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1、交通与汽车工程学院课程设计说明书课程名 称:汽车设计课程设计课程代码:8203381题 目:轿车膜片弹簧离合器设计（后备功率小）年级/专业/班:2008级汽设1班学生姓名:学 号:开始时间：2011年12月19日完成时间：2012年1月6日课程设计成绩：学习态度及平时成绩（30 ）技术水平与实际能力（20）创新（5）说明书（计算书、图纸、分析报告）撰写质量（45）总分(100)指导教师签名： 年月日窜叶汽车设计课程设计说明书目录摘要 2引言 31离合器基本参数及尺寸的确定 41. 1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定 41.2离合器后备系数B的确定41. 3单位压力R的确定 52离合器基本参数的约
2、束条件 73离合器主要零部件的设计计算 83.1 膜片弹簧设计 83.2 压盘设计 123.3 离合器盖设计 133.4 从动盘设计 134操纵机构设计计算 144.1 选择操纵机构的型式 154.2 确定操纵机构尺寸参数 154.3 校核踏板行程 154.4 校核踏板力 165参考文献 186致谢 19第-1 -页汽车设计课程设计说明书摘要本次设计的是轿车膜片弹簧离合器，根据所给汽车发动机的最大转矩、最大转速、 最大功率等基本参数确定离合器基本参数。在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离 合器盖、从动盘及操纵机构进行设计，同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和性能 进行了校核。在设计过程中注重对
3、膜片弹簧及操纵机构进行设计。同时应用计算机语 言编程对相关参数进行校核及调整。关键词：膜片弹簧、膜片弹簧离合器、操纵机构、强度第-# -页汽车设计课程设计说明书引言对于以内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在 的，它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦离合 器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、 从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接 合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术
4、的高速发展，人们对离合器要 求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步 地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提 高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力 和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。第-5 -页1离合器基本参数及尺寸的确定1.1 摩擦片的外径D及其他尺寸的确定1.1.1 摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。设计上通常首先确定摩擦片的外径 Do在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：d=Kd T emax(1-1)轿车：Kd=14.5轻
5、、中型货车：单片Kd=16.018.5双片 Kd=13.5 15.0重型货车：K=22.524.0本次设计所设计的是轿车(Tema/nT为147Nm/2500rpm np为4800rpm)的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，初选择 Kd =14.5。所以D=14.5X v147= 175.8 ( mmi由下表1,摩擦片的尺寸系列可选取接近的D值，故按系列尺寸表，取 D=200mm表1:摩擦片的尺寸系列D(mm)160180200225250280300325350380405430d(mm)110125140150155165175190195205220230B(mm)3.23.5
6、3.53.53.53.53.53.54.04.04.04.01.1.2摩擦片的内径d及摩擦片厚度b由表1所示的摩擦片尺寸系列可确定摩擦片的内径d及摩擦片厚度b因此，由表 1 选取：D=200mm d=140mmB=3.5mm1.2 离合器后备系数B的确定后备系数B保证了离合器能可靠地传递发动机转矩，同时，它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，B不宜选取太小；但是为了使离合器尺寸不致过大，减少传动系的过载，使操纵更轻便等，后备系数不宜过大。当发动机后备功率较大、使用条件较好时，B取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了 提高起步能
7、力，减少离合器滑磨，B取大些；货车总质量较大，B也应该选取大些；采用 柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取B应比汽油机大些；发动机缸数越多, 转矩波动越小，B也应选取小些。在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形 式的特点，初步选定后备系数B。汽车离合器后备系数推荐如下：表 2 后备系数表车型轿车、轻型货车中、重型货车越野车、牵引车后备系数1.30 1.751.60 2.252.0 3.5由于所设计的是小后备功率的轿车的离合器，所以选择6=1.51.3 单位压力Po的确定摩擦面上的单位压力R值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数, 摩擦
8、片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，Po应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，R应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时,Po按下列范围选取:石棉基材料粉末冶金材料模压P0 =0.150.25MPa编织Po =0.250.35MPaP0 =0.350.50MPa金属陶瓷材料P0 =0.70 1.50MPa当摩擦片采用不同材料时摩擦材料摩擦因数f,按下列范围选取:石棉基材料粉末冶金材料金属陶瓷材料模压f =0.200.25编织f =0.250.35铜基f =0.250.35铁基f =0.350.50f =0.4由于普遍性和经济性的关
9、系，本次设计中我选取摩擦片的材料为石棉基材料。汽车设计课程设计说明书故取 Po =0.25 0.35MPa, f =0.30离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为:Tc=fFZR(1-2)式中，Tc静摩擦力矩；f-摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取 0.250.30;选取f=0.30F 压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc -摩擦片的平均半径；Z 摩擦面数，是从动盘的两倍；先设计一个单片摩擦片，所以，Z=2假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F= P0 A= p 0 tt (D2-d 2)/4(1-3)式中，P0 摩擦片单位压力；A一个摩擦面面积；D-摩擦片外径；d 摩擦片内径.摩擦片的平均半径R根据压
10、力均匀的假设，可表示为：R =(D 3-d 3)/3(D 2-d2)当d/D0.6时，R可相当准确的有下式计算：R = (D+cD /4(1-4)因为 d=140mm D=200mm所以 d/D=0.7 0.6 ,则 Rc 用(1-4)式计算将(1-3)、(1-4)式代入(1-2)得：工=兀 fZ P 0(D2-d2) (D+cD /16(1-5)为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc = 0 Temax(1-6)第-# -页式中，Temax=147N.m为发动机最大转矩；B =1.5为离合器的后备系数汽车设计课程设计说明书Tc = B Te
11、max=147 义 1.5=220.5N.m把(1-6)式代入(1-5)式得：P0 = 16B Tema/兀 fZ (D ( D + Cl)P0=16X 220.5/3.14 X 0.30 X2 X (2002-1402) 乂 (200+140) =0.270代入各参数可得P0=0.270MPa所彳3P。在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取材料的单位压力P。符合设计要求。则工作压力 Fy= F= P0 A= Pqtt (D2-C 2)/4=0.27 X3.14 X (2002-1402)/4=4323.8N2离合器基本参数的约束条件2.1摩擦片外径D (mrm的选取应使最大圆周速度 Vd不
12、超过6570m/s,即V)= n emaQX 1037t /60 6570m/s式中，nemax为发动机的最高转速(加的)。本次设计中nemaX=4800加的,所以Vd= 4800 义 200X 10-3 冗 /60=50.24m/s 符合 Vd2Ro+50。 d=140mm Ro=45mmf合要求。2.5 为反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用 值，即Tc0=4Tc/ 兀 Z(D2-d 2) Tc0式中：Tc0为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mmA2; Tc0为许用值(N.m/mmA2,按表2 选取。通过计算：Tc0=4X 220.5/3.14 X 2
13、X (2002-1402)=0.00688 N.m/mmA2。表3、单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器的规格D/mm210 250250325325_ _-2Tc0/ 100.280.300.350.40通过表3比较，Tc0 62 的要求。 所以选取 6 1=3.5mm 6 2=9mm r- 6 2=70-9=612 故取 re =603.1.2.8 压盘加载点 R半径和支承环加载点 口半径的确定R和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。r1应略大于且尽量接近r, R应略小于且尽量接近R。初步选取 R=88mm r1=73mm3.1.3 膜片弹簧各尺寸的初步获得用VB语言编写程序，把初选的各参数值代
14、入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图。根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整。最终获得膜片弹簧各参数为：H/h=2, h=2.1mm H=4.2mmR/r=1.27 , R=89mmr=70mm N=18; r0=24mmrf=26mm 6 1=3.5mm6 2=9mm re=60mm R=88mm r 1=73mm由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M B H N、C及各点坐标如图1所示：第-9 -页事叶汽车设计课程设计说明书3.1.4 检验所得尺寸是否符合设计的约束条件3.1.4.1 应保证所设计的弹簧工作压紧力Fib与摩擦片工作压力Fy相等由上图数据显示
15、可知，Fib=4236.5348N, Fy=4325.9731N, Fib= Fc符合设计要求。3.1.4.2 为保证各工作点A、R C有较合适的位置，应使 入1B/入ih=0.81.0即0.8 Fib0由上特性曲线可知 Fia=4397.7393N, Fib =4236.5348N ,满足Fia Fib的设计要求。3.1.4.4 为满足离合器的使用性能的要求，应该满足：1.6H/h2.29O a =H/ (R-r) 15OH/h=4.2/2.1=2 和 a=H/ (R-r) =4.2/ (89-70) rad=12.66 O都符合离合器的使用性能 的要求。3.1.4.5弹簧各部分有关尺寸比值
16、符合一定的范围，即1.2 R/r 1.35702R/h1003.5 R/r。& 5.0根据所确定的参数可得R/r=89/70=1.27、2R/h=2X 89/2.1=84.7、R/rO =89/24=3.7 都符合上述要求。3.1.4.6 为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，应满足：推式：(D+d) /4&R&D/2拉式：(D+d) /4r1D/2根据所确定的参数可得(D+d) /4=85, D/2=100, Ri=89。符合上述要求，故此离合器 为推式离合器。3.1.4.7 根据弹簧结构布置的要求，应满足：第11页汽车设计课程设计说明书1 & R-Ri 0 7; 0 & r ir 06; 0
17、r f -。06根据所确定的参数可得 R-R=89-88=1, ri-r =73-70=3 , rf- r 0=26-24=2者B符合弹簧结 构布置的要求。3.1.4.8 膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即：2.3 (ri-r f) / (R- ri) 4.5根据所确定的参数可得(ri-r f) / (R- ri) = (73-26) / (88-73) =3.1符合设计要求。1.1.5 膜片弹簧强度计算与校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。由参考文献iP65可知B点的应力(T tB为a tB =E/ (i- 2) /r
18、(e-r) *小 2/2 (e-r ) a +h 小令(T tB对小的导数等于零，可求出a tB达到极大值时的转角(j) P()p=a +h/(e-r)/2自由状态时碟簧部分的圆锥底角a =0.22rad;中性点半径 e=(R-r)/ln(R/r)= (89-70)/ln(89/70)=79.i2mm。止匕时()P=0.22+2.i/(79.i2-70)/2=0.335rad离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角为(j) f()f =2arctan入 if/(R i-r i)*2=2arctani.8/(88-73) *2=0.09rad此时(j) f (j) P,则计算(T tB时小取
19、(j) f ,所以a tB =2.i Xi00000/ (i-0.3 2) /70 X (79.i2-70 ) X 0.09 2/2- (79.i2-70 ) 乂 0.22+2.i/2 X 0.09 = 723.68MP0设分离轴承对分离指端所加载荷为 F2 (N),由参考文献iP64式(2-i6)可知：F2=(Ri-r i) F i/ (ri- r f)式中f=26mnft分离轴承与分离指的接触半径；Fi等于压盘工作压力Fib=4236.5348(N) 所以F2=(88-73)X4236.5348/ (73- 26 ) =i352.i (N)在分离轴承推力F2的作用下，B点还受弯曲应力(Tt
20、B,其值为a rB=6 (r-r f) F2/ (nbrh2)第ii页汽车设计课程设计说明书式中，n为分离指数目(n=18); br为一个分离指根部的宽度br=2兀(r + re) /2 /18- 6 2=7.4mm所以(T rB=6X (70- 26 ) X 1352.1/ (18X7.4 X2.1 2) =607.67 (MPa考虑到弯曲应力(T rB是与切向压应力(T tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强度 理论，B点的当量应力为(TjB=(rrB (T tB =607.67- ( 723.68) =1331.35 (MPa在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2MnA所以(T jB=
21、1331.35MPa符合(T jB 15001700MPa!勺强度设计要求。1.1.6 膜片弹簧的制造工艺及热处理本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料。为了提高膜片弹簧的承载能力， 要对膜片弹簧进行强压处理。另外，对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬 化的作用，同样也可以提高承载能力的疲劳强度。为了提高分离指的耐磨性，可对其端部进行高频淬火、喷镀铭合金和镀镉或四氟乙烯。 在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理，以消除应力源。膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷。碟簧部分的硬度一般为4550HRC分离指端硬度为55
22、62HRC在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位。膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11,厚度公差为土 0.025mm初始底锥角公差为土 10分。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6小田底面的平面一般要求小于0.1mm膜片弹簧处于接合状态时，其分离指端的相互高度差一般要求小于0.81.0mm3.2 压盘设计3.2.1 传力定中方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所 以它必须和飞轮有一定联系，但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能够自由地做轴 向移动，使压盘和从动盘脱离接触。驱动部位的形式有离合器盖和压盘的窗孔与凸台、传 动片、传动
23、销等，应用较广泛的是传动片式。我们选择压盘的传力方式为传力片传动方式。 3.2.1几何尺寸的确定可以根据1.1中所确定摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径：压盘外径=D+ (25) mm压盘内径=d- (14) mm在设计中选取压盘外径=D+4=204m m压盘内径=d-3mm=137mm为了使压盘具有足够的质量和刚度，要求压盘有足够的厚度，轿车离合器压盘厚度一般不小于15mm所以本次设计中根据车型选取压盘厚度为16mm3.3 离合器盖设计3.3.1 刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重
24、时可能导致分离不彻起，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器换挡困难。为了减轻重量和增加刚度，一般轿车的离合器盖通常用厚度约为35mm的低碳钢板(如08钢板)冲压成比较复杂的形状。本次设计中选取离合器盖厚度为3mm3.3.2 通风散热问题为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。3.3.3 对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。在本次离合器的设计中我们采用定位销对中方式，离合器盖根据离合器盖上4个定位销孔小5与飞轮上4个定位销小4相配合进行定位。将4个孔加工到所要求的尺寸，孔的
25、 准确度为0.05mm3.4 从动盘设计从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。3.4.1 轴向弹性从动盘的结构形式为了使从动盘具有轴向弹性，则：(1)在从动片外缘开“ T”形槽，形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方 向弯曲的波浪形。两侧的摩擦片分别怫在每相隔一个的扇形上。(2)将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片怫接，由于波形片(厚度第13页汽车设计课程设计说明书小于1.0mm)比从动片(厚1.52.5mm薄，这种结构的轴向弹性较好，转动惯性小，适 宜于高速旋转。(3)利用阶梯形怫钉杆的细段将成对波形片的左片怫在左侧摩擦片上，并交替地把 右片怫在右侧摩擦
26、片上。(4)将靠近飞轮的左侧摩擦片直接怫合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片怫有 波形片，右侧摩擦片用怫钉与波形片怫合。3.4.2 从动盘毂从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机穿来的全部转矩。它一 般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩 Temax=147.0 N.m由参考文献1P74表2-7选取从动盘外径D/mm发动机最大转矩Temax(N.m)花键尺寸齿数外径D/mm小径d/mm齿厚t/mml/mm200110102923425从动盘毂轴向长度不宜过小，以免在花键上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.01.4倍
27、的花键直径，我们取1.0倍的花键直径。从动盘毂一般采用锻钢(如45, 40Cr 等)，并且经调质处理。3.4.3 摩擦片由于本次所以设计的离合器所配的车型轿车，摩擦片在中、轻载荷下工作，我们选取的摩擦片材料为石棉基材料。摩擦片与从动片的连接方式为怫接。3.4.4 从动片从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。材料用中碳钢板或低碳钢板。厚度一般为1.32.5mm表面硬度为3540HRC3.4.5 波形片和减振弹簧波形片采用65M厚度小于1mm硬度为4046HRC并经过表面发蓝处理。减振弹簧采用60Si2MnA弹簧钢丝。4操纵机构设计计算4.1 选择操纵机构的型式常用的离合器操纵机构主
28、要有机械式、液压式等。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、 布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、 离合器接合较柔和等优点。鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构。4.2 确定操纵机构尺寸参数踏板行程S由自由行程Si和工作行程及两部分组成：c c c cr/abdS = S S = SfZ S 一c abd表4离合器操纵机构传动比压紧弹簧类型i分i操膜片弹簧2.7 5.410 16根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为：Sof为分离轴承自由行程，一般为 1.53.0mm,反映到踏板上的自由行程 Si一般为2030mm我们选
29、取Sof=3mm Z为摩擦面面 数，根据离合器摩擦片结构可知 Z=2; $为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片： S=0.851.30mm 双片： S=0.750.90mm i分二%/a i,由表4数据选取i分=4, i操 =b2c2（d 2A2）/b ici（diA2）,由表4数据选取i i=12本次设计的离合器摩擦片数为单片，所以 取S=0.89mm a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图3）,根据前面膜片弹簧结构参 数可知 c1=20mm c2=64mm 选取 32=150mm 31=30mm b2=80mm b1=40mm d1=15mm d2=17mm4.3 校核踏板行程
30、（自由行程，工作行程，总行程）4.3.1 自由行程校核由4.2公式可知，自由行程S为 _ _, 、 2 _,、 2_S=Sfa2b2 （d2）/ a 1b （dO =3X 150X 80X 172/30 X40X 152=30.82mm为了使离合器在所有情况下都能彻底分离以免造成变速器换挡时的齿轮撞击、换挡力增加等，至少应留25mm勺踏板行程，即自由行程。为了使驾驶员易从脚感上确定踏板位 置，S50mm%好。综上所述并根据校核 Si=30.82mm#合25mm： Sm-IDx nsINHlgU ea2 3aQd -FNAZ EqIBaq 7pJJU kQUE 0bXW iCH8 . ctOZn
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