离合器课程设计附图纸

1、离合器课程设计（附图纸）大学课程设计书1、离合器概述2 2、离合器主要参数的选择及计算校核3 3、扭转减振器的设计及其主要参9 4、从动盘总成的计13 5、离合器盖总成的计15大学课程设计书1、离合器概述对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的，它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前，各种汽车广泛用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等四部分。离合器的功用主要的功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换档时将发动与

2、传动系分离，减少变速器中换档齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零件因过载而损坏；有地降低传动系中的振动和噪声。基本要求：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，以保证工作温度不致过高，长 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

3、、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因数在离合器工作中变化要尽量可能小，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，以保证其工作可靠、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。技术参数：发动机功率：Pemax,39kw/6000r/min发动机转矩：Temax,77N,m/3600r/min传动比:i,3.090i,4.266 g0汽车的质量 m,780kgr汽车的滚动半径 =273mm ar大学课程设计书从动盘数的选择：单片离合器单片离合器：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

4、大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，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平顺。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。1）膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：2）具有较理想的非线性弹性特性。3）兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。4）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。5）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。6）通风散热良好，使用寿命长。7）膜片弹

5、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，零件数目更质量更小等。拉式膜片弹簧的支承形式一一单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。3大学课程设计书2.1.1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：，本次设计取=1.2。1.201.75,2.1.2摩擦片外径、内径和厚度d

6、bD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。Temax77艮据参考文献2 3.2.1 公式：D,100,100,128 A47式中为汽车的最大转矩；乘用车取；TemaxA,47取；D,200mmp d,140mm由于；d/D,0.530.7 ? c,d/D,140/200,0.7摩擦片的厚度主要有三种。取b,3.5mm b3.2mm;3.5mm 4.0mmTc,Temax,1.2 , 77,92.4N,m 取 Tc,92N,m 2.1.3 单位压力 p 0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0大影响，选取时应考虑离合器的工作

7、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。p0.1MPa,p,1.50MPa 选择：,00根据根据参考文献1 公式2-8:12,Temax12, 1.2, 7733D, 33,fp(1,c), 0.3, p, 2, (1,0.7)00p,0.11MPa?可求得 在范围之内。0式中ff,0.3 取乙24大学课程设计书2.2.1离合器基本参数的校核设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1）取应使最大圆周速度不超过，即v6570m/sD

8、根据根据参考文献1公式2-10,3,3v,n , D, 10, 6000, 200, 10,62.8m/s,6570m/s Demax6060式中，v为摩擦片最大圆周速度;n为发动机最高转速。（m/s）（r/min） emaxD所以符合要求。2）摩擦片的内、外径比c应在范围内，本次设计得 0.530.7c,0.73）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，最大范围为1.21.75 ,本次设计取。，,1.24）为降低离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pp根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，的最大范围为 000.1MPa,p,

9、1.50MPa。0本次设计取p,0.11MPa。符合要求05）为了反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即根据根据参考文献1公式2-11:4T4, 92,2c,T,0.28, 10,T 0c2222c0Z（D,d） , 2, （200,140）,2式中，（N,m/mm）,TT为单位摩擦面积传递的转矩；为其允许值 c0c02,2（N,m/mm）,0.28 , 10T,1 ,取=（根据参考文献表 25） c06）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,w应小于其许用值。汽车起步时离合器结合一

10、次所产生的总滑磨功（J）为：根据根据参考文献1公式2-135大学课程设计书222222,rm3.14 , 2000780, 0.273neraW = （） = （） = 7330 （J）2222180018004.266, 3.090ii0g式中，i为汽车总质量（kg）;为轮胎滚动半径（m）；为汽车起步时所用mr gar变速器档位的传动比；ii为主减速器传动比；为起步时所用变速器档位的传g0动比；n为发动机转速（r/min）；乘用车n取2000 r/min 。 ee根据根据参考文献1公式2-124, 73304W 2w = = ,= 0.4J/mmw,0.232222, 2, （200,140

11、）,Z（D,d）,22w,式中，为单位摩擦面积摩擦功（J/mm）; w为其许用值（J/mm）,对于乘2 用车：，,w=0.4J/mm ;满足要求。2.2.2膜片弹簧的弹性特性曲线2.2.3膜片弹簧基本参数的选择1)比值H/h和h的选择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 mm , H/hH,1.7h =1.7,即=3.4 mm。2) rR/r比值和、的选择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6大学课程设计

12、书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。即根据根据参考文献1 : RcD, d200, 140=;取=85; R,85rc44取=1.25 WJ=85 取=105 R/r, 1.25,106.5RR3),的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角,与内截锥高度关系密切，一般在 9?H15?范围内。,arctanH/(R,r),arctan3.4/(105,85),9.65,符合要求。4)分离指数目n的选取分离指数目常n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。5)膜片弹簧小段内半径rr及分离轴承作用半径的确定f0rr由离合器的结

13、构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大 f0根据文献，,1表27可查得第一轴的外径为29mm;rr ?取=30mm =32mm f06）切槽宽度r,、及半径的确定e12r,= 3.23.5 mm, = 9 10 mm 的取值应满足 r - r? 。 ee122本次设计取 6 = 3.5 mm , 6 = 10 mm , r? r -6 = 75 mm。 1e227）压盘加载点半径rR和支承环加载点半径的确定11rR,103 ? r,85 ? R,105 取=87 又 取 112.2.4膜片弹簧的校核膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离 合器的使用性能要

14、求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始底锥角，,H/（R,r）应在一定范围内，即1.6,H/h,1.7,2.2,9,H/（R,r）,9.65,15所以符合要求。2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即7大学课程设计书1.20,R/r,1.25,1.353.5,R/r105/26,4.04,5.00所以符合要求。3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 ri(D, d)/4,r,85,D/21所以符合要求。4)根据弹簧结构布置要求，rr与，与之差应在一定范围内，即

15、RRf011,R,R,2,7 10,r,r,2,610,r,r,2,4 f0所以符合要求。5)膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即R,r103,32f1 3.5,4.43,9.0R,r103,8711所以符合要求。8大学课程设计书离合器主要参数的选择及计算校核T3.1.1极限转矩j极限转矩受限于减振弹簧的许用力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取=丁 (1.52.0) T 根据根据参考文献2 jemax对于乘用车，系数取2.0。则 T2.0XT= 2.0 X77= 154 (N?m jemax扭转角刚度K ,为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角

16、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KT?13=13x154=2002(N?m/rad) ,j阻尼摩擦转矩T u由于减振器扭转刚度K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To u一般可按下式初选：T=(0.060.17)T emaxu取 TT= 0.1= 0.1 , 77,7.7N?m ,emax预紧转矩T n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n 频率的方向移动，这是有利的。但是 TT不应大于，否则在反向工作时，扭转 nu 减振器将提前停止工作，故取 TTT

17、= (0.050.15) emaxemaxn取 TT= 0.1=7.7N?m emaxn而(0.050.15) T=3.8511.55 N?m emax取 T=7 N?m n减振弹簧的位置半径R 0的尺寸应尽可能大些，一般取 =(0.600.75)d/2 RR 009大学课程设计书取所以可取为=42mm R,0.60d/2,0.60 , 140/2,42mmR00减振弹簧个数Z jZ参照文献表6-1选取。，,1j取 Z=6 j减振弹簧总压力F,当限位销与从动盘毂之间的间隙，或,被消除，减震弹簧彳递的转矩达到12最 大值T时，减震弹簧受到的压力为Fj,T/R,154/0.042,3.667(kN

18、)= Fj0,10极限转角，j,一般,312通常取，对汽车平顺性要求高或发动机工作不均匀时，取 jj上限。本次设计，取10?。j减振弹簧的分布半径R: 1R= （0.60.75）D/2,0.6, 140/2,42mm1式中，d为离合器摩擦片的内径。全部减振弹簧总的工作负荷 P z它是指在从动盘毂法兰上缺口中的间隙消除时，减振弹簧压缩到极限位置时的工作负荷。此时扭转减振器所能传递的转矩即为极限转矩TP,由此可得为jz,3P,T/R,154/42 , 10,36667.60N 1zj单个减振弹簧的工作负荷：PP,P/Z,3667.67/6,611.11N zj弹簧减振尺寸1）弹簧中径DD,1115

19、mm一般由结构布置来决定，通常左右。本次 cc取 12mm2）弹簧钢丝直径d:10大学课程设计书,38PD8, 36667.67, 12, 10c33 d,3.4mm6, 550, 10,式中为扭转许用应力，可取 550-600MPa本次取550MPa ,通常所以取d,34mmd,3.5mm3）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，R,111K2002，根据式子：k,0.189(N/mm)231000Rn1000 , 42, 614)减振弹簧有效圈数：i444Gd8.3, 10, 3.5 根据式子：i,4.76338Dk8, 12, 189c4式中，G为材料的剪切弹性模量，

20、对碳钢可取 G,8.3, 10MPad为弹簧钢丝直径，取的d,3.5mm 5)减振弹簧总圈数n：一股在6圈左右，总圈数n和有效圈数的关系为in,i , (1.52),66)减振弹簧最小高度l : minl,n(d , ,),1.1dn , , =1.13.56=23.1mm min7)减振弹簧总变形量 ,l,P/k,611.11/189,3.23mm 8)减振弹簧自由高度 l 0ll , ,l=23.1+3.23=26.33mm 0min9)减振弹簧预变形量7.7Tn,0.16= l,3kZR189, 6, 42, 10111大学课程设计书10)减振弹簧安装工作高度ll,l,l=26.33-0

21、.16=26.17mm 0从动片相对从动盘毂的最大转角,山最大转角,l(,l,l,l)和减振弹簧的工作变形量有关，其值为”,2arcsin(,l/2R)=4.19 1限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙,1,Rsin,12式中，R为限位销的安装尺寸。，值一般为2.54mm 2112所以可取为3mm, R为41.10mm. ,123.2.7. 限位销直径dddd 按结构布置选定，一般=9.512mm可取为10mm12大学课程设计书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，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T

22、.由文献表2-7可查得,1emax摩擦片发动机最大花键尺寸 挤压应力外径 转矩齿数n外径 内径 齿厚有效尺,/MPa cD/mm T,/mm /mm t/mm 长 m dl/D/（N?m） emax200 108 10 29 23 4 25 11.1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：1）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。2）从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。3）应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。摩擦片应满足以下要求：1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小2）具有足够的机械强度与耐磨性3）密度要小，以减少从动盘的转动惯量。4）热稳定性要好5）磨合性要好，不至刮伤飞轮和压盘表面1313大学课程设计书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