离合器设计课程设计报告

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3离合器的设计目的3离合器的工作原理3离合器的设计要求3第2章离合器的构造方案分析5车型、技术参数5从动盘数的选择5压紧弹簧和布置形式的选择5膜片弹簧的支承形式6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B83.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙4183.3单位压力p803.4摩擦片外径D内径d和厚度b9计算校核93.5.1离合器的摩擦力矩T与构造参数(R)确实定9C C3.5.2最大圆周速度103.5.3单位摩擦面积传递的转矩T10c03.5.4单位摩擦面积滑磨功10第4章膜片弹簧的设计12膜片弹簧的根本参数的选择12H4.1.1截锥高度H与板厚h比值H和板厚h的选择12hR4.1.2自由状态下碟簧局部大端R、小端「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别离指数目n的选取124.1.5膜片弹簧最小端内半径r0及别离轴承作用半径rf124.1.6切槽宽度81.82及半径r13e4.1.7压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1确实定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16扭转减振器主要参数16图5-1三级非线性减震器扭转特性曲线16极限转矩j165.1.2扭转角刚度%175.1.3阻尼摩擦转矩T175.1.4预紧转矩Tn175.1.5减振弹簧的位置半径R017Z5.1.6减振弹簧个数Zj185.1.7减振弹簧总压力F工185.1.8极限转角9j18减振弹簧的计算185.2.1减振弹簧的分布半径Ri185.2.2单个减振器的工作压力P195.2.3减振弹簧尺寸19第6章离合器主要零部件的构造设计22从动盘毂的设计226.2从动片的设计226.3离合器盖构造设计的要求226.4压板的设计236.5压板的构造设计与选择23第7章离合器轴的选取与校核257.1离合器轴的扭转强度工n校核257.2离合器花键轴剪切强度T校核257.3离合器轴的花键挤压强度校核26参考文献27致谢：28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。了解从动盘总成的构造，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的构造，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工程、自学的能力，掌握单独设计课题和工程的方法，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构造简单、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工程奠定良好的根底。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，其主动局部与发动机飞轮相连，从动局部与变速器相连。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、从动局部间的摩擦来传递动力且能别离的机构。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别离，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，并有适当的转矩储藏，又能防止过载。接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。别离时要迅速、彻底。从动局部转动惯量要小，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。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，延长寿厶命。应能防止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操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。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。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。构造应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装维修、调整方便等。第2章离合器的构造方案分析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：6.142一档速比：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别离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点：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X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。当离合器别离时，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簧和别离杠杆的作用，使构造简单紧凑，轴向尺寸小,零件数目少，质量小；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；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；易于实现良好的通风散热，使用寿命长；平衡性好；有利于大批量生产，降低制造本钱。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。24膜片弹簧的支承形式我们选用了拉式膜片弹簧，图为拉式膜片弹簧的支承形式一单支承环形式,将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。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：它是将压盘的反面凸起局部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，此方式构造简单，应用较多；缺点：压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦，因而接触局部容易产生别离不彻底。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构造上稍显复杂一些，但它没有相对滑动局部，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；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。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，其他的构造特征都与径向传动驱动方式一样。经比拟，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B后备系数B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B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B选择：1.20~1.75，本次设计取B=1.2。3・2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙At3.2.1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X围见下表3-1。表3-1摩擦材料的摩擦因数f的取值X围摩擦材料摩擦因数f摩擦材料石棉基材料粉末冶金材料金属陶瓷材料模压

编织

石棉基材料粉末冶金材料金属陶瓷材料模压

编织

铜基

铁基0.20~0.250.25~0.350.25-0.350.35-0.500.70-1.50本次设计选用粉末金属材料铜基，取f=0.30o3.2.2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构造尺寸。由于本次设计取用单片离合器，所以Z=2。323离合器间隙At的选择：离合器间隙At是指离合器处于正常结合状态、别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，在别离轴承和别离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙At—般为3-4mm。本次设计取At=3mm。3.3单位压力p0单位压力p决定了摩擦外表的耐磨性，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取值X围见表3-2。0表3-2摩擦片单位压力p的取值X围0摩擦片材料单位压力P0/Mpa石棉基材料模压0.15-0.25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Po选择:°35MPa<P°<0・5Mpa，本次设计取p=0.4MPa0。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。当离合器构造形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩T，适中选择emax后备系数0和单位压力p，可估算出摩擦片外径，即0-12PT1 emaxD=nfZpo（1-c3）=3；'3.14xO；；2。.：0】一0.63)^163^m (3-1)取D=180mm当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.53-0.70之间来确取c=d/D=0.6,d=0.6D=0.6x180=108mm，取d=100mm摩擦片厚度b主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三种。取b=3.5mm3.5计算校核3・5・1离合器的摩擦力矩T与构造参数(R)确实定ccT二fFZR=0T=1.2*180二216(N.m)〔3-2〕cc emaxf——摩擦系数，铜基对钢铁f=0.3；F——摩擦面受压紧力(N)；摩擦合力作用半径(mm),摩擦合力作用半径(mm),R=0.25(D+d)=70cZ 摩擦面数，从动盘数的2倍。3.5.2最大周速度3.5.2最大周速度vn Dxl03二314x3200xl80x10-3沁30.14m/s<65-70m/s 〔3-3〕D60emax 60式中，摩擦片最大圆周速度〔m/s〕；nenemax发动机最高转速取5500r/min；D——摩擦片外径径取225mm；故符合条件。3・5・3单位摩擦面积传递的转矩tc0、= 4、= 4Tcc0nZ(D2一d2)4x2163.14x2x(1803-1003)沁0.00002(N•m/mm2)〔3-4〕式中，t一离合器传递的最大静摩擦力矩180N-m；当摩擦片外径D>210时,C[T]=0.28N•m/mm2>0.00002•m/mm2，故符合要求。c03-5〕3.5.4单位摩擦面积滑磨功3-5〕 en 2(1-1/0)(1/J+1/J)en式中：3en 发动机标定角速度；0——离合器储藏系数；Je—发动机运动局部转动惯量〔一般飞轮转动惯量1.2倍〕；每个圆环转动惯量np(d4一d4)b32wnP 材料密度，P=7800kg/m3,d、d 环的外、内径(m),b 圆环厚度〔m〕。wn转换到离合器轴上整车转动惯量；J=nm(a(kgm2)m 汽车总质量之和〔kg〕，r 驱动力的动力半径(m),工iar传动比。经简化后，可按下式计算：车启动时传动系总的兀2n2mr2VW= ear1800i2i20g沁9.7J3-6〕单位面积的摩擦功①=2.8*10-4J/mm2<兀(D2-d2)Z[«]3-7〕轿车［①］=0.40J/mm>轻货［①］=0.33J/mm>重货［①］=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B 厚度b 单位压力Po180mm 100mm 1.23.5 0.4MPa第4章膜片弹簧的设计4.1膜片弹簧的根本参数的选择4・1・1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—般为1.5~2.0,板厚h为2~4mm。取h=2.5mm,H/h=1.7，即H=1.7h=4.25mm4・1・2自由状态下碟簧局部大端R、小端r的选择和R比值r研究说明「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。根据构造布置和压紧力的要求。R/「一般为1.20-1.35。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R=70mm。即c70mm<R<摩擦片外径径180mm取R=80mm取R/r=1.33,r=R/1.33=60mm4・4・1・3膜片弹簧起始圆锥底角。的选择膜片弹簧自由狀态下圆锥角a与内截锥高度H关系密切，a=arctanH/（R-r）« R-r）,a—般在9°~15°X围内。a=arctanH/（R-r）=12.2。，符合要求。4.1.4别离指数目n的选取别离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12。取别离之数目n=18o4・1・5膜片弹簧最小端内半径r及别离轴承作用半径r0fro由离合器的构造决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。rf应该大于

4・1・6切槽宽度51s52及半径re取51=3.3mm,52=10mm,r满足r-r>=52,那么eer<=r-52=60一10=50mm，故取r=50mm。ee4・1・7压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1确实定R1和r1需满足以下条件：1<R—R1<7,0<r1—r<6应选择R1=75mm,r1=62mm.4.1.8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与变形量九弹性公式:4Eh九

4Eh九

（1—卩2）D2A[（H—九）（H—九/2）+h2]4-1〕E—钢片弹性模量，钢E=206Gpa-泊桑比，钢卩=0.3表4-1碟形弹簧系数D/dAC1C2

1.30.3881.0441.0921.40.4641.0621.1351.50.5231.0981.1781.60.5711.1241.2191.70.6121.1491.260由于D/d在1.3~1.4之间，所以A二0.388+(1.33-1.3)*(0.464-0.388)/(1.4-1.3)二0.411mm把上述数据代人碟形弹簧的载荷F与变形量九弹性公式用Matlab编辑程序可得膜片弹簧弹性曲线图4-1:s单位m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别离指数n圆底锥角4．25mm2.5mm1812.2°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，尽可能避开由发动机转矩主谐量鼓励引起的共振。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。5・1・1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T=(1.5〜2.0)Tj emax对于商用车，系数取1.5,计算得T=1.5T=1.5x180=240N•mj emax5.1.2扭转角刚度K为了防止引起传动系统的共振,要合理选择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X围内。由经历公式初选K<13T,K<13T=13x240=3120N•m/rad，故取K的9j0 j 9值为3000N.m/rad。5・1・3阻尼摩擦转矩T由于减震器扭转刚度K受构造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X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)T卩 emax取T=0.1T =0.1x180=18N•m卩 emax5.1.4预紧转矩tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究说明，T增加，共振频率将向减小频n率的方向移动，这是有利的。但是T不应该大于T，否那么在反向工作时，扭转减震器将TOC\o"1-5"\h\zn 卩提前停顿工作，故T满足以下关系：nT=(0.05-0.15)T 且 T<T=18N•m ， 而n emax n卩T=(0.05-0.15)T=9-24N•m，那么初选T=18N•mn emax n5・1・5减振弹簧的位置半径R。R的尺寸应尽可能大些，一般取R=(0.60〜0.75)d/2,那么取00R0二0.7d/2=0.7x100/2=35(mm)，取为35mm.减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D<250mm时，Z=4~6j故取Z=6j减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩到达最大值Tj时，减振弹簧受到的压力FE为F=T/R=240/(35x10-3)=6857.14N(5_[)5・1・8极限转角巴TOC\o"1-5"\h\z减震器从预紧转矩T增加到极眼转矩T.时，从动片相对从动盘毂的极眼转角*为n j j申=2arcsin (5-2)j 2R0式中，Al为减震弹簧的工作变形量。匚通常取3~12度，对汽车平顺性要求高或者发动机工作不均匀时，匚取上限。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。5.2.1减振弹簧的分布半径R1叫的尺寸应尽可能大些，一般取R=(0.60~0.75)d/2,式中，d为离合器摩擦片内径，故Ri=0.7d/2=0.7x100/2=35(mm),即为减振器根本参数中的R°5・2・2单个减振器的工作压力PP二住/z二685714/6二1142.86N©_3)5.2.3减振弹簧尺寸1〕弹簧中径Dc其一般由布置构造来决定，通常Dc=11~15mm故取Dc=12mm2〕弹簧钢丝直径d：8PDc ；8x1142.85x12d=3 =3 “x580=3.92mm(5_4)式中，扭转许用应力k］可取550~600Mpa,故取为580Mpad取4mm3〕减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值k申及其布置尺寸R1确定，即3120K3120TOC\o"1-5"\h\zk-1OOoR]2n-1000x(35x10-3)2x6~424.5("1 (5-5)4〕减振弹簧有效圈数i.Gd4 8.3x104x(4x10-3)4i= = u48D3k8x(12x10-3)3x424.5x10-3 (5_6)c5〕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)=6

6〕减振弹簧最小高度l.二n(d+6)沁l.ldn=1.1x4x9=39.6(5-7)min7〕弹簧总变形量1142.86424.51142.86424.5=2.69mm(5-8)8〕减振弹簧总变形量〈l二l+Ml二39.6+2.69二42.29mm(5-9)0min9〕减振弹簧预变形量M'=厂= 18 =0.20mm(5-10)kZR424.5x6x35x10-3110〕减振弹簧安装工作高度/l=l-Al'=42.29-0.20=42.09mm(5-11)011〕从动片相对从动盘穀的最大转角J最大转角J和减振弹簧的工作变形量Al”(Al''=Al-Al')有关，其值为a=2arcsin(Al"/2R)=2(5-12)112〕限位舗与从动盘穀缺口侧边的间隙*=R2sina，式中,r2为限位舗的安装尺寸。值一般为2.5~4mm。所以可取*1为3mm,r2为41mm。13〕限位舗直径d'd'按构造布置选定，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Tm预紧转矩Tn减振弹簧的位置半径RO减振弹簧个数Zj240N・m18N・m18N・m35mm6.word..第6章离合器主要零部件的构造设计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，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax来选择，相关参数如表6-1所示:表6-1从动盘毂相关参数摩擦片外径D/mm发动机最大转矩T/(N•m)emax花键尺寸挤压应力/MPac齿数n外径D'/mm内径d'/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm18018010352843510.26.2从动片的设计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：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。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。应安装扭转减振器，以防止传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为1.8mm。6.3离合器盖构造设计的要求应具有足够的刚度，否那么影响离合器的工作特性，增大操纵时的别离行程减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底别离。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。盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了便于通风散热，防止摩擦外表温度过高，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。乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm6.4压板的设计对压盘构造设计的要求: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。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别离，厚度约为15~25mm。选18mm。与飞轮应保持良好的对中，并要进展静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15-20g・cm。压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，—般采用HT200、HT250、HT300,硬度为170~227HBS。压盘厚度选18mm。6.5压板的构造设计与选择t=旦(6-1)mcVp=h(D-d)叩(6-2)t=yWhGD2^)Kpc0.