1、沈陽理工大學課程設計說明目錄1結構方案分析11.1 從動盤數的選擇1.1.2 壓盤的驅動方式1.2離合器主要參數的選擇2.2.1 后備系數B2.2.2 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙At22.3 摩擦片外徑D、內徑d和厚度b2.2.4 單位壓力Po3.3離合器參數優化4.3.1 設計變量4.3.2 目標函數4.3.3 約束條件4.3.3.1 最大圓周速度4.3.3.2 摩擦片內、外徑之比c4.3.3.3 后備系數B5.3.3.4 扭轉減震器的優化5.3.3.5 單位壓力Po5.4膜片彈簧設計6.4.1 膜片彈簧基本參數的選擇6.4.1.1 比值H/h和h的選擇6.4.1.2 R/r比值和R

2、、r的選擇6.4.1.3 的選擇6.4.1.4 分離指數目n的選擇6.4.1.5 膜片彈簧小端內半徑ro及分離軸承作用半徑rf的確定64.1.6 切槽寬度雙堂及半徑re的確定74.1.7 壓盤加載點的半徑R1和支撐環加載點的半徑門的確定74.2 膜片彈簧的優化設計7.4.3 膜片彈簧的彈性特性曲線7.4.4 強度校核8.5扭轉減震器設計1.05.1 扭轉減振器主要參數1.05.1.1 極限”專矩Tj1.05.1.2 扭轉剛度105.1.3 阻尼摩擦轉矩T105.1.4 預緊*專矩Tn1.05.1.5 減振彈簧的位置半徑R0115.1.6 減振彈簧個數Zj1.15.1.7 減振彈簧總壓力1.15

3、.2 減振彈簧的計算1.15.2.1 減振彈簧的分布半徑R11.15.2.2 單個減振器的工作壓力P1.15.2.3 減振彈簧尺寸1.16從動盤總成的設計.146.1 從動盤轂146.2 從動片1.46.3 摩擦片1.47壓盤設計1.57.1 對壓盤的設計要求157.2 壓盤材料1.58離合器蓋設計1.68.1 離合器蓋總成結構設計要求1.68.2 離合器蓋材料.16參考文獻1.7II沈陽理工大學課程設計說明1結構方案分析1.1 從動盤數的選擇單片離合器：單片離合器結構簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底，采用軸向有彈性的從動盤可保證接合平順。

4、雙片離合器：一般用于傳遞轉矩且徑向尺寸受到限制的場合。多片離合器：主要用于最大質量大于14噸的商用車的行星齒輪變速器換擋機構中。對乘用車和最大質量小于6噸的商用車而言，發動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸容許的條件下，離合器通常只設有一片從動盤。所以選擇單片離合器。1.2 壓盤的驅動方式壓盤的驅動方式主要有凸塊一一窗孔氏、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。前三種的共同特點是在連接件之間都有間隙，在傳動中將產生沖擊和噪聲，而在零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低了離合器的傳動效率。彈性傳動片是今年來廣泛采用的驅動方式，沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器和壓盤以怫釘和螺栓連

5、接，傳動片的彈性允許其作軸向移動。彈性傳動片的驅動方式結構簡單，壓盤與飛輪對中性能好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長。綜上，選用三組傳動片。82離合器主要參數的選擇2.1 后備系數（3后備系數B是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳動發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇B時，應考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠的傳遞發動機的最大轉矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系過載以及操縱輕便等因素。乘用車B選擇：1.201.75,本次設計取0=1.32.2 摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙At摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因數。根據汽車設計（王望

6、予編著，機械工業出版社出版）表2-4可知，摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因數f受工作溫度、單位壓力和滑磨速度的影響較大，而粉末冶金材料和金屬陶瓷材料的摩擦因數f較大且穩定。本次取f=0.25（石棉基材料）。摩擦面數Z為離合器從動盤的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計取單片離合器Z=20離合器間隙At是指離合器處于正常接合狀態、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙AL般為34mm。本次設計取At=4mm2.3 摩擦片外徑D、內徑d和厚度

7、b摩擦片外徑是離合器的重要參數，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。根據汽車設計（王望予編著，機械工業出版社出版）式2-9,(2.1)rD=KdTemax式中D摩擦片外徑，mmTemax一-一發動機最大轉矩，N-mKd為直徑系數，根據車型選取14.6,根據汽車離合器（徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版）表3.2.1可知，取D=200mm,d=140mm,b=3.5mm,C=d/D=071-C3=0.657。2.4 單位壓力PoD3n fZR1-C3) =120 Temax(2.2)由公式：得：P0=0.223Mpa。3離合器參數優化3.1 設計變量后備系數B取決于離合器工作

8、壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。單位壓力P也取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數D和d。因此，離合器基本參數的優化設計變量選為：X=x1x2x3T=FDdT(3.1)3.2 目標函數離合器基本參數優化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為f(x)=min兀/42(D2)(3.2)3.3 約束條件設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化直接影響離合器的工作性能和結構尺寸。這些參數的確定在前面是采用先初選、后校核的方法。下面采用優化的方法來確定這些參數。3.3.1 最大圓周速度摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度Vd不

9、超過6570m/s,即展-3.工t-2Vd=nemaxDM10=父5200M200M10=54.45M6570m/s(3.3)6060式中：Vd為摩擦片最大圓周速度(m/s);nemax為發動機最高轉速(r/min)。符合要求。3.3.2 摩擦片內、外徑之比c摩擦片的內、外徑比c應在0.530.70范圍內，本次設計取c=0.7,符合要求。3.3.3 后備系數B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，不同的車型B值應在一定的范圍內，最大的范圍為1.24.0,本次設計取0=1.30符合要求。3.3.4 扭轉減震器的優化為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑

10、R0約為50mm,即d>2R0+50mm。而減震器彈簧位置半徑R0=0.3d=0.3x140=42mm,取Ro=42mm,d-2R0=140-42=56>50mm。3.3.5 單位壓力P0為了降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同的車型，單位壓力Po根據所用的摩擦材料在一定的范圍內選取，Po的最大范圍為0.101.50MPa本次設計Po=O.223MPa,符合要求。4膜片彈簧設計4.1 膜片彈簧基本參數的選擇4.1.1 比值H/h和h的選擇為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h一般為1.1.1 .0,板厚h為24mm取h=2.3mm,即H=1

11、.7h=4mm。1.1.2 R/r比值和R、r的選擇研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.201.35。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值宜為大于或等于R而Rc=85mm,取R=94mm,而r=6978mm,r=76mm。1.1.3 a的選擇膜片彈簧自由狀態下圓錐角a與內截錐高度H關系密切，a一般在9615。范圍內。a=arctanH/(R)=12.5。,符合要求。1.1.4 分離指數目n的選擇分離指數目n常取18,大尺寸膜片彈簧可取24,小尺寸膜片彈簧可取12。取分離指數目n

12、二18。1.1.5 膜片彈簧小端內半徑ro及分離軸承作用半徑rf的確定ro由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。rf應大于ro。初選r0=32mm,rf=35mm1.1.6 切槽寬度&、&及半徑re的確定&=3.23.5mm,金=910mm,re的取值滿足r-re>2本次設計取§i=3.4mm,(2=10mm,re<-r(2=76-10=66mm,故取re=65mm。1.1.7 壓盤加載點的半徑Ri和支撐環加載點的半徑ri的確定門應大于r且盡量接近r,Ri應略小于R且盡量接近R。故取Ri=88mm,門=78mm。4.2膜片彈簧的

13、優化設計膜片彈簧的優化設計就是要確定一組彈簧的基本參數，使其彈性特性滿足離合器的使用性能要求，而且彈簧強度也滿足設計要求，以達到最佳的綜合效果。(1)為了滿足離合器的使用性能要求，彈簧的H/h與初始錐角a=H/(R)應在一定的范圍內，即：1.5<H/h=1.7<2.09oWa=H4R12.5o<15o(2)膜片彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即：1.20<R/r=1.2<1.3570<2R/h=81<100(3)為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，拉式膜片彈簧的壓盤的加載點半徑應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即：(D+d)/4<R=

14、88mrm=D/2(4)根據彈簧的結構布置要求，R1與R,1與r,ro與rf只差應在一定的范圍內，即：1wR-R1=607,001-r=20600fi-ro=204(5)膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，因此其杠桿比應在一定范圍內選取：2.3工:f=4.204.5符合要求。R1-r14.3 膜片彈簧的彈性特性曲線假設膜片彈簧承載過程中，其子午斷面上的某中性點轉動。設通過支撐環和壓盤的加載膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支撐點處，加載點間的相對軸向變形為(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：沈陽理工大學課程設計說明(4.1)Ehi”(R/r)R-r1R-r.3F1_f(1)_227-2(H-

15、1)(H-)h6(1-)(R1-r1)R1-r12R1-r1式中：E彈性模量，鋼材料取E=2.0X05MPa；-泊松比，鋼材料取尸0.3R自由狀態下碟簧部分大端半徑，mm；r自由狀態下碟簧部分小端半徑，mm；R1壓盤加載點半徑，mm；r1支撐環加載點半徑，mm;H自由狀態下碟簧部分內錐高度，mm；h膜片彈簧鋼板厚度，mm。膜片彈簧的彈性特性曲線如圖4-1所示：由圖可知：A1M=2.3mm,P1M=4620N,施=4.7mm,P1n=3600N,1箱=3.5mm,而=3.4mm,/1c=4.95mm,1A=1.75mm。4.4 強度校核彈簧最大變形量為5.1mm。10沈陽理工大學課程設計說明20

16、nEhZiE=f(A)=|ln(R/r)|(H-，一i：6(1b')_(R-ri)(R-rf)|帶入相關數據得：1549N：2=12n二(rer)'-2h21-2R-r,一1rIn一rJ-R-)(H_21_RzL)+h21R1-r12R1-r1(R-r2Ri_rij.上R,-r12rR1-r1帶入相關數據得1658Mpa,小于1700Mpa符合要求。(4.2)(4.3)(4.4)5扭轉減震器設計5.1 扭轉減振器主要參數5.1.1 極限轉矩Tj根據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)式(231)知極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發動機最大轉矩有關，一般可取Tj=

17、(1.52.0)Temax(5.1)系數取2.0則Tj=2.0M18=236(Nm)5.1.2 扭轉剛度根據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)，由經驗公式初選k中<13Tj即k=M13Tj=13>236=3068(Nm/rad)5.1.3 阻尼摩擦轉矩Tp根據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)式(236)可知，可按公式初選TpT尸(0.060.17)temax(5.2)取系數為0.1Tp=0.1X118=11.8(N-m)5.1.4 預緊轉矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)，Tn滿足以下關系：Tn=(0.050.15

18、)Temax(5.3)TnT尸11.8Nm而(0.050.15)Temax=5.917.7Nm則初選Tn=10Nm5.1.5 減振彈簧的位置半徑RoR0=(0.600.75)d/2(5.4)則取Ro=0.6d/2=0.670=42(mm),可取為42mm。5.1.6 減振彈簧個數Zj根據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)表(26)知，當摩擦片外徑D=250325mm時，Zj=68故取Zj=65.1.7 減振彈簧總壓力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工為Ff=Tj/Ro=236/0.042=5.619KN(5.5)5.2 減振彈簧的計算5.2.1 減振彈簧的分布

19、半徑Ri根據根據汽車離合器(徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版)知，R1的尺寸應盡可能大些，一般取R1=0.6d/2=42mm。5.2.2 單個減振器的工作壓力PP=F/Z=5619/6=936.5(N)(5.6)5.2.3 減振彈簧尺寸彈簧中徑Dc根據根據汽車離合器(徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版)知，其一般由布置結構來決定，通常Dc=1115mm,故取Dc=11mm(2)彈簧鋼絲直徑dd=38PDc 二(5.7)式中，扭轉許用應力口可取550600Mpa,故取為550Mpa所以d=372mm,取3.7mm,符合d=35減振彈簧剛度k根據根據汽車離合器(徐石安，江發潮編著，清華大

20、學出版社出版)，應根據已選定的減振器扭轉剛度值k中及其布置尺寸Ri確定，即kk=Mn(N/mm)則 K=0.29N/mm(4)減振彈簧有效圈數i根據根據汽車離合器(徐石安，江發潮編著，清華大學出版社出版)知,.二 Gd4 l-8D>=4.01減振彈簧總圈數n一般與有效圈數i之間的關系為減振彈簧最小高度彈簧總變形量n=i +(1.5 2)=6lmin = n(d ) 1 .idn =24.62mm l =P/K=936.5/290=3.23mm減振彈簧總變形量l0減振彈簧預變形量l0 =lmin l =27.85mmTnkZR=10x1000/(290 M2)=0.14mm(5.(8)(5

21、.(9)(5.(10)(5.(11)(5.(12)(5.(13)(5.(14)減振彈簧安裝工作高度l(5.15)l=l0-”=27.5-0.14=27.71mm(6)從動片相對從動盤轂的最大轉角色最大轉角a和減振彈簧的工作變形量&''(&''=Al)有關，其值為a=2arcsin/2R0)=3.24(5.16)(7)限位銷與從動盤轂側邊的間隙大=R2sina,用的一般為2.5-4mm,所以取用為3mm,則R2=53mm。(8)限位銷直徑d,一般為9.5-12mm,所以取為10mm。6從動盤總成的設計6.1 從動盤轂從動盤轂是離合器中承受載荷最大的

22、零件，它幾乎承受由發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，花鍵可根據摩擦片的外徑D與發動機的最大轉矩選取。根據汽車設計(王望予編著，機械工業出版社出版)表2-7查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于D=200mm,則查表可得：花鍵尺寸：齒數n=10,外徑D=29mm,內徑d=23mm齒厚b=4mm,有效齒長l=25mm。6.2 從動片從動片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齒輪間的沖擊。(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。材料選用中碳鋼板(50號)，厚度取為2mm,表面硬度為3540HRC。6.3 摩擦片摩擦片應滿足以下要求：(1)摩擦因數較高且穩定，工作溫度、單位壓力、滑磨速