离合器课程设计论文

沈阳理工大学课程设计论文1一、离合器的概述及功用离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连接的部件，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。摩擦离合器主要由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。在保证可靠传递发动机最大转矩的前提下，离合器的具体结构应能满足主、从动部分分离彻底，结合柔和，从动部分的转动惯量要尽可能的小，散热良好，操纵轻便，具有良好的动平衡等基本性能要求。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。1.1离合器设计的基本要求1）任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，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，长延长寿命。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）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、调整方便等。1.2从动盘数的选择：单片离合器单片离合器：对乘用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转沈阳理工大学课程设计论文2矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。1.3膜片弹簧的支撑形式拉式膜片弹簧的支承形式——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。1.4压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器和分离膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分指部分组成。膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：1）具有较理想的非线性弹性特性。2）再接合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高。3）结构更简单，零件数更少，质量更小。4）以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5）拉式膜片弹簧中间支撑少，减少了摩擦损失，传动效率更高，踏板操纵更轻便。6）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好，使用寿命更长。7）无论在接合状态或分离状态，与离合器盖始终保持接触，在支撑环磨损之后，不会形成间隙而增加踏板支撑形成，不会产生冲击和噪声。沈阳理工大学课程设计论文3二、离合器摩擦片参数的选择及计算2.1摩擦片的参数2.1.1后背系数后备系数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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的最大转矩。防止离合器滑磨时间过长，防止传动系过载及操纵轻便等因素。不宜选得太大或太小，乘用车及总质量小于6t的商用车，后背系数在75.1~20.1之间选择。本次设计2.1。2.1.2摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。64.17847150100max100ATeDmmTemax：发动机的最大转矩A：乘用车采用47按摩擦片标准尺寸，取D=250mm，d=155mm，c=62.0Dd摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm。本次设计b=3.5mm。2.1.3离合器传递的最大静摩擦力矩cTmNTeTc1801502.1max2.1.4单位压力0P单位压力0P决定了摩擦表面的耐磨性,对离合器的工作性能有很大的影响。选取时，应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率的大小，摩擦片尺寸，材料及其质量等因素。0P的选择：0.1Mpa0P1.50Mpa沈阳理工大学课程设计论文4根据公式330)1(max12cfpTeD可以推出MpacfDTeP19.010)62.01(22503.014.31502.112)1(max12333330式中f：摩擦因数取0.30p：单位压力MpaZ：摩擦面数为2D：摩擦片外径尺寸250mmc：摩擦片内外径之比0.62因0p在石棉基材料单位压力范围内，则摩擦片材料取石棉基。2.2离合器的设计与计算2.2.1离合器基本参数的校核设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1）摩擦片外径D的选取，是最大圆周速度Dv不超过sm/70~65，即smsmDnveD/70~65/33.5210250400060106033max式中，Dv为摩擦片最大圆周速度)/(smmaxen为发动机最高转速min)/(r符合要求。2）摩擦片内外径之比c应在7.0~53.0范围内，即70.053.0c。本次设计得62.0c3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为0.4~2.1，即0.42.1。本次设计2.1。4）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震弹簧位置直径02R约为50mm。d＞mmR5020合格。5）为降低离合器化滑磨时的热负荷，防止滑膜片损伤，对于不同车型，单沈阳理工大学课程设计论文5位压力0p根据所用的摩擦材料在一定的范围内选取，0p的最大范围为Mpa50.1~10.0，即Mpap50.110.00符合要求。6）为减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即w=1800n2e2(2g202aiimrr)=1800200014.322(222455.3941.335.01060)=15345J式中，w：汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（J）rr：轮胎滑动半径0.35mmam：汽车总质量1060Kg0i：主减速器传动比3.491gi：汽车起步时所用变速器挡位的传动比3.455en：发动机转速(r/min)，乘用车取2000r/minw=)(422dDZW=25.0)155250(215345422w=0.4J/mm2式中，w为单位摩擦功面积功(J/mm2)w为其许用值(J/mm2)，对于乘用车w=0.4J/mm22.2.2膜片弹簧的弹性特性曲线图一膜片弹簧特性曲线沈阳理工大学课程设计论文6三、膜片弹簧的设计与校核3.1膜片弹簧的设计1）截锥高度H与板厚h的比值hH和h的比值为了保证离合器压紧力的变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧hH一般为0.2~5.1，板厚h为mm4~2。取h=2.5mmhH=1.7即H=1.7h=4.25mm2)自由状态下碟簧部分r、R的选择和R∕r比值研究表明，R∕r越大，弹簧材料的利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线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35.1~2.1，为使摩擦片上的压力分布均匀，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于摩擦片平均半径CR。CR=mmdD10541552504取R∕r=1.25，R=mm25.13125.1105取R=130mm3）膜片弹簧起始圆锥底角的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H的关系密切。=arctanH∕(R-r)=arctan4.25∕(130-105)=65.9因在15~9范围内，符合要求。4）分离指数n的选取分离指n通常取18.5）膜片弹簧小端内半径0r及分离轴承作用半径fr的确定0r由离合器的结构确定，其最小值应大于变速器第一花键的外径，fr应大于0r。由表3―1可知变速器花键第一轴的外径35mm取0r=37mmfr=39mm沈阳理工大学课程设计论文7从动盘毂花键的尺寸表3―1摩擦片外径D/mm发动机最大转矩Tmaxe/(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/mm25019610352843510.26）切槽宽度1、2及半径er的确定1=mm5.3~2.32=mm10~9er的值应满足r-er2本次设计1=3.5mm2=10mmerr-2=95mm7)压盘加载点半径1R和支撑环加载点半径1r的确定r=105mm1r=107mmR=130mm1R=128mm3.2膜片弹簧的校核膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H∕h与初始底锥角≈H∕(R-r)应在一定范围内，即2.26.1hH159rRH符合要求。2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即35.125.1.2.1rR0.551.3/5.30rR沈阳理工大学课程设计论文83）为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压力加载点半径1r应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即拉式：2/1054/)(1DrdD所以符合要求。4）根据膜片弹簧结构布置要求，1R与R,fr与0r之差应在一定范围内，即7211RR6201rr4200rrf符合要求。5）膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即拉式：0.924.45.3111rRrRf符合要求。沈阳理工大学课程设计论文9四、扭转减震器的设计与计算4.1扭转减震器的主要参数4.1.1极限转矩jT限转矩指减震器在消除了限位销与从动盘股缺口之间的间隙1时，所能传递的最大转矩。即限位销起作用时的转矩，他受限与减震弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取jT=max0.2~5.1Te）（乘用车系数取2.0jT=2×Temax=2×150=300（mn）4.1.2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转角刚度K，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内，K决定于减震弹簧的线刚度及其布置尺寸。设计时，可按经验初选K为KjT13=13×300=3900（radmn）4.1.3阻尼摩擦转矩uT合理选择减震器阻尼装置的阻尼摩擦转矩uT.uT=(0.06～0.17)Temax取uT=0.1Temax=0.1×150=15（mn）4.1.4预紧转矩nT减震弹簧安装时都有一定预紧，但nT不应大于uT，否则在反向工作时，扭转减震器将提前停止工作。故取nT=max15.0~05.0Te）（沈阳理工大学课程设计论文10因nT＜uT=15mnnT=max15.0~05.0Te）（=mn）（5.22~5.7则nT=14mn4.1.5减震弹簧的位置半径0R0R的尺寸应尽可能的大些，一般取0R=275.0~60.0d）（取0R=0.68×d∕2=0.68×155∕2=52.7mm0R=53mm4.1.6减震弹簧个数jZ当摩擦片外径D≤250mm时，jZ=）（6~4一般jZ=64.1.7减震弹簧总压力F当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值jT时，减震弹簧受到的压力F为F=)(667.3053.0/300/0kNRTj4.1.8极限转角j减震器从预紧转矩nT增加到极限转矩jT时，从动片相对从动盘榖的极限转角j。j通常取12~3，本次设计取9°。4.2减震弹簧的计算在初步选定减