離合器課程設計附圖紙

1、離合器課程設計（附圖紙）大學課程設計書1、離合器概述2 2、離合器主要參數的選擇及計算校核3 3、扭轉減振器的設計及其主要參9 4、從動盤總成的計13 5、離合器蓋總成的計15大學課程設計書1、離合器概述對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛用的摩擦離合器是一種依靠主從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。離合器的功用主要的功用是切斷和實現發(fā)動機對傳動系的動力傳遞，保證汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換檔時將發(fā)動與

2、傳動系分離，減少變速器中換檔齒輪之間的沖擊；在工作中受到較大的動載時，能限制傳動系所承受的最大轉矩，以防止傳動系各零件因過載而損壞；有地降低傳動系中的振動和噪聲。基本要求：1）在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，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，便于換檔和減小同步器的磨損。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的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低 噪聲的能力。7）操縱方便

3、、準確，以減少駕駛員的疲勞。8）作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料因數在離合器工作中變化要盡量可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。9）具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。10）結構應簡單、緊湊、質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方 便 等。技術參數：發(fā)動機功率：Pemax,39kw/6000r/min發(fā)動機轉矩：Temax,77N,m/3600r/min傳動比:i,3.090i,4.266 g0汽車的質量 m,780kgr汽車的滾動半徑 =273mm ar大學課程設計書從動盤數的選擇：單片離合器單片離合器：對乘用車和最大質量小于 6t的商用車而言，發(fā)動機的最大轉 矩一般不

4、大，在布置尺寸容許條件下，離合器通常只設有一片從動盤。單片離合器的結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部 分轉動慣量小，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平順。壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。1）膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點：2）具有較理想的非線性彈性特性。3）兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。4）高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。5）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。6）通風散熱良好，使用壽命長。7）膜片彈

5、簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各 零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數目更質量更小等。拉式膜片彈簧的支承形式一一單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。3大學課程設計書2.1.1后備系數,后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最，大轉矩的可靠程度。在選擇時，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)動機最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車選擇：，本次設計取=1.2。1.201.75,2.1.2摩擦片外徑、內徑和厚度d

6、bD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。Temax77艮據參考文獻2 3.2.1 公式：D,100,100,128 A47式中為汽車的最大轉矩；乘用車??；TemaxA,47取；D,200mmp d,140mm由于；d/D,0.530.7 ? c,d/D,140/200,0.7摩擦片的厚度主要有三種。取b,3.5mm b3.2mm;3.5mm 4.0mmTc,Temax,1.2 , 77,92.4N,m 取 Tc,92N,m 2.1.3 單位壓力 p 0單位壓力p決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很0大影響，選取時應考慮離合器的工作

7、條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。p0.1MPa,p,1.50MPa 選擇：,00根據根據參考文獻1 公式2-8:12,Temax12, 1.2, 7733D, 33,fp(1,c), 0.3, p, 2, (1,0.7)00p,0.11MPa?可求得 在范圍之內。0式中ff,0.3 取乙24大學課程設計書2.2.1離合器基本參數的校核設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數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。1）取應使最大圓周速度不超過，即v6570m/sD

8、根據根據參考文獻1公式2-10,3,3v,n , D, 10, 6000, 200, 10,62.8m/s,6570m/s Demax6060式中，v為摩擦片最大圓周速度;n為發(fā)動機最高轉速。（m/s）（r/min） emaxD所以符合要求。2）摩擦片的內、外徑比c應在范圍內，本次設計得 0.530.7c,0.73）為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同的車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.21.75 ,本次設計取。，,1.24）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力pp根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，的最大范圍為 000.1MPa,p,

9、1.50MPa。0本次設計取p,0.11MPa。符合要求05）為了反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即根據根據參考文獻1公式2-11:4T4, 92,2c,T,0.28, 10,T 0c2222c0Z（D,d） , 2, （200,140）,2式中，（N,m/mm）,TT為單位摩擦面積傳遞的轉矩；為其允許值 c0c02,2（N,m/mm）,0.28 , 10T,1 ,取=（根據參考文獻表 25） c06）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w,w應小于其許用值。汽車起步時離合器結合一

10、次所產生的總滑磨功（J）為：根據根據參考文獻1公式2-135大學課程設計書222222,rm3.14 , 2000780, 0.273neraW = （） = （） = 7330 （J）2222180018004.266, 3.090ii0g式中，i為汽車總質量（kg）;為輪胎滾動半徑（m）；為汽車起步時所用mr gar變速器檔位的傳動比；ii為主減速器傳動比；為起步時所用變速器檔位的傳g0動比；n為發(fā)動機轉速（r/min）；乘用車n取2000 r/min 。 ee根據根據參考文獻1公式2-124, 73304W 2w = = ,= 0.4J/mmw,0.232222, 2, （200,140

11、）,Z（D,d）,22w,式中，為單位摩擦面積摩擦功（J/mm）; w為其許用值（J/mm）,對于乘2 用車：，,w=0.4J/mm ;滿足要求。2.2.2膜片彈簧的彈性特性曲線2.2.3膜片彈簧基本參數的選擇1)比值H/h和h的選擇為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h 一般為1.52.0，板厚h 為24 mm。取 h = 2 mm , H/hH,1.7h =1.7,即=3.4 mm。2) rR/r比值和、的選擇R研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求。R/r 一般為6大學課程設計

12、書1.201.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的r值宜為大于或等。即根據根據參考文獻1 : RcD, d200, 140=;取=85; R,85rc44取=1.25 WJ=85 取=105 R/r, 1.25,106.5RR3),的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角,與內截錐高度關系密切，一般在 9?H15?范圍內。,arctanH/(R,r),arctan3.4/(105,85),9.65,符合要求。4)分離指數目n的選取分離指數目常n取18,大尺寸膜片彈簧可取24,小尺寸膜片彈簧可取12。取分離之數目n=18。5)膜片彈簧小段內半徑rr及分離軸承作用半徑的確定f0rr由離合器的結

13、構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。應大 f0根據文獻，,1表27可查得第一軸的外徑為29mm;rr ?取=30mm =32mm f06）切槽寬度r,、及半徑的確定e12r,= 3.23.5 mm, = 9 10 mm 的取值應滿足 r - r? 。 ee122本次設計取 6 = 3.5 mm , 6 = 10 mm , r? r -6 = 75 mm。 1e227）壓盤加載點半徑rR和支承環(huán)加載點半徑的確定11rR,103 ? r,85 ? R,105 取=87 又 取 112.2.4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，使其彈性特性滿足離 合器的使用性能要

14、求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始底錐角，,H/（R,r）應在一定范圍內，即1.6,H/h,1.7,2.2,9,H/（R,r）,9.65,15所以符合要求。2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即7大學課程設計書1.20,R/r,1.25,1.353.5,R/r105/26,4.04,5.00所以符合要求。3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即 ri(D, d)/4,r,85,D/21所以符合要求。4)根據彈簧結構布置要求，rr與，與之差應在一定范圍內，即

15、RRf011,R,R,2,7 10,r,r,2,610,r,r,2,4 f0所以符合要求。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定范圍內選取，即R,r103,32f1 3.5,4.43,9.0R,r103,8711所以符合要求。8大學課程設計書離合器主要參數的選擇及計算校核T3.1.1極限轉矩j極限轉矩受限于減振彈簧的許用力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取=丁 (1.52.0) T 根據根據參考文獻2 jemax對于乘用車，系數取2.0。則 T2.0XT= 2.0 X77= 154 (N?m jemax扭轉角剛度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角

16、剛度K,使共振現,象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內KT?13=13x154=2002(N?m/rad) ,j阻尼摩擦轉矩T u由于減振器扭轉剛度K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To u一般可按下式初選：T=(0.060.17)T emaxu取 TT= 0.1= 0.1 , 77,7.7N?m ,emax預緊轉矩T n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n 頻率的方向移動，這是有利的。但是 TT不應大于，否則在反向工作時，扭轉 nu 減振器將提前停止工作，故取 TTT

17、= (0.050.15) emaxemaxn取 TT= 0.1=7.7N?m emaxn而(0.050.15) T=3.8511.55 N?m emax取 T=7 N?m n減振彈簧的位置半徑R 0的尺寸應盡可能大些，一般取 =(0.600.75)d/2 RR 009大學課程設計書取所以可取為=42mm R,0.60d/2,0.60 , 140/2,42mmR00減振彈簧個數Z jZ參照文獻表6-1選取。，,1j取 Z=6 j減振彈簧總壓力F,當限位銷與從動盤轂之間的間隙，或,被消除，減震彈簧彳遞的轉矩達到12最 大值T時，減震彈簧受到的壓力為Fj,T/R,154/0.042,3.667(kN

18、)= Fj0,10極限轉角，j,一般,312通常取，對汽車平順性要求高或發(fā)動機工作不均勻時，取 jj上限。本次設計，取10?。j減振彈簧的分布半徑R: 1R= （0.60.75）D/2,0.6, 140/2,42mm1式中，d為離合器摩擦片的內徑。全部減振彈簧總的工作負荷 P z它是指在從動盤轂法蘭上缺口中的間隙消除時，減振彈簧壓縮到極限位置時的工作負荷。此時扭轉減振器所能傳遞的轉矩即為極限轉矩TP,由此可得為jz,3P,T/R,154/42 , 10,36667.60N 1zj單個減振彈簧的工作負荷：PP,P/Z,3667.67/6,611.11N zj彈簧減振尺寸1）彈簧中徑DD,1115

19、mm一般由結構布置來決定，通常左右。本次 cc取 12mm2）彈簧鋼絲直徑d:10大學課程設計書,38PD8, 36667.67, 12, 10c33 d,3.4mm6, 550, 10,式中為扭轉許用應力，可取 550-600MPa本次取550MPa ,通常所以取d,34mmd,3.5mm3）彈簧剛度：k應根據已選定的減振器扭轉剛度值K及其布置尺寸，R,111K2002，根據式子：k,0.189(N/mm)231000Rn1000 , 42, 614)減振彈簧有效圈數：i444Gd8.3, 10, 3.5 根據式子：i,4.76338Dk8, 12, 189c4式中，G為材料的剪切彈性模量，

20、對碳鋼可取 G,8.3, 10MPad為彈簧鋼絲直徑，取的d,3.5mm 5)減振彈簧總圈數n：一股在6圈左右，總圈數n和有效圈數的關系為in,i , (1.52),66)減振彈簧最小高度l : minl,n(d , ,),1.1dn , , =1.13.56=23.1mm min7)減振彈簧總變形量 ,l,P/k,611.11/189,3.23mm 8)減振彈簧自由高度 l 0ll , ,l=23.1+3.23=26.33mm 0min9)減振彈簧預變形量7.7Tn,0.16= l,3kZR189, 6, 42, 10111大學課程設計書10)減振彈簧安裝工作高度ll,l,l=26.33-0

21、.16=26.17mm 0從動片相對從動盤轂的最大轉角,山最大轉角,l(,l,l,l)和減振彈簧的工作變形量有關，其值為”,2arcsin(,l/2R)=4.19 1限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙,1,Rsin,12式中，R為限位銷的安裝尺寸。，值一般為2.54mm 2112所以可取為3mm, R為41.10mm. ,123.2.7. 限位銷直徑dddd 按結構布置選定，一般=9.512mm可取為10mm12大學課程設計書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，花鍵的遲鈍可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T

22、.由文獻表2-7可查得,1emax摩擦片發(fā)動機最大花鍵尺寸 擠壓應力外徑 轉矩齒數n外徑 內徑 齒厚有效尺,/MPa cD/mm T,/mm /mm t/mm 長 m dl/D/（N?m） emax200 108 10 29 23 4 25 11.1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）應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。摩擦片應滿足以下要求：1）摩擦因數較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小2）具有足夠的機械強度與耐磨性3）密度要小，以減少從動盤的轉動慣量。4）熱穩(wěn)定性要好5）磨合性要好，不至刮傷飛輪和壓盤表面1313大學課程設計書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