离合器设计结果

1、华 北 水 利 水 电 学 院汽车设计课程设计任务书设计题目：乘用车整车设计专 业： 机械设计制造及其自动化班级学号： 200905927 姓 名： 黄 凯 强 指导教师： 郭 朋 彦 设计期限： 2012年1 月 7日开始2012年 1 月18日结束机械学院2013年1月4日一设计的目的和意义课程设计题目乘用车整车设计是针对2009级汽车方向汽车设计课程设计而设置的。设置本选题具有以下的目的和意义：1.通过对轻型乘用车的设计，可以使我们的理论知识更扎实，加深我们对于汽车构造、汽车理论、汽车设计等专业知识的理解，同时使我们学到的理论知识得以应用。2.在设计的过程中，需要对参考车型的零部件进行了

2、解、分析、设计、建模与装配、验证等这个过程，可以使我们了解产品的研发过程，位我们步入工作岗位，快速适应工作打下良好的基础。3.本次设计运用三维设计软件CATIA、UG、Pro-E、Solidworks、Solidedge进行建模和仿真，使我们有机会学习和应用目前三维软件领域最为领先的软件的具体操作，了解行业最前沿，同时使用三维软件进行设计可以缩短产品开发周期，提高设计质量。二、设计参数1. 加速时间(0100 km/h)：11.8s；2. 最小转弯半径：5.3m；3. 整备质量：1457kg；4. 满载质量：1940kg；5. 最高车速：190km/h；6.外形尺寸（长X宽X高）：4850mm

3、X 1795mmX 1475mm；7 轴距：2775mm；8前轮距：1560mm；9后轮距：1560mm；10. 最小离地间隙：135mm；11. 行李箱容积：506L；12. 燃油箱容积：70L；13驱动方式：前置前驱，发动机横置；14：供油方式：多点电喷；15发动机排量、燃油、气缸排列型式、进气型式： 2000mL、汽油 93号(北京92号)、L型、自然吸气式；16压缩比、环保标准、缸体材料：10:1、国4、铝合金；17. 最大功率/转速：100kW/ 5600r/min(rpm)；18.最大扭矩/转速：190Nm/ 4400r/min(rpm)；19. 转向助力：电子液压；20. 前制动

4、类型、后制动类型、手刹类型：通风盘、盘式、机械驻车制动；21制动距离（(1000km/h)）：42.27m；22前悬挂类型、前麦弗逊式独立悬架；23.后悬挂类型：后多连杆式独立悬架；24轮胎规格：205/65 R16。三课程设计内容1.分组进行、每组课设内容不相同：依据总体设计、离合器设计、变速器设计、转向驱动桥设计、从动桥和车轮设计、前麦弗逊式悬架设计、后多连杆式悬架设计、制动系统设计、转向系统设计共分成9组进行，要求各组分别进行计算、设计和三维建模，并独立设计出各自的内容，最后能够形成完整的装配图。2.各组的设计包括两个部分：（1）各总成组成部分的形式分析，参数选择；（2）各总成组成部件的

5、结构设计与计算。（3）各总成组成零部件三维实体模型的建立与整体装配。（4）有余力同学建议进行各零件运动学仿真、干涉分析、有限元分析和工程图的生成。四设计方法1.零部件的选型：即根据使用情况，初步确定零部件的形式。2.参数计算与设计：根据总体设计要求，选择各参数，并进行相关的强度、刚度、疲劳等校核，最终确定出零部件的各个合理参数。该步骤是设计的关键步骤。3.计算机三维造型：根据理论计算的主要参数，对所设计部件各零件和总成进行三维造型和装配，要遵循三维造型的原则，注意造型细部规划，并按照软件设计小组的要求进行相关格式的转变。该步骤是设计的重要组成部分。五设计成果要求1.设计组成果的提交（1）设计计

6、算说明书：各组提交本组课程设计说明书一份。说明书要求内容简洁完整、排版整齐、条理清楚、文字通顺、书写规范。含目录、摘要、正文、总结等。要求正文字数应在7000字以上，要求将三维模型抓图后放到说明书中。提交纸质版和电子版。（2）三维模型：各组需要提交各自总成的三维模型和装配模型（并确保在整车上装配没有问题），总体设计组应提交整车三维模型。提交电子版。2.每个同学成果的提交（1）自己的设计说明书部分（要求将三维模型抓图后放到说明书中），提交纸质版和电子版。（2）自己做的三维模型，提交电子版。（3）将各自的说明书纸质版打印、装入档案袋；档案袋上写明学号、姓名及所装内容。六考核提交成果时，对个人设计内

7、容及小组设计内容进行现场提问和答辩，包括参数选择，计算方法及建模过程等。七课程设计进程表（时间：第1920周）1.7 星期一根据课题内容进行调研，查找与课题相关的参考文献和资料、熟悉各小组总成的构造、原理、设计方法，熟悉三维设计软件等。1.8 星期二确定参数，并开始进行设计计算1.9-1.10星期三、星期四计算并设计离合器主要结构参数，并将计算结果整理成word文档。1.11-1.15星期五星期二结构设计和三维建模1.16-1.17星期三、星期四装配及仿真1.18星期五整理数据和模型，提交成果和参与答辩。离合器设计目录一、膜片弹簧设计41.比值H/h和h的选择42. R/r的比值和R ，r的选

8、择43. 底锥角54. 压盘加载点55. 根据弹簧结构要求56. 膜片弹簧杠杆比67. 膜片弹簧工作点位置的选择68. 分离指数目n的选择79. 切槽宽度1、2及半径 re的确定710.膜片弹簧的应力计算711.膜片弹簧结构参数汇总8二、扭转减震器的设计81.扭转减震器主要参数的设计与选择81）极限转矩82）扭转角刚度93）阻尼摩擦转矩94）预紧转矩95）减振弹簧的位置半径106）减振弹簧个数107）减振弹簧总压力108）极限转角102.扭转弹簧的设计10三、离合器操纵机构的设计111.离合器操纵机构盈满住的要求112.操纵机构结构形式的选择123.离合器操纵机构的设计计算12四、离合器主要零

9、部件的设计141、 从动盘总成的设计141)从动盘总成142)从动盘毂143)离合器输出轴的设计154)从动片的设计165)摩擦片外径D、内径d和厚度b162、离合器盖总成161）离合器盖结构设计162）压盘的设计173）传动片设计174）分离轴承设计185）飞轮设计18五、三维建模18参考文献：25一、膜片弹簧设计1.比值H/h和h的选择 比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。当H/h<2 时，F(1) 为增函数；当H/h= 时，F(1)有一极值，该极值点恰为拐点；当H/h>2 时， F(1)有一极大值和一极小值；当H/h=2 时，F(1) 的极小值落在横坐标上。为保证离合器压

10、紧力变化不大和操纵轻便，离合器的使用性能的要求汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.62.2，板厚h为24mm。即 1.6 H/h2.21. 2. 3. 4. 5. 图 膜片弹簧的弹性特性曲线初取： H/h=1.8 h=3mm 则H=5.42. R/r的比值和R ，r的选择研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高，弹簧各部分有关尺寸的比值应在一定的范围内，即 1.20 R/r1.35702R/h1003.5 R/r05.5取：2R/h=80 则 R=120mm取：R/r=1.25 则 r=96mm取：R/r0=4 则 r0=30mm3.

11、底锥角弹簧的H/h与初始底锥角H/（R-r）应在一定的范围内，即：9°H/（R-r）15°则：=arctanH/（R-r）=arctan5.4120-96=12.68°4. 压盘加载点为了使膜片弹簧上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧离合器的压盘加载点r1应该位于摩擦片平均半径与外半径之间，即：拉式： （D+d）/4r1D/2参照摩擦片设计 ：D=200 d=140 则93.78r11005. 根据弹簧结构要求R1与R、r1与r、rf与r0之差应该在一定的范围内，即： 1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 取：R-R1=3 则： R1=117mm取：r1-r

12、=4 则： r1=99mm 符合要求取：rf-r0=2 则： rf=32mm6. 膜片弹簧杠杆比膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用因此杠杆比应在一定的范围内，即 推式： 2.3r1-rfR1-r14.5 拉式： 3.5R1-rfR1-r19.0 3.5 R1-rf R1-r1=117-36117-99=4.59.0 所以符合要求7. 膜片弹簧工作点位置的选择 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1(mm),膜片弹簧的弹性特性如下式表示：F1=f1=E1 61-2lnRrR1-r12(H-1 R-rR1-r1)(H-1 2R-rR1-r1)+h2

13、 （7-1）式中： 膜片弹簧在离合器压盘支承处的载荷（N） 膜片弹簧在压盘支承处的变形量（mm）弹性模量 取MPa材料的泊松比 取对（7-1）代入数据求导得：凸点1 =2.68mm F1= 10443.763N 凹点1 =5.495 F1=7761.221N膜片弹簧工作点位置如下图所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H=（1M+1N）/2。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1B=（0.81.0）1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。8. 分离指数目n的选择 分离指数目n常取为18，大尺寸膜片

14、弹簧可取24，小膜片弹簧可取12。 取：n=18。9. 切槽宽度1、2及半径 re的确定 1=3.2-3.5mm，2=9-10mm, re的取值应满足r-re2 取：1=3.4mm, 2=9mm，re=90mm，满足r-re210.膜片弹簧的应力计算B点的应力最大 e=R-rlnRr=120-96ln1.25=108mm p=+h2e-r=12.68°+32(108-96)=12.81° B=E（1-2）re-r22-e-r+h2=-2098.4 Mpa br=2r018=2×3.14×3418=11.86mmF2=R1-r1r1-rfF1=117-99

15、99-36×10443.763=2983.92NrB=6(r-rf)nbrh2F2=1074.2MpajB=rB-B=1074.2-2098.4=-1072.1Mpa jBjB=1700Mpa 符合要求11.膜片弹簧结构参数汇总 RR1rr1r0rfhH1201179699343635.412.68二、扭转减震器的设计1.扭转减震器主要参数的设计与选择1）极限转矩极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它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) T，一般乘用车：系数取2.0

16、即 T = 2 T = 380 N·m 减震器尺寸简图2）扭转角刚度K 13T=13*380=49403）阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度k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地消振，必须合理选择减振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)T 取T= 0.1T = 19 N·m4）预紧转矩减振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，扭转减振器将提前停止工作，故取 T= (0.050.15)T 取T = 0.1T =19

17、 N·m5）减振弹簧的位置半径 R0 的尺寸应尽可能大些，一般取 R =(0.600.75)d/2 R0 = 0.75d/2 = 52.5mm 6）减振弹簧个数Z参照摩擦片外径D = 200 mm ，可选择Z为46，选取Z=47）减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值T时，减震弹簧受到的压力F为F = T/R =380000Nmm/52.5 = 7238 N 8）极限转角本次设计 取10°。2.扭转弹簧的设计 根据文献4表5-4查得如下表5-1.1）取弹簧钢丝直径d=5mm2）弹簧指数比c=63）曲度系数K=1.254）弹簧中径D

18、m=16mm5）外径D=Dm+d=21mm6）弹簧总圈数n=i+1.57）工作负荷下变形f=P/K=308）n=i+1.5=69)f=1.510)=(n-0.5)d+f+f+0.2=99.211.H=-f=30表5-1压簧的计算公式表三、离合器操纵机构的设计汽车离合器操纵机构是驾驶员用来控制离合器分离又使之柔和结合的一套机构。它始于离合器踏板，终止于离合器壳内的分离轴承。由于离合器使用频繁，因此离合器操纵机构首先要求操作轻便。轻便性包括两个方面，一是加在离合器踏板上的力不应过大，另一方面是应有踏板形成的校正机构。离合器操纵机构按分离时所需的能源不用可分为机械式、液压式、弹簧柱历史、气压助力机械

19、式，气压助力液压式等等。1. 离合器操纵机构盈满住的要求1） 踏板力要尽可能小，乘用车一般在80150N范围内，商用车不大于150200N。2） 踏板行程一般在80150mm范围内，最大不应超过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。6） 传动效率要高。7） 发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8） 工作可靠、寿命长，维修保养方便。2. 操纵机构结构形式的选择 机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。杆系结构简单，工作可靠，广泛应用于各种汽车中。但其质

20、量大，传动效率低，发动机的振动或车架的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时，布置较困难。绳索操纵机构可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构；但其寿命较短，机械效率仍不高，多用于发动机排量小于1.6L的乘用车中。 液压式操纵机构主要由吊挂式离合踏板、主缸、工作缸、管路系统和回位弹簧等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板。驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作、离合器结合较柔和等优点，故广泛应用于各种形式的汽车中。本次设计选用液压式操纵机构。3. 离合器操纵机构的设计计算离合器液压式操纵机构示意图，如下图所示。 图 6-1 液压式操

21、纵机构示意图踏板行程S由自由行程S1工作行程S2两部分组成，即S=S1+S2=S0f+ZSC2C1a2b2d22a1b1d12 式中 S0f分离轴承的自由行程，一般为1.5 3.0mm; S1 踏板上的自由行程，一般为20 30mm； d1、d2主缸和工作缸的直径； Z 摩擦面面数； S离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：S =0.85 1.30mm a1、a2、b1、b2、c1、c2杠杆尺寸。 踏板力Ff为 Ff = F'i+ Fs式中 F'为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力； i 操纵机构总传动比， i = a2b2d22a1b1d12; 机械效率，液压式： = 80

22、% 90%； Fs克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，初步设计时，可忽略之。不考虑回位弹簧的作用，分离离合器所作的功WL为 WL =0.5 (F'+ F1)ZS式中 F1为离合器接合状态下压紧弹簧的总压紧力。 在规定的踏板力和行程的允许范围内，驾驶员分离离合器所做的功不应大于30J。工作缸直径d2的确定，与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其管接头的密封要求，最大允许油压一般为58 MPa a1=150mm, a2=50mm, b1=50mm, b2=100mmc1=13mm, c2=68mm, d1=24mm, d2=28mm由公式 Ff = F'i+ Fs可得

23、 Fs=0, =85% F=3325.223 N i = a2b2d22a1b1d12=150*100*68*28250*50*13*242=42.72 Ff=F'i=3325.23342.72*85%=91.57892 N 由公式 WL =0.5 (F'+ F1)ZS 得 WL =0.5 (F'+ F1)ZS =0.585% 3325.233+ 18402.7562*1=25.56 KJ由公式 S=S1+S2=S0f+ZSC2C1a2b2d22a1b1d12=2+2*16813150*100*28250*50*242=101.77102 m四、离合器主要零部件的设计1

24、、 从动盘总成的设计1) 从动盘总成从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。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：a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。b 从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。c 应安装扭转减震器，以避免传动系共振，并缓和冲击。2) 从动盘毂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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T由表6-2选取。从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动

25、时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0 1.4 倍的花键轴直径。从动盘毂一般采用锻钢（如35,45,40Cr等），并经调质处理，表面核心硬度一般在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接合处，应进行高频处理。表7-1 从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(N·m)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/mm11860491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.3250196103528

26、43510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0本次设计D = 200 mm ，T= 190 N·m 故选择花键类型为：花键联接的强度条件为:p= 2T×103Zhldm=55.4MPa < p故满足要求。 表 7-2摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(N·m)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/mm20010810292342511.13) 离合器输出轴的设计 a选材40Cr调质钢可用于载荷较大

27、而无很大冲击的重要轴，初选40Cr调质 。 b确定轴的直径式中，A为由材料与受载情况决定的系数，见表3.11:表 7-3轴常用几种材料的及A值轴的材料Q235-A，20Q275，35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr131525203525453556A14912613511212610311297取A=110, n 为轴的转速,n=4400 r/min，则d = 25.6mm ，取d = 29mmc.离合器输出轴的校核 因轴主要承受扭转作用，故轴的扭曲强度为：t= TWT T0.2d3= 1900.2×(28×10-3)3=43.2

28、8MPa < tt=(35 56)MPa所以轴满足要求。4) 从动片的设计从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳钢板（如50号）或低碳钢（如10号）。一般厚度为1.32.5mm，表面硬度为3540HRC。本次设计取从动片厚度为2mm。5) 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。D= =185mm 参照下表 ：取D =200 mm当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.530.70之间来确定。取c = d/D = 0.7 ，d = 0.7D = 0.7200 = 140 mm 摩擦

29、片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三种。取b = 3.5 mm 。T = T= 1.35140 =189 N.m下表为我国摩擦片尺寸的标准。 表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm160180200225250280300内径d/mm110125140150155165175厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.5单位面积/cm31061321602213024024662、 离合器盖总成离合器盖总成除了压紧弹簧外，还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置及支撑环等。1） 离合器盖结构设计1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。离合器盖板厚一般为2.54.0mm。2)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。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。乘用车和载质量较小的商用车的离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。2） 压盘的设计1)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，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，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力