课程设计离合器

1、.本科课程设计说明书商用汽车离合器设计说明书学院班级学生姓名学号提交日期;.车辆工程专业课程设计设计任务书机械与汽车工程学院班级姓名一设计任务：商用汽车离合器设计二基本参数：辅助同组整体设计同学达成车辆性能计算后确定三设计内容主要进行离合器总成设计。离合器总成设计的内容包括：1查阅资料、检查研究、制定设计原则2依照给定的设计参数(发动机最鼎力矩，传动系传动比，驱动轮种类与规格，汽车总质量和使用工况)，选择离合器总成的结构型式及主要特点参数，设计出一套完满的离合器装置，设计过程中要进行必要的计算。3离合器结构设计和主要技术参数确实定1）从动盘总成设计2）压盘和离合器盖设计3）压紧装置与离合器分别

2、装置设计4）扭转减振器设计5）控制机构设计4达成三维零件的制作及实体装置5绘制装置图及主要零零件的零件图四设计要求1离合器总成的装置图，1号图纸一张。装置图要求表达清楚各零件之间的装置关系，注明出整体尺寸，配合关系及其余需要注明的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装置要求。2主要零零件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸注明完满，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应注明对零件毛胚的要求，资料的热办理方法、注明办理方法及其余特别要求。3编写设计说明书。;.4三维装置模型五设计进度与时间安排本课程设计为2周明确任务，剖析相关原始资料，复习相关讲课内容及熟悉参照资料0.5周

3、。设计计算0.5周画图0.5周编写说明书、争论0.5周六、主要参照文件1成大先机械设计手册（第三版）2汽车工程手册机械工业初版社3陈家瑞汽车结构（下册）人民交通初版社4王望予汽车设计机械工业初版社5余志生汽车理论机械工业初版社七注意事项1）为保证设计进度及质量，设计方案确实定、设计计算的结果等必定获取指导教师的认可，特别在绘制总装置图前，设计方案应由指导教师批阅。图面要清楚洁净；尺寸注明正确。2）编写设计说明书时，必定条理清楚，语言畅达，图表、公式及其注明要清楚明确，对重点部分，应有剖析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。3）独立达成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或相同按不

4、及格办理。八成绩评定出勤情况（20%）设计方案与性能计算（40%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）考语总成绩指导教师注意：此任务书要稳当储藏，最后要装订在设计说明书的第一页。;.目录设计任务书1第一节概括4第二节基本设计参数4第三节离合器主要参数的选择5第四节离合器的设计与计算6第五节扭转减振器的设计11第六节离合器主要零零件的结构设计14第七节离合器的控制机构16参照文件17;.第一节概括关于之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结的总成。眼前，各样汽车宽泛采用的离合器是一种依赖主、从动部分之间的摩擦来传达动力且能分其余

5、装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和控制机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传达动力的基本结构，控制机构是使离合器主、从动部分分其余装置。离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传达，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，保证汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分别，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中碰到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防备传动系各零零件因过载而破坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。为了保证离合器拥有优秀的工作性能，设计离合器应知足以下基本要求：在任何行驶条件下，既能可靠地传达发动机的最大转矩，并有适合的

6、转矩设施，又能防备传动系过载。接合时要完满、平顺、轻柔，保证汽车起步时没有发抖冲击。分别时要快速、完整。从动部分转动惯量要小，以减少换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。应有足够的吸热能力和优秀的通风散热收效，以保证工作温度不致过高，延伸其使用寿命。应能预防和衰减传动系的扭转振动，并拥有吸取振动、和缓冲击和降低噪声的能力。控制轻盈、正确，以减少驾驶员的疲倦。作用在从动盘上的总压力和摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有牢固的工作性能。拥有足够的强度和优秀的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。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。随着汽车发

7、动机转速。功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正渐渐地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的控制形式正向自动控制的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延伸其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传达转矩的能力和简化控制，已成为离合器的发展趋势。第二节基本设计参数额定装载质最大总质量最大车速背角与臀角量（Kg）（kg）纵梁尺寸组号(Kmh-1)60001044095240*8=25=11015发动机最大转矩：Temax=366.5Nm;.发动机最高转速：nemax=3850rpm主传动比：i0=6.83一

8、挡传动比：i1=6.86车轮转动半径：486mm（前轮）471mm（后轮）第二节离合器的结构方案剖析一、从动盘的选择对乘用车和最大总质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在部署尺寸赞同条件下，离合器过去只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热优秀，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证完整分别，采用轴向有弹性的从动盘课保证接合平顺。本设计采用单片离合器。二、压紧弹簧和部署形式的选择膜片弹簧离合器是眼前汽车上应用最多的一类离合器，它的压紧弹性元件是膜片弹簧，同时膜片弹簧还起到分别杠杆的作用，结构特别简单。但它如故包括主动部分、从动部分、压紧装置、分别机构和

9、控制机构五大组成部分。膜片弹簧离合器在整体结构上还有一个特点，按其分别轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。本设计采用拉式膜片离合器。三、膜片弹簧的支承形式拉式膜片弹簧的支承形式分为无支承环式和单支承环式。本设计采用单支承环形式。四、压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块床孔式、传力销式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连结件之间都有空隙，在传动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近来几年来宽泛采用的驱动形式。本设计采用弹性传动片式。第三节离合器主要参数的选择一、后备系数后备系数是离合器很重要的参数，它在保证离合器能可靠传达发动机转

10、矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并依照汽车的使用条件、离合器结构形式的特点等，初步选定后备系数。离合器的后备系数介绍以下，载货车：=1.72.25。本设计初选=2.0。二、摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器空隙?t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的资料及其工作温度、单位压力和消磨速度等因素。摩擦片的资料主要只有石棉基资料、粉末冶金资料和金属陶瓷资料等。石棉基资料的摩擦因数f受工;.作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金资料和金属陶瓷资料的摩擦因数f较大且牢固。摩擦副摩擦系数许用压强p(MPa)许用温度()

11、摩擦资料对偶资料干式湿式干式湿式干式湿式石棉基摩铸铁、钢0.250.400.080.120.20.30.40.62602R0+50mm本设计d=190mm2*66mm+50mm=182mm，知足条件。为反应离合器传达的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传达的转矩应小于其许用值，即T4TcTcc0ZD2d2式中，Tc0为单位面积传达的转矩（Nm/mm2）；Tc0为其赞同值（Nm/mm2），按表选用离合器规格D/mm210210250250325325c020.280.300.350.40T*10-计算得Tc0=0.3660.35，知足条件。为降低离合器滑磨时的热负荷，防备摩擦片损害，关于不相同车

12、型，单位压力p0依照所用的摩擦资料在必然范围内选用，p0的最大范围为0.101.50MPa，即0.10p01.50MPap00.175Mpa，知足条件。为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防备摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即Ww4wZD2d2()式中，w为单位摩擦面积滑磨功（J/mm2）；w为其许用值（J/mm2），关于最大总质量大于6.0t的商用车：w=0.25J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可依照下式计算2ne2marr2W221800i0ig式中，ma为汽车总质量（kg）；rr为轮胎转动半径（m）；ig为

13、汽车起步时所用变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速（rpm），计算时商用车取1500rpm。22计算得W=1387.76J，w=0.127J/mm0.25J/mm，知足条件。二、膜片弹簧的弹性特点;.经过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷F1（N）集中在支撑点处，加载点间的相对轴向变形为1（mm）（以下列图b)，则膜片弹簧的弹性特点以下式表示Eh1lnR/r2HRrH1Rrh2F1f2Rr1R1r2R1r161111式中，E为资料的弹性膜量（MPa），关于钢：E=2.1105MPa；为资料的泊松比，关于钢：=0.3；为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度（mm）；h为膜片

14、弹簧钢板厚度（mm）；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径（mm）；R1、r1分别为压盘加载点和支承环加载点半径（mm）。三、膜片弹簧基本参数的选择1)比值H/h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特点影响极大。为保证离合器压紧力变化不大和控制轻盈，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.52.0；板厚h为24mm。本设计选用h=3.2mm，H/h=1.75，因此H=5.6mm。2)R/r比值和R、r的选择研究表示，R/r越大，弹簧资料利用率越低，弹簧越硬，弹性特点曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。为使摩擦片上的压力散布较平均，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc本设

15、计Rc=0.5*（0.5*325+0.5*190）=128.75mm，则取R/r=1.2，r=130mm，R=156mm。3)的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系亲密，=arctanH/(R-r)H/(R-r)，一般在915范围内。本设计经计算，=12.15，知足要求。膜片弹簧工作点地点的选择;.弹性特点曲线上的四个特点点：凸点M、凹点N、拐点H、工作点B10.30.60.91.21.51.82.12.42.7（mm）F1（mm）2043378652516458742881808736911793411（mm）33.33.63.94.24.54.85.15.41943294079

16、290909988568580829480167768F（mm）1（mm）5.766.36.66.97.27.57.88.11757174447408748576948055859193219925F（mm）1M3.1mm(F1M=7677N)1N6.3mm(F1N=6232N)1H=0.5*（1M+1N）4.7mm新离合器在接合状态时工作点B对应的变形量1B4.6mm（F1B6995N），摩擦片磨损极限工作点A对应的变形量1A2.6mm(F1A=7330N)，且A点处的膜片弹簧工作压紧力要较B点处略高，离合器分别时工作点C对应的变形量6.4mm(F1C=6248N)。1CF1B与F1M相差8

17、%，小于12%，可用。依照上述取值有1B/1H=0.98，在1B=（0.81.0）H范围之内；=1B1A=2.0mm，由得?s0=1mm，知足?s0在0.651.1mm之间的条件；1f=1C-1B=1.8mm，由1f=Zcs得?s=0.9mm，知足?s=0.751.0mm的条件。因此由上述膜片弹簧选用的参数求得的弹性特点;.曲线切合要求，膜片弹簧参数选用也知足要求。（Zc为摩擦片总的工作面数，单片式Zc=2；So为摩擦工作面最大赞同磨损量，s为完整分别时每对摩擦片面之间的空隙。）强度校核：式中，F2为膜片弹簧小端分别轴承作使劲，经计算F2=601.11N，将其余参数带入算得膜片弹簧所受应力为B

18、d=785MPa。关于资料为60Si2MnA的弹簧钢，其许用应力为15001700MPa。因此膜片弹簧切合要求。后备系数校核：=F1RcZc/Temax经计算，=1.525)分别指数目n的选择分别指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12。本设计取n=18。膜片弹簧小端内半径r0及分别轴承作用半径rf确实定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。本设计取r0=42mm，rf=45mm。切槽宽度1、2窗孔槽宽及窗孔内半径re确实定1=3.23.5mm，2=910mm，re的取值应知足r-re2的要求。本设计取1=3.5mm，2=10m

19、m，re=120mm。压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1确实定R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。R1应略小于R且尽量凑近R，r1应略大于r且尽量凑近r。;.本设计取r1=132mm，R1=154mm。四、膜片弹簧资料及制造工艺国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优秀高精度钢板资料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特点和表面质量等要求，需进行一系列热办理。本设计膜片弹簧采用60Si2MnA的资料。第五节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，进而降低传动系扭转系统的某阶（

20、过去为三阶）固有频次，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励惹起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。(一)扭转减振器的常有结构依照弹簧元件的不相同，扭转减震器又可分为弹簧摩擦式、液阻式和橡胶金属式三种。本设计采用弹簧摩擦式。(二)扭转减震器的特点及主要参数的选择极限转矩Tj极限转矩是指减振器在除去了限位销与从动盘毂缺口之间的空隙1时所能传达的最大转矩，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，与发动机最大转矩相关，一般可取Tj=(1.52.0)Temax式中，商用车：系数取1.5，即Tj=1.5Temax=550N?m扭转角刚度k为了预防惹起系统的

21、共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。设计时可按经验来初选k为k13Tj=7150N?m/rad阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不能能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必定合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选为T=(0.060.17)T本设计取T=0.1Temax=36.7Nm。预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有必然的预紧。研究表示，Tn增加，共振频次将向减小频次的方向搬动，这是有利的。可是Tn不应大于Tj，否则在反向工作时，扭转减振器将趁早停止工作，故取Tn=(0.050.15)Temax本

22、设计取Tn=35Nm。减震弹簧的地点半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2;.本设计取R0=65mm。6.减振弹簧个数ZjZj参照下表选用。摩擦片外径D/mm225250250325325350350Zj466881010本设计取Zj=6。7.减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的空隙?1或?2被除去，减震弹簧传达的转矩达到最大值Tj时，减震弹簧碰到的压力F为F=Tj/R0=550/0.065=8461.5N(三)减振弹簧计算单个弹簧的工作负荷FF=F/Zj=8461.5/6=1410.2N弹簧中径Dc一般由结构部署来决定，过去Dc1115mm。本次设计选用D

23、c15mm。弹簧钢丝直径ddmin8FDc式中，扭转许用应力可取550600MPa；过去取d=34mm经计算，dmin=0.3mm，现取d=4mm。减振弹簧刚度K应依照已选定的减振器扭转刚度及其散布半径尺寸，由下式算出，即k1000R02Zj经计算，K=282减振弹簧有效圈数iiEd48Dc3K经计算i=2.79，取i=3。为资料的剪切弹性模量，对碳钢可取E=8.3104MPa。减振弹簧总圈数n一般在6圈左右，总圈数n和有效圈数i之间的关系为n=i+(1.52)本设计取n=6。减振弹簧最小长（高）度lmin指减振弹簧在最大工作负荷下的工作长（高）度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要一;.定

24、的空隙，可确定为lmin()1.1nddn经计算，lmin=26.4mm。减振弹簧总变形量?l指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的最大压缩变形，为l经计算，?l=5.00mm。减振弹簧总自由高度l0指减振弹簧无负荷时的高度，为FKl0lminl经计算，l0=31.4mm。减振弹簧预变形量?l指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选用的预紧力矩相关，其值为lTnKZjR0经计算，?l=0.318mm。减振弹簧安装工作高度l它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为l=l0-?l经计算，l=31.082mm。从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角j减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂的极限转角

25、j与减振弹簧的工作变形量有?l”关，其值为l12arcsin2R0过去取3?12?，对平顺性要求高或工作不平均的发动机，取上限。;.经计算j=4。13?，切合条件。限位销与从动盘毂缺口侧边的空隙R2sin由于限位销暂时未选定，依照经验值取一般为2.54mm。因此取4mm。限位销直径d按结构部署选定，一般9.512mm。本次设计取10mm。第六节离合器主要零零件的结构设计一、从动盘总成从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应知足以下要求：（1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦片上的压力散布更平均等，从动盘应拥有轴向弹性。（3）要有足够

26、的抗爆裂强度。（4）为了预防传动系的扭转共振以及和缓冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器。本设计采用带扭转减振器的离合器。从动盘钢片从动盘钢片设计要求：1）尽可能小的转动惯量。2）拥有轴向弹性结构。厚度过去1.32.0mm，本设计取厚度2mm，采用整体式弹性从动钢片。波形弹簧片的压缩行程可取0.81.1mm，取其1.0mm从动盘毂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，花键的尺寸可依照摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax选用从动盘外径发动机转矩花花键外径花键内径齿厚b有效齿长l挤压应力D（mm）（Nm）键

27、Dd（mm）（mm）（MPa）齿（mm）（mm）数n;.32538010403254511.6花键毂轴向长度取40mm（一般与花键外径大小相同）经计算，挤压应力jy11.3MPa20Pa,知足条件。摩擦片从动盘摩擦片应有以下的一些综合性能：1）在工作时有相对较高且牢固的摩擦系数2）拥有小的转动惯量，资料加工性能优秀3）在短时间内能吸取相对高的能量，且有好的热牢固性4）能承受较高的压盘作用载荷5）承受相对较大的离心力载荷而不破坏6）有足够的剪切强度7）摩擦副有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦特点8）拥有优秀的性能/价钱比，不会污染坏境本设计摩擦片选用石棉基摩擦资料，从动片采用铆接方式。二、离合

28、器盖总成离合器盖离合器盖结构设计要求：应拥有足够的刚度，否则影响离合器的工作特点，增大控制时的分别行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能够完整分别。应与飞轮保持优秀的对中，免得影响总成的平衡和正常的工作。盖的膜片弹簧支承处应拥有高的尺寸精度。为了便于通风散热，防备摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通电扇片等。本设计离合器盖厚度为4mm，资料为08钢，盖上开通风窗孔，采用止口对中压盘压盘的内外径尺寸决定于摩擦片的内外径尺寸。依照摩擦片的内外径尺寸，选择压盘外径为329mm，内径为186mm。为知足刚度要求，压盘厚度取值范围为1525mm，初选用厚度为18mm。压盘为HT250，密度取7350kg/m3，D=329mm，d=194mm。利用上式求得压盘质量为7.65kg。下面进行离合器接合时温升的校核：;.式中，t为温升（oC）；L为滑磨功（N?m），Ja为汽车质量转变的转动惯量；ma为汽车总质量；rK为车轮转动半径；i0为主传动比，iK为变速器起步挡传动比；0为离合器开始滑磨时发动机的