離合器設計結果

1、華 北 水 利 水 電 學 院汽車設計課程設計任務書設計題目：乘用車整車設計專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化班級學號： 200905927 姓 名： 黃 凱 強 指導教師： 郭 朋 彥 設計期限： 2012年1 月 7日開始2012年 1 月18日結束機械學院2013年1月4日一設計的目的和意義課程設計題目乘用車整車設計是針對2009級汽車方向汽車設計課程設計而設置的。設置本選題具有以下的目的和意義：1.通過對輕型乘用車的設計，可以使我們的理論知識更扎實，加深我們對于汽車構造、汽車理論、汽車設計等專業(yè)知識的理解，同時使我們學到的理論知識得以應用。2.在設計的過程中，需要對參考車型的零部件進行了

2、解、分析、設計、建模與裝配、驗證等這個過程，可以使我們了解產品的研發(fā)過程，位我們步入工作崗位，快速適應工作打下良好的基礎。3.本次設計運用三維設計軟件CATIA、UG、Pro-E、Solidworks、Solidedge進行建模和仿真，使我們有機會學習和應用目前三維軟件領域最為領先的軟件的具體操作，了解行業(yè)最前沿，同時使用三維軟件進行設計可以縮短產品開發(fā)周期，提高設計質量。二、設計參數1. 加速時間(0100 km/h)：11.8s；2. 最小轉彎半徑：5.3m；3. 整備質量：1457kg；4. 滿載質量：1940kg；5. 最高車速：190km/h；6.外形尺寸（長X寬X高）：4850mm

3、X 1795mmX 1475mm；7 軸距：2775mm；8前輪距：1560mm；9后輪距：1560mm；10. 最小離地間隙：135mm；11. 行李箱容積：506L；12. 燃油箱容積：70L；13驅動方式：前置前驅，發(fā)動機橫置；14：供油方式：多點電噴；15發(fā)動機排量、燃油、氣缸排列型式、進氣型式： 2000mL、汽油 93號(北京92號)、L型、自然吸氣式；16壓縮比、環(huán)保標準、缸體材料：10:1、國4、鋁合金；17. 最大功率/轉速：100kW/ 5600r/min(rpm)；18.最大扭矩/轉速：190Nm/ 4400r/min(rpm)；19. 轉向助力：電子液壓；20. 前制動

4、類型、后制動類型、手剎類型：通風盤、盤式、機械駐車制動；21制動距離（(1000km/h)）：42.27m；22前懸掛類型、前麥弗遜式獨立懸架；23.后懸掛類型：后多連桿式獨立懸架；24輪胎規(guī)格：205/65 R16。三課程設計內容1.分組進行、每組課設內容不相同：依據總體設計、離合器設計、變速器設計、轉向驅動橋設計、從動橋和車輪設計、前麥弗遜式懸架設計、后多連桿式懸架設計、制動系統設計、轉向系統設計共分成9組進行，要求各組分別進行計算、設計和三維建模，并獨立設計出各自的內容，最后能夠形成完整的裝配圖。2.各組的設計包括兩個部分：（1）各總成組成部分的形式分析，參數選擇；（2）各總成組成部件的

5、結構設計與計算。（3）各總成組成零部件三維實體模型的建立與整體裝配。（4）有余力同學建議進行各零件運動學仿真、干涉分析、有限元分析和工程圖的生成。四設計方法1.零部件的選型：即根據使用情況，初步確定零部件的形式。2.參數計算與設計：根據總體設計要求，選擇各參數，并進行相關的強度、剛度、疲勞等校核，最終確定出零部件的各個合理參數。該步驟是設計的關鍵步驟。3.計算機三維造型：根據理論計算的主要參數，對所設計部件各零件和總成進行三維造型和裝配，要遵循三維造型的原則，注意造型細部規(guī)劃，并按照軟件設計小組的要求進行相關格式的轉變。該步驟是設計的重要組成部分。五設計成果要求1.設計組成果的提交（1）設計計

6、算說明書：各組提交本組課程設計說明書一份。說明書要求內容簡潔完整、排版整齊、條理清楚、文字通順、書寫規(guī)范。含目錄、摘要、正文、總結等。要求正文字數應在7000字以上，要求將三維模型抓圖后放到說明書中。提交紙質版和電子版。（2）三維模型：各組需要提交各自總成的三維模型和裝配模型（并確保在整車上裝配沒有問題），總體設計組應提交整車三維模型。提交電子版。2.每個同學成果的提交（1）自己的設計說明書部分（要求將三維模型抓圖后放到說明書中），提交紙質版和電子版。（2）自己做的三維模型，提交電子版。（3）將各自的說明書紙質版打印、裝入檔案袋；檔案袋上寫明學號、姓名及所裝內容。六考核提交成果時，對個人設計內

7、容及小組設計內容進行現場提問和答辯，包括參數選擇，計算方法及建模過程等。七課程設計進程表（時間：第1920周）1.7 星期一根據課題內容進行調研，查找與課題相關的參考文獻和資料、熟悉各小組總成的構造、原理、設計方法，熟悉三維設計軟件等。1.8 星期二確定參數，并開始進行設計計算1.9-1.10星期三、星期四計算并設計離合器主要結構參數，并將計算結果整理成word文檔。1.11-1.15星期五星期二結構設計和三維建模1.16-1.17星期三、星期四裝配及仿真1.18星期五整理數據和模型，提交成果和參與答辯。離合器設計目錄一、膜片彈簧設計41.比值H/h和h的選擇42. R/r的比值和R ，r的選

8、擇43. 底錐角54. 壓盤加載點55. 根據彈簧結構要求56. 膜片彈簧杠桿比67. 膜片彈簧工作點位置的選擇68. 分離指數目n的選擇79. 切槽寬度1、2及半徑 re的確定710.膜片彈簧的應力計算711.膜片彈簧結構參數匯總8二、扭轉減震器的設計81.扭轉減震器主要參數的設計與選擇81）極限轉矩82）扭轉角剛度93）阻尼摩擦轉矩94）預緊轉矩95）減振彈簧的位置半徑106）減振彈簧個數107）減振彈簧總壓力108）極限轉角102.扭轉彈簧的設計10三、離合器操縱機構的設計111.離合器操縱機構盈滿住的要求112.操縱機構結構形式的選擇123.離合器操縱機構的設計計算12四、離合器主要零

9、部件的設計141、 從動盤總成的設計141)從動盤總成142)從動盤轂143)離合器輸出軸的設計154)從動片的設計165)摩擦片外徑D、內徑d和厚度b162、離合器蓋總成161）離合器蓋結構設計162）壓盤的設計173）傳動片設計174）分離軸承設計185）飛輪設計18五、三維建模18參考文獻：25一、膜片彈簧設計1.比值H/h和h的選擇 比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。當H/h<2 時，F(1) 為增函數；當H/h= 時，F(1)有一極值，該極值點恰為拐點；當H/h>2 時， F(1)有一極大值和一極小值；當H/h=2 時，F(1) 的極小值落在橫坐標上。為保證離合器壓

10、緊力變化不大和操縱輕便，離合器的使用性能的要求汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.62.2，板厚h為24mm。即 1.6 H/h2.21. 2. 3. 4. 5. 圖 膜片彈簧的彈性特性曲線初取： H/h=1.8 h=3mm 則H=5.42. R/r的比值和R ，r的選擇研究表明，R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高，彈簧各部分有關尺寸的比值應在一定的范圍內，即 1.20 R/r1.35702R/h1003.5 R/r05.5取：2R/h=80 則 R=120mm?。篟/r=1.25 則 r=96mm?。篟/r0=4 則 r0=30mm3.

11、底錐角彈簧的H/h與初始底錐角H/（R-r）應在一定的范圍內，即：9°H/（R-r）15°則：=arctanH/（R-r）=arctan5.4120-96=12.68°4. 壓盤加載點為了使膜片彈簧上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧離合器的壓盤加載點r1應該位于摩擦片平均半徑與外半徑之間，即：拉式： （D+d）/4r1D/2參照摩擦片設計 ：D=200 d=140 則93.78r11005. 根據彈簧結構要求R1與R、r1與r、rf與r0之差應該在一定的范圍內，即： 1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 ?。篟-R1=3 則： R1=117mm?。簉1-r

12、=4 則： r1=99mm 符合要求?。簉f-r0=2 則： rf=32mm6. 膜片彈簧杠桿比膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用因此杠桿比應在一定的范圍內，即 推式： 2.3r1-rfR1-r14.5 拉式： 3.5R1-rfR1-r19.0 3.5 R1-rf R1-r1=117-36117-99=4.59.0 所以符合要求7. 膜片彈簧工作點位置的選擇 設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷F1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為1(mm),膜片彈簧的彈性特性如下式表示：F1=f1=E1 61-2lnRrR1-r12(H-1 R-rR1-r1)(H-1 2R-rR1-r1)+h2

13、 （7-1）式中： 膜片彈簧在離合器壓盤支承處的載荷（N） 膜片彈簧在壓盤支承處的變形量（mm）彈性模量 取MPa材料的泊松比 取對（7-1）代入數據求導得：凸點1 =2.68mm F1= 10443.763N 凹點1 =5.495 F1=7761.221N膜片彈簧工作點位置如下圖所示，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且1H=（1M+1N）/2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般1B=（0.81.0）1H，以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內的壓緊力從F1B到F1A變化不大。8. 分離指數目n的選擇 分離指數目n常取為18，大尺寸膜片

14、彈簧可取24，小膜片彈簧可取12。 ?。簄=18。9. 切槽寬度1、2及半徑 re的確定 1=3.2-3.5mm，2=9-10mm, re的取值應滿足r-re2 ?。?=3.4mm, 2=9mm，re=90mm，滿足r-re210.膜片彈簧的應力計算B點的應力最大 e=R-rlnRr=120-96ln1.25=108mm p=+h2e-r=12.68°+32(108-96)=12.81° B=E（1-2）re-r22-e-r+h2=-2098.4 Mpa br=2r018=2×3.14×3418=11.86mmF2=R1-r1r1-rfF1=117-99

15、99-36×10443.763=2983.92NrB=6(r-rf)nbrh2F2=1074.2MpajB=rB-B=1074.2-2098.4=-1072.1Mpa jBjB=1700Mpa 符合要求11.膜片彈簧結構參數匯總 RR1rr1r0rfhH1201179699343635.412.68二、扭轉減震器的設計1.扭轉減震器主要參數的設計與選擇1）極限轉矩極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取 T = (1.52.0) T，一般乘用車：系數取2.0

16、即 T = 2 T = 380 N·m 減震器尺寸簡圖2）扭轉角剛度K 13T=13*380=49403）阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度k受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T 。一般可按下式初選：T=(0.060.17)T 取T= 0.1T = 19 N·m4）預緊轉矩減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，T增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是T不應大于T ，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取 T= (0.050.15)T 取T = 0.1T =19

17、 N·m5）減振彈簧的位置半徑 R0 的尺寸應盡可能大些，一般取 R =(0.600.75)d/2 R0 = 0.75d/2 = 52.5mm 6）減振彈簧個數Z參照摩擦片外徑D = 200 mm ，可選擇Z為46，選取Z=47）減振彈簧總壓力 當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減震彈簧傳遞的轉矩達到最大值T時，減震彈簧受到的壓力F為F = T/R =380000Nmm/52.5 = 7238 N 8）極限轉角本次設計 取10°。2.扭轉彈簧的設計 根據文獻4表5-4查得如下表5-1.1）取彈簧鋼絲直徑d=5mm2）彈簧指數比c=63）曲度系數K=1.254）彈簧中徑D

18、m=16mm5）外徑D=Dm+d=21mm6）彈簧總圈數n=i+1.57）工作負荷下變形f=P/K=308）n=i+1.5=69)f=1.510)=(n-0.5)d+f+f+0.2=99.211.H=-f=30表5-1壓簧的計算公式表三、離合器操縱機構的設計汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和結合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不用可分為機械式、液壓式、彈簧柱歷史、氣壓助力機械

19、式，氣壓助力液壓式等等。1. 離合器操縱機構盈滿住的要求1） 踏板力要盡可能小，乘用車一般在80150N范圍內，商用車不大于150200N。2） 踏板行程一般在80150mm范圍內，最大不應超過180mm。3） 應有踏板行程調整裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。4） 應有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構的零件因受力過大而損壞。5） 應有足夠的剛度。6） 傳動效率要高。7） 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。8） 工作可靠、壽命長，維修保養(yǎng)方便。2. 操縱機構結構形式的選擇 機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。桿系結構簡單，工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質

20、量大，傳動效率低，發(fā)動機的振動或車架的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱時，布置較困難。繩索操縱機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板結構；但其壽命較短，機械效率仍不高，多用于發(fā)動機排量小于1.6L的乘用車中。 液壓式操縱機構主要由吊掛式離合踏板、主缸、工作缸、管路系統和回位彈簧等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板。駕駛室容易密封、發(fā)動機的振動和駕駛室或車架變形不會影響其正常工作、離合器結合較柔和等優(yōu)點，故廣泛應用于各種形式的汽車中。本次設計選用液壓式操縱機構。3. 離合器操縱機構的設計計算離合器液壓式操縱機構示意圖，如下圖所示。 圖 6-1 液壓式操

21、縱機構示意圖踏板行程S由自由行程S1工作行程S2兩部分組成，即S=S1+S2=S0f+ZSC2C1a2b2d22a1b1d12 式中 S0f分離軸承的自由行程，一般為1.5 3.0mm; S1 踏板上的自由行程，一般為20 30mm； d1、d2主缸和工作缸的直徑； Z 摩擦面面數； S離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：S =0.85 1.30mm a1、a2、b1、b2、c1、c2杠桿尺寸。 踏板力Ff為 Ff = F'i+ Fs式中 F'為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力； i 操縱機構總傳動比， i = a2b2d22a1b1d12; 機械效率，液壓式： = 80

22、% 90%； Fs克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，初步設計時，可忽略之。不考慮回位彈簧的作用，分離離合器所作的功WL為 WL =0.5 (F'+ F1)ZS式中 F1為離合器接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力。 在規(guī)定的踏板力和行程的允許范圍內，駕駛員分離離合器所做的功不應大于30J。工作缸直徑d2的確定，與液壓系統所允許的最大油壓有關?？紤]到橡膠軟管及其管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為58 MPa a1=150mm, a2=50mm, b1=50mm, b2=100mmc1=13mm, c2=68mm, d1=24mm, d2=28mm由公式 Ff = F'i+ Fs可得

23、 Fs=0, =85% F=3325.223 N i = a2b2d22a1b1d12=150*100*68*28250*50*13*242=42.72 Ff=F'i=3325.23342.72*85%=91.57892 N 由公式 WL =0.5 (F'+ F1)ZS 得 WL =0.5 (F'+ F1)ZS =0.585% 3325.233+ 18402.7562*1=25.56 KJ由公式 S=S1+S2=S0f+ZSC2C1a2b2d22a1b1d12=2+2*16813150*100*28250*50*242=101.77102 m四、離合器主要零部件的設計1

24、、 從動盤總成的設計1) 從動盤總成從動盤總成主要由從動盤轂、摩擦片、從動片、扭轉減震器等組成。從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：a從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。b 從動盤應具有軸向彈性，使離合器接合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。c 應安裝扭轉減震器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。2) 從動盤轂從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T由表6-2選取。從動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動

25、時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0 1.4 倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35,45,40Cr等），并經調質處理，表面核心硬度一般在2632HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片接合處，應進行高頻處理。表7-1 從動盤轂花鍵的尺寸摩擦片外徑 D/mm發(fā)動機最大轉矩T/(N·m)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm11860491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.3250196103528

26、43510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0本次設計D = 200 mm ，T= 190 N·m 故選擇花鍵類型為：花鍵聯接的強度條件為:p= 2T×103Zhldm=55.4MPa < p故滿足要求。 表 7-2摩擦片外徑 D/mm發(fā)動機最大轉矩T/(N·m)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm20010810292342511.13) 離合器輸出軸的設計 a選材40Cr調質鋼可用于載荷較大

27、而無很大沖擊的重要軸，初選40Cr調質 。 b確定軸的直徑式中，A為由材料與受載情況決定的系數，見表3.11:表 7-3軸常用幾種材料的及A值軸的材料Q235-A，20Q275，35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn38SiMnMo,3Cr131525203525453556A14912613511212610311297取A=110, n 為軸的轉速,n=4400 r/min，則d = 25.6mm ，取d = 29mmc.離合器輸出軸的校核 因軸主要承受扭轉作用，故軸的扭曲強度為：t= TWT T0.2d3= 1900.2×(28×10-3)3=43.2

28、8MPa < tt=(35 56)MPa所以軸滿足要求。4) 從動片的設計從動片要求質量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料常用中碳鋼板（如50號）或低碳鋼（如10號）。一般厚度為1.32.5mm，表面硬度為3540HRC。本次設計取從動片厚度為2mm。5) 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。D= =185mm 參照下表 ：取D =200 mm當摩擦片外徑D確定后，摩擦片內徑d可根據d/D在0.530.70之間來確定。取c = d/D = 0.7 ，d = 0.7D = 0.7200 = 140 mm 摩擦

29、片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm 。T = T= 1.35140 =189 N.m下表為我國摩擦片尺寸的標準。 表3-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑D/mm160180200225250280300內徑d/mm110125140150155165175厚度h/mm3.23.53.53.53.53.53.5單位面積/cm31061321602213024024662、 離合器蓋總成離合器蓋總成除了壓緊彈簧外，還有離合器蓋、壓盤、傳動片、分離杠桿裝置及支撐環(huán)等。1） 離合器蓋結構設計1)應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。離合器蓋板厚一般為2.54.0mm。2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設通風扇片等。乘用車和載質量較小的商用車的離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。2） 壓盤的設計1)壓盤應具有較大的質量,以增大熱容量，減小溫，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。2)壓盤應具有較大剛度，使壓緊力