汽车离合器课程设计(共21页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上目 录一、 离合器概述- 2二、 设计要求及技术参数- 2(一) 设计基本要求- 2(二) 技术参数- 2三、 结构方案分析- 2(一) 从动盘数的选择- 2(二) 压紧弹簧和布置形式的选择- 3四、 离合器主要参数选择- 3(一) 后备系数-3(二) 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t- 3(三) 单位压力P0- 4(四) 摩擦片外径D、内径d和厚度b- 5(五) 对所取摩擦片标准尺寸进行验证- 5五、 离合器的设计与计算- 6(一) 离合器基本参数的优化- 6六、 膜片弹簧的设计- 7(一) 膜片弹簧的弹性特性曲线- 8(二) 膜片弹簧的基本参数的选择- 8(三

2、) 特性曲线的绘制- 9七、 膜片弹簧的强度计算与校核- 12八、 膜片弹簧的优化设计- 13九、 主要零部件的设计- 14(一) 扭转减震器的设计- 14(二) 从动盘总成的设计- 17(三) 离合器盖总成的设计- 19(四) 压盘的设计- 19十、 离合器的操纵机构- 20十一、 设计小结- 20十二、 参考文献- 21一、 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，各种汽车广泛采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置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构、和操纵机构等

3、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；在换档时将发动机与传动系分离，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荷时，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；有效地降低传动系中的振动和噪声。二、 设计要求及其技术参数(一) 设计基本要求：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

4、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，延长寿命。6） 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。7） 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。(二) 技术参数:车型：沃尔沃整车质量（kg）：1637最大扭矩/转速（Nm/rpm）：400/5000主减速比：3.38一档速比：3.77滚动半径：306mm三、 结构方案分析(一) 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

5、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合平顺。(二) 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：1) 具有较理想的非线性弹性特性。2) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。4) 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。5) 通风散热良好，使用寿命长。6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。2. 与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优

6、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，零件数目更少，质量更小等。四、 离合器主要参数的选择(一) 后备系数后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力，减少离合器滑磨，取大些；货车总质量较大，也应该选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取应比汽

7、油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，也应选取小些。在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数。汽车离合器后背系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20-1.75最大总质量为6-14t的商用车1.50-2.25挂车1.80-4.00由于所设计的是轿车的离合器，所以选择=1.3(二) 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t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。表4-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩 擦 材 料摩擦因数石棉基材料模压0.200

8、.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4本次设计初取f = 0.30 。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。本次设计取单片离合器 Z = 2 。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 。(三) 单位压力p摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。离合器使用频繁,工作条件

9、比较恶劣单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。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 取值范围见表4-2。表4-2 摩擦片单位压力p的取值范围摩擦片材料单位压力p/Mpa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50p选择：

10、0.10 MPa p0 1.50 MPa ，本次设计初取 p = 0.3MPa 。(四) 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。D=312Temaxfp0z(1-c3)=3121.34001033.140.320.3(1-0.623)=243.8离合器摩擦片尺寸系列和参数表外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.68

11、70.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037摩擦片标准系列尺寸，取D=250mm d=155mm b=3.5mm c=0.620 1-c3=0.762(五) 对所取摩擦片标准尺寸进行验证为保证离合器在任何工况下都能可靠的传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc=Temax=1.3400=520N.

12、M式中Temax为发动机的最大转矩，为离合器的后备系数；Tc=12fZP0D31-C3P0=12TCD3(1-C3)=125201033.140.3225030.762=0.28MPa式中，f为摩擦因数取0.3；P0为单位压力MPaZ为摩擦面数取2；D为摩擦片外径取250mm；d为摩擦片内径取155mm；摩擦片材料选择石棉基材料，P0为单位压力0.28，为摩擦因数取0.3。摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨

13、。要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面油水对摩擦性能的影响应最小结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。经检验各项初选参数均满足适应范围。五、 离合器的设计与计算(一) 离合器基本参数的优化1) 最大圆周速度摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度D不超过6570m/s,即D=60nema

14、xD10-3=60500025010-3=65.4m/s6570m/s式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取5000；为摩擦片外径径取250；故符合约束条件。2) 摩擦片的内、外径比c应在0.530.70内c=dD=0.62故符合约束条件3) 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，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0本设计中所选=1.3，故符合约束条件。4) 为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm，即d2R0+50mm本设计中d=155mm，R0=50mm（见后面扭转减振器设计），故符

15、合约束条件。5) 单位压力6) 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P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取， 的最大范围为0.101.50Mpa，由于已确定单位压力0.28Mpa，在规定范围内，故满足要求7) 单位摩擦面积滑磨功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应小于其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W=2ne21800marr2i02ig2=2370.30623.3823.772=20683J式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)m 为汽车总质

16、量取1637kg；rr 为轮胎滚动半径0.306m；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.38；i为主减速器传动比3.77；n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min;=4WZ(D2-d2)=4206832(2502-1552)=0.34 Jmm2式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取20683J对于乘用车：=0.40Jmm2，则，符合约束条件。摩擦片的相关参数如下表摩擦片外径D摩擦片内径d后备系数厚度b单位压力P0250mm155mm1.33.5mm0.28MPa六、 膜片弹簧的设计(一) 膜片弹簧的弹性特性曲线图4-1 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在

17、承载过程中，其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：式中，E-弹性模量，钢材料取E=2.1Mpa； b-泊松比，钢材料取b=0.3； R-自由状态下碟簧部分大端半径，mm ； r-自由状态下碟簧部分小端半径，mm ； -压盘加载点半径，mm ； -支承环加载点半径，mm； H-自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm ；h-膜片弹簧钢板厚度，mm 。(二) 膜片弹簧基本参数的选择1） 比值H/h 和 h 的选择 为了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

18、h一般为1.52.0，板厚h为24故初选h=2.2, Hh=1.7则H=1.8h=3.74.2） R/r比值和 R、r的选择研究表明。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值宜为大于或等级Rc。取r=102mm，R/r=1.20，则R=122.4mm，为了计算方便，R取整数R=125mm，则R/r=1.2253） 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，一般在915范围内。arctanH/(R-r)=arctan3.74/(12

19、5-102)9.24，满足915的范围。4） 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 。5） 膜片弹簧小段内半径r及分离轴承作用半径r的确定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。取r0=34mm，rf=35mm6） 切槽宽度、及半径r 的确定= 3.23.5 mm，= 910 mm，r的取值应满足r - r 。本次设计取 = 3.4 mm，= 10 mm ，r r -= 92 mm 。故取r=907） 压盘加载点半径R 和支承环加载点半径r 的确定R1和r1需满足下列条件：1R-

20、R170r1-r6故选择R1124mm， r1104mm.(三) 特性曲线的绘制利用Matlab软件进行特性曲线的绘制，程序如下：function fun()x1=0:0.5:12;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2.1*105;%弹性模量（Mpa）b=0.3;%泊松比R=125;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=102;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.74;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=124;%压盘加载点半径（mm）r1=104;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log

21、(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b); axis(0,7,0,5000);%设置坐标hold onhold off,grid onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力F1/N)title(F1-x1特性曲线)图形如下：图4-2 膜片弹簧特性曲线1） M点、N点的确定确定膜片弹簧的工作点位置，程序如下:function fun()x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.1*105;%弹性模量（Mpa）b=0

22、.3;%泊松比R=125;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=102;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.74;%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.2;%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=124;%压盘加载点半径（mm）r1=104;%支承环加载点半径（mm）P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b2)*log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2);%以下用于绘图clfplot(x1,P1,-b); axis(0,7,0,5000);%设置坐标hold onhold off,grid

23、 onxlabel(变形x1/mm)ylabel(工作压力F1/N)title(F1-x1特性曲线)zoom outx,y=ginput(1)x,y=ginput(1)输出结果为:x = 2.1749y =2.3189e+003x =4.2991y =1.9290e+003则可知 M点坐标（2.17，2319）N点坐标（4.30， 1929）2） H点的确定上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，且，则3） B点的确定新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点M之间，且靠近或在H点处，一般，即，取，选取=3.00，对应的压紧力为2194N一般要求，膜片弹簧压紧力的峰值较设计值

24、B点的增加量应不大于12%，满足设计要求。七、 膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。B点的应力tB为tB=E1-2re-r22-e-r+h2令dtBd=0,可求出tB达到极大值时的转角Pp=+h2(e-r)自由状态时碟簧部分的圆锥底角=9.24O =0.16rad中性点半径e=(R-r)/ln(R/r)=113.1mm。此时P=0.16+2.2/(113.1-102)2=0.26rad离合器彻底分离时,膜片弹簧子午断面的实际转角为fp,计算时tB，应取p；如果f350Z466881010摩擦片外径D = 250 mm ，可选择Z为68

25、，选取Z=6g) 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，减震弹簧传递的转矩达到最大值T时，减震弹簧受到的压力F为F = T/R = Nmm/50 = 16000 N (2-11)h) 极限转角本次设计 取10。3） 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。a) 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式中，d为离合器摩擦片内径故 R1=R0=50mmb) 单个减振器的工作压力PP=FZ=2666.7 Nc) 减振弹簧尺寸i. 弹簧中径Dc其一般由布置结构来决定，通常Dc=111

26、5mm故取Dc=14mmii. 弹簧钢丝直径dd=38PDc=382666.714580=5.47mm式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpad取5.5 mmiii. 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k=k1000R12n=0.0526=693.3 N/mmiv. 减振弹簧有效圈数i=Gd48Dc3k=8.31045.548143693.3=4.06式中G为材料的剪切弹性模量，对于低碳钢G=8.3104Mpa。v. 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)=6减振弹簧最小高度lmin=nd+nd=33m

27、m弹簧总变形量l=Pk=2666.7693.3=3.85mm减振弹簧总变形量=33+3.85=36.85mm减振弹簧预变形量l=TnkZR1=30693.3650=0.144mm减振弹簧安装工作高度=36.85-0.144=36.706mmvi. 从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振弹簧的工作变形量有关，其值为=4.248vii. 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。所以可取为4mm, 为54mm.viii. 限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm扭转减振器相关参数表极限转矩Tj阻尼摩擦转矩T预紧转矩Tn减震弹簧位置半径R0

28、减震弹簧个数Zj800Nm40Nm30Nm50mm6(二) 从动盘总成的设计1） 从动盘毂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由表3-1选取。表6-2 从动盘毂花键的尺寸摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.3250196103

29、52843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0本次设计D = 250 mm ，T= 400 Nm 故选择花键类型为：摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm250400104032550132） 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：a) 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。b) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而

30、且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。c) 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为4mm(三) 离合器盖总成的设计离合器盖结构设计的要求：a) 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。b) 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。c) 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。d) 为了便于通风散热，防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。e) 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3mm(四) 压盘的设计对压盘结构设

31、计的要求:a) 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。b) 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 。c) 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 gcm 。d) 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，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。压盘的结构设计与选择t = (1)m = = (2)t=Wh(D2-d24)c=0.510-30.252-0.155247800481.4=6.08式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=14539J为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. =0.5；m为压盘质量(kg)V为压盘估算面积；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；为铸铁