1、沈陽理工大學應用技術學院2離合器結構方案選取2.1離合器車型的選定設計參數：發動機型號：DA462Q發動機最大轉矩：51.5/3750N?m/(r/min)傳動系傳動比：1擋3.428、主減速比：5.142驅動輪類型與規格：4.50-12-8PR汽車總質量：1425(kg)使用工況：城鄉離合器形式：單片3離合器基本結構參數的確定3.1 摩擦片主要參數的選擇摩擦片外徑是離合器的主要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。摩擦片外徑D(mm也可以根據發動機最大轉矩Temax(N.m)按如下經驗公式選用D=KdVTZ(3.1)式中，KD為直徑系數，取值范圍見表3-1。由選車型得Te

2、max=51.5N-由Kd=14.6則將各參數值代入式后計算得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(即GB145J74)外徑D/mm160180200225250280300325350內徑d/mm110125140150155165175190195厚度h/3.23.53.53.53.53.53.53.54沈陽理工大學應用技術學院離合器課程設計C=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5400.670.660.650.700.760.790.800.800.821C367

3、7326207單位回積F/cm106132160221302402466546678可取：摩擦片相關標準尺寸:外徑D=160mm內徑d=110mm厚度h=3.2mm3.2離合器后備系數B的確定結合設計實際情況，故選擇0=1.75。表3-3離合器后備系數的取值范圍車型后備系數3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=160nm內徑d=110mm厚度h=3.2mm內徑與外徑比值C=0.6871-C=0.676f=0.25由公式D3：tfZP(1-c3)=12

4、0Temax得P=0.253Mpa3.4 摩擦片基本參數的優化VD3= ne max D 10e max60(1)摩擦片外徑D(mrm的選取應使最大圓周速度Vo不超過6570m/s,即二一380025010=49.7m/s_6570m/s60式中，Vo為摩擦片最大圓周速度(m/s)；%max為發動機最高轉速(r/min)(2)摩擦片的內、外徑比C應在0.530.70范圍內，即0.53C=0.62M0.7(3)為了保證離合器可靠地傳遞發動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的B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2R

5、0約50mm即d2R050mm（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c-r=0.212Tc01二ZD2-d2（3.7）式中，Tc0為單位摩擦面積傳遞的轉矩（N.m/mn2）,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格一210.210250.250325325Tc01/10/0.280.300.350.40（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p0的最大范圍為0.111.50MPa,即0.10MPap0=0.253MPa1.50MPa（7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩

6、擦片表面溫度過高而發生燒傷，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)4W12ZD2-d2=0.40J/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：即=0.33J/mm2,對于最大總質量大于6.0t商用車：K=0.25J/mm：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ne18002mlar.2.2101g(3.9)式中，ma為汽車總質量（Kg）;rr為輪胎滾動半徑（項；ig為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比；i0為主減速器傳動比；叫為發動機轉速r/min,計算時乘用車取2000r/min,商用車取1500r

7、/min。其中：i0=5.83ig1=5.647rr=0.357mma=3450Kg代入式（3.9）得W=5000J,代入式（3.8）得切=0.082M0.33=仲,合格。(8)離合器接合的溫升,Wt二mc式中,t為壓盤溫升，不超過810C;c為壓盤的比熱容，c=481.4J/(Kg-0C);丫為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；Z=0.5,m為壓盤的質量m=4.2Kg代入t=1.60C,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：4.1.1 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小4.1.2 保證汽車平穩起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從

8、動盤應具有軸向彈性4.1.3 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4.1.4 足夠的抗爆裂強度4.1.5 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加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250nlm,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。4.1.6 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

9、徑D與發動機的最大轉矩Tema做國標GB1144-74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，可采用鍍銘工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。花鍵選取后應進行擠壓應力打(MPa及剪切應力rj(MPa的強度校核：11(4.1 )8Temax二j=-772727-j(Dd)znl益氤2(4.2)式中，z為從動盤轂的數目；其余參數見表(4-1)表4-1離合器從動盤轂花鍵尺寸系列摩擦片發動機的花鍵尺寸外徑最大轉矩齒數外徑內徑

10、齒厚后效四K擠壓應力D/mmTemax/NJ-mND/mmd/mmb/mml/mmo-j/Mpa22515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.7根據摩擦片的外徑D=250mrmf發動機的最大轉矩Temax=181.3NI-m,由表4-1查得n=10,D=35mmd=28mmb=4mml=35mm(rj=10.2Mpa,則由公式校核行：(rj=9.4MPa(rj=10.2MPa。rj=8.22MPa1513332=0.373MN/m52.51000、-max3fmaxEh6TemaxfmaxTemax徹底分離時,I1inRbh2i

11、nRbh(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:按照設計要求，f=o,Te=0,由上述公式可知仃=0.壓盤和離合器蓋組裝成總成時，Te=,通過分析計算可知fmax=5mm= 1088MPa3fmaxEh3521051max計算最大應力i?525離合器傳扭時，分正向驅動(發動機向車輪)和反向驅動(車輪向發動機)，fmax出現在離合器摩擦片磨損到極限狀況時，通過尺寸鏈計算可知fmax=5mm(I)正向驅動：3fmaxEhmax -2116Temax fmaxinRbh.Temax inRbh3521051615051000181.31000二2-7727752.53

12、3142.515133181.3151二862MPaemaxinRbh(n)反向驅動:_3fmaxEh.6Temaxfmax一112inRbh2181.3 10004 4 142.5 15 1-_一一5,一一_3521016181.35100052.5233142.51512=1415MPa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KZ=0.373MN

13、/m,當f=0.87mm時，其彈性恢復力為5彈=仁_f=0.3731060.87-1000=324.5N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)分離桿的較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，并由軸承內圈轉動圖6.1拉式門動謝心式分離軸承裝置1一軸承WB2一軸嫉外國3一外罩殼4一波形彈簧5-分離套筒6一碟形駢修了一指環名一彈性缽環7離合器膜片彈簧設計7.1 膜片彈簧主要參數的選擇7.1.1 比較H/h的選擇此值對膜片彈

14、簧的彈性特性影響極大，分析式(3.10)中載荷與變形1之間的函數關系可知，當H/h,22-H/h=.23-.2；H/h：二2.24-H/h=225-H/h2.2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/h=2,h=3mm,貝UH=6mni7.1.2 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R/r=1.25,摩擦片的平均半徑&=口9=101.25

15、mmrRc取4r=102mm!UR=127.5mmB整R=128mm則Rr=1.255。7.1.3 圓錐底角汽車膜片彈簧在自由狀態時，圓錐底角a一般在915范圍內，本設計中u=arctanH/（Rr辰H/（Rr）得a=14.32在915之間，合格。分離指數常取為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為18。7.1.4 切槽寬度露=3.23.5mmy=910mm取R=3.5mm%=10mm%應滿足r-L之d的要求。7.1.5 壓盤加載點半徑R和支承環加載點半徑r1的確定r1應略大于且盡量接近r,R1應略小于R且盡量接近R。本設計取R=126mmri=

16、104mm膜片彈簧應用優質高精度鋼板制成，具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/m吊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，支承環和支承怫釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。7.2膜片彈簧的優化設計(1)為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始錐角a=H/(Rr)應在一定范圍內，即1.6Hh=22,29:HR-ri-14.3215(2)彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即1.20_Rr=1,255_1.3570_2Rh=85,3_100(

17、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R(或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑1)應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即拉式：(Dd)/4=102r1=104D/2=250(4)根據彈簧結構布置要求，R1與R,rf與r0之差應在一定范圍內選取，即1 -R-R1=270r1-r=2三60-rf-r0-4(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，即沈陽理工大學應用技術學院離合器課程設計Rf拉式:3.51-2。新離合器在接合狀態時，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h1B=（0.81.0H,以保證摩擦片在最大磨損限度

18、A入范圍內壓緊力從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，并考慮摩擦因數的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力Fia應大于或等于新摩擦片時的壓緊力Fib,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。點沿圓周方向的切向應變為零，故該點的切向應力為零，。點以外的點均存在切向應變和切向應力。現選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點。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：_ExM-Y/2-y

19、12,1-Jex（3.14）圖3.3膜片彈簧工作點位置式中u碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態算起）12沈陽理工大學應用技術學院離合器課程設計a碟簧部分子有狀態時的圓錐底角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律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式：1金（1-2tl（1-22）eaYtX卜2JE-E（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u一定時，一定的切向應力at在X-Y坐標系里呈線性分布。CpCp邛當=0時Y=（一）X,因為（口-一）的值很小，我們可以將（口-一）看成222中甲一tg（口-

20、2）,由上式可寫成Y=tg（c（-2）X。此式表明，對于一定的零應力分布在中中性點。而與X軸承（a-）角的直線上。從式（3.16）可以看出當X=-e時無論取任2cp何值，都有Y=-（a-）e0顯然，零應力直線為K點與。點的連線，在零應力直線2內側為壓應力區，外側位拉應力區，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：二一e_-2_e-rdht1t2r2IL22令駕=0可以求出切向壓應力達極大值的轉角中p=

21、a+-dP2e-r由于:R-re 二ln(R r)128-102ln(128/102)=114.54mm所以：%=0.245,。舊=-1586N/mrmiB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:21-rB6r-rfF2nbrh2(3.18)式中n分離指數目n=18br單個分離指的根部寬br2二r0182二36=12.56mm18因此:2二舊=467.3N/mm由于6舊是與切向壓應力B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:Bj=rB一二tB=467.31586-1119N/mrm2二Bj:二二Bj=1700N/mm故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力

22、范圍，所以用設數據合適8扭轉減震器設計減震器極轉矩Tj=1.5Temax=2722mjemax摩擦轉矩Tu=0.17Temax=30.822m預緊轉矩Tn=0.15Temax=27.2Nmnemax極限轉角%=312扭轉角剛度k-三1對=2357N-m/rad8.1減振彈簧的安裝位置Ro=(0.600.75)d/2,結合d2Ro+50mrm彳4R0取55mm則典=0.6533。d28.2全部減振彈簧總的工作負荷PzPz=TjR=5440N8.3單個減振彈簧的工作負荷Pp=PzZ=906.7N式中Z為減振彈簧的個數，按表取Z=63.9選擇:3.10減振彈簧個數的選取摩擦片的外徑D/mm22525

23、0325350250325350810108.4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d=4mm,1b=1620MPaJJ-0.5入=810MPa(2)選擇旋繞比，計算曲度系數根據下表選擇旋繞比表 3.11旋繞比的薦用范圍d/mm0.2 0.40.45 11.1 2.22.5 67 1618427 145 125 10= 1.40dj8KF2 cTVJL 工J= 4mmi與原來的d接近，合格。確定旋繞比C=4,曲度系數K=(4C-1”(4C-4)+0.615/C(3)強度計算=3.269 mm中徑D2=Cd=16mm夕卜彳DD=D2d=20mm(4

24、)極限轉角j=2arcsin-=3120取3.823。j2Ro(5)剛度計算彈簧剛度k=(Fi-F2).i=129.9mm其中，52為最小工作力，F2=0.5F1彈簧的切變模量G=80000MPa則彈簧的工作圈數Gid8F1c3Gd8C1k=4.3取n=4,總圈數為ni=6(6)彈簧的最小高度lmin=dn=16mm(7)減振彈簧的總變形量一，l=Pk=6.538mm(8)減振彈簧的自由高度.l0=lminl=22.538mm(9)減振彈簧預緊變形量T11=0.538mmkZR(10)減振彈簧的安裝高度l=l0-11=22mm結論本次課程設計根據給出的設計要求和原始設計參數，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點，選用帶扭轉減振器的單片拉式膜片彈