离合器设计计算说明书

1、广西科技大学汽车设计课程设计说明书题目: 汽车离合器设计 专 业： Vehicle Engineering 班 级： 090 学 号：222922225233 姓 名： czx 指导老师：Mr Wei 完成日期：2012年某月某日 汽车设计课程设计指导书一、课程设计的题目：离合器的设计二、课程设计的要求请根据所给的基本参数，设计一套离合器装置。具体完成任务：（1）离合器膜片弹簧（A3图） 1张（2）设计计算说明书 1份三、课程设计内容及步骤1、离合器主要参数的确定（1）根据已知参数，确定离合器形式。（2）确定离合器主要参数：后备系数；单位压力；摩擦片内外径D、d和厚度b；摩擦因素f、摩擦面数Z

2、和离合器间隙。（可采用单片式或双片式离合器）（3）摩擦片尺寸校核与材料选择。2、扭转减震器的设计（1）扭转减震器选型（2）扭转减震器主要参数确定（3）减震弹簧尺寸确定3、膜片弹簧的设计（1）膜片弹簧基本参数确定（2）膜片弹簧强度计算四、设计要求1、设计计算说明书（1）设计计算说明书要包括：目录、任务书、设计内容、参考资料、对课程设计的心得体会等。（2）设计内容要主要体现：分析几种不同类型离合器方案，论证自己所选方案的合理性；进行参数选择与计算时的理论依据、计算步骤及对计算结果合理性的阐述；对课程设计结果的合理性进行分析。（3）最终上交的课程设计说明书统一用A4纸打印或撰写，要求排版整洁合理，字

3、迹工整。2、设计图纸离合器膜片弹簧A3图纸一张。尺寸标注、公差标注、技术要求、明细栏等完整。3、装订顺序按封面、汽车设计指导书、设计计算说明书、图纸顺序装订。七、成绩评定1、设计完成后于11月26日下午4点交给指导老师。2、成绩评定：指导教师按学生独立完成工作情况、设计计算说明书及图纸质量等综合考虑后给出成绩。3、成绩分五等：优、良、中、及格、不及格。设计计算说明书 （注：本设计中所引用的理论依据、图表、公式等除特殊说明外均来自汽车设计 机械工业出版社 第四版 王望予 主编）设计课题及内容离合器课题3：汽车型号长城酷熊 09款1.5豪华型发动机最大功率整备质量发动机最

4、大扭矩轮胎规格 最高车速车轮半径最高转速后桥主减速器比载重量变速器挡的传动比任务根据所给的基本参数，设计一套离合器装置。具体完成任务：（1）离合器膜片弹簧（A3图） 1张（2）设计计算说明书 1份目 录1、 离合器的结构方案分析.52、 离合器主要参数的选择.53、 摩擦片尺寸校核与材料选择.74、 扭转减震器的设计.85、 减震弹簧尺寸确定.96、 膜片弹簧的设计.10 1、膜片弹簧基本参数确定.10 2、膜片弹簧强度计算.127、 从动盘总成设计.12 1、从动盘毂.12 2、从动片.12 3、波形片和减振弹簧.13 8、 压盘设计.13 1、离合器盖.13 2、压盘.13 9、 参考文献

5、.1410、 心得体会.1411、 附件.16一、离合器的结构方案分析 1、从动盘数的选择：单片离合器 对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩不大， 从而选用单片离合器。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，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，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。 2、压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器 膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：具有较理想的非线性弹性特性。兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。高速旋转时，弹簧压紧力降低

6、很少，性能较稳定。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。通风散热良好，使用寿命长。膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：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，质量更小等。由于拉式膜片弹簧离合器的综合性能优越，所以选择拉式膜片弹簧离合器。离合器主要参数的选择二、离合器主要参数的选择 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，应考虑摩擦片在使用中的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、

7、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。乘用车选择：1.201.75 ，本次设计取 = 1.24。 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最大质量为6t-14t的商用车1.50-2.25挂车1.80-4.00 2、单位压力p 单位压力p 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。该车为乘用车，离合器使用频繁，后备系数小，则取p=0.35 ；0.10 MPa p0 1.50 MPa 取值范围见表2-2。 表4-2 摩擦片单位压力p的

8、取值范围摩擦片材料单位压力p/Mpa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50 3、摩擦片外径D、内径d和厚度b 摩擦片外径D（mm）可根据发动机最大转矩()按如下经验公式选用 式中， 为直径系数，取值范围见汽车设计表2-3，则取14.6。外径D/160180200225250280300325350380405430内径d/110125140150155165175190195205220230厚度/3.23.53.53.53.53.53.53.54444=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.58

9、30.5850.5570.5400.5430.5350.53210.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积/1061321602213024024665466787299081037 离合器摩擦片尺寸系列和参数 = ，为了满足滑磨功、减震弹簧的安装、许用单位面积传动扭矩的要求，取D=225mm，d=126mm。c = d/D = 0.56，摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三种。取b = 3.5 mm 。 T = T= 1.25138=172.5 N.m4、摩擦因数f、摩擦面数Z和离合

10、器间隙t磨擦片的摩擦因数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素f的取值范围见下表。取f=0.27, 单片离合器Z=2，t一般取3-4mm,这里取t=3mm。 表2-4 摩擦材料的摩擦因素f的取值范围摩 擦 材 料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4三、摩擦片尺寸校核与材料选择 1、摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，即c=d/D=0.56，符合要求。2、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，不同的车型的值应在一定范围内，最大范

11、围为1.24.0 ，取=1.25在要求范围内。3、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2R约50mm，即 d > 2R+ 50 mm且R=（0.600.75）d/2 ，系数取0.6则 R=0.6d/2=0.6×126/2 =37.8mm因为d=126mm又2R0+50=125.6mm所以d>2R0+50mm符合要求。5、 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积穿的低转矩应小于其许用值，即 符合要求 表2-5 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm2102102502503253250.280.300.350.406、降低离

12、合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力p根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p的最大范围为0.101.50 Mpa。本次设计取p = 0.35 MPa 。7、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为 由汽车理论可知滚动半径公式： ，d为轮胎的自由直径；F为计算常 数；子午线轮胎F=3.05，斜交轮胎F=2.99；乘用车n=2000r/min。则代入上式得 W =14118（J）J/mm²w=0.40J/mm²，满足要求。 四、

13、扭转减震器的设计 1、扭转减震器选型 扭转减震器具有线性和非线性两种特性。单级线性减震器的弹性元件一般采用圆柱螺旋 弹簧，广泛应用于汽油机汽车中，所以本次选用单级线性减震器。 2、极限转矩T 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 乘用车：系数取2.0 即 T = 2 T = 276 N·m 3、扭转角刚度 K 13T=13*276=3588(N.m/rad) 4、阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度k受结构及发动机最大转矩的限制，

14、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 =13.8N·m 5、预紧转矩T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 =6.920.7N·m 取T =16N·m 6、减振弹簧的位置半径R R0 的尺寸应尽可能大些，一般取 R =(0.600.75)d/2，则取 R0 = 0.6d/2 = 37

15、.8mm 7、减振弹簧个数ZZ参照摩擦片外径D = 225250 mm ，可选择Z为46，选取Z=4 8、减振弹簧总压力 F = T/R = 276000N.mm/50.38mm =7301.59 N 五、减震弹簧尺寸确定 1、弹簧中径 根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其一般由布置 结构来决定，通常=1115mm。故取=12mm 2、弹簧钢丝直径d P= F/Z=7301.59 N/4=1825 (N) d= 式中，扭转许用应力可取430710Mpa,故取为550Mpa 所以 d=4.66mm。 3、减振弹簧刚度k 根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社

16、出版）式4.7.13知，应根 据已选定的减振器扭转刚度值及其布置尺寸R1确定，即 4、减振弹簧有效圈数 5、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) 取n=7 减振弹簧最小高度 =35.88mm 弹簧总变形量 1825.4/655=2.79mm 减振弹簧自由高度 =35.88+2.79=38.672mm 减振弹簧预变形量 减振弹簧安装工作高度 38.672-0.162=38.51mm 6、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 六、膜片弹簧的设计 1、膜片弹簧基本参数确定（1）比值H/h和h的选择为保证离合器压紧力变化不大

17、和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h 一般为1.5 2.0 ，板厚 h 为24 mm 。 取h = 2.5mm ，H/h =1.7，即 H = 1.7h =4.25mm 。（2）R/r比值和 R、r的选择由汽车设计可知，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径误 差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。对于拉式膜片弹簧的R值，应满足关系R Rc且近似于摩擦片外半径所以取R=112mmR/r一般为1.201.35此处取：R/r=1.24 所以 r=90mm （3）的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切，一般在9°15°范围内

18、。 = arctan H/(R-r) = 10.701° ，符合要求。（4）分离指数目n的选取 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。 取分离指数目n =18 。（5）膜片弹簧小段内半径r及分离轴承作用半径r的确定 r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 。r应大于r 。 查表2-7可知，I轴外径D'=32mm，r>D'/2=16mm, 3.5R / r0 5.0此处取：4.0,则：取r=28mm, 又 ， r=31（6）切槽宽度、及半径r 的确定 = 3.23.5 mm，= 910 mm，r 的取值应满足r

19、 - r 。 本次设计取 = 3.2mm，= 10 mm ，r r -=80 mm 。（7）压盘加载点半径R 和支承环加载点半径r 的确定 R和r的取值将影响膜片弹簧的刚度。r应略大于r且尽量接近r，R应略小于R且尽量 接近R。 则，取R=111mm，r=91mm。 2、膜片弹簧强度计算 式中，E弹性模量，钢材料取E=2.1×Mpa 泊松比，钢材料取=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，112mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，90mm； 压盘加载点半径，111mm； 支点半径，91mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，4.25mm；h膜片弹簧钢板厚度，2.5mm。 则，=

20、-1325.80MPa。 由关系，得， ， 则，= -1325MPa。 由关系，得，取=3.5mm 。 10.32 则， 由汽车设计式2-7算得 =1388.29N 因为 ，式中n=18,计算得=208MPa ，则 =208+1325=1533MPa 15001700MPa，所以符合强度要求。七、从动盘总成的设计1从动盘毂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。根据摩擦片的外径D和发动机最大转矩查表27得出从动盘毂花键的尺寸D'=32,d'=26,齿厚t=4mm,有效齿长l=30mm, 积压应力=11.5Mpa故取

21、从动盘毂轴向长度取为1.1D'=35.2。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度2632HRC。2从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板（50号），厚度为取为2.0mm,表面硬度为3540HRC3波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn,厚度取为0.85mm,硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。八、压盘设计1离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取3.5mm，乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。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

22、。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。2压盘（1 ）压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方

23、式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。根据汽车离合器另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。（2）传动片根据汽车设计由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。传动片可选为3组，每组4片，每片厚度为1.2mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。（3）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

24、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。由于=6000r/min，离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。（4）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