依维柯S45-10拉式膜片弹簧离合器设计(汽车设计课程设计)

1、沈阳理工大学课程设计说明书目录1 离合器主要参数的选择11.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b的选择11.2 单位压力p0的选择11.3 摩擦因数f和摩擦面数Z的选择21.4 后备系数的选择22 离合器基本参数的优化32.1 设计变量32.2 目标函数32.3 约束条件32.3.1 摩擦片最大圆周速度vD32.3.2 摩擦片的内、外径比c32.3.3 后备系数32.3.4 摩擦片内径d32.3.5 单位压力p043 膜片弹簧的设计与计算53.1 膜片弹簧基本参数的选择53.1.1 比值Hh和h的选择53.1.2 Rr比值和R、r的选择53.1.3 的选择53.1.4 膜片弹簧工作点位置的选择53

2、.1.5 分离指数目n的选取53.1.6 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定53.1.7 切槽宽度1、2及半径re的确定63.1.8 压盘加载点半径R1和支撑环加载点半径r1的确定63.2 膜片弹簧的弹性特性63.3 膜片弹簧的强度计算74 扭转减震器的设计84.1 扭转减震器基本参数的选择84.1.1 极限转矩Tj84.1.2 扭转角刚度k84.1.3 阻尼摩擦转矩T84.1.4 预紧转矩Tn84.1.5 减振弹簧的位置半径R084.1.6 减振弹簧个数Zj84.1.7 减振弹簧总压力F84.2 减震弹簧的计算94.2.1 减振弹簧的分布半径R194.2.2 单个减振器的工作

3、压力P94.2.3 减振弹簧尺寸94.2.4 从动片相对从动盘股的最大转角104.2.5 限位销与从动盘股缺口侧边的间隙1104.2.6 限位销直径d105 从动盘总成的设计115.1 从动盘毂115.2 摩擦片115.3 从动片125.4 波形片和减震弹簧126 离合器盖总成136.1 离合器盖136.2 压盘136.2.1 压盘传动方式的选择136.2.2 压盘几何尺寸的确定136.3 传动片146.4 分离轴承146.5 支撑环14参考文献15I1 离合器主要参数的选择1.1 摩擦片外径D、内径d和厚度b的选择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

4、响。摩擦片外径D可根据发动机最大转矩Temax（N·m）按经验公式(1.1)选用 (1.1) 式中，KD为直径系数，取值范围见表1-1。表1-1 直径系数KD的取值范围车型直径系数KD乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5（单片离合器）最大总质量为1.814.0t的商用车13.515.0（双片离合器）最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0依维柯S45.10属于总质量小于6t的商用车，发动机的最大转矩一般不大，在不知尺寸容许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘，取KD=17.5，则摩擦片外径D=265.4mm。根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清

5、华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=280mm，d=165mm,，b=3.5mm。1.2 单位压力p0的选择单位压力p0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、发动机后背功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 当摩擦片采用不同的材料时，p0取值范围见表1-2。表1-2 摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦片材料单位压力p0MP石棉基材料模压0.150.25石棉基材料编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50粉末冶金材料铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.50取摩擦片材料为石棉基材料模压，单位压力取0.21M

6、P。1.3 摩擦因数f和摩擦面数Z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。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表1-3。1-3 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0.200.25石棉基材料编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35粉末冶金材料铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4取摩擦片材料为石棉基材料模压，摩擦因数取0.19。1.4 后

7、备系数的选择摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的，离合器的静摩擦力矩Tc为 Tc=fZp0D3(1-c3)12=365.06(N·m) (1.2) 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即Tc=Temax (1.3)计算得=1.59。符合最大总质量小于6t的商用车的后备系数在1.201.75的范围内。2 离合器基本参数的优化2.1 设计变量后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力p0也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为

8、X=x1 x2 x3T=F D dT2.2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为f(x)=min(D2-d2)42.3 约束条件2.3.1 摩擦片最大圆周速度vD摩擦片外径D(mm)的选择应使最大圆周速度vD不超过6570m/s，即vD=(nemaxD×10-3)60 (2.1)式中，vD为摩擦片最大圆周速度(m/s)；nemax为发动机最高转速(r/min)。故vD=55.71 ms6570ms 。2.3.2 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，即0.53c=dD0.70 (2.2

9、)故c=0.589，满足条件。2.3.3 后备系数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，不同的车型的值应该在一定的范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0 故 =1.59，满足条件。 2.3.4 摩擦片内径d为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm，即d>2 R0+50mm (2.3)得R057.5mm。2.3.5 单位压力p0为降低离合器画滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型单位压力p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p0的最大范围为0.101.50MPa，即0.10MPap01.50MPa故p0=0.21MP

10、a，满足条件。3 膜片弹簧的设计与计算3.1 膜片弹簧基本参数的选择3.1.1 比值Hh和h的选择比值Hh对膜片弹簧的弹性特性影响极大。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Hh一般为1.52.0，板厚h为24mm。取Hh=1.6，h=3mm，则可得H=4.8mm。3.1.2 Rr比值和R、r的选择研究表明，Rr越大，膜片弹簧利用率越低，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。根据结构布置和压紧力的要求，Rr一般为1.201.35。取Rr=1.20，摩擦片平均半径Rc=(D+d) 4 (3.1)得Rc=111.25mm拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc，

11、取r=111.25mm，则R=133.5mm。3.1.3 的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切=arctan H(R-r) (3.2)得12.17°，满足9°15°的范围。3.1.4 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点如图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一般取在凸点和拐点之间，且靠近或在点处，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。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C。为最大限度的减少踏板力，C点应尽量

12、靠近N点。3.1.5 分离指数目n的选取大尺寸膜片弹簧分离指数目可取24，小尺寸膜片弹簧取为12，分离指数目n常取为18，并采用偶数，以便于制造时磨具分度制造时磨具分度，这里分离指数目n取18。3.1.6 膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定膜片弹簧小端内半径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=25mm，rf=32mm。图3-1 膜片弹簧工作点的位置3.1.7 切槽宽度1、2及半径re的确定1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值应满足r-re2的要求。取1=3.3，2=9，re=100。3.1.8 压盘加载点半径R1和支

13、撑环加载点半径r1的确定 R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于r且尽量接近r，R1应略小于R且尽量接近R。故取r1=112mm，R1=134mm。3.2 膜片弹簧的弹性特性假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。膜片弹簧的弹性特性如下式表 (3.3)式中，E为材料的弹性模量(MPa)，对于钢：E=2.1×105MPa；为材料的泊松比，对于钢：=0.3。F1=f(1)=4375.051-994.3312+69.0513 对上式求一次导数，可解出F1=1的凹凸点，求二次导数可得拐点。凸点：1=3.41mm时，F1=6094.71N凹点：1=6.1

14、9mm时，F1=5359.76N拐点：1=4.8mm时，F1=5727.25N当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2(N)，相应作用点变形为2(mm)。由公式(3.4)和(3.5)2=(r1-rf)1(R1-r1) (3.4)F2=(R1-r1)F1(r1-rf) (3.5)得凸点：2=13.47mm，F2=1523.68N 凹点：2=24.45mm，F2=1339.94N 拐点：2=18.96mm，F2=1431.81N取1B=0.91H=4.32mm,则F1B=5910.55N；C点无限接近N点，取1C=6.2mm，则F1C=5359.81N；取1A

15、=2.67mm，F1A=5907.21N。3.3 膜片弹簧的强度计算膜片弹簧大端的最大变形量1N=6.19，取=134，=112。则由下列公式 (3.6)代入数据，有=7.81mm。 (3.7)代入数据，有=0.76。 (3.8)代入数据，有=7362.93N。 (3.9)代入数据，有B=1528Mpa。许用值1500-1700Mpa，故符合要求。4 扭转减震器的设计4.1 扭转减震器基本参数的选择4.1.1 极限转矩Tj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Tj=(1.52.0) Temax (4.1)式中，商用车系数取1.5，则Tj=1.5×Tem

16、ax1.5×230345（N·m）。4.1.2 扭转角刚度k设计时，由经验公式初选k为kTj (4.2)即kTj=13×345=4485(N·m/rad)，取k=4480(N·m/rad)4.1.3 阻尼摩擦转矩T可按公式初选TT=(0.060.17) Temax (4.3)取系数为0.06 ，T=0.06×230=13.8(N·m)。4.1.4 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Tn

17、(0.050.15)Temax (4.4)则初选Tn=0.05Temax=11.5N·m13.8N·m，满足要求。4.1.5 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 (4.5)则取R0=0.6d/2=0.6×165/2=49.5mm。4.1.6 减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D=250325mm时，Zj=68，故取Zj=64.1.7 减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为F=Tj/R0=6969.7N 4.2 减震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

18、减振器设计相关的尺寸。4.2.1 减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2 (4.6)式中，d为离合器摩擦片内径。故R1=0.6d/2=49.5mm，即为减振器基本参数中的R0。4.2.2 单个减振器的工作压力PP= F/Z=6969.7/6=1161.6 (N) 4.2.3 减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc一般由布置结构来决定，通常Dc=1115mm，故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd= (4.7)式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpa，得d=3.94mm符合d=34mm。3）减振弹簧刚度k根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布

19、置尺寸R1确定，即k= (4.8)则K=261.19N/m4）减振弹簧有效圈数i=5.5 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)=7 6）减振弹簧最小高度=29.491mm 7）弹簧总变形量=P/K=1161.6/304.73=3.81mm 8）减振弹簧总变形量=33.301 9）减振弹簧预变形量=0.13mm 10）减振弹簧安装工作高度=33.171mm 4.2.4 从动片相对从动盘股的最大转角=2arcsin(l-l)2R1=4.26° 4.2.5 限位销与从动盘股缺口侧边的间隙11=R2sin (4.9)值一般为2.54mm。取1=4mm

20、，则R2=53.85mm。4.2.6 限位销直径dd=9.512mm，取9.5mm。5 从动盘总成的设计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，设计时应满足以下几个方面的要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换档时齿轮间的冲击。2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面片压力均匀，以减小磨损。3) 应装有扭转减振器，以避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷。5.1 从动盘毂从动盘毂轴向长度不宜过小，以免再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。从动盘毂的材料选取45锻钢，并经

21、调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-7查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=280mm，则查表可得花键尺寸：齿数n=10，外径=35mm，内径32mm，齿厚t=4mm，有效齿长l=40mm，积压应力=12.5Mpa。花键齿的侧面压力 (5.1)代入数据得p=6866N花键受的挤压应力 (5.2)代入数据得=4.29Mpa<20Mpa满足要求。5.2 摩擦片离合器摩擦片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：1）在工作室有相对较高的摩擦系数；

22、2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出线摩擦系数衰退现象；3）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好耐磨性能；4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能（不易出线颤抖）；5）能抵抗高转速下（变速器换挡时容易发生）大的离心力载荷而不破坏；6）具有小的转动惯量，材料加工性能良好；7）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮(都是铸铁件)等有良好的兼容摩擦性能；8）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不已影响他们的摩擦作用；9）具有优良的性价比，不会污染环境。鉴于以上各点，今年来，摩擦材料的种类增长极快。挑选摩擦材料的基本原则是：1）满足较高性能的标准

23、；2）成本最小，考虑替代石棉。5.3 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2mm,表面硬度为3540HRC。5.4 波形片和减震弹簧波形片一般采用65Mn，厚度取为0.8mm，硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA。6 离合器盖总成6.1 离合器盖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，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。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

24、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。板厚取4mm，依维柯S45.10载质量较小的商用车离合器盖10钢低碳钢板。6.2 压盘对压盘结构设计的要求：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 。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 g&#