离合器说明书11

离合器说明书11汽车设计课程设计说明书目录第一部分离合器的总述以及设计要求..... 错误!未定义书签。

第二部分离合器的结构方案分析、设计与计算 (4)一、离合器基本参数的选取 (6)二、离合器的结构设计和计算 (8)（一）从动盘的总成 (8)（二）压盘和离合器盖 (13)三、压紧弹簧的布置与设计计算 (17)第三部分离合器的结构元件 (19)一、分离杠杆 (19)二、支承铆钉 (19)三、分离轴承总成 (20)参考文献 (20)离合器目前的发展趋势。

汽车离合器的基本要求有以下几点：1．能可靠地传递发动机的最大扭矩；2．结合时平顺、柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击；3．分离时要彻底、迅速；4．离合器从动部分的转动惯量要小，以减轻汽车起步和换档时变速器齿轮轮齿间的冲击并方便换档；5．离合器的通风散热应良好；6．高速回转时要具有可靠的强度，应注意平衡问题和离心力的影响；7．应使汽车传动系避免共振，并具有吸收振动、冲击和减小噪音的能力；8．操纵轻便；9．离合器的工作性能应保持稳定；10．应有足够长的使用寿命。

第二部分离合器的结构方案分析、设计与计算汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉式和推式两种形式。

根据设计要求，综合考虑采用双片周布螺旋弹簧推式离合器双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加了一倍，因而传递转矩的能力较大，结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘的通风散热性差，容易引起摩擦片的过热，加快了磨损甚至烧坏（所以一般情况下都必须在中间压盘上开很多孔，如零件图中所示）；但是轴向尺寸较大。

结构复杂。

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，并均匀地布置在一个或多个同心的圆周上。

其结构特点是结构简单、制造容易。

为了保证摩擦片上的压力离合器简图均匀，压紧弹簧的数目要随着摩擦直径的增大而增多，而且应当是分离杠杆数的倍数。

汽车上所用的摩擦离合器，要求既要可靠传递发动机的转矩，又要靠它的滑磨使汽车平稳的起步，工作条件甚为恶劣。

因此，要合理的选择离合器的设计参数和基本的结构尺寸。

一、离合器基本参数的选取1、离合器的后备系数β后备系数β是离合器设计中的一个重要的参数，它反映了离合器传递发动机的最大转矩的可靠程度。

在选择β时，应考虑摩擦片在使用中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、防止传动系过载以及操作轻便等因素。

由汽车设计课程设计可得，载货汽车的β=1.7-2,25之间，由于后备系数随着汽车总质量的增大而增大，根据此次设计的题目汽车的整备质量为m a =14300kg ，所以综合考虑取β=1.8.2、摩擦片材料的选取和尺寸的确定摩擦片的摩擦面应有下列的一些综合性能：（1)、在工作时有相对较高的且稳定的摩擦系数；（2)、具有小的转动惯量，材料的加工性能良好；（3)、在短时间内能够吸收相对高的能量，具有好的热稳定性；（4)、能够承受较高的压盘作用载荷；（5)、承受较大的离心力在和而不破坏；（6)、有足够的剪切强度；（7)、摩擦副有高度的溶污能力，不易影响他们的摩擦特性；（8)、具有优良的性价比，不会污染环境。

所以综合考虑选用石棉基摩擦材料作为摩擦片，其中摩擦片的摩擦系数字0.25-0,4之间，选择摩擦系数μ=0.3.摩擦片的尺寸确定，有设计要任务书可知T emax =608N •m ，由于是双片离合器所以系数K=50，摩擦片的外径为 ==KT D e max 100100×50608=348.7mm 按照我国摩擦片尺寸系列标准，最后选定摩擦片的尺寸为D=350，d=195mm ，厚度去3.5毫米，单位面积为678mm 2。

验算单位压力p ：（1）取摩擦盘上摩擦力的等效半径R e==)(3)(222330i o i R R R R -- 其中R o 、R i 为摩擦片的外、内半径，μ为摩擦片材料的摩擦系数,Z为摩擦盘的工作面数，双盘取Z=4；βT emax =ZR e μpA ，式中A 为摩擦片单位面积，m 2.带入式中可以得出p=0.096MPa（2）取R e =)(21i o R R +时根据上式可得出p=0.0989MPa根据查表可知[]p =0.2-0.3MPa 。

计算所得出的单位压力p 在容许的范围之内，认为所选离合器的尺寸、参数合适。

二、离合器的结构设计和计算（一）从动盘的总成无论选择什么类型的从动盘，它都应该满足一下的要求。

（！）为了减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；（2）为了保证汽车的平稳起步，摩擦片上的压力分布要均匀，从动盘应具有轴向的弹性；（3）要有足够的抗暴裂强度;（4）为了避免传动系统的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中尽量的设计减震器。

1、从动盘的设计从动盘一般都比较的薄，通常是常用的1.3-2.0mm厚的钢板冲制而成。

为了使从动钢片有轴向的弹力，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。

根据设计要求选取从动钢片的厚度为2mm,表面硬度35～40HR.2、从动盘毂从动盘毂结构需要确定的主要参数有减震器弹簧的尺寸以及花键的相关尺寸。

减震器的弹簧装配窗半径收到摩擦片内经的限制，在结构允许的情况下，该尺寸尽可能的大一点。

从动盘的花键孔与变速器的第一轴的花键轴相配合。

在本次设计中采用尺侧定位的矩形花键，花键副之间为间隙配合，目的在于使得离合器在分离和结合过程之中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。

（1）、花键的尺寸确定花键毂轴向工作长度应满足一下两个方面的要求：一是为了保证从动盘在变速箱第一轴上滑动时不产生自锁，花键毂的轴向长度不宜过小，一般应与花键外径大小相同，对于工作条件恶劣的离合器，其盘毂的长度更大，可以达到花键外径的1.4倍。

二是由于花键的损坏形式是表面受挤压过大而破坏，所以必须进行挤压应力计算。

根据设计书中可查得，本次设计的从动盘毂的尺寸为：花键齿数n=10，花键外径D 、=45mm ，花键内径d 、=36mm ，齿厚b=5mm ，有效齿长l=60mm 。

挤压应力的计算公式σjy =nhl F F=z)d (2T emax 、、+D β h=2)(、、d D + 带入上式可以得出：σjy =5.07MPa<[σ]=13.1MPa所以花键的选取合适（2）、减震器弹簧的尺寸确定在设计离合器的减震器时，需要合理的选择减振器的扭转刚度、摩擦力矩、预紧力矩及刚度级数，以确保系统的性能。

Ⅰ、极限转矩T j极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩，它与发动机的最大转矩有关，一般可取T j =max )0.2~5.1(e T式中的系数对于商用车取1.5，乘用车取2.0.所以 T j =912~1216N ·m取 T j =912N ·mⅡ、扭转刚度k为了避免引起系统的共振，要合理的选择减振器的扭转刚度k ，是共振现象不发生在发动机的常用工作转速范围内。

k=15000Ⅲ、阻尼摩擦转矩T μ由于减振器扭转刚度k 受结构及发动机的最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效的消除，必须合理的选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T μ。

一般可按照下式选择T μ36.103~48.36)17.0~06.0(max ==e T N ·m 取T μ=100N ·m Ⅳ、预紧转矩T n减振器的弹簧在安装时都要有一定的预紧。

研究表明，T n 增加，共振频率将会向减小频率的方向转移，这是有利的，但是T n 不应大于T μ，否则在反向工作时，扭转减震将提前停止工作，故取max )15.0~05.0(e n T T = 取T n =60.8N ·mⅤ、减振弹簧位置半径R 0R 0的尺寸应该尽可能的大一些，2)75.0~60.0(0dR = 其中d 为摩擦片的直径 计算可取 0R =130mm Ⅵ、减振弹簧的个数Z j根据摩擦片的外径350mm 可以查表3-9，取Z j =8 Ⅶ、减振器弹簧的总压力F Σ当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震器弹簧传递转矩达到T j 时，减振器弹簧收到的压力F Σ位F Σoj R T =7015130.0912==N减震器弹簧的计算Ⅰ、单个减振器弹簧的工作负荷 N F F j 9.87687015Z ===∑ Ⅱ、减振弹簧尺寸①弹簧中径D c ，一般由结构布置来决定，通常mm D c 15~11=，取mm D c 14=②弹簧钢丝直径d d= 84.3550014.09.8768][833=⨯∏⨯⨯=Γ∏FDc 其中上式中的扭转需用应力[Γ]可取550~600MPa ：③减振弹簧的刚度K ，应根据已选定的减振器扭转刚度k 及其分布半径R o ，由下式算出，即m N Z R k K j o •=⨯⨯==111813.010*******100022④减震器弹簧的有限圈数i.4.711114884.3103.8834434=⨯⨯⨯⨯==K D Ed i c 式中：E 为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取MPa E 4103.8⨯= ⑤减振器弹簧总圈数n 。

)2~5.1(+=i n可取得n=9⑥减振器弹簧最小长度m in l 。

指减振器弹簧在最大的工作负荷下的工作总长度，考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要留出一定的间隙，可确定为38984.31.11.1)(min =⨯⨯==+=dn d n l δ⑦减振器弹簧的总变形量l ∆。

指减震器弹簧在最大工作负荷下所能产生的最大压缩变形，为mm K F l 9.71119.876===∆ ⑧减振器弹簧的自由高度mm l l l o 9.459.738min =+=∆+=⑨减振器弹簧的与变形量'l ∆，指减振器弹簧安装时的预压缩是时的预压缩变形，它和选取的预压紧力矩T n 有关：mm R KZ l j 53.013081118.60T 0n =⨯⨯==∆、 ⑩减振器弹簧的安装工作高度l 。

它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为 mm l l l 37.4553.09.45'0=-∆-=Ⅲ、从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角j ϕ减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动钢片相对从动盘毂的极限转角j ϕ与减振器弹簧的工作变形量)('''''l l l l ∆-∆=∆∆有关，其值为ο25.3130253.09.7arcsin 22arcsin 2''=⨯-=∆=o j R l ϕοο12~3≤ 所以所选择的减振器弹簧能够满足要求。