离合器设计课程设计报告书

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1、机械工程学院车辆工程专业课程设计说明书题 目:华西牌CDL6603轻型客车姓 名：班级学号：指导教师：目录目录 1第1章 离合器的设计目的及原理概述 31.1离合器的设计目的 31.2离合器的工作原理 31.3离合器的设计要求 3第2章离合器的结构方案分析 52.1车型、技术参数 52.2从动盘数的选择 52.3压紧弹簧和布置形式的选择 52.4膜片弹簧的支承形式 62.5压盘的驱动方式 6第3章离合器主要参数的选择 83.1后备系数B 83.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 t 83.3单位压力p 83.4摩擦片外径 D内径d和厚度b 93.5计算校核 9离合器的摩擦力矩讥与结构参数（R

2、c）的确定 9最大圆周速度 10单位摩擦面积传递的转矩Tc0 10单位摩擦面积滑磨功 10第4章膜片弹簧的设计 124.1膜片弹簧的基本参数的选择 12H截锥高度H与板厚h比值一和板厚h的选择 12hR自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和一比值 12r膜片弹簧起始圆锥底角 的选择 124.1.4 分离指数目n的选取 12膜片弹簧最小端内半径r0及分离轴承作用半径rf 124.1.6 切槽宽度3 1、3 2及半径re 134.1.7 压盘加载点半径 R1和支承环加载点半径r1的确定 13膜片弹簧材料 134.2膜片弹簧的弹性特性曲线 13第5章扭转减振器的设计 155.1扭转减振器主要参数

3、15图5-1三级非线性减震器扭转特性曲线 15极限转矩Tj 15扭转角刚度阻尼摩擦转矩165.1.4预紧转矩Tn 165.1.5 减振弹簧的位置半径Ro 165.1.6 减振弹簧个数 Zj 165.1.7 减振弹簧总压力F 175.1.8 极限转角 j 175.2减振弹簧的计算 175.2.1 减振弹簧的分布半径 R1 17单个减振器的工作压力 P 175.2.3 减振弹簧尺寸 18第6章离合器主要零部件的结构设计 206.1从动盘毂的设计 206.2从动片的设计 206.3离合器盖结构设计的要求 206.4压板的设计 216.5压板的结构设计与选择 21第7章离合器轴的选取与校核 237.1

4、离合器轴的扭转强度n校核 237.2离合器花键轴剪切强度校核 237.3离合器轴的花键挤压强度校核 24参考文献 25致谢： 26第1章 离合器的设计目的及原理概述1.1离合器的设计目的了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。了解从动盘总成的结 构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片 弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。学会如何查找文献资料、相关书籍，培养自己的动手设计项目、自学的能力， 掌握单独设计课题和项目的方法， 设计出满足整车要求并符合相关标准、 具有良 好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事

5、汽车方面的工 作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。1.2离合器的工作原理离合器通常装在发动机与变速器之间， 其主动部分与发动机飞轮相连，从动 部分与变速器相连。为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器， 实际上是一种依靠 其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合， 确保汽车平稳 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，以防止传动系个零 部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。1.3离合器的设计要求1. 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机

6、的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。2. 接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。3. 分离时要迅速、彻底。4. 从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减 小同步器的磨损。5. 应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿 命。6. 应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力7. 操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。8. 作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中的变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9. 具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。10

7、. 结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装维修、调整方便等。第2章离合器的结构方案分析2.1车型、技术参数车型：华西牌CDL6603空型客车总质量(kg) : 4200最大扭矩 / 转速(N m/rpm): 180/3200主减速比：6.142一档速比：4.802滚动半径：360mm2.2从动盘数的选择对乘用车和最大质量小于 6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大， 离合器通常只设一片从动盘。2.3压紧弹簧和布置形式的选择离合器压紧装置可分为周布弹簧式、中央弹簧式、斜置弹簧式、膜片弹簧式等。其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆。膜片弹簧与其他几类相比又有以下几

8、个优点：1. 由于膜片弹簧有理想的非线性特征，弹簧压力在摩擦片磨损范围内能保 证大致不变，从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变。当 离合器分离时，弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高，而是降低，从而降低 踏板力；2. 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使结构简单紧凑，轴向尺寸 小,零件数目少，质量小；3. 高速旋转时，压紧力降低很少，性能较稳定；而圆柱弹簧压紧力明显下 降；4. 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触，故其压力分布均匀，摩擦片磨损 均匀，可提高使用寿命；5. 易于实现良好的通风散热，使用寿命长；6. 平衡性好；7. 有利于大批量生产，降低制造成本。但膜片弹簧的制造较复杂，其精度

9、要求高，其非线性特性在生产中不易控制， 开口处容易产生裂纹，端部容易磨损。近年来，由于材料性能提高，制造工艺和 设计方法逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，选用膜片弹簧式离合器。2.4膜片弹簧的支承形式我们选用了拉式膜片弹簧，图为拉式膜片弹簧的支承形式一单支承环形式, 将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。图2-1膜片弹簧离合器的工作原理示意图2.5压盘的驱动方式在膜片弹簧离合器中，扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种：1. 凸台一窗孔式：它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内，通过二者的配合，将扭矩从离合器盖传到压盘上，此方式结构简单，应用较多; 缺点：压盘上凸台在传动过

10、程中存在滑动摩擦，因而接触部分容易产生分离 不彻底。2. 径向传动驱动式：这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连接在 一起，此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些，但它没有相对滑动部 分，因而不存在磨损，同时踏板力也需要的小一些，操纵方便；另外，工作 时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化，因此离合器盖等旋转物件不会 失去平衡而产生异常振动和噪声。3. 径向传动片驱动方式：它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接在一 起，除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外，其他的结构特征都与径向传动驱动方式相同。经比较，我选择径向传动驱动方式。第3章离合器主要参数的选择3.1后备系数B后备系数B

11、是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机 最大转矩的可靠程度。在选择B时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍 能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以 及操纵轻便等因素。乘用车B选择：1.201.75 ，本次设计取B = 1.23.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 t摩擦因数f的选择：摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦因数f的取值范围见下表3-1 0.00002 m/ mm2，故符合要求。单位摩擦面积滑磨功2Wen2(1 1/)(1/Je 1/Jn)式中：3 en发动机标定角速度;离合器储备系数；

12、Je 发动机运动部分转动惯量（一般飞轮转动惯量p材料密度，p =7800kg/m3 , dw、dn环的外、内径（m）, b圆环厚度（m）。Jn转换到离合器轴上整车转动惯量;Jn =mad)2i(kgm2)ma汽车总质量之和（kg） ,r r驱动力的动力半径（m）, i车启动时传动系总的传动比。2 2 2nemaG1800i鴛经简化后，可按下式计算:9.7J(3-6)4W2 2(D d )Z=2.8*10轿车:=0.40J/mni重货:=0.25J/mni故符合设计要求。单位面积的摩擦功4 J / mm2轻货=0.33J/mn2(3-7 )表3-3摩擦片的相关参数摩擦片外径D摩擦片内径d后备系数

13、B厚度b单位压力Po180mm100mm1.23.50.4MPa第4章膜片弹簧的设计4.1膜片弹簧的基本参数的选择截锥高度H与板厚h比直半和板厚h的选择为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H/h一般为1.52.0，板厚h为24 mm。取 h = 2.5 mm , H/h =1.7 ，即 H = 1.7h =4.25 mm自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和R比值r研究表明。R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲受直径 误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求。R/r 一般为1.201.35。为使摩擦片上的压力分布较均匀，拉式膜片弹簧的R值

14、宜为大于或等于Rc 70mm。即70mm R摩擦片外径径180mm取R=80mm取 R /r 1.33， r R/1.33 60mm膜片弹簧起始圆锥底角的选择膜片弹簧自由状态下圆锥角a与内截锥高度H关系密切，arctan H/ R r H /(R-r)，a般在 9 15 范围内。arctan H/ R r 12.2 ，符合要求。分离指数目n的选取分离指数目n常取18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12。 取分离之数目n =18 o膜片弹簧最小端内半径r。及分离轴承作用半径rfr由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。rf应该大于5 o4.1.6 切槽宽度3 1、3

15、 2及半径re取 S 1 = 3.3mm,3 2=10mm, re 满足 r- re = 3 2,则rer 2 60 10 50mm，故取 re = 50mm压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r1需满足下列条件：1 R R1 7，0 r1 r 6故选择 R1= 75mm r1 = 62mm.膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及 疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国 内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢 60Si2MnA或50CrVA4.2膜片弹簧的弹性特性曲线碟形弹簧的载荷F与变形量弹性公式:(14Eh2 2

16、2)D2A(H)(H2/2) h (4-1 )E钢片弹性模量，钢 E=206Gpa泊桑比，钢 =0.3表4-1碟形弹簧系数D/dAC1C21.30.3881.0441.0921.40.4641.0621.1351.50.5231.0981.1781.60.5711.1241.2191.70.6121.1491.260由 于D/d在1.31.4之 间，所 以A 0.388 (1.33 1.3)*(0.4640.388)/(1.4 1.3)0.411mm把上述数据代入碟形弹簧的载荷F与变形量弹性公式用Matlab编辑程序可得膜片弹簧弹性曲线图4-1 :O70O O 06聶冊LL-OO40OOO3O

17、OO2O :0O 010图4-1膜片弹簧弹性曲线表4-2膜片弹簧的相关参截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角4. 25mm2.5mm1812.2 第5章 扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组 成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型， 尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地 耗散振动能量。5.1扭转减振器主要参数目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振 器。三级非线性减振器的扭转特性如图 5-1所示。极限转矩Tj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂切口之间的间隙

18、时所能传 递的最大转矩，即限位销起作用是的转矩。它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 （5 2.0） Temax对于商用车，系数取1.5，计算得Tj 1.5Temax 1.5 180 240N m扭转角刚度K为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭角转刚度K，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。由经验公式初选 K 13Tj，K13Tj 13 240 3120N m/rad，故取K的值为 3000N.m/rad。阻尼摩擦转矩T由于减震器扭转刚度 K受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消振，必须合理选择减

19、震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按公式初选T(0.06 0.17)Temax取T 0.1Temax 0.1 18018N m预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应该大于T，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作，故Tn满足以下关系：Tn (0.05 0.15)Temax且T 18N m，而Tn (0.050.15)Temax 924N m，则初选 Tn18N m减振弹簧的位置半径R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0 (0.6 00.75)d/2 ,则取R,0.7d/2=0.7 100/2 35 mm ,

20、取为 35mm.减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D 250mm寸，Zj=4 6故取乙=6减振弹簧总压力F当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FTj/& 240/(35 10-3) 6857.14N(极限转角j减震器从预紧转矩Tn增加到极限转矩Tj时，从动片相对从动盘毂的极限转角j为j 2arcsin -(5-2)j2Ro 式中，丨为减震弹簧的工作变形量。j通常取312度，对汽车平顺性要求高或者发动机工作不均匀时，j取上限。本次设计车型取3。5.2减振弹簧的计算在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。减振弹簧的分布半径R1R的尺寸应

21、尽可能大些，一般取=(0.600.75)d/2，式中，d为离合器摩擦片内径，故 尺=0.7d/2=0.7 x 100/2=35(mm),即为减振器基本参数中的 & 单个减振器的工作压力PP F /z 685714/61142.86N523减振弹簧尺寸1 ）弹簧中径De其一般由布置结构来决定，通常De=11 15mm故取 De=12mm2）弹簧钢丝直径d(5-4)3 8PDc 3 8 1142.85 12 d=、 =，580=3.92mm式中，扭转许用应力可取550600Mpa故取为580Mpad 取 4 mm3）减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值 K及其布置尺寸R1确定，即K2100

22、0R1 n3120321000 (35 10 )6424.5( N / mm)(5-5)4）减振弹簧有效圈数iGd48.3 104 (4 10 3)48Dc3k8 (12 10 3)3424.5 10 3(5-6)5）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n=i +(1.5 2)=66)减振弹簧最小咼度lmin n(d )1.1dn 1.1 4 939.6(5-7)7）弹簧总变形量P 1142.86l2.69mmk 424.58）减振弹簧总变形量l0(5-8)l0 lmin l 39.6 2.6942.29mm(5-9)9）减振弹簧预变形量TnkZR-30.20mm424.

23、5 6 35 10(5-10)10）减振弹簧安装工作咼度1(5-11)1101 42.29-0.2042.09mm11）从动片相对从动盘毂的最大转角(5-12)最大转角和减振弹簧的工作变形量 （ 1 ）有关，其值为2arcsin( 1 /2R1)212）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 11 R2sin ，式中，R2为限位销的安装尺寸。1值一般为2.54mm 所以可取1为3mm, R2为41mm13）限位销直径dd按结构布置选定，一般d = 9.512mm可取d为10mm表5-1扭转减振器相关参数极限转矩Tj阻尼摩擦转矩Ty预紧转矩Tn减振弹簧的位置半径R0减振弹簧个数Zj240N- m18N-

24、 m18 N m35mm6第6章离合器主要零部件的结构设计6.1从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上， 花键的迟钝可 根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax来选择，相关参数如表6-1所示:表6-1从动盘毂相关参数摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Temax/（N m）花键尺寸挤压应力c/MPa齿数n外径D /mm内径d /mm齿厚t/mm有效尺长 l/mm18018010352843510.26.2从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1. 从动盘的转动惯量应尽

25、可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。2. 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面 压力均匀，以减小磨损。3. 应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。本次设计初选从动片厚度为1.8mm6.3离合器盖结构设计的要求1. 应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程， 减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。2. 应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。3. 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。4. 为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风 窗孔，或在盖上加设通风扇片等。乘用车离合器盖一般用08、

26、10钢等低碳钢板。本次设计初选08钢板厚度为3mm6.4压板的设计对压盘结构设计的要求：1. 压盘应具有较大的质量，以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎， 有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出 通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2. 压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的 翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15 25 mm。选 18mm3. 与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 g cm。4. 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。5. 压盘形状较

27、复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用 HT20Q HT250 HT30Q 硬度为 170227HBS压盘厚度选18mm6.5压板的结构设计与选择(6-1)(6-2)W mc=hdt=0.5 10251h(I)2 2c 15(竺他)7800 481.43.09式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，W=10251J丫为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘.丫 =0.5 ;m为压盘质量(kg)V为压盘估算面积;c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg C);3为铸铁密度，取7800 kg/m ;D为摩擦片外径取225mm ;d为摩擦片内径取1

28、50mm ;h为压盘厚度，取=15 mm810 C要求。t为压盘温升（C ）满足压盘温升不超过第7章离合器轴的选取与校核离合器轴与从动盘盘毂相配合，所以所选参数与从动盘盘毂一致，及表7-1所示: 表7-1离合器传动轴摩擦片外径D/mm发动机取大转矩Temax/(Nm)花键尺寸挤压应力c/MPa齿数n外径D /mm内径d /mm齿厚t/mm有效尺长 l/mm18018010352843510.27.1离合器轴的扭转强度n校核n 120MPa (7-1)D=Z303502n28 4)=71.1MPa0.2(D4 d4)0.2*(0.035 -0.028 )D离合器轴危险断面的外径，如是花键轴取其平

29、均直径. d离合器轴危险断面的内径K应力集中系数：对花键、横孔、环槽K=2,对平缓过渡K=1.1符合扭转强度要求。7.2离合器花键轴剪切强度校核4Te 4*180(7-2)(D d )bLZ(0.035 0.028)*0.004*0.035*108.2MPa 30MPaD、d花键外、内径，b花键的宽度L从动盘轮毂的长度Z花键的齿数符合剪切强度要求7.3离合器轴的花键挤压强度校核8Te=8*180(7-3)(D2 d2)LZ = (0.0352-0.028 2) *0.035*10 =9.3MPa 20MPa满足挤压强度要求参考文献1 .徐石安,江发潮汽车离合器/汽车设计丛书M.北京：清华大学出版社,20102 .王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，20113 .濮良贵，纪名刚机械设计第八版M.北京：高等教育出版社，20104 .陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通出版社，2009刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社,20116.巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计M.沈阳：东北大学出版社,2010致谢：感谢教研室安排了这次离合器设计，它让我学到了很多东西， 也认识到了自身上的很多不足。更要感谢我们的导师刘老师的细心指导，使我能顺利完成了这次设计。