应具有足够的质量，以增大热熔，减少升温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设各种形状的散热筋或鼓风筋，以以帮助散热通风，使每次结合时的温升不至于过高：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少受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及离合器的分离，厚度约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不低于1520g.cm。4）压盘高度公差要小。鉴于以上原因，本次设计压盘厚度取20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器结合一次的温升，它不应超过810。校核公式：（5-4）式中：-温升，；L-滑磨功，N.m；-分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘=0.50；C-压盘的热容量，对于铸铁压盘：c=481.4J/(Kg.K)；m-压盘质量，Kg。m=v=7.03.14（0.2250.2250.150.145）40.020=2.78Kg=9.810符合要求7.2离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。对离合器盖结构设计的要求：1）应具有足够的刚度，否则将会影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减少压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此采取以下措施：适当增大盖得板厚，一般为2.54mm。2）应与飞轮保持良好的队中性，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，防止摩擦表面温度过高，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。经以上叙述与实物类比，本次设计取厚度4mm。7.3支承环支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用34mm的碳素弹簧钢丝。本次设计取4mm。第8章离合器的操纵系统设计本次离合器的操纵系统采用机械操纵的方式8.1对离合器操纵机构的基本要求1）踏板力要尽可能小，2）踏板行程一般在80150mm内，最大不要超过180mm。3）应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后，分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度，传动效率要高，工作可靠，寿命长，维修保养方便。8.2踏板位置离合器踏板位置以人体左右对称中心向左移动80100mm，作为离合器踏板中心线的位置。8.3踏板行程踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即S=+=（6-1）式中为分离轴承的自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程一般为2030mm；本次取20mm。Z为摩擦片面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，双片：=1.72.6mm，本次取2mm。=90mm、a=280mm、=90mm、=80mm、=18mm、=71mm为杠杆