離合器畢業(yè)設計設計

1、1 離合器主要參數(shù)的選擇 22 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化 22.1 設計變量 22.2 目標函數(shù) 22.3 約束條件 23 膜片彈簧的設計 43.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 43.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 53.3 強度校核 74 扭轉減振器的設計 74.1 扭轉減振器主要參數(shù) 74.2 減振彈簧的計算 85 從動盤總成的設計 105.1 從動盤轂 105.2 從動片 105.3 波形片和減振彈簧 106 壓盤設計 106.1 離合器蓋 106.2 壓盤 106.3 傳動片 116.4 分離軸承 117 小結 12參考文獻 141 離合器主要參數(shù)的選擇1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b根

2、據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式2-9，有 ，根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）表可知，取D=350mm,d=195mm, b=4mm1.2 后備系數(shù)由于所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上車用車的后備功率比較大，使用條件較好，故取1.5。1.3 單位壓力根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）表可知，對于小轎車當D=>230mm時,則1.18/Mpa；所以由于D350mm,取0.7Mpa.故根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表22可知，當0.7Mpa&l

3、t;<1.5Mpa時，摩擦片材料金屬陶瓷材料。1.4 摩擦因數(shù)f、離合器間隙t摩擦因數(shù)f=0.4 離合器間隙t=3mm摩擦面數(shù) Z=21.5壓緊彈簧和布置形式的選擇：拉式膜片彈簧離合器膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。1.5.1 膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比，有如下優(yōu)點：1) 具有較理想的非線性彈性特性。2) 兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。3) 高速旋轉時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定。4) 以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。5) 通風散熱良好，使用壽命長。6) 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡

4、性好。1.5.2 與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小等。1.5.3膜片彈簧的支撐形式選擇:拉式膜片彈簧離合器拉式膜片彈簧的支承形式單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋殺中的支承環(huán)上。如下圖3-1.圖3-1與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有許多優(yōu)點：取消了中間支承各零件，并不用支承環(huán)或只用一個支承環(huán)，使其結構更為簡單、緊湊，零件數(shù)目更少，質(zhì)量更小等。 壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。2

5、 離合器基本參數(shù)的優(yōu)化2.1 設計變量后備系數(shù)取決于離合器工作壓力F和離合器的主要尺寸參數(shù)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(shù)D和d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為：2.2 目標函數(shù)離合器基本參數(shù)優(yōu)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(shù)為2.3 約束條件 最大圓周速度根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（210）知，式中，為摩擦片最大圓周速度（m/s）; 為發(fā)動機最高轉速（r/min）所以，所以D<=414.01mm,故符合條件。 摩擦片內(nèi)、外徑之比cc=，滿足0.53的條件范圍。 后備系數(shù)對于沈陽

6、豐田海獅，初選后備系數(shù)1.4,滿足1.2<=<=4.0 扭轉減振器的優(yōu)化對于摩擦片內(nèi)徑d=140mm, 而減振器彈簧位置半徑：R00.6d/20.6(mm)，取R0為68mm所以d-2R01952×6859mm>50mm故符合d>2R0+50mm的優(yōu)化條件2.3.5 單位壓力為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.1Mpa1.5Mpa，由于已確定單位壓力0.7Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求2.3.6總摩擦功w根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（213）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面過高而發(fā)生燒

7、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，既：，其中W=為汽車總質(zhì)量9310kg，為輪胎軌動半徑485mm，為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比7.6；為發(fā)動機轉速7.31.W=. 符合要求。3 膜片彈簧的設計3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 比值和h的選擇為了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一般為1.52.0，板厚h為24mm故初選h=4mm, =1.6則H=6.4. 比值和R、r的選擇由于摩擦片平均半徑Rc=，對于推式膜片彈簧的R值，應滿足關系RRc=136.25mm.故取R=168mm,再結合實際情況取R/r=1.2,則r=140mm。 的選擇arc

8、tanH/(R-r)=arctan6.4/(168-140)12.88°，滿足9°15°的范圍。 分離指數(shù)目n的選取取為n=18。 膜片彈簧小端內(nèi)半徑 及分離軸承作用半徑的確定根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（228）推式： （D+d）/4<=<=D/2 1<=R-<=7 0<=<=6 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。初選=45mm，=48mm，=165mm 切槽寬度1、2及半徑取13.2mm, 2=10mm, 滿足r->=2,則<=r-2=140-10=130mm故取130

9、mm. 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知，R1和r1需滿足下列條件：故選擇R1165mm，145mm. 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示：式中，E彈性模量，鋼材料取E=2.0×Mpa； b泊松比，鋼材料取b=0.3； R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1壓盤加載點半徑，mm； r1支承環(huán)加載點

10、半徑，mm； H自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm；h膜片彈簧鋼板厚度，mm。利用DPlot軟件進行P1x1特性曲線的繪制，曲線如下： 利用DPlot軟件找出最大壓力點，正常壓力點，壓平點，最小壓力，點摩擦后的正常壓力點。X1H=(X1M+X1NX1B=(0.81.0)X1H=4.12mmX1M=3.34mm,F1M=16701.23N,X1N=5.81,F 1N=15098.37NFB1=16319.83N,FY=4866.72NFB1 >FY,所以滿足要求此時校核后備系數(shù)=p*Rc*Zc/Temax=16319.83*0.3*136.25*2/353000=1.49滿足要求；3.3

11、強度校核膜片彈簧大端的最大變形量，由公式4 .6.13(根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）)可知:B=1673Mpa得.許用值1500-1700MPa,故符合要求。4 扭轉減振器的設計4.1 扭轉減振器主要參數(shù) 極限轉矩Tj根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)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(fā)動機最大轉矩有關，一般可取，Tj=(1.52.0) 系數(shù)取1.5。則Tj=1.5×1.5×353529.5（N·m） 扭轉剛度k根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（235）可知，由經(jīng)驗公式初選k Tj即k

12、Tj13×529.56883.5（N·m/rad） 阻尼摩擦轉矩T根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（236）可知,可按公式初選TT（0.060.17）取T=0.1 =0.1×353=35.3(N·m) 預緊轉矩Tn減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（237）知，Tn滿足以下關系：Tn（0.050.15）且TnT35.3N·m而（0.050.15）17.6552.95 N·m則初選Tn25 N·m 減振彈簧的位置半徑R0根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）

13、式（238）知，R0的尺寸應盡可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2則取R0=0.65d/2=0.6×195/2=68.25(mm),可取為68mm. 減振彈簧個數(shù)Zj根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（26）知，當摩擦片外徑D=325350mm時，Zj=810故取Zj=10 減振彈簧總壓力F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為FTj/R0 529.5/(68×) 7.787（kN)4.2 減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。 減振彈簧的分布半徑R1根據(jù)根據(jù)汽車離合器

14、（徐石安，江發(fā)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=(0.600.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑故R1=0.6d/2=0.6×195/2=68.25(mm)取68mm，即為減振器基本參數(shù)中的R04.2.2 單個減振器的工作壓力PP= F/Z=7787/10=778.7 (N) 減振彈簧尺寸1）彈簧中徑Dc根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)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=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd=式中，扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為550Mpa所以d=3.52mm符合d=343

15、）減振彈簧剛度k根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）式知，應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值k及其布置尺寸R1確定，即k=則K=4）減振彈簧有效圈數(shù)根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，6.1925）減振彈簧總圈數(shù)n其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為n=+(1.52)=7減振彈簧最小高度=30.976mm彈簧總變形量=P/K=778.7/148.86=5.23mm減振彈簧總變形量=30.976+5.23=36.206mm減振彈簧預變形量=25/(148.86*8*0.068)=0.309mm減振彈簧安裝工作高度=36.206-0.309=35

16、.897mm6）從動片相對從動盤轂的最大轉角最大轉角和減振彈簧的工作變形量有關，其值為=4.14°7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為4mm, 為83mm.8）限位銷直徑按結構布置選定，一般9.512mm。可取為10mm5 從動盤總成的設計5.1 從動盤轂根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.01.4倍的花鍵軸直徑。故取從動盤轂軸向長度取為1.2d=1.2×24=28.8mm。從動盤轂的材料選取45鍛鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬

17、度一般2632HRC。根據(jù)摩擦片的外徑D的尺寸以及根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表27查出從動盤轂花鍵的尺寸。由于D=350mm,則查表可得，花鍵尺寸：齒數(shù)n=10， 外徑=40mm, 內(nèi)徑32mm 齒厚t=5mm,有效齒長l=50mm, 積壓應力=13.2Mpa 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力j和剪切應力校核： 符合要求。5.2 從動片從動片要求質(zhì)量輕，具有軸向彈性，硬度和平面度要求高。材料選用中碳鋼板（50號），厚度為取為2mm,表面硬度為3540HRC5.3 波形片和減振彈簧波形片一般采用65Mn,厚度取為0.8mm,硬度為4046HRC，并經(jīng)過表面發(fā)藍處理。減振彈簧用60

18、Si2MnA鋼絲。6 壓盤設計6.1 離合器蓋 應具有足夠的剛度，板厚取9mm,乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。6.2 壓盤 壓盤傳動方式的選擇由于傳統(tǒng)的凸臺式連接方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。6.2.2 壓盤幾何尺寸的確定傳動片采用3組，每組3片的形式，具體尺寸為，寬b=25mm，厚b=17mm，兩孔間距為l=202mm，孔直徑為d=10mm，傳動片彈性模量E=2M Pa6.3 傳動片由于各傳動片沿圓周均勻分布，它們的變形不會影響到

19、壓盤的對中性和離合器的平衡性。傳動片可選為3組，每組3片，每片厚度為1mm，一般由彈簧鋼帶65Mn制成。6.4 分離軸承由于=3000r/min,離心力造成的徑向力很大，因此采用角接觸式徑向推力球軸承。小結在老師的指導下，我圓滿完成了本次設課程計。在設計過程中，得到了張亮老師認真細致的指導和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！ 本設計以“機械設計、汽車設計、二維制圖模型”為主線，主要采用AUTOCAD軟件設計一個載重9.31噸的載重汽車膜片彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設計對分離機構和操縱機構只作了簡單的設計。本次設計我利用AUTOCAD軟件繪制了離合器總成和部分零件的二維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設計充分利用了已學過的汽車設計和機械設計知識，使我對所學知識有了一個系統(tǒng)的認識、復習、鞏固和深入。通過這次設計，我對機械設計和汽車設計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設計的方法和使用有關機械設計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術、計算機軟件使用技術等作了一個全新的認識和再學習，加深了理解，并擴展了知識面；充分利用計算機CAD技術進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。這次設計內(nèi)容要求較多，涉及范圍較廣，比如