汽車設計課程設計說明書

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1．緒論

1.1離合器概述

離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。

1.2拉式膜片彈簧離合器的優(yōu)點

與推式相比，拉式膜片彈簧離合器具有大量優(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，質量更少；拉式膜片彈簧是中部與壓盤相壓在同樣壓盤尺寸的條件下可采用直徑較大的膜片彈簧，提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，且并不增大踏板力，在傳遞一致的轉矩時，可采用尺寸較小的結構；在接合或分開狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，分開效率更高；拉式的杠桿比大于推式的杠桿比，且中間支承減少了摩擦損失，傳動效率較高，踏板操縱更便捷，拉式的踏板力比推式的一般可減少約無論在接合狀態(tài)或分開狀態(tài)，拉式結構的膜片彈簧大端與離合器蓋25%~30%；

支承始終保持接觸，在支承環(huán)磨損后不會形成間隙而增大踏板自由行程，不會產生沖擊和哭聲；使用壽命更長。

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2.離合器結構方案選取

2.1離合器車型的選定

其基本參數(shù)如下：

發(fā)動機型發(fā)動機最大轉矩傳動比號1擋住減速比YZ495Q3202/19006.46.677.00-206045鄉(xiāng)間單片驅動輪汽車總使用離合類型與質規(guī)格量工況器形式（Kg）2.2離合器設計的基本要求

為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求：⑴在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲存，又能防止傳動系過載。

⑵接合時要完全、平順、溫柔，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。⑶分開要迅速、完全。

⑷從動部分轉動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。

⑸具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。

⑹應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。

⑺操縱便捷、確鑿，以減輕駕駛員的疲乏。

⑻作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。

⑼具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。

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⑽結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整便利。

2.3離合器結構設計

2.31摩擦片的選擇

設計選擇單片離合器。2.32壓緊彈簧布置形式選擇

膜片彈簧有以下優(yōu)點：

⑴由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分開時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；

⑵膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分開杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質量?。?/p>

⑶高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；⑷由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；

⑸易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；⑹平衡性好；

⑺有利于大批量生產，降低制造成本。2.3.3壓盤的驅動方式的選擇：

窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可，壽命長。

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3.離合器基本參數(shù)的確定

3.1摩擦片主要參數(shù)的選擇

摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，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(jù)發(fā)動機最大轉矩Temax（N.m）按如下經驗公式選用

D?KDTemax（3.1）

由選已知得Temax=202N·m，

式中，KD為直徑系數(shù)，取值范圍見表3-1

表3-1直徑系數(shù)KD的取值范圍車型乘用車最大總質量為1.8～14.0t的商用車最大總質量大于14.0t的商用車KD=16

直徑系數(shù)KD14.616.0～18.5(單片離合器)13.5～15.0(雙片離合器)22.5～24.0則將各參數(shù)值代入式后計算得D=227.4mm。

根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據(jù)下表3-2

表3-2離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB1457—74）

外徑D/mm內徑d/mm厚度h/C?=d/D1601103.20.6870.6761801253.50.6940.6672001403.50.7000.6572251503.50.6670.7032501553.50.5890.7622801653.50.5830.7963001753.50.5850.8023251903.50.5570.80035019540.5400.8271－C?39

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單位面積F/cm3106132160221302402466546678可?。耗Σ疗嚓P標準尺寸：

外徑D=280mm內徑d=165mm厚度h=3.5mm

3.2離合器后備系數(shù)?的確定

結合設計實際狀況，應選擇β=1.6。

表3-3離合器后備系數(shù)的取值范圍

車型乘用車及最大總質量小于6t的商用車最大總質量為6～14t的商用車掛車后備系數(shù)β1.20～1.751.50～2.251.80～4.003.3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=280㎜內徑d=165㎜厚度h=3.5㎜內徑與外徑比值C=0.589

由公式D3πfZp0（1-c3）=12βTemax得

p0=0.2357Mpa

3.4摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化

⑴摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度v0不超過65～70m/s根據(jù)式子v0??60；nemax?D?10?3得到v0為摩擦片最大圓周速度41.04（m/s）

nemax為發(fā)動機最高轉速(r/min)。

⑵摩擦片的內，外徑比c應在0.53～0.70范圍內，即

0.53?c?0.589?0.7

⑶為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內，最大范圍為1.2～4.0。

⑷為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內徑d必需大于減振器振器彈簧位

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置直徑2R0約50mm，即

d?2R0?50mm

⑸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，Tc0?4Tc??Z(D2?d2)?0.251??Tc0?Tc0為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N.m/mm2)，可按表3.7選取經檢查,合格。外徑D/mmT?/(N/mm)≤2102.8>210～2503.0>250～3253.5>3254.0⑹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0.11～1.50MPa,即

0.10MPa?p0?0.2357MPa?1.50Mpa

⑺為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)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

??4W?Z?(D2?d2)????（3.8）

[?]?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：[?]?0.33J/mm2，對于最大總質量大于6.0t商用車：[?]?0.25J/mm2：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(jù)下式計算

22W??2ne2?1800?(marr2?i0ig)（3.9）

式中，ma為汽車總質量(Kg)；rr為輪胎滾動半徑（m）；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；ne為發(fā)動機轉速r/min，計算時乘用車取2000r/min，商用車取1500r/min。其中：i0?6.67ig1?6.4rr?0.43m

ma?6045Kg(6045)代入式（3.9）得W?7567.13J，代入式（3.8）得

??0.094?0.25?[?]，合格。

⑻離合器接合的溫升

t?rW?mcm壓壓盤的質量，kg；

（D2?d2）h?4=5.9kgm壓≈?p鐵式中,t為壓盤溫升,不超過8~10°C；c為壓盤的比熱容，c?481.4J/(Kg·°C)；γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤；??0.5，m為壓盤的質量m=5.9Kg

代入得，t=2.137℃沈陽理工大學應用技術學院課程設計說明書

=643.6

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。

④傳力片的最小分開力（彈性恢復力）發(fā)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(tài)下的彈性彎曲變形量此時最小，根據(jù)設計圖紙確定傳力片的彎曲總剛度K??0.168?106N/m，當fmin?1.74mm時，fmin?1.74mm。其彈性恢復力為：

F彈?k?f?0.168?106?1.74/1000N?292.32N

認為合理。

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6.離合器膜片彈簧的設計

6.1膜片彈簧主要參數(shù)的選擇

6.1.1H/h值的選擇

此值對膜片彈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(shù)關系可知，當Hh?2時，F(xiàn)2為增函數(shù)；Hh?2時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；Hh?2時，F(xiàn)1有一極大值和微小值；當Hh?2時，F(xiàn)1微小值在橫坐標上。

為保證離合器壓緊力變化不大和操縱便利，汽車離合器用膜片彈簧的H/h尋常在1.5～2范圍內選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計Hh?2，h=3mm，則H=6mm。6.1.2R/r值的選擇

通過分析說明，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(jù)結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3的范圍內取值。本設計中取Rr?1.2，摩擦片的平均半徑

Rc?2(R3?r3)?3(R2?r2)?113.7mm，r?Rc取r?114mm則R?136.8mm取整R?137mm則Rr?1.202。

6.1.3圓錐底角的確定

汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在9~15°范圍內，本設計中

??arctanH?R?r??H?R?r?得??14.6°在9~15°之間，合格。分開指數(shù)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，本設計所取分開指數(shù)為18。

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6.1.4切槽寬度

re應滿足r?re??2取?1?3.5mm，?1?3.2~3.5mm，?2?9~10mm，?2?10mm，

的要求。

6.1.5壓盤加載點半徑R1和支撐環(huán)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R1?135mm，

r1?116mm。膜片彈簧應用優(yōu)質高精度鋼板制成，其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1600～1700N/mm2。6.1.6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(huán)和支承鉚釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。

6.2膜片彈簧的設計

⑴為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的Hh與初始錐角??H?R?r?應在一定范圍內，即

1.6?Hh?2?2.2

9???H?R?r??14.6?15

⑵彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即

1.20?Rr?1.202?1.3570?2Rh?91.3?100

⑶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

R1（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之

間，即

拉式：(D?d)/4?111.25?r1?116?D/2?140⑷根據(jù)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?2?70?r1?r?2?6

0?rf?r0?4

⑸膜片彈簧的分開指起分開杠桿的作用，，因此杠桿比應在一定范圍內選取，即

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R1?r1由⑷和⑸得rf?32mm，r0?30mm。

拉式：3.5?R1?rf?9.0

6.3膜片彈簧的載荷和變形關系

碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，見圖3.2，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特別結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出大量由徑向槽隔開的掛狀部分——分開指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全一致（當加載點一致時）。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關系式為:

F1??Eh?1?6(1??2)ln(R?r)?(R1?r1)2{?(H??1(R?r)?(R1?r1)??H??1?2(R?r)?(R1?r1

（3.10）

式中：E——彈性模量，對于鋼，E?2.1?105MPa

μ——泊松比，對于鋼，μ=0.3

H——膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度h——彈簧鋼板厚度

R——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑r——彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑R1——壓盤加載點半徑r1——支承環(huán)加載點半徑代入（3.10）得

32F1?f??1??134.7?1?2023.5?1?8304.3?1（3.11）

對（3.11）式求一次導數(shù)，可解出λ1=F1的凹凸點，求二次導數(shù)可得拐點。

凸點：?1?3mm時，F(xiàn)1?10455.3N凹點：?1?7mm時，F(xiàn)1?5817.7N拐點：?1?5mm時，F(xiàn)1?8096.5N

當離合器分開時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分開軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為λ2。由

F2?(R1?r1)?F1?(r1?rf)?0.226F1

（3.12）

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?2?(r1?rf)?(R1?r1)?4.4?1（3.13）列出表3.8:

表3.9膜片彈簧工作點的數(shù)據(jù)

?1?2?33.013.210455.32362.97.030.85817.71314.85.0228096.81829.9?4膜片彈簧工作點位置的選擇。從膜片彈簧的彈性特性曲線圖分析出，該曲線的拐點H對應著膜片彈簧壓平位置，而?1H???1M??1N?2。新離合器在接合狀態(tài)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

?1B??0.8~1.0??1H,以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ范圍內壓緊力從F1B到F1A

變化不大。當分開時，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(shù)的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B，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O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，故該點的切向應力為零，O點以外的點均存在切向應變和切向應力?，F(xiàn)選定坐標于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。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：

?t?[Ex?(????2)?y?]?[(1??2)(x?e)]（3.14）

式中φ——碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）

α——碟簧部分子有狀態(tài)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(guī)律，將（3.14）式寫成Y與X軸的關系式：

Y?[(?t???2)?(1??2)?t?E?]X?(1??2)e?t?E?由上式可知，當膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應力αt在X-Y

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坐標系里呈線性分布。

???當?t?0時Y?(??)X，由于(??)的值很小，我們可以將(??)看成

222??tg(??)，由上式可寫成Y?tg(??)X。此式說明，對于一定的零應力分布在

22?中性點O而與X軸承(??)角的直線上。從式（3.16）可以看出當X??e時無

2?論取任何值，都有Y??(??)e。顯然，零應力直線為K點與O點的連線，在

2零應力直線內側為壓應力區(qū)，外側位拉應力區(qū)，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，分析說明，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：

?tB?E?(1??2)?{r{(e?r)?2?2?[(e?r)??h?2]?}（3.17）

d?B令t?0可以求出切向壓應力達極大值的轉角?P???h?2(e?r)d?

由于：e?(R?r)?ln(R/r)?125mm所以：?P?0.396，?tB?-1761N/mm2

B點作為分開指根部的一點，在分開軸承推力F2作用下還受有彎曲應力：

?rB?6(r?rf)F2?nbh2（3.18）

式中n——分開指數(shù)目n=18br——單個分開指的根部寬

br?2?r0?18?10.47mm

因此：?rB?558.5N/mm2

由于σ

rB

是與切向壓應力σ

tB

垂直的拉應力，所以根據(jù)最大剪應力強度理論，

B點的當量應力為：

?Bj??rB??tB?558.5?1761??1202.5N/mm2

?Bj?[?Bj]?1700N/mm2

故膜片彈簧和當量應力不超出允許應力范圍，所以用設數(shù)據(jù)適合。

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7.扭轉減震器設計

減震器極轉矩Tj?1.5Temax?303N·m摩擦轉矩Tu?0.17Temax?34.34N·m預緊轉矩Tn?0.15Temax?30.3N·m極限轉角?j?3~12°

扭轉角剛度k??13Tj?2357N·m/rad

7.1減震器安裝的位置

R0?(0.60~0.75)d2，

結合d?2R0?50mm，得R0取55mm，則2R0?d?0.667

7.2全部減震器總的工作載荷PZ

當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時Tj，減振彈簧受到的壓力PZ為

PZ?TjR0?5509N

7.3單個減震彈簧的工作載荷P

P?PZZ?918N

式中Z為減振彈簧的個數(shù)，按表3.10選擇：取Z=6

表3.10減振彈簧個數(shù)的選取

摩擦片外徑D/mmZ225～2504～6250～3256～8325～3508～10>350>107.4減震彈簧尺寸

⑴選擇材料，計算許用應力

根據(jù)《機械設計》采用65Mn彈簧鋼絲，設彈簧絲直徑

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d?4mm,?b?1620MPa,????0.5?b?810Mpa。

⑵選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)根據(jù)下表選擇旋繞比

表3.11旋繞比的薦用范圍

d/mmC0.2～0.47～140.45～15～121.1～2.25～102.5～64～97～164～918～424～6確定旋繞比C?4，曲度系數(shù)K?(4C?1)(4C?4)?0.615C?1.40⑶強度計算

dj?8KF2C??[?]?4mm，與原來的d接近，合格。

中徑D2?Cd?16mm；外徑D?D2?d?20mm

⑷極限轉角?j?2arcsin?l?2R0?3~12°取?j?3.823°?l?3.269mm

⑸剛度計算

彈簧剛度k?(F1?F2)?l?129.9mm其中，F(xiàn)2為最小工作力，F(xiàn)2?0.5F1

彈簧的切變模量G?80000MPa，則彈簧的工作圈數(shù)

n?G?ld8F3?Gd?4.3

?6

1C8C3k取n?4，總圈數(shù)為n1⑹彈簧的最小高度

lmin?dn?16mm

⑺減振彈簧的總變形量

?'l?Pk?6.538mm

⑻減振彈簧的自由高度

l0?lmin??'l?22.538mm

⑼減振彈簧預緊變形量

lT?1?kZR?0.538mm

⑽

0減振彈簧的安裝高度

l?l0?l1?22mm