汽车离合器设计_毕业设计(论文)(编辑修改稿)

汽车离合器设计_毕业设计(论文)(编辑修改稿)内容摘要：

转矩的可靠程度。 在选择β时，应该考虑到以下几点： (1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩。 (2)要防止离合器滑磨过大。 (3)要能防止传动系过载。 显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减少传动系过载，保证操纵轻便，β不宜选取太大；当发 动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为了提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应该选取得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋弹簧离合器小些；双片离合器的β值应该大于单片离合器。 各类汽车β值的取值范围通常为： 轿车和微型、轻型货车 β =~ 中型和重型货车 β =~ 越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车 β =~ 所以，本车的离合器后备系数选择β =。 单位压力 0p 的确定 单位压力 0p 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应该考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片 尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 0p 应该取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， 0p 应该取小些；后备系数较大时，可以适当增加 0p。 当摩擦片采用不同材料时， 0p 按下列范围选取： 石棉基材料 0p =~ 粉末冶金材料 0p =~ 金属陶瓷材料 0p =~ 在该设计中，摩擦片材料选择是石棉基材料，故 0p 取。 15 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 h 磨擦片外径是离合器的基本尺寸 ,它关系到离散合器的 结构重量和使用寿命 ,它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。 显然，传递大的转矩，就需要有大的尺寸。 发动机转矩是重要的参数，当按发动机的最大转矩 maxeT （ N m）来选定 D 时，有下列公式，可作参考： max100 eTD A 式中，系数 A反映了不同结构和使用条件对 D的影响，可参考下列范围： 小轿车 A=47 载货汽车和越野车 A=36（单片）或 A=50（双片） 自卸车或使用条件恶劣的载货汽车 A=19 在本设计中， A=36， maxeT =194N m，发动机的额定功率 maxeN =120Kw, 代入数据计算得 D=,根据表 离合器磨擦片尺寸系列和参数选取 D=250mm,d=155mm,h=,c=d/D=, 31c =，单面面积为 302 2cm ，由公式3 3 3m a x 0 ( 1 / )12eT u zp D d D 计算得 0p = cT =β T maxe = 194=388 N m 表 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 /Dmm 内径 /dmm 厚度 /hmm 内外径之比 /dD 单位面积2/Fmm 160 110 10600 180 125 13200 200 140 16000 225 150 22100 250 155 30200 280 165 40200 300 175 46600 325 190 54600 离合器基本参数的校核 16 在设计离合器的时候，首先就是要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这 些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能；其次，在确定了基本参数以后，必然要对参数进行优化处理。 约束条件： 1）摩擦片的外径 D（ mm）的选取应该使最大圆周速度 Dv 不超过 65~70m/s，即 60/10 3m a x  Dnv eD  ≤ 65~70m/s （ ） 式中， Dv 为摩擦片最大圆周速度（ m/s）； m a x en 为发动机最高转速（ r/min） ∴ Dv = m/s 符合 2）摩擦片的内外径比 c 应该在 ~ 范围内，即 ≤ c≤ ∴ c= 符合 3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为 ~，即 ≤β≤ ∴β = 符合 4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径 d 必须大于减振器弹簧位置直径 2 0R 约50mm，即 d＞ 2 0R +50 ∴ d=155mm符合 5）为反映离合器传递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 ][)(/4 0220 ccc TdDZTT   （ ） 式中， 0cT 为单位摩擦面积传递的转矩（ N m/mm2 ）； ][ 0 cT 为其允许值（ N m/mm2 ），按下表 选取。 表 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器的规格 D（ mm） ≤ 210 ＞ 210~250 ＞ 250~325 ＞ 325 0cT 17 6）为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力 0p 对于不同车型，根据所用的 摩擦材料在一定范围内选取，最大范围 0p 为 ~，即 MPa≤ 0p ≤ ∴ 0p = 符合 18 4 离合器压盘和离合器盖设计 压盘传力方式的选择 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，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器的分离过程中能自由 的沿轴向移动。 如前面所述采用采用传动片式的传力方式。 由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。 图 压盘与飞轮的连接方式 （ a）凸块 窗孔式；（ b）传力销式；（ c）键槽 指销式；（ d）键齿式；（ e）弹性传力片 这几种压盘驱动方式有一个共同的缺点，即连接之间有间隙（如凸块与窗孔之间的间隙约为 ）这样在传动时产生冲击和噪声。 且随着接触部分磨损的增加，间隙将增大，引起更大的冲击和 噪声，甚至可能引起凸块跟部出现裂纹而出现早期的损坏。 另外在离合器分离时，由于零件间的摩擦将降低离合器操纵机构的效率。 所以在选用时必须进行认真的校核。 弹性传动片图 （ e）是由薄弹簧钢带冲压制成，其一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，且多用 3~4组（每组 2~3片）沿圆周作切向布置以改善传力片的受力状况，这时当发动机驱动时受力片受拉，当拖动发动机时，传力片受压。 这种传动片驱动压盘的方式不仅消除了上述缺点，而且简化了结构，降低了对对装备精度的要求且有利于压盘的定中。 由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定 ，故压盘的内外径也可因此而确定。 压盘外径 D=250 ㎜，压盘内径 d=155 ㎜ 压盘的厚度确定主要依据以下两点： （ 1）压盘应有足够的质量 在离合器的结合过程中，由于滑磨功的存在，每结合一次都要产生大量的热，而每次结合的时间又短（大约在 3 秒钟左右），因此热量根本来不及全部传到空气中去，这样必然导 19 致摩擦副的温升。 在频繁使用和困难条件下工作的离合器，这种温升更为严重。 它不仅会引起摩擦片摩擦系数的下降，磨损加剧，严重时甚至会引起摩擦片和压盘的损坏。 由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中产生的热主 要由飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘有足够大的质量以吸收热量。 （ 2）压盘应具有较大的刚度 压盘应具有足够大的刚度，以保证在受热的情况下不致产生翘曲变形，而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。 鉴于以上两个原因压盘一般都做得比较厚（载重汽车上一般不小于 15 ㎜），但一般不小于 10 ㎜。 在该设计中，初步确定该离合器的压盘 的厚度为 20㎜。 压盘及传动片的材料选择 压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。 故通常由灰铸铁 HT200铸成，金相组织呈珠光体结构 ，硬度 HB170～ 227。 另外可添加少量金属元素 (如镍、铁、锰合金等 )以增强其机械强度。 压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。 为了使每次接合的温升不致过高，压盘应具有足够大的质量以吸收热量；为了保证在受热情况下不致翘曲变形，压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚 (载货汽车的离合器压盘，其厚度一般不小于15mm)。 此外，压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好，例如在压盘体内铸出导风槽。 压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过 8℃ ～ 10℃。 压盘性能校核 τ=γL/mc （ ） 式中： γ— 传到压盘的热量所占的比率。 对单片离合器， γ=； m— 压盘的质量， kg； c— 压盘的比热容，铸铁的比热容为 kgJ /( ℃ )； L— 滑磨功， J。 若温升过高，可适当增加压盘的厚度。 压盘单件的平衡精度应不低于 15～ 20gcm。 选择压盘厚度为 20mm，外径 250mm，内径 155mm。 铸铁 HT200 的密度是 3/kg m ，所以压盖的质量 m= 22[( ) ( ) ]22Ddh  =. 当我们需要校核压盘的最大温升，需要求出其滑磨功 L 汽车整车质量转化为为相当的转动惯量 aJ ，当汽车起步时第一挡的传动比 ki 根据有关资料定为。 aJ 可由下式计算： 20 2k202kii rmJ aa  带入数据得： aJ = 3/kg m aJL ∴ L= 代入公式（ ）进行校核计算， τ=℃ ＜ 8℃ 符合标准。 通过以上计算所得数据，可以用 CATIA 画出压盘三维图（如图 ） 图 压盘 离合器盖的设计 离合器盖一般都与飞轮固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩。 此外，它还是离合器压紧弹簧和分离杠杆的支承壳体。 因此，在设计中应注意以下几个问题： （ 1）离合器的刚度 离合器 分离杠杆支承在离合器盖上，如果盖的刚度不够，即当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵机构的传动效率，严重时还可能造成离合器分 21 离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速器的换档困难。 因此为了减轻重量和增加刚度，该离合器盖采用厚度约为 4 ㎜的低碳钢板（如 08 钢板）冲压成带加强筋和卷边的复杂形状。 （ 2）离合器的通风散热 为了加强离合器的冷却离合器盖必须开有许多通风窗口，通常在离合器压紧弹簧座处开有通风窗口。 图 离合器盖的散热通风 （ 3）离合器的对中问题 离合器盖内装有分离 杠杆、压盘、压紧弹簧等重要零件，因此它相对与飞轮必须有良好的对中，否则会破坏离合器的平衡，严重影响离合器的工作。 离合器盖的对中方式有两种，一种是用止口对中，另有种是用定位销或定位螺栓对中，由于本设计选用的是传动片传动方式，因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内圆止口对中。 本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径，能将其他离合器上的部件包括其中即可。 22 5 从动盘设计 从动盘设计 从动盘总成主要由摩擦片、从动片、花键毂和减振器等组成。 从动盘对离合器工作性能影响很大，应满足如下设计要 求： 1）转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。 2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减少磨损。 3）应装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。 为了使从动盘具有轴向弹性，常用的方法有： 1）在从动盘上开“ T”形槽，外缘形成许多扇形，并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形。 两侧的摩擦片则分别铆在每相隔一个的扇形上。 “ T”形槽还可以减小由于摩擦发热而引起的从动片翘曲变形。 这种结构主要应用在货车上。 2）将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接。 由于波形片比从动片薄，故这种结构轴向弹性较好，转动惯量小，适宜于高速旋转，主要应用于轿车和轻型货车。 3）利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上，并交替地把右片铆在右侧摩擦片上。 这种结构弹性行程大，弹性特性较理想，可使汽车起步极为平顺。 它主要应用于中、高级轿车。 4）将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片。