离合器设计Word文档格式.docx
《离合器设计Word文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《离合器设计Word文档格式.docx（21页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
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。
1.2技术参数及论文要求
车型：
自行式C型房车
整车质量（Kg）：
4500
最大扭矩/转速（N·
m/rpm）:
600/2500
主减速比：
4.388
一档速比：
3.454
滚半径：
（mm）：
300
本次课程设计的基本内容有：
1.根据所给的车型及整车技术参数,选择合适离合器的结构类型,设计计算确定其相关参数与尺寸;
2.绘制离合器总成工程图纸一份（A1）
3.绘制离合器部件总成工程图纸一份（A2）;
4.绘制典型零件工程图纸三份以上（A3）；
完成设计计算书一份
1.3膜片弹簧离合器结构
膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。
1）离合器盖
离合器盖一般为120°
或90°
旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。
离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。
2）膜片弹簧
膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；
从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。
3）压盘
压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。
压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。
4）传动片
离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；
在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。
这些动作均由传动片完成。
传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。
在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；
在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
5）分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。
分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。
目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。
1.4膜片弹簧离合器的优点
膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：
1）膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；
2）膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，
零件数目少，质量小；
3）高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；
4）膜片弹簧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）易于实现良好的通风散热，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
1.5
膜片弹簧离合器的工作原理
由图可知，离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。
当离合器盖总成随飞轮转动时（构成离合器主动部分），就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力
三、摩擦式离合器基本参数选择
1.离合器传扭能力计算离合器传扭能力取决于摩擦力矩的大小，即摩擦面的压紧力、摩擦力的作用半径、摩擦副材料以及摩擦片工作面数决定，理论公式为：
TcmaxPfRcZC
（1）
式中：
Tcmax为离合器最大摩擦力矩；
P为作用离合器面上的总压紧力；
f为摩擦因数；
Rc为平均摩擦半径，它由摩擦片外径D
33
和内径d决定，即RC13DD2dd2或RC41Dd（d/D≥0.6时）；
ZC为摩擦工作面数。
为离合器后备系数，一般1。
为了保证离合器有足够的使用寿命，式
（1）中P应有足够大的摩擦面积来承受，即单位面
积上的压力P0不能太大。
kD为直径系数，一般，轿车：
kD=14.5；
轻、中型货车：
单片kD=16~18.5，双片
kD=13.5~15；
重型汽车：
kD=22.5~24。
离合器尺寸应符合尺寸系列标准GB5764-86《汽车用离合器片》（教材中表4-1）；
另外，所选外径D应使摩擦片最大圆周速度不超过65m/s，以免摩擦片飞离。
vDnemaxD10365~70m/s
D60emax
式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）;
nemax为发动机最高转速（r/min）所以：
vDnemaxD103580022510368m/s70m/s
6060
故符合条件。
2）摩擦片内径d
内径dC'
D，式中：
C'
为内外径比值。
按设计经验，推荐C'
=0.53~0.7；
一般，发动机转速越高，取值越大。
具体值查离合器摩擦
片尺寸系列。
3）摩擦片厚度
中国规定了三种：
3.2、3.5和4mm。
3.离合器后备系数确定
初选外径同时，还应初选离合器后备系数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。
值选取要合适，不能太大或太小。
通常，各类汽车的取值范围如下：
轿车、微型和轻型
汽车：
=1.2~1.75；
中、重型货车：
=1.5~2.25；
越野车和牵引车：
=1.8~4.0。
离合器后备系数精确值要待离合器设计完毕后才能确定。
4.单位压力P0确定
摩擦面上的单位压力P0值和离合器本身的工作条件、摩擦片直径大小、后备系数以及摩擦片材质及其质量等因素有关。
单位压力P0选取有一具体建议：
对于小轿车：
当摩擦片外径D=230mm，P0=0.25MPa
当摩擦片外径D大于230mm，P01.1D8MPa
对于载重汽车：
当摩擦片外径D=230mm，P0=0.2MPa
当摩擦片外径D=380~408mm，P0=0.14MPa
对于市内公交车：
一般单片离合器：
P0=0.13MPa
大的多片离合器：
P0=0.10MPa
当摩擦片选用不同材料时，可按指导书中表3-3选取。
根据发动机的最大转矩Temax，用式（4）校核摩擦片单位压力是否在允许范围内。
式中，f为摩擦因数取0.3；
p0为单位压力（MPa）
Z为摩擦面数取2；
D为摩擦片外径取200mm；
d为摩擦片内径取140mm；
摩擦片材料选择石棉基材料，p0为单位压力0.25MPa，f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：
⑴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。
⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。
⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好⑷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⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面
⑹油水对摩擦性能的影响应最小⑺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0.23左右,在该设计中选取的是石棉合成物（模压）制成的摩擦片。
摩擦片的相关参数如表2
表2
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b
单位压力Po
430mm
230mm
1.2
4
0.12MPa
四、离合器零件结构选型和设计计算
1、从动盘设计从动盘时应注意满足以下三个方面的要求：
（1）为较少换挡齿轮间冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；
（2）为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性；
（3）为避免扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应装有扭转减振器。
1）从动片
（1）结构形式：
常有三种典型形式：
a）整体式弹性从动片；
b）分开式弹性从动片；
c）组合式弹性从动片。
我们选用整体式弹性从动片
（2）材料选择
从动片材料与所用的结构型式有关，不带波形弹簧片的从动片（即整体式）一般用高碳钢或弹簧片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。
采用波形片（即分开式或组合式）时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。
（3）从动片基本尺寸
从动片直径对照摩擦片尺寸确定，为了减少从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为
1.3~2mm厚钢板冲压而成，取从动片厚度1.8，从动片的外沿部分（即波形弹簧片）厚度在0.65-~1.0之间，取从动片边缘厚度0.8。
2）从动毂
花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。
目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间是动配合。
花键毂一般采用锻钢（45、40Cr等），表面和心部硬度为
26~32HRC。
花键毂轴向长度不宜过小，一般取1.0~1.4倍花键轴直径。
（1）从动盘毂设计参照教材表4-2从动盘毂花键尺寸系列。
（2）花键设计参照相应的机械设计手册。
（3）花键强度校核花键破坏的主要形式是表面受力过大而破坏，因此应进行花键的挤压应力校核，应力过大可增加花键毂的轴向长度。
挤压应力：
压nPhlMPa
P为花键侧面压力（N）；
，其中d、D分别为花键的内外径（m），Z为从动盘毂数；
n为花键的齿数；
l为花键有
应力校核：
压压许=20MPa。
3）摩擦片石棉摩擦片的摩擦系数大约为0.3左右（即在0.25~0.50之间）；
粉末冶金摩擦片和金属陶瓷摩擦片的摩擦系数在0.5左右。
摩擦片和从动盘之间有两种连接方法：
（1）铆接法；
（2）粘结法。
2.压盘设计压盘设计包括传力方式选择及其几何尺寸的确定两个方面。
1）压盘传力方式选择
压盘常有以下几种传力方式：
（a）凸台式连接方式；
（b）键式连接方式；
（c）销式连接方式；
（d）传动片式传动方式。
压盘的结构除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关。
2）压盘几何尺寸确定前面已经分析了确定摩擦片内外径方法，与摩擦片相结合的压盘的内外径也就基本确定了下来。
因此，压盘的几何尺寸归结为确定它的厚度。
压盘厚度确定主要依据以下两点：
（1）压盘应具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量；
（2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。
压盘厚度一般不小于15mm。
设计压盘时，在初步确定压盘厚度后，应校核离合器结合一次时的温升（每次结合大约3秒左右），它不应超过8~10度，若温升过高，可适当增加压盘厚度。
汽车的惯性质量转化到离合器从动部分上的当量转动惯量；
n0为发动机最大转矩时的转速；
而JBGgai2rRi2其中，Ga为汽车总重（kg）；
rR为驱动轮的滚动半径（m）；
i0为主传i0ig
动比；
ig为变速器传动比；
为分配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，c=0.115
千卡/kg.℃（铸铁压盘）；
G压为压盘重量（kg）
3）压盘及传动片的材料
压盘通常采用铸铁，即HT200、HT250、HT300，也有少量合金铸铁。
硬度HB170~227。
10传力片常采用中碳钢（35）,硬度HRC55~62，渗碳处理。
4）传力片要进行拉应力校核。
3.膜片弹簧的设计
膜片弹簧是由弹簧钢板冲压而成。
其设计思想时先初选一组基本几何参数，然后进行结构设计，最后做应力校核。
1）膜片弹簧设计计算基本公式
参见教材P63-65
2）膜片弹簧基本参数选择
参见教材P65-66
二、膜片弹簧的设计
3.1膜片弹簧的基本参数的选择
3.1.1截锥高度H与板厚h比值H和板厚h的选择h
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Hh一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm
H
故初选h=3.5mm,H=1.6则H=1.6h=5.6mm.
h
3.1.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和R比值r
当d0.6时，摩擦片平均半径Rc=Dd20014085（mm），D44
对于拉式膜片弹簧的R值，应满足关系100RRc=85mm
故取R=90,再结合实际情况取R/r=1.25,则r=72mm。
3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角的选择
＝arctanH/（R-r）=arctan3.84/（90-72）≈12.10°
，满足9°
～15°
的范
围。
3.1.4分离指数目n的选取
取为n=24。
3.1.5切槽宽度δ1、δ2及半径re
取δ1＝3.5mm,δ2=10mm,re满足r-re>
=δ2,则re<
=r-δ2=144-10=134mm故取re＝134mm.
3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1需满足下列条件：
11
1RR17
0r1r6
故选择R1＝178mm，r1＝146mm.
3.1.7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。
3.2膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。
设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1（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=2.06×
105Mpa；
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，
R1―
―压盘加载点半径，mm；
r1―
―支承环加载点半径，mm；
H―
―自由状态下碟簧部分内截锥高度，
h―
―膜片弹簧钢板厚度，mm。
P1f（x1）
Ehx1ln（R/r）6（1b2）（R1r1）2
（H
x1
Rr
R1r1
图形如下：
12
膜片弹簧弹性特性
图4.1弹性特性曲线
膜片弹簧的相关参数如表3
表3
截锥高度H
板厚h
分离指数n
圆底锥角
6.4mm
3.5mm
24
10
三、扭转减振器的设计
4.1
13
扭转减振器主要参数带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式
图4.2带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
1—从动盘；
2—减振弹簧；
3—碟形弹簧垫圈；
4—紧固螺钉；
5—从动盘毂；
6—减振摩擦片
7—减振盘；
8—限位销
由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断
筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。
极限转矩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=（1.5～2.0）Temax
对于乘用车，系数取2.0。
则Tj=2.0×
Temax＝2.0×
108＝216（N·
m）
4.1.2扭转刚度k
由经验公式初选
k13Tj
即k＝13Tj＝13×
216＝2808（N·
m/rad）
4.1.3阻尼摩擦转矩Tμ可按公式初选Tμ
Tμ＝（0.06～0.17）Temax
取Tμ=0.1Temax=0.1×
108=10.8（N·
m）
14
4.1.4预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）Temax且TnTμ＝10.8N·
m
而Tn＝（0.05～0.15）Temax＝5.4～16.2N·
则初选Tn＝10N·
4.1.5减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=（0.60～0.75）d/2
则取R0=0.65d/2=0.65×
140/2=45.5（mm）,可取为46mm.
4.1.6减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D250mm时，
Zj=4～6
故取Zj=6
4.1.7减振弹簧总压力F当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为
F＝Tj/R0＝216/（46×
103）＝4.6957（kN）
4.2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。
4.2.1减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=（0.60～0.75）d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.65/2=0.65×
140/2=45.5（mm），即为减振器基本参数中的R0
4.2.2单个减振器的工作压力P
P=F/Z=4695.7/6776.6（N）
4.2.3减振弹簧尺寸
15
1）弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=14mm
2）弹簧钢丝直径d
8PDc38776.612d=3=3=3.45mm
[]580
式中，扭转许用应力[]可取550～600Mpa,故取为580Mpa
d取3.5mm
3）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=
k
2
1000R1n
2808
32
1000（46103）26
221.2（N/mm）
4）减振弹簧有效圈数i
Gd48.3104（3.5103）4
3333
8Dc3k8（12103）3221.2103
5）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减振弹簧最小高度
lminn（d）1.1dn=23.1mm
l0=lminl=23.1+3.51=26.61mm
减振弹簧预变形量
l'
Tn=100.164mm
kZR1221.2646
16
减振弹簧安装工作高度l
ll0l'
=26.61-0.164=26.4mm
6）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l'
'
（l'
ll'
）有关，其值为
2arcsin（l"
/2R1）=4.16976°
7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1
1R2sin
式中，R2为限位销的安装尺寸。
1值一般为2.5～4mm。
所以可取1为3.8mm,R2为52mm.
8）限位销直径d'
d'
按结构布置选定，一般
＝9.5～12mm。
可取d'
为10mm
扭转减振器相关参数表4
表4
极限转矩Tj
阻尼摩擦转矩Tμ
预紧转矩Tn
减振弹簧的位置半径R0
减振弹簧个数Zj
900N·
60N·
59N·
m
75mm
四、离合器其它主要部件的结构设计
5.1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
升级会员 