汽车离合器设计.doc

目 录第一章 绪论31.1 前言31.2 课程设计目的31.3 设计要求41.4 技术参数及设计要求51.5 设计步骤5第二章 离合器摩擦片参数的确定62.1 后备系数62.2 单位压力62.3 离合器传递的最大静摩擦力矩62.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t62.5 摩擦片参数的选择72.5.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b72.6 离合器基本参数的校核82.6.1 最大圆周速度82.6.2 直径误差82.6.3 单位摩擦面积传递的转矩82.6.4单位摩擦面积滑磨功8第三章 膜片弹簧的设计103.1 膜片弹簧的基本参数的选择103.1.1 截锥高度H与板厚h和板厚h的选择103.1.2 自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择103.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角的选择103.1.4 分离指数目n的选取103.1.5 切槽宽度、及半径103.1.6 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定103.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择113.1.8 膜片弹簧材料123.2 膜片弹簧的弹性特性曲线133.3 膜片弹簧的相关参数如表3-113第四章 扭转减振器的设计144.1 扭转减振器主要参数144.1.2 扭转刚度k144.1.3 阻尼摩擦转矩154.1.4 拉紧力矩154.1.5 减振弹簧的位置半径154.1.6 减振弹簧个数Z154.2 减振弹簧的计算164.2.1 减振弹簧的分布半径R164.2.2 单个减振器的工作压力P164.2.3 减振弹簧尺寸16第五章 离合器其它主要部件的结构设计195.1 从动盘毂的设计195.2 从动片的设计205.3 离合器盖结构设计的要求：205.4 压盘的设计215.5 压盘的结构设计与选择21第六章 参考文献23第一章 绪论1.1 前言对于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，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，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、压紧机构和操作机构等四部分。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。1.2 课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了汽车构造、汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。1.3 设计要求通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计的汽车离合器应满足如下基本要求： （1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。为此，离合器的摩擦力矩应大于发动机最大扭矩；（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。 （3）分离时要迅速、彻底。 （4）离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。 （5）应具有足够的吸热能力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。 （6）应避免汽车传动系共振，具有吸收震动、缓和冲击和减小噪声能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳，尤其是对城市行驶的轿车和公共汽车，非常重要； （8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。 （9）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，摩擦衬面磨损在一定范围内时，要能通过调整，使离合器正常工作（10）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。 （11）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。1.4 技术参数及设计要求表1.1 车型参数爬坡度最大功率/转速最大转矩/转速车身 总质量一档 传动比主减 速比4574kw/52000rpm155Nm/38000rpm1140kg3.4554.111本次设计要求如下：（1）离合器装配图一张 视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。（2）零件图（四号图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。1.5 设计步骤（1）熟悉离合器结构及相关理论知识。（2）根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。（3）绘制离合器总成装配图。（4）绘制主要零件图。（5）编写设计说明书。第二章 离合器摩擦片参数的确定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 根据设计要求本次课程设计的后备系数范围为1.20-4.0，取=1.2。2.2 单位压力 当摩擦片采用不用的材料时，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/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0.70-1.50 选择：,本次设计选取2.3 离合器传递的最大静摩擦力矩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2-3表2-3 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=0.20。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双片推式膜片弹簧离合器，因此Z=4。离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、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结合，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。本次设计取t=3mm。2.5 摩擦片参数的选择2.5.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b 摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。D= =178mm (2-1)取D =180mm离合器摩擦片尺寸系列和参数表2-4外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037摩擦片标准系列尺寸，取 。2.6 离合器基本参数的校核2.6.1 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4000； 为摩擦片外径径取180；故符合条件。2.6.2 直径误差 摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，本次设计取c = =0.694 ,代入（2-1）中 得D=176mm, D与D的误差在13mm之间，符合要求。2.6.3 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186； 式中，为单位摩擦面积传递的转矩（Nm/）；为其许用值（Nm/），按下表2-5选取。表2-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm0.280.300.350.40当摩擦片外径D210mm时，=0.28N/0.0008N/，故符合要求2.6.4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 = () = () = 11143.0(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1140kg； rr 为轮胎滚动半径0.3m； i为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.455； i为主减速器传动比4.111； n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min;w = = = 0.38J/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11143J满足w =2,则=r-2=100-10=90mm故取80mm.3.1.6 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 和需满足下列条件：故选择115mm， 106mm. 校核： (压紧) (分离) (压紧) (分离)故满足条件。3.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图3.1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且。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，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。图3.1 膜片弹簧工作点位置3.1.8 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。3.1.9 膜片弹簧强度计算与应力校核 分析表明，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。由参考文献1P65可知B点的应力为=E/（12）/r(e-r) 2/2（e-r）+h/2 令对的导数等于零,可求出达到极大值时的转角 =+h/(e-r)/2 自由状态时碟簧部分的圆锥底角=0.245 rad; 中性点半径e=(R-r)/(R/r)=（96-82）/(96/82)=108.629 mm。此时 =0.245+3/(108.629-82)/2=0.386 rad 离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为 f=2*1f /(R1-r1)/2=2* 1.4/（90-82）/2=0.088rad 此时，则计算时取，所以 =2.1100000/（1-0.32）/80（108.629-98）0.0882/2-（108.629-98）0.245+6/2 0.088=-753.55（） 为一个分离指根部的宽度, =2r/n=23.1482/18=28.6 mm。所以 =6（82- 35）675.2/（1828.662）=102.7（） 考虑到弯曲应力是与切向压应力相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度理论，B点的当量应力为 =102.7（753.55）=856.25（） 在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA，所以=846.25符合jB15001700MPa的强度设计要求。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。 向变形为(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=2.06Mpa； b泊松比，钢材料取b=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； 压盘加载点半径，mm； 支承环加载点半径，mm； h膜片弹簧钢板厚度，mm。 图形如下：图3.2 弹性特性曲线3.3 膜片弹簧的相关参数如表3-1表3-1截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角4.8mm2.4mm1814第四章 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数 4.1.1 带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式:图4.1 带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片7减振盘；8限位销 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。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，T=(1.52.0) 其中，对于乘用车，系数取2.0。 则 T=2.02.0155310（）4.1.2 扭转刚度k 由经验公式初选k 即kT133104030（Nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦转矩 可按公式初选（0.060.17）取 =0.1 =0.1155=15.5()4.1.4 拉紧力矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 满足以下关系：（0.050.15）且15.5 而（0.050.15）7.7523.25 则初选20Nm4.1.5 减振弹簧的位置半径的尺寸应尽可能大些，一般取=(0.600.75)d/2则取=0.65d/2=0.65125/2=40.6(mm),可取为42mm.4.1.6 减振弹簧个数Z表4-1 减振弹簧的选取摩擦片外径 当摩擦片外径D250mm时，Z=46故取=44.1.7 减振弹簧总压力F 当减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力F为FT/R0310/(42)7.38(kN)4.1.8 极限转角 本次设计= 4.2 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R R的尺寸应尽可能大些，一般取R=(0.600.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故R=0.65d/2=0.65125/2=40.625(mm)，即为减振器基本参数中的R4.2.2 单个减振器的工作压力PP= F/Z=7380/41845(N)4.2.3 减振弹簧尺寸1）弹簧中径D 其一般由布置结构来决定，通常D=1115mm故取D=12mm2）弹簧钢丝直径dd=4.84mm式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpad取5.0 mm3）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k=407.4(N/)4）减振弹簧有效圈数 弹簧的切变模量，E=19600,GB/T 123676，表30.2-4 所以 =4.55）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=+(1.52)=6 减振弹簧最小高度=33mm 弹簧总变形量mm 减振弹簧总变形量=33+4.52=37.52mm 减振弹簧预变形量=0.201mm 减振弹簧安装工作高度=37.52-0.201=37.31mm6）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。所以可取为3.8mm, 为72mm.7）限位销直径 按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm8）选择旋绕比，计算曲度系数 根据下表选择旋绕比表4-2 旋绕比的荐用范围d/mmC 确定旋绕比，曲度系数扭转减振器相关参数表4-3极限转矩阻尼摩擦转矩预紧转矩减振弹簧的位置半径减振弹簧个数216 Nm10.8 Nm10 Nm46mm4第五章 离合器其它主要部件的结构设计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T表5-1 从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0 本次设计D = 180 mm ，T= 155Nm 故选择花键类型为：摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm1806910262132011.6 花键尺寸选定后应进行挤压应力 ()及剪切应力()的强度校核： 式中： ，分别为花键外径及内径，mm； n花键齿数； ，b分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm； z从动盘毅的数目； 发动机最大转矩，N.mm。 从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。 由表3-1选取得： 花键齿数n=10； 花键外径D=26mm； 键内径d=21mm；键齿宽b=3mm； 有效齿长l=20mm；挤压应力=11.6MPa； 校核计算如下： =6.60MPa； =4.99MPa；符合强度得要求。5.2 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，以避免传动系共振，并缓和冲击。 本次设计初选从动片厚度为2mm5.3 离合器盖结构设计的要求： 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