课程设计离合器.docx
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课程设计离合器
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
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
一．设计任务：
商用汽车离合器设计
二．基本参数：
协助同组总体设计同学完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、调查研究、制定设计原则
2．根据给定的设计参数（发动机最大力矩，传动系传动比，驱动轮类型与规格，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性参数，设计出一套完整的离合器装置，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〕压紧装置与离合器别离装置设计
〔4〕扭转减振器设计
〔5〕操纵机构设计
4．完成三维零件的制作及实体装配
5．绘制装配图及主要零部件的零件图
四．设计要求
1．离合器总成的装配图，1号图纸一张。
装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。
2．主要零部件的零件图，3号图纸4张。
要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。
在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。
3．编写设计说明书。
4．三维装配模型
五．设计进度与时间安排
本课程设计为2周
１．明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料周。
２．设计计算0.5周
３．绘图0.5周
４．编写说明书、答辩周
六、主要参考文献
1．成大先机械设计手册〔第三版〕
2．汽车工程手册 机械工业出版社
3．陈家瑞汽车构造〔下册〕人民交通出版社
4．王望予汽车设计 机械工业出版社
5．余志生汽车理论 机械工业出版社
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须取得指导教师的认可，尤其在绘制总装配图前，设计方案应由指导教师审阅。
图面要清晰干净；尺寸标注正确。
〔2〕编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。
〔3〕独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，假设发现抄袭或雷同按不及格处理。
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%〕
评语
总成绩
指导教师
注意：
此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页。
第一节概述
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接的总成。
目前，各种汽车广泛采用的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别离的装置。
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递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分别离的装置。
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；在换挡时将发动机与传动系别离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；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，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。
为了保证离合器具有良好的工作性能，设计离合器应满足如下基本要求：
1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩设备，又能防止传动系过载。
2）接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有抖动冲击。
3）别离时要迅速、彻底。
4）从动部分转动惯量要小，以减轻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。
5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。
6）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。
7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。
8）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。
随着汽车发动机转速。
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逐渐地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。
因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。
第二节基本设计参数
额定装载质量〔Kg〕
最大总质量〔kg〕
最大车速（Km·h-1）
纵梁尺寸
背角与臀角
组号
6000
10440
95
240*8
α=25°β=110°
15
发动机最大转矩：
Temax=366.5N·m
发动机最高转速：
nemax=3850rpm
主传动比：
i0
一挡传动比：
i1=
车轮滚动半径：
486mm〔前轮〕471mm〔后轮〕
第二节离合器的结构方案分析
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，在使用时能保证彻底别离，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、压紧弹簧和布置形式的选择
膜片弹簧离合器是目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别离杠杆的作用，结构非常简单。
但它仍然包含主动部分、从动部分、压紧装置、别离机构和操纵机构五大组成部分。
膜片弹簧离合器在整体结构上还有一个特点，按其别离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接件之间都有间隙，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。
弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动形式。
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β
后备系数β是离合器很重要的参数，它在保证离合器能可靠传递发动机转矩的同时，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，并根据汽车的使用条件、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β推荐如下，载货车：
β。
本设计初选β=。
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、单位压力和消磨速度等因素。
摩擦片的材料主要只有石棉基材料、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。
摩擦副
摩擦系数
许用压强[p]（MPa）
许用温度（℃）
摩擦材料
对偶材料
干式
湿式
干式
湿式
干式
湿式
石棉基摩擦材料
铸铁、钢
~
~
<260
<120
本设计选用石棉基摩擦材料，取f。
三、摩擦片外径D、内径d和厚度b
根据公式D=100
=100
N·N·m
式中，一般载货汽车K=36〔单片〕
取值：
外径D〔mm〕
内径d〔mm〕
厚度b〔mm〕
C’=d/D
1-C’3
单面面积〔cm2〕
325
190
546
四、单位压力p
根据公式
式中：
Z为摩擦盘工作面数，单盘为2；A为摩擦片单面面积，m2。
计算得p≈MPa，满足条件。
第四节离合器的设计与计算
一、离合器基本参数的优化
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。
这些参数确实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.摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过65~70m/s，即
vD=
nemaxD*10-3
式中，vD为摩擦片最大圆周速度〔m/s〕；nemax为发动机最高转速〔rpm〕。
计算得vDm/s，满足要求。
2.摩擦片的内、外径比c应在范围内，即
≤c≤
，满足要求。
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β值应在一定范围内，最大范围为，即
≤β≤
本设计取β，满足条件。
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
d>2R0+50mm
本设计d=190mm>2*66mm+50mm=182mm，满足条件。
5.为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
6.
式中，Tc0为单位面积传递的转矩〔N·m/mm2〕；[Tc0]为其允许值〔N·m/mm2〕，按表选取
离合器规格D/mm
≤210
>210~250
>250~325
>325
[Tc0]*10-2
计算得Tc0，满足条件。
7.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，p0的最大范围为，即
≤p0≤
p0≈，满足条件。
8.为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片外表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
式中，w为单位摩擦面积滑磨功〔J/mm2〕；[w]为其许用值〔J/mm2〕，对于最大总质量大于的商用车：
2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功〔J〕，可根据下式计算
式中，ma为汽车总质量〔kg〕；rr为轮胎滚动半径〔m〕；ig为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。
计算得，J/mm2≤2，满足条件。
二、膜片弹簧的弹性特性
通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
〔mm〕〔以下图b），则膜片弹簧的弹性特性如下式表示
式中，E为材料的弹性膜量〔MPa〕，对于钢：
E=×105MPa；μ为材料的泊松比，对于钢：
μ；H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性影响极大。
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～；板厚h为2～4mm。
本设计选取，，所以。
2）R/r比值和R、r的选择研究说明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，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。
为使摩擦片上的压力分布较均匀，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
本设计Rc=0.5*〔0.5*325+0.5*190〕=mm，则取R/r=1.2，r=130mm，R=156mm。
3）α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α=arctanH/（R-r）≈H/（R-r），一般在9°～15°范围内。
本设计经计算，α°，满足要求。
4）膜片弹簧工作点位置的选择
弹性特性曲线上的四个特征点：
凸点——M、凹点——N、拐点——H、工作点——B
1〔mm〕
F1〔mm〕
2043
3786
5251
6458
7428
8180
8736
9117
9341
1〔mm〕
3
F1〔mm〕
9432
9407
9290
9099
8856
8580
8294
8016
7768
1〔mm〕
6
F1〔mm〕
7571
7444
7408
7485
7694
8055
8591
9321
9925
λ1M（F1M=7677N）λ1N（F1N=6232N）λ1H=0.5*〔λ1M+λ1N〕
新离合器在接合状态时工作点B对应的变形量λ1B〔F1B≈6995N〕，摩擦片磨损极限工作点A对应的变形量λ1A（F1A=7330N），且A点处的膜片弹簧工作压紧力要较B点处略高，离合器别离时工作点C对应的变形量λ1C（F1C=6248N）。
F1B与F1M相差8%，小于12%，可用。
根据上述取值有λ1B/λ1H，在λ1B=〔〕H范围之内；Δλ=λ1B—λ1Amm，由
得∆s0=1mm，满足∆s0在之间的条件；λ1f=λ1C-λ1Bmm，由λ1f=Zc∆s得∆s=mm，满足∆s～1.0mm的条件。
所以由上述膜片弹簧选取的参数求得的弹性特性曲线符合要求，膜片弹簧参数选取也满足要求。
〔Zc为摩擦片总的工作面数，单片式Zc=2；ΔSo为摩擦工作面最大允许磨损量，Δs为彻底别离时每对摩擦片面之间的间隙。
〕
强度校核：
式中，F2为膜片弹簧小端别离轴承作用力，经计算F2，将其他参数带入算得膜片弹簧所受应力为σBd=785MPa。
对于材料为60Si2MnA的弹簧钢，其许用应力为1500～1700MPa。
所以膜片弹簧符合要求。
后备系数校核：
β=F1μRcZc/Temax
经计算，β
5）别离指数目n的选择别离指数目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。
6）膜片弹簧小端内半径r0及别离轴承作用半径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。
7）切槽宽度δ1、δ2窗孔槽宽及窗孔内半径re确实定δ1，δ2=9~10mm，re的取值应满足r-re≥δ2的要求。
本设计取δ1，δ2=10mm，re=120mm。
8）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且尽量接近R，r1应略大于r且尽量接近r。
本设计取r1=132mm，R1=154mm。
四、膜片弹簧材料及制造工艺
国内膜片弹簧一般采用60Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料。
为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和外表质量等要求，需进行一系列热处理。
本设计膜片弹簧采用60Si2MnA的材料。
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，从而降低传动系扭转系统的某阶〔通常为三阶〕固有频率，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引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
（一）扭转减振器的常见结构
依据弹簧元件的不同，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）扭转减震器的特性及主要参数的选择
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缺口之间的间隙△1时所能传递的最大转矩，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，与发动机最大转矩有关，一般可取
Tj～2.0）Temax
式中，商用车：
系数取，即Tj=1.5Temax=550N•m
2.扭转角刚度kφ
为了防止引起系统的共振，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kφ为
kφ≤13Tj=7150N•m/rad
3.阻尼摩擦转矩Tμ
由于减振器扭转刚度受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Tμ。
一般可按下式初选为
Tμ～0.17）T
本设计取Tμ=emaxN·m。
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，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Tj，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取
Tn～0.15）Temax
本设计取Tn=35N·m。
5.减震弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0～0.75）d/2
本设计取R0=65mm。
6.减振弹簧个数Zj
Zj参照下表选取。
摩擦片外径D/mm
225~250
250~325
325~350
＞350
Zj
4~6
6~8
8~10
10
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间隙∆1或∆2被消除，减震弹簧传递的转矩到达最大值Tj时，减震弹簧受到的压力F∑为
F∑=Tj/R0=550/65=N
（三）减振弹簧计算
1.单个弹簧的工作负荷F
F=F∑/Zj=N
2.弹簧中径Dc
一般由结构布置来决定，通常Dc＝11～15mm。
本次设计选取Dc＝15mm。
3.
弹簧钢丝直径d
式中，扭转许用应力[τ]可取550~600MPa；通常取d=3~4mm
经计算，dmin=0.3mm，现取d=4mm。
4.减振弹簧刚度K
应根据已选定的减振器扭转刚度及其分布半径尺寸，由下式算出，即
经计算，K=282
5.减振弹簧有效圈数i
经计算i=2.79，取i=3。
E为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取E=8.3×10^4MPa。
6.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+（1.5~2）
本设计取n=6。
7.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的间隙，可确定为
经计算，lmin=26.4mm。
8.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
经计算，∆l=5.00mm。
9.减振弹簧总自由高度l0
指减振弹簧无负荷时的高度，为
经计算，l0=31.4mm。
10.减振弹簧预变形量∆l’
指减振弹簧安装时的预压缩变形，它和选取的预紧力矩有关，其值为
经计算，∆l’=0.318mm。
11.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。
12.从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角φj
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φj与减振弹簧的工作变形量有∆l”关，其值为
通常取3˚~12˚，对平顺性要求高或工作不均匀的发动机，取上限。
经计算φj=4。
13˚，符合条件。
13.限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙λ
由于限位销暂时未选定，根据经验值取一般为2.5～4mm。
因此取λ＝4mm。
d’
按结构布置选定，一般＝9.5～12mm。
本次设计取＝10mm。
第六节离合器主要零部件的结构设计
一、从动盘总成
从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
〔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、摩擦片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性。
〔3〕要有足够的抗爆裂强度。
〔4〕为了防止传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器。
本设计选用带扭转减振器的离合器。
1.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〕具有轴向弹性结构。
厚度通常1.3~2.0mm，本设计取厚度2mm，采用整体式弹性从动钢片。
2.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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax选取
从动盘外径D〔mm〕
发动机转矩〔N·m〕
花键齿数n
花键外径D’〔mm〕
花键内径d’〔mm〕
齿厚b〔mm〕
有效齿长l〔mm〕
挤压应力σ〔MPa〕
325
380
10
40
32
5
45
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σjy≈11.3MPa<20Pa,满足条件。
3.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稳定的摩擦系数
2〕具有小的转动惯量，材料加工性能良好
3〕在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的热稳定性
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性
8〕具有优良的性能/价格比，不会污染坏境
本设计摩擦片选取石棉基摩擦材料，从动片采用铆接方式。
二、离合器盖总成
1.离合器盖
离合器盖结构设计要求：
1）应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的别离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底别离。
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。
本设计离合器盖厚度为4mm，材料为08钢，盖上开通风窗孔，采用止口对中
2.压盘
压盘的内外径尺寸决定于摩擦片的内外径尺寸。
根据摩擦片的内外径尺寸，选择压盘外径为329mm，内径为186mm。
为满足刚度要求，压盘厚度取值范围为15～25mm，初选取厚度为18mm。
压盘为HT250，密度
取7350kg/m
，D=329mm，d=194mm。
利用上式求得压盘质量为kg。
下面进行离合器接合时温升的校核：
式中，
为温升〔
〕；L为滑磨功〔
〕，
为汽车质量转化的转动惯量；
为汽车总质量；
为车轮滚动半径；
为主传动比，
为变速器起步挡传动比；
为离合器开始滑磨时发动机的角速度；
为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘，
＝0.5；双片离合器压盘，
＝0.25；双片离合器中间压盘，
＝0.5；c为压盘的比热容，对铸铁压盘c=544.28J/（kg·K）;
为压盘质量〔kg〕。
计算求得
，L=25555J，
=3.07
，
，所以压盘参数满足要求。
压盘传力结构选择：
传动片式传力结构能消
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