拉式离合器设计说明书

1、离合器设计说明书学院： 班级： 姓名： 学号： 21目录：第1章：设计内容及要求第2章：主要设计参数第3章：离合器形式选择第4章：主要零部件的计算第5章：主要零部件的设计第6章：主要零部件的校核第7章：离合器其他机构设计第8章：设计小结第9章：参考文献第1章：设计内容及要求设计一辆总质量4215Kg的轻型载货汽车离合器。1.查阅相关资料，根据目前使用现状及整车质量参数，确定膜片弹簧离合器的结构形式，并对其他零件的传动形式进行确定。2.对压盘的温升，传力片膜片弹簧的强度进行校核。3.根据设计参数对主要零部件进行设计与强度计算。第2章：主要设计参数根据设计任务书，主要参数如下：发动机型号： 4JB

2、1-TC1发动机最大功率/KW 及转速r/min : 70/3400发动机最大转矩/N·m及转速r/min : 206/1700整车质量：4125Kg最高车速：98KM/h最大爬坡度：35%驱动形式：4×2后轮第3章离合器形式选择所设计车辆为一6t以下的轻型载货汽车，根据汽车设计：拉式膜片弹簧离合器具有结构简单，紧凑，零件数更少，无需中间支撑，可取消支撑环，摩擦损失小，传动效率高等优点。此外，相对于同等压盘尺寸的推式膜片弹簧离合器，拉式膜片弹簧离合器可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与转矩传递能力，而且不增大踏板力。传递相同转矩是可采用更小的的离合器直径。结合目前的汽车

3、使用状况，选择拉式膜片弹簧离合器。第4章 主要零部件的计算4.1摩擦片的计算车辆为一6t以下的轻型载货汽车，发动机最大转矩Temax=206N·m，根据汽车设计：离合器只设一片从动盘，则摩擦面数Z=2。发动机为四缸发动机，考虑到为轻型载货汽车，没有较多的恶劣工矿，根据汽车设计表2-1，取离合器后背系数=1.4。离合器静摩擦力矩Tc=·Temax=1.4×206=288.4N·m。根据汽车设计，摩擦片材料为石棉基材料：根据汽车设计表2-3，取摩擦因数f=0.23。根据汽车设计表2-2，取摩擦片单位压力P0=0.20Mp。根据汽车设计摩擦片内、外径之比c=d

4、/D,c=0.52-0.70，取c=0.63。根据汽车设计公式2-6，D=Tc=12 f ZP0D3(1-C3)312Temax(1-C3)ZP0f=254.48 mm根据表3-1，选择摩擦片的尺寸系表3-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数表外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444由D=254.48 mm取摩擦片摩擦片外径D=280mm，则内径d=165mm。校核摩擦片初选值，摩擦片外径D应使最大圆周速度

5、VD=65-70m/s；D=60nemaxD×10-3=60×3400×280×10-3=49.85m/s6570m/s满足设计要求。确定摩擦片参数如下：摩擦片外径D摩擦片内径d厚度b280mm165mm3.5mm4.2膜片弹簧参数计算1.膜片弹簧的弹性特性计算：根据膜片弹簧上载荷F1（N）与加载点间的相对轴向变形1（mm）间的方程： F1=f（1）=Eh161-2lnR/rR1-r12H-1R-rR1-r1H-12R-rR1-r1+h2根据汽车设计，1）截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择汽车离合器用膜片弹簧的Hh一般为1.52.0，板厚h为24，初选

6、h=3, =1.6则H=1.8h=4.8.2）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Rc=23R3-r3R2-r2=114.52mm对于拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc，即rRc=114.52mm取r=115mm，R/r=1.20，则R=138mm3）膜片弹簧起始圆锥底角的选择arctanH/(R-r)=arctan4.8/(138-115)11.8°，满足9°15°的范围。2校核膜片弹簧出选值1）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

7、支承点处，加载点间的相对轴向变形为1 (mm),根据膜片弹簧的弹性特性： F1=f（1）=Eh161-2lnR/rR1-r12H-1R-rR1-r1H-12R-rR1-r1+h2其中，E:弹性模量，钢材料取E=2.1×Mpa； :泊松比，钢材料取=0.3 R（mm）:自由状态下碟簧部分大端半径 r（mm）:自由状态下碟簧部分小端半径 R1（mm）:压盘加载点半径 r1（mm）:支承环加载点半径 H（mm）:自由状态下碟簧部分内截锥高度h（mm）:膜片弹簧钢板厚度2）利用MATLAB软件进行求解，程序如图3-1所示图3-1 MATLAB程序特性曲线如图3-2，所示图3-2膜片弹簧的弹性

8、特性曲线计算结果， 1M= 2.19mm 1N=6.74mm根据汽车汽车设计，为保证各工作点A、B、C有较合适的位置，应使1B1H=0.81.0即0.81BH(R-rR1-r1)1.0由上图可知1H=1M+1N2=2.19+6.742=4.25mm，1B=(0.81.0)1H0.81BHR-rR1-r1=4.25×0.81.04.8138-115135-116=0.891.0符合设计要求。3）为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6H/h2.29OH/（R-r）15O本设计中H/h=4.8/3=1.6和11.8O都符合离合器的设计要求。4） 弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围

9、，即1.2R/r1.35702R/h1003.5R/rO5.0根据所确定的参数可得R/r=138/115=1.2、2R/h=2×138/3=92、R/rO =138/35=3.94都符合上述要求。最终，膜片弹簧相关参数选取如下：截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角4,8mm3mm1811.8°4.3扭转减震器的设计1.极限转矩根据汽车设计，Tj=(1.52.0) 对于商用车，系数取1.5。则Tj=1.5×1.5×206309（N·m）2.扭转刚度k由经验公式初选k Tj即kTj13×3094017（N·m/rad）3.阻尼摩擦

10、转矩T根据经验公式，T（0.060.17）取T=0.1 =0.1×206=20.6(N·m)4.预紧转矩Tn减振弹簧在安装时预紧。Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）且TnT20.6 N·mTn（0.050.15）10.330.9 N·m则初选Tn18N·m5.减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2初选R0=55mm6.减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D250mm时，Zj=68考虑止动销等的布置，故取Zj=67.减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为F=TjR

11、0=30955×103=5.62 kN8.减振弹簧的分布半径R1根据汽车设计，R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故R1=R0=55mm9.单个减振器的工作压力PP=FZ=56208=702.5 N10.减振弹簧尺寸1)弹簧中径Dc，其一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm故取Dc=13mm2)弹簧钢丝直径dd=38PDc=38×702.5×12×580=3.33mm取d=3.5mm。式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpa3)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

12、布置尺寸R1确定，即k=k1000R12n=40171000×0.0552×8=166N/mm4)减振弹簧有效圈数i=Gd48Dc3k=8.3×104×3.3348×123×166=45)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)=66)减振弹簧最小高度=21.98mm7)弹簧总变形量l=Pk=702.5166=4.23mm8)减振弹簧总变形量=21.978+4.23=26.21mm9)减振弹簧预变形量l'=TnkZR1=18166×8×55×10-3=0.25mm

13、10)减振弹簧安装工作高度=26.21-0.25=25.96mm11)从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为=4.15°12)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3mm, 为41.45mm.13)限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm扭转减振器确定参数如下极限转矩Tj阻尼摩擦转矩T预紧转矩Tn减震弹簧位置半径R0减震弹簧个数Zj309Nm20.6Nm18Nm55mm6第5章 主要零部件的设计5.1从动盘总成设计1.摩擦片设计根据分析计算，摩擦片尺寸：外径D=280mm，则内径d=

14、165mm，厚度b=3.5mm材料选择石棉基材料，外缘开6-12个“T”形槽，形成许多扇形，两侧的摩擦片分别用铆钉铆接在波浪形钢片上，“T”形槽减小摩擦片发热引起的从动片翘曲。2.波浪形钢片设计波浪形钢片采用65Mn，厚度为1mm，硬度为40-60HRC，表面发蓝处理，设计个数为8。3.从动盘毂设计由变速器输入轴轴颈，根据汽车设计表2-7，选择从动盘花键参数如下：花键为矩形花键，齿数为10，外径D=40，内径d=32mm,齿厚t=4mm，有效齿长l=40mm。花键内表面镀铬处理，以增强硬度。从动毂采用45钢，经调质处理，表面和心部硬度为26-30HRC。减震弹簧窗口采用高频淬火处理。4.传动片

15、设计考虑到采用拉式膜片弹簧离合器，传动片材料采用50钢，厚度初选2mm，表面35-40HRC。5.扭转减震弹簧设计扭转减震弹簧材料为65Mn的弹簧钢线钢丝，根据计算，弹簧直径为 ，弹簧长度取32mm。5.2离合器盖总成的设计1.膜片弹簧的设计1)根据计算，膜片弹簧内径，外径分别取d=70mm ，D=272mm 。2)分离指数目n的选取,根据汽车设计，取为n=18。3）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=35mm，rf=38mm4）切槽宽度1、2及半径re取14mm, 2=8mm, 满足r-2,则

16、rer-2=116-8=104mm故取re104mm.5）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R1135mm， r1116mm.6）膜片弹簧材料根据机械工程材料，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA或50CrVA，选择50CrVA。7） 为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：拉式：（D+d）/4r1D/2根据所确定的参数可得（D+d）/4=111.25，D/2=140，r1=116。符合上述要求。8）根据弹簧结构布置的要求，应满足：1R-R17； 0r1-r6； 0rf- r04根据所确定的参数可知都符合弹簧结构布

17、置的要求。9）膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：3.5R1-rfR1- r19.0根据所确定的参数可得R1-rfR1- r1=135-38135-116=5.11符合设计要求。2.压盘设计根据汽车设计，离合器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，可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。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分离，厚度约为1525 mm 。初取厚度t=20mm。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，采用HT

18、200，硬度为170227HBS。3.支撑环设计根据汽车设计，支撑环安装精度要好，耐磨性要好，选用4mm的65Mn弹簧钢丝。4.离合器盖设计离合器盖应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程；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。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。根据汽车设计材料选择T10钢，厚度为t=3mm。第6章 主要零部件的校核6.1摩擦片校核计算1.单位压力P0根据所选摩擦片尺寸，摩擦片外径D=280mm，则内径d=165mm，厚度b=3.5mm 根据汽车理论，P0=12×TcD3(1-c3)=12

19、×278.1×0.2×2×2803×0.796=0.152MPa根据表2-2，摩擦片材料选择石棉基材料，范围为0.15-0.25MP，因此满足设计要求。2.单位摩擦面积传递的转矩Tc0=4TcZ(D2-d2）=4×278.1×2（2802-1652）=0.00346N·mmm2根据表2-5 ，Tc0=0.00346N·mmm2Tc0=0.0035N·mmm2，满足设计要求。3.单位摩擦面积滑磨功w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

20、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=2ne21800marr2i02ig2=2×3400218004215×0.31126.1422×5.5942=21889.24 J其中，m 为汽车总质量取4215kg；rr 为轮胎滚动半径0.311m；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比5.594；i为主减速器传动比6.142；n取发动机最大功率时转速(r/min), n=3400;w=4WZ(D2-d2)=4×421889.24×2(2802-1652)=0.27 Jmm2式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产

21、生的总滑磨功取21889.24J对于商用车：w=0.33Jmm2，则ww，满足设计要求。6.2膜片弹簧强度校核根据汽车理论，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tB为tB=E1-2re-r22-e-r+h2令dtBd=0,可求出tB达到极大值时的转角Pp=+h2(e-r)自由状态时碟簧部分的圆锥底角=11.8O =0.21rad中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=126.15mm。此时P=0.21+3/(126.1-115)/2=0.34rad离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为fp,计算时tB，应取p；如果f<p，则取f。在分离轴承

22、推力F2（N）的作用下，B点还受弯曲应力rB，其值为rB=6（r-rf)F2nbrh2式中，n为分离指数目（n=18）；br为一个分离指根部的宽度（br=21mm）。考虑到弯曲应力rB是与切向压应力tB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jB=rB-tB在这次设计中，膜片弹簧材料采用50CrVA，符合应力要求6.3压盘温升校核 根据公式，t=Wh(D2-d24)c=0.5×21889.2420×10-3×0.282-0.16524×7800×481.4=0.94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=21

23、889.24为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. =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=481.4 J/(kg·)；为铸铁密度，取7800 kg/m；为摩擦片外径取280；为摩擦片内径取165；h为压盘厚度，取=20 mm； 根据计算结构，满足压盘温升不超过810要求。64传动片强度校核传动片为50钢制成的钢片，承受压盘轴向移动时的交变载荷，简化为梁单元进行强度校核。传动片长度为24mm，宽度为7mm，厚度为2mm，两个铰接点之间的距离为15mm，计算弯曲应力。 根据弯曲时， max=MmaxWz，矩形截面抗弯系数Wz=bh26 ，b=7mm,h=2mm; Wz=7×4×10-664.67×10-6m3最大弯矩Mmax为膜片弹簧载荷最大时两个铰接点之间的力矩，根据膜片弹簧特性方程，Fmax=5.40KN，l=15mm,因此，Mmax=Fmax·l=8.1N·m, max=MmaxWz=8.14.6