離合器設計說明書

1、沈陽理工大學應用技術學院課程設計目 錄一 離合器主要參數的選擇 21.1 計算汽車起步時離合器的滑磨功 21.2 計算離合器轉矩容量 21.3 確定離合器摩擦片外徑D、內徑d及面積A 31.4 確定壓盤質量 31.5確定壓緊力（選用石棉基編制摩擦片，=0.3） 31.6摩擦片單位面積壓力 31.7 單位面積滑磨轉矩 3二 離合器基本參數的優(yōu)化 42.1 設計變量 42.2 目標函數 42.3 約束條件 4三 從動盤總成的設計 53.1 從動盤總成 5四 壓盤和離合器蓋設計 64.1 離合器蓋設計 64.2 壓盤幾何尺寸的確定 64.3 壓盤傳動方式的選擇 64.4 傳力片的強度校核 64.5

2、離合器的分離裝置設計 7五 膜片彈簧的設計 95.1 膜片彈簧的基本參數的選擇及校核 9小結 11參考文獻 11一 離合器主要參數的選擇表1-1 離合器設計參數發(fā)動機型號發(fā)動機最大轉矩N·m/(r/min) 傳動系傳動比 驅動輪類型與規(guī)格汽車總質量(kg)使用工況離合器形式1擋主減速比CS475Q108/32004.8964.8755.5-132000城鄉(xiāng)拉式單片膜片彈簧離合器1.1 計算汽車起步時離合器的滑磨功為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值。汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功為：根據根據

3、參考文獻1公式2-13W = () = () = 17136.8(J) 式中， 為汽車總質量(kg)；為輪胎滾動半徑(m)；為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比； 為主減速器傳動比；為起步時所用變速器檔位的傳動比；n為發(fā)動機轉速(r/min)。 1.2 計算離合器轉矩容量離合器轉矩容量T=其中，后備系數是離合器很重要的參數，它在保證離合器能可靠傳遞發(fā)動機轉矩的同時，還有助于減少汽車起步時的滑磨，提高離合器的使用壽命。在開始設計離合器時，一般是參照已有的經驗和統(tǒng)計資料，并根據汽車的使用條件、離合器結構形式的特點等，初步選定后備系數。汽車離合器的后備系數推薦如下。小轎車：=1.21.3；載貨車：=1

4、.72.25；帶拖掛的重型車或牽引車：=2.03.0。本次設計中取1.2。所以，T=1.2×108=129.6(N·m)1.3 確定離合器摩擦片外徑D、內徑d及面積A根據汽車設計課程設計指導書圖2-4選取摩擦片外徑D=225mm，內徑d=150mm，由指導書表2-5知其厚度為3.5mm，其單面面積a=22089.3，則摩擦片總面積A=2a=44178.6根據指導書表2-6， 符合要求 最大功率則P/A=0.0008190.0024，符合要求。1.4 確定壓盤質量由表2-6，W/m=95680,得m=0.179KgP/m=33,得m=1.097Kg計算溫升t=，不符合要求，需

5、要重新確定壓盤質量取壓盤厚度為13mm，則m=計算溫升t= t=，符合要求，則壓盤質量為2.24Kg1.5確定壓緊力（選用石棉基編制摩擦片，=0.3） F=1.6摩擦片單位面積壓力確定單位壓力的時候，應從兩方面考慮。一是摩擦材料的耐壓強度；二是摩擦材料的耐磨性。在確定摩擦片上的單位壓力值時，在保證離合器的可靠性的前提下，應盡可能選擇小的值，以利于提高離合器的壽命。由于離合器的形式為單摩擦片干式選用的是石棉基編織摩擦材料，單位壓力p=0.250.35(MPa)。P=F/A=2273.7/22089.3=0.1029N/mm,符合要求1.7 單位面積滑磨轉矩=式中： T=1.2×108=

6、129.6(N·m)故3.0，符合要求二 離合器基本參數的優(yōu)化2.1 設計變量后備系數取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。因此，離合器基本參數的優(yōu)化設計變量選為：2.2 目標函數離合器基本參數優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為2.3 約束條件2.3.1 最大圓周速度根據汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（210）知，式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉速（r/min）所以，故符合條件。2.3.2 摩擦片內、外徑之比cC=，滿足0

7、.53的條件范圍。三 從動盤總成的設計3.1 從動盤總成3.1.1 從動盤的結構組成與選型從動盤有兩種結構形式：不帶扭轉減振器的和帶扭轉減振器的。不帶扭轉減振器的從動盤結構簡單，重量較輕，轉動慣量小。此次設計任務選擇較簡單的不帶扭轉減振器的從動盤。3.1.2 從動盤鋼片從動盤鋼片要求質量輕，盡量小的轉動慣量，具有軸向彈性結構，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（50號），厚度取為2mm,表面硬度為3540HRC3.1.3 從動盤轂根據汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂的材

8、料選取45鍛鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般2632HRC。根據摩擦片的外徑D的尺寸以及根據汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于D=225mm,則查表可得，花鍵尺寸：齒數n=10， 外徑=29mm, 內徑23mm 齒厚t=4mm,有效齒長l=25mm, 擠壓應力MPa3.1.4 從動盤摩擦片對于摩擦面片來說，有兩個方面要選擇確定，一是結構尺寸，內、外直徑已在前面選定，厚度可根據使用壽命確定。二是材料，這里選取石棉基摩擦材料。四 壓盤和離合器蓋設計4.1 離合器蓋設計離合器蓋是離合器的主動件之一，它必須與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩給壓

9、盤。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離桿的支承殼體。在設計時應注意三個問題。（1)剛度問題為了增加剛度，一般載貨汽車的離合器蓋常用厚度為4mm的低碳鋼板（08號鋼）沖壓成比較復雜的形狀。（2） 通風散熱問題 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上必須開設多個通風窗口。（3）對中問題離合器蓋內裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對發(fā)動機飛輪曲線中心線必須要有良好的定心對中，否則回破環(huán)系統(tǒng)整體的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。4.2 壓盤幾何尺寸的確定壓盤的尺寸在之前已經計算出，外徑為225mm，內徑為150mm，厚度為13mm4.3 壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接

10、方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳力片傳動方式，簡化了壓盤的結構，有利于壓盤的定中。為了改善傳力片的受力狀況，它們沿圓周切向布置，一般有34組，每組34個彈性薄片組成，片厚一般為11.2mm。但它們的正反向特性不相同。傳力片在離合器的作用有兩種情況，一是只傳遞動力到壓盤，受力單一，結構簡單；二是既傳遞動力由負責壓盤的分離運動，受力和結構相對復雜。4.4傳力片的強度校核 離合器在正常工作時，傳力片既受彎又受拉見汽車設計課程設計指導書（圖3-20）。為精確校核傳力片強度計算。 傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬b=20mm，厚b=1mm，兩孔間距為l=75mm，孔直

11、徑為d=8mm，傳動片彈性模量E=2M Pa， 1）正向驅動力應力為 2）反向驅動力應力為 3）軸向彈性恢復力為 為傳力片有效長度，（d為螺釘孔直徑）；為傳力片組數；為每組有傳力片數；為每一傳力片的截面慣性矩；E為材料彈性模量；為正常工作時傳力片的軸向最大變形量；為傳力片厚；R為傳力片布置半徑；為傳力片寬度；為發(fā)動機最大轉矩。計算傳力片的有效長度 計算傳力片的彎曲強度總剛度 1） 由公式計算正向驅動應力（發(fā)動機車輪） 2）計算反向驅動應力（車輪發(fā)動機鑒于上述傳動片的應力狀況，應選用80號鋼。 3）傳力片的最小分離力（彈性恢復力）發(fā)生在新裝離合器的時候，從動盤尚未磨損，離合器的接合狀態(tài)下的彈性彎

12、曲變形量此時最小，根據設計圖紙確定 則最小彈性恢復力為 認為可以。4.5 離合器的分離裝置設計4.5.1 分離桿結構形式的選擇 在采用膜片彈簧作為壓緊彈簧的離合器中，分離桿的作用有膜片彈簧中的分離指來完成分離。對于推式膜片彈簧離合器，離合器蓋邊不折彎，改用梳狀板來支撐支承環(huán)，提高了支承剛度，與汽車設計課程設計指導書圖3-21d參考。4.5.2 分離軸承在工作中分離軸承主要承受軸向力，某些情況還要承受徑向力，軸向推力類則適合低速、高軸向負荷的情況，見汽車設計課程設計指導書圖3-22d采用的軸承屬于角接觸球軸承，詳細內容見機械課程設計簡明手冊。五 膜片彈簧的設計5.1 膜片彈簧基本參數的選擇及校核

13、5.1.1 膜片彈簧外徑D 取D=0.92，為摩擦片外徑,得D=207mm5.1.2 膜片彈簧內徑d 取d=0.82D=169.4mm5.1.3 分離指數目n的選取 分離指數目n常取為18。5.1.4 膜片彈簧的當量內徑d 選擇窗口底邊為圓弧，則d=d（0.9744+0.000483）=165.5mm5.1.5 計算支點轉換系數、支點轉換系數W=（D-d）/(D- d)根據指導書表2-12，用插值法求得D=203mm，d=173.7mm則得W=0.715.1.6 計算膜片彈簧厚度t=2.01mm，取t=2.18mm5.1.7 計算錐形高度CC=（1.8-2.3）t取C=2.1t=4.58mm5

14、.1.8 計算修正系數取A=1.2，B根據指導書圖2-27選擇中間變量=式中，k=1.45-1.75,取k=1.6得=1.574，選取B=2.55.1.9壓平點變形壓平點變形= C=4.585.1.10 峰值點變形峰值點變形= C-=3.11mm5.1.11 谷值點變形谷值點變形= C+=6.05mm5.1.12 壓平點處負荷 F= =2821.87N 同理可求得峰值點處負荷F=3378.47N 谷值點處負荷F=2265.27N =1.49，在1.15-1.65 范圍之內，符合要求5.1.13 切槽寬度1、2及半徑切槽寬=3.2-3.5mm，取=3.3mm，窗孔槽寬=9-10mm，取=10mm

15、,窗孔內半徑一般滿足（r-r） 的要求。5.1.14 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定和得取值將影響膜片彈簧的剛度。應略大于且盡量接近，應略小于R且盡量接近R。R1和r1需滿足下列條件：故取R=206mm，171mm第11頁小 結這次課程設計，我們設計的題目是離合器。這個題目看起來很簡單，以前學汽車構造時也見過許多離合器的實物，但現(xiàn)在動手設計起來才發(fā)現(xiàn)真的很困難。先從找資料計算這個環(huán)節(jié)說起。我們主要使用汽車設計，老師又像我們推薦了一本叫做汽車設計課程設計指導書，買來之后才發(fā)現(xiàn)真的很好用，一些內容和數據都師最新的，還有許多書上沒有的內容。以前覺得學得還不錯，但現(xiàn)在要做起來真是一點頭緒都沒有

16、，只好把書來回地翻閱，總算是把需要的尺寸和數據都選擇好了，算完校核的時候又出現(xiàn)問題。只好重新選數據再計算一遍。就這樣，計算過程就花了幾天時間。再來說說制圖環(huán)節(jié)。由于自己的AutoCAD學的不是很好，所以畫起圖來費了不少勁，有不懂的就問寢室的同學，發(fā)現(xiàn)不懂的真是太多了，也多虧了室友不厭其煩的賜教了。就這樣，畫了一周多的時間，終于把圖弄好了。最后就是說明書的編寫了，按照在草稿上算好的數據，把他們做成電子檔，整理、重新排版。要把那些帶有希臘字母的公式在電子稿上打出來真的很是麻煩，每一個都要在插入選項中去找。雖然很麻煩，但經過我的努力，還是弄好了一份自己比較滿意的說明書。通過這次課程設計，我意識到我們學習的理論，必須結合著實際使用情況去思考。理論知識學得再好，如果沒有實踐，還是一樣不知到怎么去運用。在以