離合器說明書1.doc

沈陽理工大學應用技術學院離合器課程設計2離合器結構方案選取2.1 離合器車型的選定設計參數(shù)：發(fā)動機型號：DA462Q發(fā)動機最大轉矩：51.5/3750【Nm/(r/min)】傳動系傳動比：1擋3.428、主減速比：5.142驅動輪類型與規(guī)格：4.50-12-8PR汽車總質量：1425(kg)使用工況：城鄉(xiāng)離合器形式：單片3 離合器基本結構參數(shù)的確定3.1摩擦片主要參數(shù)的選擇摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。摩擦片外徑D（mm）也可以根據發(fā)動機最大轉矩（N.m）按如下經驗公式選用 （3.1）式中，為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-1。由選車型得=51.5Nm，=14.6則將各參數(shù)值代入式后計算得 D=104.78mm根據離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據下表3-2表3-2 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB145774）外徑D/mm160180200225250280300325350內徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.54010.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.827單位面積F/106132160221302402466546678可?。耗Σ疗嚓P標準尺寸： 外徑D=160mm 內徑d=110mm 厚度h=3.2mm 3.2離合器后備系數(shù)的確定結合設計實際情況，故選擇=1.75。表3-3離合器后備系數(shù)的取值范圍車 型后備系數(shù)乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.201.75最大總質量為614t的商用車1.502.25掛車1.804.003.3單位壓力P的確定前面已經初步確定了摩擦片的基本尺寸；外徑D=160 內徑d=110 厚度h=3.2 內徑與外徑比值C=0.687 1-C=0.676f=0.25由公式D fZP（1-c ）=12得P=0.253Mpa3.4 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化（1）摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過6570m/s，即m/sm/s 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)。（2）摩擦片的內、外徑比應在0.530.70范圍內，即（3）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，不同車型的值應在一定范圍內，最大范圍為1.24.0。（4）為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm （5）為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 （3.7）式中，為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)，可按表3.6選取經檢查,合格。表3.7單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規(guī)格028030035040 （6）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，單位壓力的最大范圍為0.111.50MPa,即MPaMPaMPa（7）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,離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值,即 （3.8）J/mm2式中,為單位摩擦面積滑磨(J/mm2)；對于最大總質量小于6.0t的商用車：J/mm2，對于最大總質量大于6.0t商用車：J/mm2：W為汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J），可根據下式計算 （3.9）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擋位的傳動比；為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用車取r/min，商用車取r/min。其中： m Kg代入式（3.9）得J，代入式（3.8）得，合格。（8）離合器接合的溫升式中,t為壓盤溫升,不超過C；c為壓盤的比熱容，J/(KgC)；為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；，為壓盤的質量Kg代入C，合格。4 離合器從動盤設計4.1 從動盤設計從動盤總成應滿足如下設計要求：（1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能?。?）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性（3）為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉減 振器（4）要有足夠的抗爆裂強度4.1.1 從動片的選擇和設計 在本設計中，采用分開式彈性從動片，離合器從動片采用1厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取250，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。4.1.2 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，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對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Temax按國標GB114474選取。從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動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。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理?；ㄦI選取后應進行擠壓應力j（MPa）及剪切應力j（MPa）的強度校核： （4.1） （4.2）式中，z為從動盤轂的數(shù)目；其余參數(shù)見表（4-1）。表4-1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列摩擦片外徑D/mm發(fā)動機的最大轉矩Temax/Nm花鍵尺寸擠壓應力j/Mpa齒數(shù)N外徑D/mm內徑d/mm齒厚b/mm有效齒長l/mm22515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.7根據摩擦片的外徑D=250mm與發(fā)動機的最大轉矩Temax=181.3 Nm，由表4-1查得n=10，D=35mm，d=28mm，b=4mm，l=35mm，j=10.2Mpa，則由公式校核得：j=9.4MPaj=10.2MPa。j=8.22 MPa j=15MPa。所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求4.1.3摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式在該設計中選取的是無石棉有機的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。5 離合器壓盤設計5.1壓盤的傳力方式的選擇本設計采用采用傳動片式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。5.2壓盤的幾何尺寸的確定由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定，故壓盤的內外徑也可因此而確定。壓盤外徑D=255 壓盤內徑d=155壓盤的厚度確定主要依據以下兩點：（1）壓盤應有足夠的質量（2）壓盤應具有較大的剛度在該設計中，初步確定該離合器的壓盤的厚度為215.3壓盤傳動片的材料選擇壓盤形狀需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS1，工作表面光潔度取為1.6。5.4離合器蓋的設計在設計中應注意以下幾個問題：（1）離合器的剛度離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。（2）離合器的通風散熱為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。（3）離合器的對中問題離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中.5.5傳力片的設計及強度校核初定離合器壓盤傳力片的設計參數(shù)：設3組傳力片（i=3），每組3片（n=3），傳力片的幾何尺寸為：寬度b=19mm；厚度h=1mm；傳力片上兩孔之間距離l=60mm；孔的直徑d=5mm；傳動片切向布置，圓周半徑R=1442.5mm；傳力片材料的彈性模量。(1) 計算傳力片的有效長度:(2) 計算傳力片的彎曲總剛度:(3) 根據上述分析，計算以下3種工況的最大驅動應力及傳力片的最小分離力：徹底分離時， 按照設計要求，,由上述公式可知. 壓盤和離合器蓋組裝成總成時,通過分析計算可知 計算最大應力 離合器傳扭時，分正向驅動（發(fā)動機向車輪）和反向驅動（車輪向發(fā)動機），出現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況時，通過尺寸鏈計算可知=5mm（）正向驅動：（）反向驅動： 可見反向驅動最危險，由于在取計算載荷時比較保守，明顯偏大，因此傳力片的許用應力可取其屈服極限。故傳力片材料選擇80號鋼。 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，離合器在接合狀態(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據設計圖紙確定f=0.87mm 。傳力片的彎曲總剛度，當f=0.87mm時，其彈性恢復力為認為合理。6離合器分離裝置設計6.1分離桿的設計在設計分離桿時應注意以下幾個問題：（1）分離桿要有足夠的剛度（2）分離桿的鉸接處應避免運動上的干涉（3）分離桿內端的高度可以調整6.2離合器分離套筒和分離軸承的設計現(xiàn)代汽車離合器中主要采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并由軸承內圈轉動。7 離合器膜片彈簧設計7.1 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇7.1.1比較H/h的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3.10）中載荷與變形1之間的函數(shù)關系可知，當時，F(xiàn)2為增函數(shù)；時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上，見圖3.1。1- 2- 3-4- 5-圖3.1 膜片彈簧的彈性特性曲線為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.52范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm，本設計 ，h=3mm ，則H=6mm 。7.1.2 R/r選擇通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.21.3 的范圍內取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm則mm取整mm 則。7.1.3圓錐底角 汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角一般在范圍內，本設計中 得在之間，合格。分離指數(shù)常取為18，大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數(shù)為18。7.1.4切槽寬度mm，mm，取mm，mm，應滿足的要求。7.1.5 壓盤加載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定應略大于且盡量接近r，應略小于R且盡量接近R。本設計取mm，mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內常用的碟簧材料的為60SizMnA，當量應力可取為16001700N/mm2。7.1.6 公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。7.2 膜片彈簧的優(yōu)化設計（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的與初始錐角應在一定范圍內，即（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑（或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，即拉式： （4）根據彈簧結構布置要求，與，與之差應在一定范圍內選取，即（5）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范圍內選取，即拉式： 由（4）和（5）得mm，mm。7.3膜片彈簧的載荷與變形關系碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當加載點相同時）。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為1，則壓緊力F1與變形1之間的關系式為: （3.10）式中： E彈性模量，對于鋼， 泊松比，對于鋼，=0.3 H膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度 h彈簧鋼板厚度 R彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑r彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑R1壓盤加載點半徑r1支承環(huán)加載點半徑圖3.2膜片彈簧的尺寸簡圖代入（3.10）得 （3.11）對（3.11）式求一次導數(shù)，可解出1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。凸點：mm時，N凹點：mm時，N拐點：mm時，N 2、當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為2。由 （3.12） （3.13）列出表3.8:表3.9膜片彈簧工作點的數(shù)據2.967.195.108.8821.5715.5935152177277308617222401膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧壓平位置，而。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,以保證摩擦片在最大磨損限度范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C ，為最大限度地減小踏板力，C點應盡量靠近N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠的傳遞傳矩，并考慮摩擦因數(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力應大于或等于新摩擦片時的壓緊力，見圖.7.4膜片彈簧的應力計算假定膜片彈簧在承載過程中其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動（圖3.4）。斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如上圖所示，則斷面上任意點的切向應力為： （3.14）圖3.3 膜片彈簧工作點位置式中 碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角e 碟簧部分子午斷面內中性點的半徑e=（R-r）/In(R/r) （3.15）為了分析斷面中斷向應力的分布規(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式： （3.16）圖3.4 切向應力在子午斷面的分布由上式可知，當膜片彈簧變形位置一定時，一定的切向應力t在X-Y坐標系里呈線性分布。當時，因為的值很小，我們可以將看成，由上式可寫成。此式表明，對于一定的零應力分布在中性點O而與X軸承角的直線上。從式（3.16）可以看出當時無論取任何值，都有。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，等應力直線離應力直線越遠，其應力越高。由此可知，碟簧部分內緣點B處切向壓應力最大，A處切向拉應力最大，分析表明，B點的切向應力最大，計算膜片彈簧的應力只需校核B處應力就可以了，將B點的坐標X=（e-r）和Y=h/2 代入（3.17）式有： （3.17）令可以求出切向壓應力達極大值的轉角由于： mm所以： ，N/mm2B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力F2作用下還受有彎曲應力： （3.18）式中 n分離指數(shù)目 n=18 br單個分離指的根部寬mm因此： N/mm2由于rB是與切向壓應力tB垂直的拉應力，所以根據最大剪應力強度理論，B點的當量應力為：N/mm2N/mm2故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數(shù)據合適。8 扭轉減震器設計減震器極轉矩 Nm 摩擦轉矩 Nm預緊轉矩 Nm極限轉角 扭轉角剛度 Nm/rad 8.1減振彈簧的安裝位置，結合mm，得取55mm，則。 8.2全部減振彈簧總的工作負荷N8.3單個減振彈簧的工作負荷N式中Z為減振彈簧的個數(shù)，按表3.9選擇：取Z=6表3.10減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片的外徑D/mm225250250325325350350Z4668810108.4減振彈簧尺寸（1）選擇材料，計算許用應力根據機械設計采用65Mn彈簧鋼絲， 設彈簧絲直徑mm,MPa,MPa。（2）選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)根據下表選擇旋繞比表3.11旋繞比的薦用范圍d/mmC確定旋繞比，曲度系數(shù)（3）強度計算mm，與原來的d接近，合格。中徑 mm；外徑 mm（4）極限轉角取 ，則mm（5）剛度計算彈簧剛度 mm其中，為最小工作力，彈簧的切變模量MPa，則彈簧的工作圈數(shù)取，總圈數(shù)為（6）彈簧的最小高度mm（7）減振彈簧的總變形量mm（8）減振彈簧的自由高度mm（9）減振彈簧預緊變形量mm（10）減振彈簧的安裝高度mm結 論本次課程設計根據給出的設計要求和原始設計參數(shù)，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相關零件參數(shù)的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造相關零部件所用的材料。結構方面：根據設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的單片拉式膜片彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳