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1、轎車拉式膜片彈簧離合器課程設計2012/9/25 目錄一、離合器設計目的及離合器概述1.1、離合器設計基本要求31.2、技術參數(shù)及論文要求31.3、膜片彈簧離合器結構41.4、膜片彈簧離合器優(yōu)點51.5、膜片彈簧離合器工作原理5二、離合器摩擦片參數(shù)確定2.1、摩擦片參數(shù)選擇2.1.1 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b62.1.2 后備系數(shù)72.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC72.1.4 單位壓力P072.2 離合器基本參數(shù)的校核2.2.1 最大圓周速度82.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉矩92.2.3 單位壓力92.2.4單位摩擦面積滑磨功9三、扭轉減振器的設計3.1 扭轉減振器主要參數(shù)
2、103.1.1 極限轉矩Tj103.1.2 扭轉剛度113.1.3 阻尼摩擦轉矩T113.1.4 預緊轉矩Tn113.1.5 減振彈簧的位置半徑R0113.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj113.1.7 減振彈簧總壓力F11 3.1.8 極限轉角123.2 減振彈簧的計算123.2.1 減振彈簧的分布半徑R1123.2.2單個減振器的工作壓力P123.2.3 減振彈簧尺寸12四、離合器其它主要部件的結構設計 4.1從動盤轂的設計144.2從動片的設計14五、設計小結15六、參考文獻15某轎車離合器從動部分設計-3一、 離合器設計的目的及離合器概述了解轎車離合器的構造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動
3、盤總成的結構，掌握從動盤總成的設計方法，了解壓盤和膜片彈簧的結構，掌握壓盤和膜片彈簧的設計方法，通過對以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。學會如何查找文獻資料、相關書籍，培養(yǎng)學生動手設計項目、自學的能力，掌握單獨設計課題和項目的方法，設計出滿足整車要求并符合相關標準、具有良好的制造工藝性且結構簡單、便于維護的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設計其它項目奠定良好的基礎。通過這次課程設計，使學生充分地認識到設計一個工程項目所需經(jīng)歷的步驟，以及身為一個工程技術人員所需具備的素質和所應當完成的工作，為即將進入社會提供了一個良好的學習機會，對于由學生向工程技術人員轉變有著重大的實
4、際意義。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。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) 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?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。2) 接合時要完全、平順、柔和，保證
5、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，延長壽命。6) 操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。7) 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。1.2技術參數(shù)及論文要求整車質量（Kg）：1320最大扭矩/轉速（Nm/rpm）:168/3500最大功率/轉速（KW/rpm）：92/5700主減速比：4.111一檔速比：I1=3.778二檔速比：I2=2.176三檔速比：I3=1.492四檔速比：I4=1.029五檔速比
6、：I5=0.838倒檔速比：IR=3.444輪胎規(guī)格：195/65 R15變速器一軸花鍵為矩形 齒數(shù)：10，外徑：35，內徑：28 齒厚：4離合器總成的軸向尺寸要求：40-45mm發(fā)動機飛輪為平飛輪本次課程設計的基本內容有：1. 根據(jù)所給的車型及整車技術參數(shù),選擇合適離合器的結構類型,完成離合器主要基本參數(shù)的選擇、確定；2. 完成從動部分總成的設計計算；3. 完成從動部分總成的設計圖紙（裝配圖）。1.3膜片彈簧離合器結構膜片彈簧離合總成由膜片彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。1) 離合器蓋離合器蓋一般為120或90旋轉對稱的板殼沖壓結構，通過螺栓與飛輪聯(lián)結在一起。離合器蓋是
7、離合器中結構形狀比較復雜的承載構件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。2) 膜片彈簧膜片彈簧是離合器中重要的壓緊元件，在其內孔圓周表面上開有許多均布的長徑向槽，在槽的根部制成較大的長圓形或矩形窗孔，可以穿過支承鉚釘，這部分稱之為分離指；從窗孔底部至彈簧外圓周的部分形狀像一個無底寬邊碟子，其截面為截圓錐形，稱之為碟簧部分。3) 壓盤壓盤的結構一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。4) 傳動片離合器接合時，飛輪驅動離合器蓋帶動壓盤一起轉動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉動；在離合器分離時，壓盤相對
8、于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。5) 分離軸承總成分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉時離心力作用下的徑向力。目前國產的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結構和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。1.4膜片彈簧離合器的優(yōu)點膜片彈簧
9、離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點：1) 膜片彈簧離合器具有較理想的非線性彈性特性；2) 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量??；3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；4) 膜片彈簧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) 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好1.5膜片彈簧離合器的工作原理由圖可知，離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當膜片彈簧被預加壓緊，離合器處于接合位置時，由于膜片彈簧大端對壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動摩擦片之間產生摩擦力。當離合器蓋
10、總成隨飛輪轉動時(構成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉矩帶動從動盤總成和變速器一起轉動以傳遞發(fā)動機動力要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構，使分離軸承總成前移推動膜片彈簧分離指，使膜片彈簧呈反錐形變形，其大端離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。圖1.1 膜片彈簧離合器結構圖二、 離合器摩擦片參數(shù)的確定2.1 摩擦片參數(shù)的選擇2.1.1 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉矩大小有一定關系。D=式中，為發(fā)動機最大轉矩，取；A為不同結構和使用條件
11、對D的影響系數(shù)，對于小轎車 取A=47。離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表1表1外徑D/mm160180200225250280300325350380405430內徑d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積10613216022
12、13024024665466787299081037摩擦片標準系列尺寸，取。2.1.2 后備系數(shù)后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上小轎車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取=1.3。2.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TCTC=218.42.1.4 單位壓力P0摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小
13、,后備系數(shù),摩擦片材料及質量等有關。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。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、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。 式中，為摩擦因數(shù)取0.3；為單位壓力為摩擦面數(shù)取2；為摩擦片外徑取200；為摩擦片內徑取140；摩擦片材料選擇石棉基編織材料，為單位壓力0.26，為
14、摩擦因數(shù)取0.3。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求：應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面油水對摩擦性能的影響應最小結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約
15、在0.3左右,在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。2.2 離合器基本參數(shù)的校核2.2.1 最大圓周速度式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s）；為發(fā)動機最高轉速取5700；為摩擦片外徑徑取200；故符合條件。2.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉矩=(N/)式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩218.4；當摩擦片外徑D210mm時，=0.28 N/0.0068 N/，故符合要求2.2.3 單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.150.35Mpa，由于已確定單位壓力0.26Mpa，在規(guī)定范圍內，故滿足要求。2.2.4單位摩擦面積滑磨功為了減少汽車起步過程中離
16、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應小于其許用值w。汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)為：W = () = () = 12048(J)式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功(J)m 為汽車總質量取1320kg；rr 為輪胎滾動半徑0.317m；i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比3.778；i為主減速器傳動比4.111；n為發(fā)動機轉速(r/min),乘用車n取2000 r/min;w = = = 0.38 式中，W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨功取12048J滿足w w = 0.4 0J/mm要求。車輪滾動半徑
17、Rr：由輪胎規(guī)格195/65 R15知輪胎名義斷面寬度為195mm，輪胎名義高寬比65%，輪輞名義直徑為15in，即0.381m，則輪胎高H=19565%=126.75mm，輪胎直徑Dr=2H+dr=2126.75+381=634.5mm，則Rr=317.25mm摩擦片的相關參數(shù)如表2表2摩擦片外徑D摩擦片內徑d后備系數(shù)厚度b單位壓力Po200mm140mm1.33.50.26MPa三、扭轉減振器的設計3.1 扭轉減振器主要參數(shù)帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式:圖4.2帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖1從動盤；2減振彈簧；3碟形彈簧墊圈；4緊固螺釘；5從動盤轂；6減振
18、摩擦片7減振盤；8限位銷由于現(xiàn)今離合器的扭轉減振器的設計大多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。3.1.1 極限轉矩Tj極限轉矩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，Tj=(1.52.0) 對于乘用車，系數(shù)取2.0。則Tj=2.02.0168336（Nm）3.1.2 扭轉剛度由經(jīng)驗公式初選Tj即Tj133364368（Nm/rad）3.1.3 阻尼摩擦轉矩T可按公式初選TT（0.060.17）取T=0.1 =0.1168=16.8(Nm)3.1.4 預緊轉矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。Tn滿足以下關系：Tn（0.050.15）
19、且TnT16.8 Nm而Tn（0.050.15）8.425.2 Nm則初選Tn15Nm3.1.5 減振彈簧的位置半徑R0R0的尺寸應盡可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2則取R0=0.65d/2=0.65140/2=45.5(mm),可取為46mm.3.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj當摩擦片外徑D250mm時，Zj=46故取Zj=63.1.7 減振彈簧總壓力F當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為FTj/R0336/(46)7.3043(KN)3.1.8 極限轉角 減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時，從動片相對于從動盤轂的極限轉角為 =2式中，為減振彈簧的工作
20、變形量，通常取30120，對汽車平順性要求高或發(fā)動機工作不均勻時，去上限。=120 3.2 減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。3.2.1 減振彈簧的分布半徑R1R1的尺寸應盡可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d為離合器摩擦片內徑故R1=0.65/2=0.65140/2=45.5(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R03.2.2單個減振器的工作壓力PP= F/Z=7304.3/61217.4(N)3.2.3 減振彈簧尺寸1）彈簧中徑DC其一般由布置結構來決定，通常DC=1115mm故取Dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd
21、=8.01mm式中，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為580Mpad取8.1 mm3）減振彈簧剛度k應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸R1確定，即k=4）減振彈簧有效圈數(shù) 減振彈簧總圈數(shù)n與有效圈數(shù)之間的關系為n=+(1.52)=6，i=45）減振彈簧總圈數(shù)n其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為n=+(1.52)=6減振彈簧最小高度=52.9mm彈簧總變形量mm減振彈簧總變形量=52.9+3.54=56.44mm減振彈簧預變形量=0.158mm減振彈簧安裝工作高度=56.44-0.158=56.3mm6）從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，=3.
22、382mm其值為=4.217）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為4mm, 為54mm.8）限位銷直徑按結構布置選定，一般9.512mm?？扇?0mm扭轉減振器相關參數(shù)表4表4極限轉矩Tj阻尼摩擦轉矩T預緊轉矩Tn減振彈簧的位置半徑R0減振彈簧個數(shù)Zj336Nm16.8 Nm15 Nm46mm6四、離合器其它主要部件的結構設計4.1從動盤轂的設計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(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩T花鍵尺寸表5表5摩擦片外
23、徑 D/mm發(fā)動機最大轉矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應力/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺長l/mm20016810352843510.24.2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。本次設計初選從動片厚度為2mm，表面硬度40HRC。五、 設計小結本設計以“機械設計、汽車設計、二維制圖模型”為主線，主要采用AutoCAD設計一個汽車膜片彈簧離合
24、器總成特別是離合器從動部分，由于時間和能力的限制，本設計對分離機構和操縱機構只作了簡單的設計。本次設計我利用AutoCAD軟件繪制了離合器總成和部分零件的二維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設計充分利用了已學過的汽車設計和機械設計知識，使我對所學知識有了一個系統(tǒng)的認識、復習、鞏固和深入。通過這次設計，我對機械設計和汽車設計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設計的方法和使用有關機械設計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術、計算機軟件使用技術等作了一個全新的認識和再學習，加深了理解，并擴展了知識面；充分利用計算機CAD技術進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。自己平日的理論知識雖
25、然仍沒有真正應用于實際生產中，但利用課程設計這個平臺，使我充分認識到自己理論學習中的不足，熟悉了一些新的設計方法。尤其是在畫圖方面，進一步熟練、鞏固，這次課程設計為我以后的學習及畢業(yè)設計打下了基礎。指導教師認真細致的指導和幫助，我表示最真摯的感謝。 六、參考文獻1.徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器/汽車設計叢書 M.北京：清華大學出版社,20052.王望予.汽車設計M. 北京：機械工業(yè)出版社，20073.陳家瑞.汽車構造M.北京：人民交通出版社，20024.劉惟信.汽車設計 M.北京：清華大學出版社,20015.鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機械設計課程設計M.沈陽：東北大學出版社,2006 - 19 -
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