離合器課程設計論文

1、、離合器的概述及功用離合器是汽車傳動系統(tǒng)中直接與發(fā)動機相連接的部件， 離合器通常裝在發(fā)動 機與變速器之間， 其主動部分與發(fā)動機飛輪相連， 從動部分與變速器相連。 為各 類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器， 實際上是一種依靠其主、 從動部分間的摩擦 來傳遞動力且能分離的機構(gòu)。 摩擦離合器主要由主動部分、 從動部分、 壓緊機構(gòu) 和操縱機構(gòu)四部分組成。 在保證可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的前提下， 離合器的具 體結(jié)構(gòu)應能滿足主、 從動部分分離徹底， 結(jié)合柔和， 從動部分的轉(zhuǎn)動慣量要盡可 能的小，散熱良好，操縱輕便，具有良好的動平衡等基本性能要求。離合器的主要功用是切斷和實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系平順的接合， 確保汽車

2、平穩(wěn) 起步；在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離， 減少變速器中換檔齒輪間的沖擊； 在工 作中受到較大的動載荷時， 能限制傳動系所承受的最大轉(zhuǎn)矩， 以防止傳動系個零 部件因過載而損壞；有效地降低傳動系中的振動和噪音。1.1 離合器設計的基本要求1）任何行駛條件下， 既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩， 并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備， 又能防止過載。2）接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。3）分離時要迅速、徹底。4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔 和小同步器的磨損。5）應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，長 延長壽命。6）應能避免和衰減傳動系

3、的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低 噪聲的能力。7）操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞 。8）結(jié)構(gòu)應簡單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、調(diào)整方便等。1.2 從動盤數(shù)的選擇：單片離合器單片離合器：對乘用車和最大質(zhì)量小于 6t 的商用車而言，發(fā)動機的最大轉(zhuǎn) 矩一般不大， 在布置尺寸容許條件下， 離合器通常只設有一片從動盤。 單片離合 器的結(jié)構(gòu)簡單， 軸向尺寸緊湊， 散熱良好，維修調(diào)整方便， 從動部分轉(zhuǎn)動慣量小， 在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證結(jié)合平順。1.3 膜片彈簧的支撐形式拉式膜片彈簧的支承形式單支承環(huán)形式， 將膜片彈簧大端支承在離合器 蓋中的支承環(huán)上。1.4

4、 壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器和分離膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧， 主要由碟 簧部分指部分組成。膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點：1) 具有較理想的非線性彈性特性。2) 再接合或分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分離效率更高。3) 結(jié)構(gòu)更簡單，零件數(shù)更少，質(zhì)量更小。4) 以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。5) 拉式膜片彈簧中間支撐少，減少了摩擦損失，傳動效率更高，踏板操縱更輕 便。6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好，使用壽命更長。7) 無論在接合狀態(tài)或分離狀態(tài)， 與離合器蓋始終保持接觸， 在支

5、撐環(huán)磨損之后， 不會形成間隙而增加踏板支撐形成，不會產(chǎn)生沖擊和噪聲。二、離合器摩擦片參數(shù)的選擇及計算2.1摩擦片的參數(shù)后背系數(shù)1后備系數(shù)1是離合器設計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最 大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇一：時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可 靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。防止離合器滑磨時間過長，防止傳動系過載及操縱 輕便等因素。1不宜選得太大或太小，乘用車及總質(zhì)量小于6t的商用車，后背系數(shù)- 在 1.20 1.75之間選擇。本次設計 2 =1.2。摩擦片外徑D、內(nèi)徑d和厚度b摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命 有決定性的影響。:Temax

6、：150D =100100、： 178.64 mmX AV 47Temax發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩A:乘用車采用47按摩擦片標準尺寸，取 D=250mmd=155mm c= = 0.62D摩擦片的厚度b主要有3.2mm 3.5mm 4.0mm 本次設計b=3.5mm離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TcTc = Temax =1.2 150 =180N m單位壓力P0單位壓力R決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器的工作性能有很大的影響。 選取時，應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機后備功率的大小，摩擦片尺寸，材料 及其質(zhì)量等因素。R 的選擇：0.1Mpa P0 乞 1.50Mpa根據(jù)公式D =3 12 Tema3x可以

7、推出12 Te max12 1.2 1505fp° (1 C )E 3333 = 0.19MpanfD (1 c )3.14 x0.3x250 x 2 x (1 0.62 ) x 10式中f :摩擦因數(shù)取0.3P0 :單位壓力MpaZ :摩擦面數(shù)為2D :摩擦片外徑尺寸250mmc :摩擦片內(nèi)外徑之比0.62因P0在石棉基材料單位壓力范圍內(nèi)，則摩擦片材料取石棉基。2.2離合器的設計與計算離合器基本參數(shù)的校核設計離合器要確定離合器的性能參數(shù)和尺寸參數(shù)，這些參數(shù)的變化直接影響 離合器的工作性能和結(jié)構(gòu)尺寸。這些參數(shù)的確定在前面是采用先初選、后校核的 方法。下面采用優(yōu)化的方法來確定這些參數(shù)。

8、1）摩擦片外徑D的選取，是最大圓周速度vD不超過65 70m/ s，即二3 二_3Vdnemax D 104000 250 10 = 52.33m/s 遼 65 70m/s60 60式中，Vd為摩擦片最大圓周速度（m/S）ne max為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速（r/mi n）符合要求。2）摩擦片內(nèi)外徑之比c應在0.53 0.7范圍內(nèi)，即0.53 EC乞0.70。本次設計得c=0.623）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載，不同車 型的值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.24.0，即1.2 1 _ 4.0。本次 設計=1.2。4） 為了保證扭轉(zhuǎn)減震器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減震彈簧位置

9、直徑2R0 約為 50mmd > 2R） 50mm合格。5）為降低離合器化滑磨時的熱負荷，防止滑膜片損傷，對于不同車型，單位壓力Po根據(jù)所用的摩擦材料在一定的范圍內(nèi)選取，Po的最大范圍為0.10 1.50Mpa，即0.10乞p0胡.50Mpa符合要求。6) 為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，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即2 2 2 2 2 2兀 n e marr3.14 x 2000 ( 10607.35、_,1800i0i218003.9412 3.4552式中，w :汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)rr :輪胎

10、滑動半徑0.35mmma :汽車總質(zhì)量1060Kgi。：主減速器傳動比3.491ig :汽車起步時所用變速器擋位的傳動比3.455ne :發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)，乘用車取2000r/min4W =Z(D -d2)4< 15345二 2 (2502 -1552)-0.25 <wl= 0.4J/mm 2式中，w為單位摩擦功面積功(J/mm2)w 1為其許用值(J/mm2)， 對于乘用車w=0.4 J/mm 2222膜片彈簧的彈性特性曲線圖一膜片彈簧特性曲線三、膜片彈簧的設計與校核3.1膜片彈簧的設計汽車離合器用膜片彈簧1) 截錐高度H與板厚h的比值H和h的比值 h為了保證離合器壓緊力

11、的變化不大和操縱輕便， 般為 1.5 2.0，板厚 h 為 2 4mm。H取 h=2.5mm H=1.7h即 H=1.7h=4.25mm2) 自由狀態(tài)下碟簧部分r、R的選擇和R/ r比值研究表明，R/r越大，彈簧材料的利用率越低，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.根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求 R/ r 一般為1.2 1.35，為使摩擦片上的壓力分布均勻，拉式膜片彈簧的r值宜取為大于或等于摩擦片平均半徑 RcD d 250 155RC =105mm44取 R/ r=1.25， R=105 1.25 = 131.25mm 取 R=130mm3）膜片彈簧起始圓錐底角:的選擇膜片

12、彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度H的關(guān)系密切。:-=arctanH / (R-r)=arctan4.25/ (130-105)=9.65因在9 15范圍內(nèi)，符合要求。4) 分離指數(shù)n的選取分離指n通常取18.5) 膜片彈簧小端內(nèi)半徑r。及分離軸承作用半徑rf的確定r。由離合器的結(jié)構(gòu)確定，其最小值應大于變速器第一花鍵的外徑，rf應 大'于r。o由表3 1可知變速器花鍵第一軸的外徑35mm 取 r0 =37mmrf =39mm從動盤轂花鍵的尺寸表3 1摩擦片外徑 D/mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T emax/(N m)花鍵尺寸擠壓應力tfc/MPa齒數(shù)n外徑D 'mm內(nèi)徑d'/mm

13、齒厚 t/mm有效尺長l/mm25019610352843510.26) 切槽寬度、；2及半徑re的確定=3.2 3.5mm、2=910mmre的值應滿足r- re _ ：2本次設計=3.5mm2 =10mmre r- 2 =95mm7) 壓盤加載點半徑R和支撐環(huán)加載點半徑*的確定r=105mm P|=107mm R=130mmR=128mm3.2膜片彈簧的校核膜片彈簧的優(yōu)化設計就是要確定一組彈簧的基本參數(shù)，使其彈性特性滿足離 合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。1) 為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/ h與初始底錐角:H/ (R-r) 應在一定范圍內(nèi)，

14、即1.6 _ H h _2.29 壬:j : H R- r _15符合要求。2) 彈簧各部分有關(guān)尺寸的比值應符合一定的范圍，即1.2.蘭% =1.25 蘭 1.353.5 乞 R/r0 =3.51 豈 5.03）為使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓力加載點半徑ri 應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即拉式：（D d）/4 z * =105 乞 D/2所以符合要求。4） 根據(jù)膜片彈簧結(jié)構(gòu)布置要求，R與R, rf與ro之差應在一定范圍內(nèi)，即1 乞 R Ri = 2 乞 70_A -r = 2_60乞門- r。=2乞4符合要求。5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一

15、定范圍內(nèi)選 取，即卩r拉式：3.5- 二=4.24空9.0符合要求。Ri A四、扭轉(zhuǎn)減震器的設計與計算4.1扭轉(zhuǎn)減震器的主要參數(shù)極限轉(zhuǎn)矩Tj限轉(zhuǎn)矩指減震器在消除了限位銷與從動盤股缺口之間的間隙宀時，所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩，他受限與減震彈簧的許用應力等因素， 與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取Tj =(1.5 2.0)Temax 乘用車系數(shù)取 2.0Tj =2X Temax=2< 150=300 ( n m)扭轉(zhuǎn)角剛度K :為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度K.:，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，K決定于減震彈簧的線剛度及其布置尺寸。設計

16、時，可按經(jīng)驗初選K為K <13Tj=13X 300=3900 ( n mrad )阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tu合理選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 Tu.Tu =(0.06 0.17)Temax取 Tu =0.1Temax=0.1 X 150=15 ( n m)預緊轉(zhuǎn)矩Tn減震彈簧安裝時都有一定預緊，但 Tn不應大于Tu，否則在反向工作時，扭 轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作。故取Tn=(0.05 0.15) Temax因 Tn v 億=15 n mTn =(0.05 0.15) Te max =(7.5 22.5) n m則Tn =14n m減震彈簧的位置半徑R0Ro的尺寸應盡可能的大些，一般取R0 =(0

17、.60 0.75)d 2取 R0 =0.68 xd/2=0.68 x 155/2=52.7mm& =53mm減震彈簧個數(shù)Zj當摩擦片外徑DW250mm寸，Zj =(4 6)一般Zj=6減震彈簧總壓力F當限位銷與從動盤轂之間的間隙=1或I被消除，減震彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到 最大值Tj時，減震彈簧受到的壓力為F=Tj/R。= 300/0.053 = 3.667(kN)cp極限轉(zhuǎn)角j減震器從預緊轉(zhuǎn)矩Tn增加到極限轉(zhuǎn)矩Tj時，從動片相對從動盤穀的極限轉(zhuǎn) 角 j j通常取3 12，本次設計取9°。4.2減震彈簧的計算在初步選定減震器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定減震器設 計的相

18、關(guān)尺寸。減震彈簧的分布半徑R1R=(0.60.75)d/2取R=0.68d/2 = 0.68 155/2 = 53mm即為減震器基本參數(shù)中的 R0422單個減震器的工作壓力PP=U/ Zj =5.66 X 103 / 6= 943.33 N減震彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc取 Dc =13mm其一般有布置結(jié)構(gòu)來確定，通常 Dc =11 15mm2）彈簧鋼絲直徑dd =3 竺“5908x943.33x133.76mm式中，門為扭轉(zhuǎn)許用應力，可取550 600Mpa取 590Mpa通常 d=3 4mm 取 d=3.8mm3）彈簧剛度k3900k= 5=1000R1 Zj 1000 (53 10 )6=

19、231(N/mm)4）減震彈簧有效圈數(shù)iGd48.3 104 3.848D：k 一 8 123 231= 4.26式中，G為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取 G =8.3 104MPa 5）減震彈簧總?cè)?shù)n一般在6圈左右，總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為n = i （1.5 2） = 66）減震彈簧最小高度ginImin =n(d 、)1.1dn=24.82mm7)減震彈簧總變形量厶ll =P/k =943.33/231 =4.08 mm8）減震彈簧自由高度I。I0=lmin ： -I =24.82+4.°8=28.9mm9）減震彈簧預變形量kZR亍：0.19mm231 6 53 101

20、0）減震彈簧安裝工作高度II =1。- ：l'=28.9-0.19=28.71mm424從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角:-最大轉(zhuǎn)角和減震彈簧的變形量=l"C I' = J . l'）有關(guān)，其值為:-=2arcsin（ l"/2RJ =3.44 °限位銷與從動盤股缺口側(cè)邊的間隙 1、二 R2 sin :R2為限位銷的安裝尺寸。'1值一般為2.54mm可取、為 3.4mm則 R, =56mm限位銷直徑d'd'按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 d' =9.512mm 取d'=10mm五、從動盤總成的設計5.1 從動盤榖

21、的設計從動盤轂是離合器中承受載荷最大的傳來的全部轉(zhuǎn)矩。 它一般采用齒側(cè)對中 的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上零件， 它幾乎承受由發(fā)動機， 花鍵的遲鈍可 根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax查表3 1可得。5.2 從動片的設計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：1) 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力 均勻，以減小磨損。3) 應安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。從動片厚度一般為1.32.5mm本次設計得從動片厚度為2mm5.3 摩擦片的設計摩擦片在性能上應滿足

22、以下要求：1 ) 具有足夠的機械強度和耐磨性。2) 密度要小，以減小從動盤的轉(zhuǎn)動慣量。3) 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味。4) 磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面。5) 接合時平順性好。6) 長期停放后，摩擦面間不發(fā)生粘著現(xiàn)象。六、離合器蓋總成的設計6.1離合器蓋結(jié)構(gòu)設計的需要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。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

23、風扇片等。乘用車和載質(zhì)量較小的商用車的離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。6.2壓盤的設計對壓盤結(jié)構(gòu)設計的要求：1）壓盤應具有較大的質(zhì)量，以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)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(shù)較大的鋁合金壓盤。2）壓盤有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為1525mm。3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15 20 g *cm。4）壓盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小。壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用 HT200 HT2