红旗CA7300型高级轿车离合器设计

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1、辽 宁 工 业 大 学 汽车设计 课程设计（论文）题目： 红旗CA7300型高档轿车离合器设计 院（系）： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学 号： 学生姓名： 指引教师： 教师职称： 副专家 起止时间：课程设计（论文）任务及评语院（系）：汽车与交通工程学院 教研室：车辆工程学 号学生姓名专业班级课程设计（论文）题目红旗CA7300型高档轿车离合器设计课程设计（论文）任务设计技术参数：发动机功率：Pemax=105W/4800min发动机扭矩：Temax=226m/3200r/min车轮轮胎规格：205/60R15其他系数查相应车型参数。设计规定：1规定用膜片弹簧压紧型式，拉式或推式。2画出总

2、装配图。前面有关件从飞轮开始，输出端到输出轴（变速器输入轴）为止，操纵机构画到分离轴承。3要进行方案、构造分析及有关计算。4进行典型零部件设计，涉及从动盘总成、膜片弹簧、压盘、离合器盖等。工作量：1.部件装配草图1张；2.正式装配图1张；3.零件图23张；4.设计阐明书一份（约3000-5000字）。指引教师评语及成绩成绩： 指引教师签字： 1月8日目 录第1章 汽车离合器综述11.1 离合器的构造型式11.2离合器的功能及其构成11.3离合器的工作原理21.4对离合器的规定2第2章 设计方案的分析与拟定42.1离合器构成42.2从动盘数的选择42.3压紧弹簧形式的选择42.4分离时离合器受力

3、形式选择52.5压盘的驱动形式选择52.6扭转减振器62.7分离轴承的选择62.8离合器的散热通风6第3章 重要零部件设计计算和验算的简要过程73.1 摩擦片的设计73.2 离合器基本参数的优化83.3 膜片弹簧的设计103.4从动盘毂花键的强度验算13第4章 重要部件构造设计阐明144.1从动盘总成的设计144.2离合器盖和压盘的方式选择154.3分离轴承的选择154.4离合器的通风散热164.5离合器种类的选择164.6分离时离合器受力形式的选择164.7扭转减振器的设计164.8离合器的操纵机构选择19第5章 经济、技术分析及对设计所作的简要评语215.1经济、技术分析215.2简评21

4、参照文献22致 谢23附 录24第1章 汽车离合器综述1.1 离合器的构造型式 摩擦离合器重要由积极部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分构成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处在接合状态并能传递动力的基本构造，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。1.2离合器的功能及其构成离合器的重要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，保证汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以避免传动系个零部件因过载而

5、损坏；有效地减少传动系中的振动和噪音。摩擦离合器重要由积极部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分构成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处在接合状态并能传递动力的基本构造，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。1.3离合器的工作原理离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处在接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器积极部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动

6、机动力，要分离离合器时，将离合器踏板踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处在分离位置，切断了发动机动力的传递。1.4对离合器的规定1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有合适的转矩储藏。2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。3)分离时要迅速、彻底。4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应使传动系避免扭转共振，并具有

7、吸取振动、缓和冲击和减小噪声的能力。7)操纵轻便、精确，以减轻驾驶员的疲劳。8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽量小，以保证有稳定的工作性能。9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。10)构造应简朴、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调节以便等。第2章 设计方案的分析与拟定2.1离合器构成膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分构成。2.2从动盘数的选择从动盘数由计算尺寸查汽车设计原则资料手册取原则。磨擦片材料的选择：选择粉末冶金材料制成的。摩擦片在性能上应满足如下规定:磨擦系数比较稳定,工作温度,磨损速度,单

8、位压力的变化对其影响要小,足够的机械强度和耐磨性,热稳定性好,磨合性能好,密度要小,有助于结合平顺,长期停放,离合器磨擦面间不发生“粘着现象”。摩擦片与从动盘片的连接用铆钉联接。从动盘具有轴向弹性,可变化离合器性能,使离合器接合柔和,减小冲击，磨擦面接触较为均匀,磨损较小，从动毂在变速器第一轴花键上易于滑动。单片离合器构造简朴，尺寸紧凑，散热良好，维修调节以便，在使用时能保证分离彻底，接合平顺。多片离合器分离不彻底，轴向尺寸大，质量大，易烧坏摩擦片。故选择单片离合器。2.3压紧弹簧形式的选择周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，使弹簧压紧力下降，离合器传递扭矩的能力减少，此外，弹簧压到它定位面上

9、，导致接触部位严重磨损，会浮现弹簧断裂现象。中央弹簧此构造轴向尺寸大。斜置弹簧在重型汽车上使用，突出长处是工作性能十分稳定，踏板力较小。膜片弹簧弹簧压力在摩擦片容许范畴内基本不变，能保持传递的转矩大体不变，此外它兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使构造简朴紧凑，轴向尺寸小，质量小。由于它大断面环形与压盘接触，其压力分布均匀，摩擦片磨损均匀，提高使用寿命，平衡性好。故选择膜片弹簧。2.4分离时离合器受力形式选择 推式膜片弹簧是一种老式的膜片弹簧离合器，使其构造简朴、紧凑。零件数目更少，质量更小。它是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸下可采用直径较小的膜片弹簧，从而可以减小离合器的总体尺寸。而并不增长踏

10、板力，在接合和分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，故分离效果更高，推式杠杆比不小于拉式杠杆比，传动效率更高，使用寿命长，它的分离与分离轴承套筒总成装在一起，需专门分离轴承，构造复杂。推式摸片弹簧构造简朴，安装拆卸较简朴，分离行程比拉式小。故选择推式膜片弹簧。 2.5压盘的驱动形式选择窗孔式、销钉式、键块式它们缺陷是在联接件间有间隙，在驱动中将产生冲击噪声，并且零件相对滑动中有摩擦和磨损，减少离合器传动效率。传动片式此构造中压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，简朴可靠，寿命长。故选择传动片式。2.6扭转减振器它能减少发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率，增长传动系扭振阻

11、尼，克制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振，控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声，缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。故要有扭转减振器。2.7分离轴承的选择根据汽车实用技术手册选单向拉力轴承，分离轴承与分离杠杆通过轴承外圈联接，轴承内圈通过挡圈与膜片弹簧锁止在一起,分离轴承与分离杠杆间有轴向滑动,同步也有径向滑动。2.8离合器的散热通风实验表白,磨擦片的磨损是随压盘的温度的升高而增大的,温度超过180200时,磨擦片磨损急剧增长.正常条件下,压盘表面工作温度在180如下。改善离合器构造措施有:在压盘上设散热筋和毂风筋,在离合器盖上开较大的通风

12、口；在离合器外窗设有通风窗,在离合器外壳内装一导流罩,加强通风，使工作温度保持在180如下。第3章 重要零部件设计计算和验算的简要过程3.1 摩擦片的设计3.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b 本车取17 （3-1） 表3.1 离合器摩擦片尺寸系列和参数1根据表3.1可知，取D=225mm,d=150mm, b=3.5mm。3.1.2 后备系数由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时尚有些增长），再加上载自卸车的后备功率比较小，使用条件较差，故取1.3。3.1.3 单位压力PO根据3.1可知，由于D225mm,取0.25Mpa。表3.2

13、摩擦片单位压力2故根据表3.2可知，当0.15Mpa2R0+50mm的优化条件（5）单位摩擦面积传递的转矩= （3-5）根据下式知，Tc=2=1.3226=293.8 表3.3 单位摩擦面积传递转矩的许用值2 （N.m/mm2）故根据表3.3知,摩擦片外径mm时，=0.30N./ 故符合规定。（6）单位压力为减少离合器滑磨时的热负荷，避免摩擦片损伤，选用单位压力的最大范畴为0.150.35Mpa，由于已拟定单位压力0.25Mpa，在规定范畴内，故满足规定。3.3 膜片弹簧的设计3.3.1 膜片弹簧的基本参数的选择（1）比值和h的选择为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的

14、一般为1.52.0，板厚h为24mm故初选h=2.6mm, =1.54则H=4.004。（2）比值和R、r的选择由于摩擦片平均半径mm （3-6）对于压式膜片弹簧的r值，应满足关系RRc=93.75mm。故取R=105mm，再结合实际状况取R/r=1.257，则r=83.5mm。（3）的选择=arctanH/(R-r)=arctan4.04/(114-95）11.5 （3-7）故满足915的范畴。（4）分离指数目n的选用取为n=18。（5）膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的拟定由离合器的构造决定，其最小值应不小于变速器第一轴花键的外径。由d=Kd6公式，可求得d=25.58mm,则取20

15、mm,再取分离轴承25mm。（6）切槽宽度1、2及半径取13.5mm, 2=10mm, 满足r-=2,则=r-2=73.5mm故取72mm。(7) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的拟定由于R1和r1需满足下列条件2：故选择R1100mm， r194mm。3.3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表达： （3-8）式中，E弹性模量，钢材料取E=2.0Mpa； b泊松比，钢材料取b=0.3； R自由状态下碟簧部

16、分大端半径，mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，mm； R1压盘加载点半径，mm； r1支承环加载点半径，mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；h膜片弹簧钢板厚度，mm。绘制图像如下由MATLAB所绘制的曲线取点，得到下面坐标x =2.0000y =6.3387e+003Nx =3.y = 5.9898e+003N 则可知2.0000,6.3387e+003N3.,5.9898e+003N上述曲线的拐点H相应着膜片弹簧的压平位置，并且 （3-9）则（2.000+3.）/2=2.6000新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且接近或在H点处，一般则取则此时校

17、核后备系数 （3-10）满足规定离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为（即为压盘的行程故mm3.3.3 强度校核膜片弹簧大端的最大变形量3.2mm由公式 （3-11）得=12263.4从动盘毂花键的强度验算花键尺寸选定后应进行强度校核。挤压应力计算公式：(MPa)P=4Temax/(D+d)Z=4*226/(225+150)2=69.67 N (3-12) =69.67/8*4*55=9.173 MPa从动盘毂一般由中碳钢锻造而成，并经调质解决，其挤压应力不应超过20MPa。故满足条件。 第4章 重要部件构造设计阐明4.1从动盘总成的设计4.1.1从动盘毂从动盘毂轴向长度不适宜过小2，以免在

18、花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.222=26.4mm。从动盘毂的材料选用45钢，并经调质解决，表面和心部硬度一般2632HRC。为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，采用镀铬工艺，对减振弹簧窗口及与从动片配合处进行高频解决。根据摩擦片的外径D的尺寸及表4.1查出从动盘毂花键的尺寸。表4.1 离合器从动盘毂花键尺寸系列2摩擦片外径D/mm发动机的最大转矩Temax/Nm花键尺寸挤压应力j/Mpa齿数N外径D/mm内径d/mm齿厚b/mm有效齿长l/mm16050102318320101807010262132011.8200

19、11010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.2由于D=225mm,则查表可得，花键尺寸：齿数n=10， 外径=32mm, 内径26mm 齿厚t=4mm,有效齿长l=30mm, 挤压应力=11.5Mpa4.1.2 从动片从动片规定质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度规定高。材料选用中碳钢板50钢，一般厚度1.32.5，本车厚度取为2mm，表面硬度为3540HRC。4.1.3 波形片和减振

20、弹簧波形片采用65Mn，厚度取为0.8mm，硬度为4046HRC，并通过表面发蓝解决。减振弹簧用60Si2MnA弹簧钢丝。4.2离合器盖和压盘的方式选择4.2.1 离合器盖离合器盖是离合器的积极件之一，它与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。因此它需要具有足够的刚度，板厚取4mm，乘用车离合器盖用10钢等低碳钢板。4.2.2 压盘（1）压盘传动方式的选择由于老式的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺陷，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧

21、或弹性压杆之间。（2）压盘几何尺寸的拟定前面已经分析了如何拟定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸拟定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本拟定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何拟定它的厚度。压盘厚度的拟定重要根据如下两点：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大的刚度。为满足上述规定压盘应做得厚些，一般为，本次设计采用25mm。（3）传动片 传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转，分离时，又可运用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。传动片采用3组，每组3片的形式，具体尺寸为，宽a=15mm，厚b=1mm，两孔间距为l=60mm，孔直径为d=10mm，

22、传动片弹性模量E=2MPa。由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。4.3分离轴承的选择由于=4800r/min,离心力导致的径向力很大，因此采用调心式角接触球轴承。4.4离合器的通风散热由于离合器尺寸小，在离合器盖上开通风窗口即能满足离合器通风散热的规定。4.5离合器种类的选择根据设计方案的分析，拟定采用单片膜片弹簧离合器。4.6分离时离合器受力形式的选择由于压式的长处突出，因此采用压式。4.7扭转减振器的设计4.7.1扭转减振器重要参数（1）极限转矩Tj极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。极

23、限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，Tj=(1.52.0) 2对于商用车，系数取2.0。则Tj=2.02226452（N.m）（2）扭转刚度k为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范畴内。由经验公式k Tj2 初选即kTj134525876（N.m/rad）（3）阻尼摩擦转矩T 由于减振器扭转刚度k受构造及发动机最大转矩的限制，不也许很低，故为了在发动机工作转速范畴内最有效的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。根据公式初选TT（0.060.17）2取T=0.1 =0.1226=22.6 (N.m)（

24、4）预紧转矩Tn减振弹簧在安装时均有一定的预紧。Tn增长，共振频率将向减小的频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应不小于T由于Tn满足如下关系：Tn（0.050.15）2且TnT22.6N.m则初选Tn20N.m（5）减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽量大些，一般取R0=(0.600.75)d/22则取=0.65d/2=0.65150/2=471(mm),可取为47mm。（6）减振弹簧个数Zj根据表4.22知，表4.2 减振弹簧个数的选用当摩擦片外径mm时，,故取Zj=4（7）减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F为FT

25、j/R0 （4-1） 452/(50) 9.04(kN)4.7.2 减振弹簧的计算在初步选定减振器的重要参数后来，即可根据布置上的也许来拟定和减振器设计有关的尺寸。（1）减振弹簧的分布半径R1由于R1的尺寸应尽量大些1，一般取R1=(0.600.75)d/2 式中，d为离合器摩擦片内径故R1=0.65d/2=0.65150/2=47(mm)，即为减振器基本参数中的R0（2）单个减振器的工作压力PP= F/Z=9040/4=2260N （4-2）（3）减振弹簧尺寸1）弹簧中径Dc弹簧中径一般由布置构造来决定1，一般Dc=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd= （4-3）式中，扭转许

26、用应力可取550600Mpa,故取为550Mpa因此。3）减振弹簧刚度k根据式k=1000knR121知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1拟定，即k= （4-4）则K=587.6N/m4）减振弹簧有效圈数 （4-5）5）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为n=+(1.52)=8减振弹簧最小高度=22mm （4-6）弹簧总变形量 （4-7）减振弹簧总变形量=22+3.85=25.85mm （4-8）减振弹簧预变形量= =0.163 （4-9） 减振弹簧安装工作高度=75.85-0.163=25.687 （4-10）6）从动片相对从动盘毂的最大转角最大转角和减振

27、弹簧的工作变形量有关，其值为=4.50 （4-11）4.8离合器的操纵机构选择4.8.1对离合器操纵机构的规定1）踏板力要尽量小，乘用车一般在80-150N范畴内，商用车不不小于150-200N。2）踏板行程一般在80-150mm范畴内，最大不应超过180mm。3）应有踏板行程调节装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4）应有踏板行程限位装置，以避免操纵机构的零件因受力过大而损坏。5）应有足够的刚度。6）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8）工作可靠，寿命长，维修保养以便。4.8.2离合器操纵机构的型式及拟定常用的离合器操纵机构重要有机械式、液压

28、式、机械式和液压式操纵机构的助力器气压式和自动操纵机构等。机械式又分为杆系和绳系。杆系操纵机构构造简朴，工作可靠。但质量大，传动效率低，发动机的振动和车架或驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时，布置较困难。绳系可以克服上述缺陷，但其寿命短机械效率仍不高。液压式操纵机构传动效率高，质量小，便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、发动机振动和驾驶室或车架变形不会影响其正常工作，结合柔和等长处。但其规定加工精度高，容易泄漏，成本高。综上所述，本次设计由于机械式的杆系形式长处突出，构造简朴，成本低而选择。 第5章 结论 离合器为推式膜片弹簧离合器，它具有构造简朴、紧凑，零件数目少，质量小；在同样压盘

29、尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，并且不增大踏板力。做了摩擦片和膜片弹簧的设计及校核基本符合规定，在传递相似的的转矩时可采用尺寸较小的构造；在接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率较高，踏板操纵更轻便；不产生冲击和噪声，使用寿命长等长处。计算数据与实际数据基本符合，达到了设计规定。 设计体会通过两个礼拜的汽车离合器设计，使我加深了对离合器功能和原理的理解，掌握了离合器设计的所有过程，加强了自己的职业技能，对将来的工作生活奠定了坚实的基本。虽然课程设计的时间短暂，但我严格规定自己，按照教师的规定认真完毕任。培养了独立学习和自学等的多项能力。再次感

30、谢我们的指引教师和同窗们的协助，是教师不辞辛苦的悉心教导，才使我的设计可以如期完毕，这次设计的过程更让我学到了诸多。 参照文献1 王望予.汽车设计 .第4版.吉林大学.北京：机械工业出版社,1月2 吴宗泽.机械零件设计手册. 北京：机械工业出版社,11月3 陈家瑞. 吉林大学汽车工程系.汽车构造.第四版. 北京：人民交通出版社,12月4 龚微寒.汽车现代设计制造. 北京：人民交通出版社,1995年8月5 机械设计手册编委会编著.第3版.机械设计手册/第1卷. 北京：机械工业出版社,8月 附 录运用Matlab软件进行P1x1特性曲线的绘制，程序和图形如下：程序如下：function tux1=

31、0:0.2:7；%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形E=2*105；%弹性模量（Mpa）b=0.3；%泊松比R=90；自由状态下碟簧部分大端半径(mm)r=72；自由状态下碟簧部分小端半径(mm)H=3.9；%自由状态下碟簧部分内截锥高度（mm）h=2.4；%膜片弹簧钢板厚度（mm）R1=88；%压盘加载点半径（mm）r1=72；%支承环加载点半径（mm）F1=(pi*E*h*x1)/6*(1-b2).*(log(R/r)/(R1-r1)2).*(H-x1*(R-r)/(R1-r1).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1)+h2)；axis(0 7 0 8000)plot(x1,F1,-r);xlabel(变形)ylabel(工作压力)title(特性曲线)x1,F1=ginput(1)zoom outx,y=ginput(1)x =2.3306y =4.6842e+003Nx,y=ginput(1)x =4.1210y = 4.2281e+003N