离合器设计课程设计

1、机械工程学院·车辆工程专业课程设计说明书题 目：华西牌 CDL6603 轻型客车姓名：班级学号：指导教师：目录目 录 .1第 1 章 离合器的设计目的及原理概述.31.1离合器的设计目的 .31.2离合器的工作原理 .31.3离合器的设计要求 .3第 2 章离合器的结构方案分析 .52.1车型、技术参数 .52.2从动盘数的选择 .52.3压紧弹簧和布置形式的选择 .52.4膜片弹簧的支承形式 .62.5压盘的驱动方式 .6第 3 章离合器主要参数的选择 .83.1后备系数 .83.2摩擦因数 f 、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t .83.3单位压力 p 0 .83.4摩擦片外径 D

2、 内径 d 和厚度 b.93.5计算校核 .93.5.1离合器的摩擦力矩 T c 与结构参数 (Rc)的确定 .93.5.2最大圆周速度 .103.5.3单位摩擦面积传递的转矩Tc0 .103.5.4单位摩擦面积滑磨功 .10第 4 章 膜片弹簧的设计 .124.1膜片弹簧的基本参数的选择 .124.1.1截锥高度 H 与板厚 h 比值 H 和板厚 h 的选择 .12h4.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端 r 的选择和 R 比值 .12r4.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择.124.1.4分离指数目 n 的选取 .124.1.5膜片弹簧最小端内半径r0 及分离轴承作用半径rf .124.1

3、.6切槽宽度 1、 2 及半径 re .134.1.7压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1的确定 .134.1.8膜片弹簧材料 .134.2 膜片弹簧的弹性特性曲线.13第 5 章 扭转减振器的设计 .155.1扭转减振器主要参数 .15图 5-1 三级非线性减震器扭转特性曲线.155.1.1Tj15极限转矩.5.1.2扭转角刚度 K.165.1.3阻尼摩擦转矩 T .165.1.4预紧转矩 Tn .165.1.5减振弹簧的位置半径R016.5.1.6Z j16减振弹簧个数.5.1.7减振弹簧总压力F .175.1.8极限转角j17.5.2减振弹簧的计算.175.2.1减振弹簧的分布

4、半径R1 .175.2.2单个减振器的工作压力P.175.2.3减振弹簧尺寸 .18第 6 章 离合器主要零部件的结构设计.206.1从动盘毂的设计.206.2从动片的设计 .206.3离合器盖结构设计的要求 .206.4压板的设计 .216.5压板的结构设计与选择.21第 7 章离合器轴的选取与校核.237.1离合器轴的扭转强度n 校核.237.2离合器花键轴剪切强度校核 .237.3离合器轴的花键挤压强度校核 .24参考文献.25致谢： .26第 1 章 离合器的设计目的及原理概述1.1 离合器的设计目的了解轿车离合器的构造， 掌握轿车离合器的工作原理。 了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总

5、成的设计方法， 了解压盘和膜片弹簧的结构， 掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、 相关书籍，培养自己的动手设计项目、 自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法， 设计出满足整车要求并符合相关标准、 具有良好的制造工艺性且结构简单、 便于维护的轿车离合器， 为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。1.2 离合器的工作原理离合器通常装在发动机与变速器之间， 其主动部分与发动机飞轮相连， 从动部分与变速器相连。 为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器， 实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构

6、。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合， 确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离， 减少变速器中换档齿轮间的冲击； 在工作中受到较大的动载荷时， 能限制传动系所承受的最大转矩， 以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。1.3 离合器的设计要求1. 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。2. 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。3. 分离时要迅速、彻底。4. 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步器的磨损。5. 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，

7、以保证工作温度不致过高，延长寿命。6. 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力7. 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。8. 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9. 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。10. 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。第 2 章 离合器的结构方案分析2.1 车型、技术参数车型 :华西牌 CDL6603轻型客车总质量（ kg）： 4200最大扭矩 / 转速（ N·m/rpm）：180/3200主减速比： 6.

8、142一档速比： 4.802滚动半径： 360mm2.2 从动盘数的选择对乘用车和最大质量小于6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，离合器通常只设一片从动盘。2.3 压紧弹簧和布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。 膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：1. 由于膜片弹簧有理想的非线性特征 , 弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低踏板力；2. 膜片弹簧兼起压紧弹

9、簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小；3. 高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下降；4. 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，可提高使用寿命；5. 易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6. 平衡性好；7. 有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造较复杂， 其精度要求高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能提高，制造工艺和设计方法逐步完善， 膜片弹簧的制造已日趋成熟。 因此，选用膜片弹簧式离合器。2.4 膜片弹簧的支承形式我们选用了拉式膜片弹簧，图为拉式

10、膜片弹簧的支承形式单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。图 2-1膜片弹簧离合器的工作原理示意图2.5 压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种：1. 凸台窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上， 此方式结构简单， 应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离不彻底。2. 径向传动驱动式： 这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵

11、方便；另外，工作时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会失去平衡而产生异常振动和噪声。3. 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。第 3 章 离合器主要参数的选择3.1 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、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。乘用车选择：1.20 1.75，本次设计

12、取= 1.2 。3.2 摩擦因数 f、摩擦面数Z 和离合器间隙 t摩擦因数 f 的选择：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。摩擦因数f 的取值范围见下表 3-1。表 3-1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0.70 1.50本次设计选用粉末金属材料铜基，取f = 0.30 。摩擦面数 Z 的选择： 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。由于本次设计取用单片离合器，所以

13、Z=2 。离合器间隙 t 的选择： 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 =3 mm 。3.3 单位压力 p 0单位压力 p 0 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。p 0 取值范围见表 3-2。表 3-2摩擦片单位压力p 的取值范围0摩擦片材料单位压力 p 0 / MPa石棉基材料模压0.15 0.25

14、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由于选用铜基材料，所以p0选择 : 0.35 MPap0 0.5MPa ，本次设计取p00.4MPa 。3.4 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。当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax 已知，适当选择后备系数和单位压力 p0 ，可估算出摩擦片外径，即 emaxD=312 T121.2180(3-1)fZp (1c3)= 33 163.7mm03.14 0.32 0.4 （1 0.6 )取 D =180m

15、m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 = 0.6 ，d = 0.6D = 0.6 180 = 108mm ，取 d = 100 mm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 。3.5 计算校核离合器的摩擦力矩T c 与结构参数 (Rc)的确定Tc fFZRc = Temax 1.2*180216 (N·m)（3-2 ）f 摩擦系数，铜基对钢铁f =0.3；F 摩擦面受压紧力(N) ；Rc摩擦合力作用半径(mm),Rc0.25Dd70Z摩擦面数，从动盘数的

16、2 倍。最大圆周速度v Dnemax D 103 3.14 3200 180 10 330.14m / s 65-70m/s（3-3）6060式中，vD 摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax 发动机最高转速取5500 r/min ；D 摩擦片外径径取225 mm ；故符合条件。单位摩擦面积传递的转矩Tc0Tc0 =4Tc4 2160.00002 ( N· m /mm2) （3-4）Z(D2d 2 )3.14 2 （18031003）式中，Tc 离合器传递的最大静摩擦力矩180 N m；当摩擦片外径D 210 时，Tc0 =0.28N· m / mm2 >0.000

17、02· m / mm2 ，故符合要求。单位摩擦面积滑磨功Ww2（3-5 ）en2(1 1/)(1/ Je 1/ Jn )式中 : en 发动机标定角速度；离合器储备系数；Je发动机运动部分转动惯量（一般飞轮转动惯量1.2 倍）；每个圆环转动惯量32(dw4dn4 )b 材料密度， =7800kg/m 3 ， dw 、 dn环的外、内径(m),b圆环厚度（m）。ma ( rr)2(kgm2 )n转换到离合器轴上整车转动惯量；niJJ =ma 汽车总质量之和（ kg） ,rr驱动力的动力半径 (m),i 车启动时传动系总的传动比。经简化后，可按下式计算：2ne2ma rr2W9.7 J1

18、800i02 ig2（3-6 ）单位面积的摩擦功4W=2.8*10 4 J / mm2(D 2d 2 ) Z（3-7）轿车=0.40J/mm2轻货 =0.33J/mm2重货=0.25J/mm2故符合设计要求。表 3-3 摩擦片的相关参数摩擦片外径 D摩擦片内径 d后备系数厚度 b单位压力 Po180mm100mm1.23.50.4MPa第 4 章 膜片弹簧的设计4.1 膜片弹簧的基本参数的选择截锥高度 H 与板厚 h 比值 H 和板厚 h 的选择h为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为 1.52.0，板厚 h 为 24 mm 。取 h = 2.5 mm ， H

19、/h =1.7 ，即 H = 1.7h =4.25 mm自由状态下碟簧部分大端R、小端r 的选择和R 比值r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。R/r一般为1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的R 值宜为大于或等于Rc70mm。即70mmR摩擦片外径径180mm取R=80mm取 R / r1.33 ， rR /1.3360mm膜片弹簧起始圆锥底角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，arctan H/RrH （/R-r），一般在9° 15°范

20、围内。arctan H/Rr12.2，符合要求。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 。取分离之数目 n =18 。膜片弹簧最小端内半径r0 及分离轴承作用半径rfr0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 应该大于 r0 。切槽宽度 1、 2 及半径 re取 13.3mm, 2=10mm, re 满 足 r-re >= 2, 则rer2 601050mm ，故取 re 50mm。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：1RR17 ， 0r1r6故选择 R1 75

21、mm， r1 62mm.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或 50CrVA。4.2 膜片弹簧的弹性特性曲线碟形弹簧的载荷 F 与变形量弹性公式 :F4Eh( H)( H2(122/ 2) h) DA（4-1 ）E钢片弹性模量，钢E=206Gpa泊桑比 ,钢=0.3表 4-1 碟形弹簧系数D/dAC 1C 21.30.3881.0441.0921.40.4641.0621.1351.50.5231.0981.1781.60.5711.12

22、41.2191.70.6121.1491.260由于D/d在1.31.4之间，所以A0.388(1.33 1.3)*(0.4640.388) / (1.41.3) 0.411mm把上述数据代入碟形弹簧的载荷F 与变形量弹性公式用Matlab 编辑程序可得膜片弹簧弹性曲线图4-1：工作点 B图 4-1 膜片弹簧弹性曲线表4-2膜片弹簧的相关参截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角425mm2.5mm1812.2°第 5 章 扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动

23、机转矩主谐量激励引起的共振。 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。5.1 扭转减振器主要参数目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 。三级非线性减振器的扭转特性如图5-1 所示。图 5-1 三级非线性减震器扭转特性曲线极限转矩 Tj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂切口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用是的转矩。 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Tj （1.5 2.0） Temax对于商用车，系数取1.5 ，计算得 Tj1.5Temax1.5 180240Nm扭转角刚度 K为了避免引起传动系统的共振，要合理选择

24、减振器的扭角转刚度K ，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。由经验公式初选K13Tj ， K13Tj132403120N m/rad ，故取 K 的值为 3000N.m/rad 。阻尼摩擦转矩 T由于减震器扭转刚度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 可按公式初选T（0.06 0.17） Temax取 T0.1Temax0.1 18018N m预紧转矩 Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn 增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn 不应该大于 T ，否

25、则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故Tn 满足以下关系：Tn （0.05 0.15） Temax且TnT18N m，而Tn （0.050.15） Temax924N m ，则初选 Tn18 N m减振弹簧的位置半径R0R0 的 尺 寸 应 尽 可 能 大 些 ， 一 般 取 R0(0.60 0.75)d / 2 ,则 取R00.7d / 2 =0.7100/ 235 mm , 取为 35mm.减振弹簧个数 Zj当摩擦片外径 D 250mm时，Z j =46故取 Z j =6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 Tj /R0 240/(35

26、 10-3 ) 6857.14N(5-1)5.1.8 极限转角j减震器从预紧转矩 Tn 增加到极限转矩Tj 时，从动片相对从动盘毂的极限转角j 为l(5-2)j2arcsin2R0式中，l 为减震弹簧的工作变形量。j 通常取 312 度，对汽车平顺性要求高或者发动机工作不均匀时，j 取上。限。本次设计车型取3 。5.2 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。减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.60 0.75)d/2，式中， d为离合器摩擦片内径，故R1=0.7d/2=0.7× 100/2=35(m

27、m)，即为减振器基本参数中的R0单个减振器的工作压力PPF /z685714/61142.86N(5-3)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=12mm2）弹簧钢丝直径d38PDc3 8 1142.8512d= =580=3.92mm(5-4)式中，扭转许用应力 可取 550 600Mpa,故取为 580Mpad 取 4 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K3120424.5( N / mm)k1000R 12 n1000 (35 10 3) 2 6(5-5)4）减振弹簧有效圈数iGd 48.3

28、104(4 10 3)44i3k10 3)3424.5 10 38Dc8 (12(5-6)5）减振弹簧总圈数n其一般在 6 圈左右，与有效圈数i 之间的关系为n=i +(1.5 2)=66）减振弹簧最小高度lminn(d)1.1dn1.14939.67）弹簧总变形量P1142.86l2.69mmk424.58）减振弹簧总变形量l0(5-7)(5-8)l0l minl39.62.6942.29mm(5-9)9）减振弹簧预变形量l 'Tn1835 10-30.20mmkZR1424.5 610）减振弹簧安装工作高度lll0l '42.29-0.2042.09mm11）从动片相对从动

29、盘毂的最大转角(5-10)(5-11)最大转角和减振弹簧的工作变形量l ' ' ( l ''ll ' ) 有关，其值为2 arcsin( l " / 2R1 ) 2(5-12)12）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙11 R2 sin，式中， R2 为限位销的安装尺寸。1 值一般为 2.5 4mm。所以可取1 为 3mm, R2 为 41mm。13）限位销直径 d 'd ' 按结构布置选定，一般d' 9.5 12mm。可取 d ' 为 10mm表 5-1 扭转减振器相关参数极限转矩 Tj阻尼摩擦转矩 T预紧转矩 Tn减振弹簧的位置半径R0减振弹簧个数 Zj240N·m18N·m18 N·m35mm6第 6 章 离合器主要零部件的结构设计6.1 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