离合器课程设计终Word格式文档下载.docx

1、 此外，膜片弹簧的安装位置对离合器的旋转轴线是完全对称的， 因此，它的压紧力不受离心力的影响，很适合高速旋转。 由于膜片弹簧离合器有以上一系列特点， 并且在制造膜片弹簧的工艺水平在不断提高， 因而这种离合器在汽车上用得越来越广泛，因此我们采用膜片弹簧离合器。3.3.2 膜片弹簧离合器，按其分离轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。推式和拉式膜片弹簧优缺点比较如表 3.3项目类型推式拉式离合器分离轴承膜片弹弹簧夹紧支撑盖变形设计负荷安装簧外径应力载荷环数大简单容易相对小相对大2小复杂较难1表 3.3拉式膜片弹簧离合器较推式在性能上有更多的优点， 但是由于受到分离轴机构设计、拆装复杂等因素的困扰，

2、因此在许多场合还是宁愿选用推式的结构形式， 或者设法把拉式结构的分离动作改变，使其分离的运动方向由“拉”改成“推”。综合以上所说我，我们选择推式膜片弹簧离合器。如图 3.4图 3.43.4 膜片弹簧的支撑形式：推式膜片弹簧支撑结构按支撑环数目不同分为三种：双支撑环、单支撑环、无支撑环。双支撑环式单支撑环式无支撑环式我们采用无支撑环式3.5 压盘的驱动方式：压盘的驱动方式主要有凸块 - 窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种，其中凸块 - 窗孔式、传力销式、键块式，它们缺点是在连接件间有间隙，在传动中将产生冲击噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损， 降低离合器传动效率。传动片式此结构中压

3、盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简单可，寿命长。故选择传动片式。3.6 扭转减振器扭转减振器主要有弹性元件（减振弹簧及橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的作用主要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，使之可能避开有发动机转矩主协量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效的耗散振动能量。它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度， 调谐传动系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼， 抑制扭转共振响应振幅， 并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声， 缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改

4、善离合器的接合平顺性。 因此离合器上应该有扭转减振器3.7 离合器的操纵机构：离合器操纵机构按分离时所需的能源不同可分为机械式、 液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。机械式操纵机构有杠系和绳索两种传动形式， 杠系传动结构简单，工作可靠，但是传动效率低， 质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作， 远距离操纵杆系，布置困难，而绳索传动可消除上述缺点，但寿命短，机构效率不高。机械式操纵机构一般用于排量 1.6L 以下的汽车离合器。 对于大排量的客车，应采用液压式操纵机构。液压操纵机构有如下优点：（1）液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置方便；便于采用吊挂踏板，从而容易密封

5、，不会因驾驶室和车架的变形及发动机的振动而产生运动干涉；（2）可使离合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷。故选择液压式操纵机构。4离合器主要参数选择4.1 摩擦片主要参数的选择1.后备系数 后备系数 是离合器一个重要设计参数， 它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。 在选择 时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、 要防止离合器滑磨过大、 要能防止传动系过载。 因此，在选择 时应考虑以下几点：1）为可靠传递发动机最大转矩， 不宜选取太小；2）为减少传动系过载，保证操纵轻便， 又不宜选取太大；3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时， 可选取小些；4）当使用条件恶劣

6、，为提高起步能力、减少离合器滑磨， 应选取大些；5）汽车总质量越大， 也应选得越大；6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的 值应比汽油机大些；7）发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些；8）膜片弹簧离合器选取的 值可比螺旋弹簧离合器小些；9）双片离合器的 值应大于单片离合器。由表 4-1 得， =1.2表 4-1 离合器后备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 614t 的商用车1.502.25挂车1.804.003.单位压力 0单位压力 0 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响， 选取时应考虑离合器的工作条件， 发动机后备

7、功率大小， 摩擦片尺寸、 材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 0 应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， 0 应取小些；后备系数较大时，可适当增大 0 。本次设计中摩擦片用粉末 冶金材料由表 4-2 得 p0=0.25表 4-2 单位压力 p0 取值范围摩擦片材料单位压力 /MPa石棉基材料模压0.20.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.504摩擦因素 f ，摩擦面数 z 以及离合器间隙 t 。摩擦片因素取决于摩擦片所用的材料及工作温度，单位压力和滑磨速度等因素。查表 4-3 得：初步定

8、f=0.3表 4-3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦因数 f0.300.500.4因我们采用的是单片离合器，故摩擦面数 Z=4离合器间隙是指离合器处于正常结合状态。分离套筒被回位弹簧拉到极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合， 在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙一般为 3 到 4mm，此处取 t=3mm。因为 c=0.530.7 故选取 c=0.7因为 Temax= fZp 0D3 （1-c 3）/12=440N.m求得 D=207mm故查表 4-4 得： D=200,d=140 ，厚度 =3.5 ， c=0.657 ，表 4-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外

9、径D/m160180200225250280300325350380405430m内 径110125140150155165175190195205220230d/mm厚 度3.23.54/mmC=d/0.680.640.700.660.620.580.550.540.53D79351-C10.670.650.760.790.800.820.846单 面106132221302402466546678729908103面积4.1.2 摩擦片基本参数的优化（1）摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速度 vD不超过 6570m/s，即VD=*n emax*D*10-3 /60=46.5m/s

10、6570m/s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 ）。（2）摩擦片的内，外径之比 c 应在 0.530.70 范围内，即0.53 c=0.667 0.70（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1.2 4.01.2=1.2 4.0（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TC0C22C0=4T / Z（ D-d） =0.29 T 式中， TC0 为单位摩擦面积传递的转矩（ Nm/ 2 ）； T C0 为其允许值（ N m/ 2），按表

11、 4-5选取表 4-5单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格210210250 250325325T C0/X10 -20.280.300.35综上所述：摩擦片的选择合理。4.2 从动盘总成设计4.2.1 从动盘设计要求：4.2.1.1 为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。4.2.1.2 为保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘具有轴弹性。4.2.1.3 为了避免传动系的扭转共振以及冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。4.2.1.4 要有足够的抗爆裂强度。4.2.2 从动片：设计从动片时， 要尽量减轻其质量， 并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得

12、最小的转动惯量。为了使得离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。 具有轴向弹性的从动片有以下 3 种结构型式：整体式弹性从动片、 分开式弹性从动片以及组合式弹性从动片。前面两种结构在小轿车上采用较多， 在载货汽车上则常用第三种即组合式从动片。双片式离合器的从动片一般都不做成具有轴向弹性。 这首先是因为双片式离合器的结合过程本身就比较的平顺。 其次，若双片离合器从动片都做成弹性的，其结果是要大大增加踏板的工作行程 （或者是缩小离合器传动装置的传动比而使踏板操纵力增大），才能保证离合器的彻底分离。 显然这都不利于离合器的操纵。故我们采用刚性的从动片。 从动

13、片材料与所用的结构型式有关， 不带波形弹簧片的从从动片一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成， 经热处理后达到硬度要求。 从动片直径对照摩擦片尺寸确定。 为减小从动盘转动惯量， 从动片一般较薄， 通常为 1.32.0mm 厚 钢 板 冲 压 而 成 ， 取 值 为 1.5mm。 我 们 设 计 的 从 动 盘D=200mm;d=135mm；从动片厚度 1.5mm。4.2.3 从动盘毂：发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式， 眼下都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑

14、动。查表 4-6 ，根据从动盘外径和发动机转矩得：花键齿数n=10，花键外径 D =29mm，花键内径 d =23mm，齿厚 t=4mm，有效齿长 l=25mm，挤压应力 =11.3MPa。花键齿工作高度 h=（ D d） /2=3mm表 4-6 从动盘毂花键尺寸系列从动盘 发动机 花键齿 花键外 花键内 齿 厚 有效齿 挤压应外转矩数 n径b/mm长 l/mm力 D/mmeD/mmd/mm/MpaT /N 5010263182070262111.829232511.3323011.5352810.44012.731010.74511.648013.26005515.2410720366013

15、.18006513.5450950524112.54.3.1.14.3.1花键尺寸的强度校核：花键侧面压力 P=4Temax/（D +d）Z=4x440/ （0.029+0.023 ）4=8461.5N挤压 =P/nhl=8461.5/10 0.003 0.025=11.3MPa 20MPa 所以满足设计要求从动盘毂一般都由中碳钢锻造而成， 并经调制处理， 其挤压应力不应超过 20 MPa 4.2.4 从动盘摩擦材料选择：离合器摩擦面片在离合器结合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列一些综合性能：1）在工作时有相对较高的摩擦系数。2）在整个工作寿命

16、期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退的现象。3）在短时间内能吸收相对高的能量，且有好的耐磨性能。4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器结合过程中表现出良好的性能。5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏。6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度。7）具有小的转动惯量，材料加工性能良好。8）在整个正常温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等有良好的兼容摩擦性能。9）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响他们的摩擦作用。10）具有优良的性能 / 价格比，不会污染环境。摩擦的材料基本上有三种：石棉基摩擦材料、有机摩擦材料以及金属陶瓷摩擦材料，有机摩擦材料可以满足较高的性能标准， 成本低等特点， 选

17、择有机摩擦材料。故选有机摩擦材料。4.3 压盘和离合器盖压盘传动方式的选择以及几何尺寸的确定压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分， 在传递发动机扭矩时， 它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起， 但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台式、键式、销式和传动片式。 现在使用最广泛的是传力片的传动方式， 因为这种连接方式不仅改善了传力片的受力状况， 还简化了压盘的结构， 降低了对装配精度的要求， 并且还有利于压盘的定中。4.3.1.2 压盘几何尺寸的确定确定了摩擦片内外径， 与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。 因此压盘几

18、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）压盘应该具有足够的质量，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 10mm参考离合器结构，初步确定外径为 200mm，内径 140mm，厚度 20mm。压盘质量 m 压=（200/2） 2-（140/2） 2x20x10 -9 x7.2x10 3 =2.306kg取 m压=2.4kg在确定压盘厚度以后，应校对离合器接合一次时的温升，它不应超过810 .W校核公式如下：cm式中：温升，；W滑摩功，由已知数据计算得出 W=4776J；分配到压盘上的滑摩功所占的百分比，单片离合器压盘 0

19、.5 ；c压盘比热容，对铸铁压盘 c=544.28J/（kg K） ；m 压盘质量 ,kg.带入数据得 =1.37 , 符合。4.3.1.3 压盘及传动片的材料压盘形状一般都比较复杂， 而且要求耐磨、 传热性好和具有较理想的摩擦性能，故选择由灰铸铁 （HT200）铸成，并添加少量合金材料， 硬度为 HB170227。汽车中间压盘传动片采用 80 钢 , 并进行渗碳处理。4.3.1.4 传动片的设计及强度校核传动片在膜片弹簧离合器中除了承担传递发动机的转矩外， 还要依靠传动片的弹性作用使压盘分离。根据现有数据，初定离合器压盘传动片的设计参数如下：共设 3 组传动片（ i=3 ），每组 3 片（

20、n=4），传动片的几何尺寸为：宽 b=18mm，厚 h=1mm，传动片两孔的距离 l=80mm，孔的直径 d=8mm，传动片切向布置，圆周半径 =180mm，弹性模量为 E=2.1。MPa校核传动片的应动：传动片的有效长度为l1 l 1.5d 801.58 68mm传动片的弯曲总刚度：=12x2.1x10 5x1/12x18x1 3 x4x3/68 3x1/1000=0.144MN/m根据上述分析，计算以上 3 中工况的最大驱动应动及传动片的最小分离动：（1）彻底分离时，按设计要求 f=0, Te =0, 由公式可知 =0。（2）压 盘 和 离 合 器 盖 组 装 成 盖 总 成 时 ， Te

21、 =0, 通 过 分 析 计 算 可 知 fmax 4.0mm，则可计算最大应力：3 f max Eh3 4.0 2.1 105 1544.98MPamax682l12（3）离合器传扭时，分正向驱动与反向驱动， fmax 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况，通过尺寸链的计算可知 fmax =2.5mm。正向驱动：=3x2.5x2.1x10 5x1/（68） 2 -6x440x2.5x1000/（3x4x180x18x12）+440x1000/（3x4x180x18x1）=340.6-169.8+11.32=182.12MPa反向驱动：=340.6+169.8-11.32=399.08MPa由上式

22、可知，传动片的许用应动符合所需的应动要求。可见压盘与离合器盖组装成总成时最危险， 由于计算载荷时比较保守， 明显偏大，因此传动片的许用极限可取其屈服极限。 鉴于上述传动片的应力状况， 应选用 80 号钢。（4）传动片的最小分离动 F弹 发生在新装离合器的时候，从动盘尚未磨损，离合器在结合状态下的弹性弯曲变形量此时最小， 根据相关数据确定 f=1.74mm。则：传动片弯曲总刚度 K =0.144MN/m，当 f=1.74mm时，其弹性恢复动为：符合要求。4.3.1.4 离合器盖的设计离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘，此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。 离合器盖主要要求离合器盖具有较好的刚度， 使得在离合器分离的时候能保持不产生较大的变形， 而且在离合器上需要开一些通分窗口， 以加强离合器的冷却。 根据现有数据， 初定离合器盖使用 5mm的 08 钢板进行冲压，采