汽车离合器课程设计.doc

1、目录 任务与背景分析4 1离合器主要参数选择51.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b51.2 后备系数61.3 单位压力61.4 摩擦因数f、离合器间隙t6 2 离合器基本参数的优化62.1 设计变量72.2 目标函数72.3 约束条件7 3摩擦片尺寸校核与材料选择。74膜片弹簧的设计9 5.扭转减振器的设计11 6减振弹簧的计算13 6.1减振弹簧的分布半径R013 6.2单个减振器的工作压力P136.4减振弹簧刚度k136.5减振弹簧有效圈数146.6减振弹簧总圈数n146.7减振弹簧最小高度146.8全部减震弹簧总的工作负荷146.9单个减震弹簧的工作负荷P146.9.1减震弹簧总变形

2、量146.9.2减震弹簧自由高度146.9.3减震弹簧预变形量146.9.4减震弹簧安装高度146.9.5从动片相对从动毂的最大转角147.1从动盘毂157.2从动片157.3波形片和减振弹簧16 8压盘设计168.1离合器盖168.2压盘168.2.3分离轴承17 9.总结17 10参考文献18 前言对于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，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器，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、压紧机构和操作机构等四部

3、分。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：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统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，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，能限制传动系统所承受的最大转矩，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。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步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

4、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。设计的目的和意义：本次设计，我力争把离合器设计系统化，让离合器在任何行驶条件下，既能可靠的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。结合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。分离是要迅速、彻底。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，便于换档和减小同步器的磨损。应有猪狗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。操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。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。为离合器设计者提供一定的参考价

5、值设计任务书1）广泛查阅离合器资料，参考一汽大众捷达2010款1.6伙伴车型，根据使用条件，确定离合器结构，进行膜片弹簧离合器的总体结构设计。2）确定膜片弹簧的结构参数，对压盘、摩擦盘和离合器壳体的结构、参数进行选择，对主要的零部件进行强度计算。3）绘制一张（3号图纸）零件图（）4）一张（2号图纸）装配图。（）5）完成6000字的设计说明书。任务与背景分析 捷达 GTI 16V参数表汽车型号捷达 GTI 16V发动机最大功率（kw）/(r/min)102/6100总质量ma（Kg）1470发动机最大扭矩（N.m）167轮胎规格185/60VR14最高车速（km/h）205车轮半径r（mm）23

6、3.3最高转速（r/min）6650后桥主减速比3.67载重量（kg）460变速器一档传动比3.45本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车才用的摩擦式离合器是因为其结构简答，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。采用膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具有非线性特性，因此可设计成摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且可减轻分离离合器时的踏板力，是操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼其压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的结构大为简化，零件数目减少

7、，质量减小并显著的缩短了其轴向尺寸；另外，由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断的提高，因而这种离合器在轿车及微型轻型客车上得到了广泛的应用，而且逐渐扩展到了载货汽车上。从动盘选择单片式从动盘是一个结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求有有利于压盘定中。选择拉式离合器是因为去零件数目少，结构更简化，轴向尺寸更小，质量更小；并且分离杠杆较大，使其踏板操纵力较轻。综上本次设计选择单片拉式膜片弹簧离合

8、器。离合器主要参数选择1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b查汽车设计表2-3，得乘用车的直径系数由公式估算得：按初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准汽车用离合器面片表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径160180200225250280300325350380405430内径110125140150155165175190195205220230厚度3.23.53.53.53.53.53.53.544440.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5350

9、.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037摩擦片的尺寸取D=200mm, d=1301.2 后备系数后备系数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。在选择时，应考虑到摩擦片在使用中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、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。各类汽车离合器的取值范围见表3-1。表3-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大质量小于6t的商用车1.20-1

10、.75最大总质量为6-14t的商用车1.50-2.25挂车1.80-4.00本次课程设计的对象为 捷达 GTI 16V汽车，属于城市代步微型轿车，故本次课程设计的后备系数范围为1.20-1.75，取=1.5。1.3 单位压力查汽车设计表2-2,摩擦片材料选择石棉基材料，则取0.3Mpa1.4 摩擦因数f、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。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表3-5表3-5 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35

11、-0.50金属陶瓷材料0.4本次设计取f=0.30。离合器间隙一般为34mm， 此处取 t=3mm选用单片从动片所以摩擦面数取 Z=22 离合器基本参数的优化2.1 设计变量后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为：2.2 目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为2.3 约束条件(1) 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65-70m/s，即：式中，为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速

12、（r/min）,所故符合条件。(2)摩擦片内、外径之比cc=，满足0.53的条件范围。由此可见，选取满足要求。(3)后备系数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。根据捷达 GTI 16V的车型情况，前面已经选取后备系数=1.50，满足要求。摩擦片尺寸校核与材料选择。3.1扭转减振器的优化 为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2R0约50mm即：d2R0+50mm对于摩擦片内径d=130, 而减振器弹簧位置半径(0.60.75)d/2，故取0.6d/20.6 (mm)，取为32mm所以d-2130-

13、2*32=66mm50m故符合d2+50mm的优化条件3.2离合器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，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即：对于乘用车：W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J），可以由下式求的：即：W=（J）W=所以：w=，则=r-=97-10=87mm，故取87mm。（7）压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定根据汽车设计知，和需满足下列条件： 故选择95mm， 66mm。（8）膜片弹簧的弹性特性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

14、)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=2.1Mpa； 泊松比，钢材料取=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，100mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，74mm； 压盘加载点半径，95mm； 支点半径，66mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，6.3mm；h膜片弹簧钢板厚度，3.5mm。x1=1(10) 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量1=5.92 mm由公式:得=1375MP15001700MP所以强度符合要求。5.扭转减振器的设计扭转减振器主要参数5.1极限转矩Tj根据汽车设计知，极限转矩受限于减振弹簧的

15、许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，=(1.52.0) 对于乘用车，系数取2.0。则=2.02.0167334（Nm）5.2扭转刚度根据汽车设计可知，由经验公式初选 即即（Nm/rad）5.3阻尼摩擦转矩T根据汽车设计可知,可按公式初选（0.060.17）取5.4预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据汽车设计知，满足以下关系：（0.050.15）且16.7 Nm而（0.050.15）8.3525.05Nm 则初选10 Nm5.5减振弹簧的位置半径R0根据汽车设计知，的尺寸应尽可能大些，一般取=(0.600.75)d/2则取=0.65d/2=0.65130/2=42.25(

16、mm),可取为42.25mm。5.6减振弹簧个数Zj 根据汽车设计表（26）知，当摩擦片外径D 250mm时，Zj=46，故取Zj=45.7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=334/42.257905.3(N)6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。6.1减振弹簧的分布半径R0即为减振器基本参数中的R0 R0=42.25mm6.2单个减振器的工作压力PP= F/Z=7905.3/4=1976.3(N)6.3减振弹簧尺寸1）弹簧中径根据根据汽车离合器知，其一般由布置结构来决定，

17、通常=1115mm故取=12mm2）弹簧钢丝直径dd=式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa所以d=3.31mm6.4减振弹簧刚度k根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k 及其布置尺寸R0确定，即：求得：6.5减振弹簧有效圈数 根据汽车离合器知， G为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取G=8.3x104 MPa，所以得：所以 i=1.26.6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)=66.7减振弹簧最小高度=21.8mm6.8全部减震弹簧总的工作负荷6.9单个减震弹簧的工作负

18、荷P6.9.1减震弹簧总变形量6.9.2减震弹簧自由高度6.9.3减震弹簧预变形量6.9.4减震弹簧安装高度6.9.5从动片相对从动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=4.326.9.6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3.5mm, 为47mm。8）限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm7从动盘总成的设计7.1从动盘毂根据汽车设计.从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.232=38.4mm。从动盘

19、毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般2632HRC。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表27查出从动盘毂花键的尺寸。由于D=200mm，则查表可得，从动盘外径D/mm发动机转矩Te/(N*m)花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力Mpa20011010292342511.322515010322643011.5花键尺寸：齿数n=10， 外径=32mm, 内径26mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=30mm, 积压应力=11.5Mpa7.2从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材

20、料选用中碳钢板（50号），厚度为取为3.5mm,表面硬度为3540HRC7.3波形片和减振弹簧波形片一般采用65Mn,厚度取为1mm,硬度为4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。8压盘设计8.1离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取4mm，乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。为了减轻重量和增加刚度，轿车的离合器盖常用厚度约为35mm的低碳钢板（如08钢板）冲压成比较复杂的形状。在设计中要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够，会产生较大变形，这不仅会影响操纵系统的传动效率，还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损，甚至使变速器换挡困难。离合

21、器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等，因此，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。对中方式采用定位销或定位螺栓，也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末，防止摩擦表面温度过高，在保证刚度的前提下，可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口，甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括在其中即可。8.2压盘8.2.1 压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传

22、动方式。根据汽车离合器另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。8.2.2传动片根据汽车设计由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。传动片可选为3组，每组4片，每片厚度为1.2mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。8.2.3分离轴承分离轴承在工作中主要承受轴向分离力，同时还承受在告诉旋转时离心力作用下的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承，但其润滑条件差，磨损严重、噪声大、可靠性差、使用寿命低。目前国外已采用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温锂基润滑脂，其端部形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平时采用球形

23、端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。由于=6650r/min，离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。8.2.4分离套筒本设计使用的是适合拉式离合器的自动调心式分离轴承装置。轴承外圈与分离套筒外凸缘和外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都留有径向间隙，这些间隙保证了分离轴承相对于分离套筒可径向移动1mm左右。在外圈轴承不工作时不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不同心时，分离轴承便会自动径向浮动到与其同心的位置，以保证分离轴承能均匀压紧各分离指舌尖部。这样可以减小振动和噪声，减小分离指与分离轴承断面的磨损，是轴承不会出现过热而造成润滑脂流失分解。延长轴承寿命。另外，

24、分离轴承由传统的外圈转动改为内圈转动、外圈固定不转，由内圈来推动分离指的结构，适当地增大了膜片弹簧的杠杆比，且由于内圈转动，在离心力作用下，润滑脂在内、外圈间的循环得到改善，提高了轴承使用寿命。这种拉式分离轴承室将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧在碟形弹簧与档环之间，再用弹性锁环卡紧，结构较简单。9.总结本次课程设计中，设计的是推式膜片弹簧离合器。这种离合器具有较理想的非线性弹性特性，压力分布均匀、摩擦片接触良好、磨损均匀，设计简单、安装容易、膜片弹簧外径相对较小、夹紧载荷相对较小等诸多优点。在设计工作中，我认真负责、积极而勤奋的完成每一项任务。在困难面前，我不怕挫折，在数据计算的时候，往往一处细小

25、的错误都将颠覆前面所有的工作，但是我没有气馁，一鼓作气，重新再来；画图的时候，不断摸索、学习，遇到无法突破的瓶颈时候，和同学集思广益、共同解决问题。这用到的不仅仅是勇气、决心与耐力，更是让我明白了找方法使效率与资源利用率最大化的智慧。对于本人来说，主要在三方面有所进步。首先，学会做人，即学会与人沟通、与人协作。其次，学会做事。即做事情需要的不仅仅是毅力与执着，更要讲究方法技巧与专业知识的运用。只有这样，将智慧与恒心结合，才能取得最终的成功。第三，学会学习。一周的课程设计，是一个不断学习与进步的过程。有关设计的专业知识在反复的运用中被扎实的掌握，我增添了一份面对未知的信心，因为这次的设计不仅让我学到了知识，而且更让我学到了怎样去学习。10参考文献王望予。汽车设计，机械工业出版社，2007.6汽车构造，人民交通出版社，2002.6汽车设计课程设计指导书，机械工业出版社，2010.316