离合器汽车课程设计说明书

汽车设计课程设计说明书

——马自达5汽车离合器设计

设计者： 田致玲

学 号： 0914040202

学 院： 机械工程学院

专 业： 车辆工程

指导老师：周 萍

日 期：

2012-6-25

目录

第一章 绪论...................................................... 5

1.1 前言 ....................................................... 5

1.2 课程设计目的 ............................................... 5

1.3 设计要求 ................................................... 5

1.4 设计步骤 ................................................... 6

第二章 离合器方案的确定.......................................... 7

2.1 车型分析 .................................................. 7

2.2 方案选择 .................................................. 7

第三章 离合器输出轴的设计......................................... 8

3.1 轴的直径设计 .............................................. 8

3.2 花键强度校核 .............................................. 9

第四章 离合器基本参数的确定....................................... 9

4.1 后备系数Β ................................................ 10

4.2 单位压力PO ................................................. 10

4.3 摩擦片的外径、内径和厚度 .................................. 11

4.4 摩擦因数、摩擦面数、离合器间隙 ............................. 12

第五章 离合器基本参数的优化....................................... 13

5.1 摩擦片外径D ............................................... 13

5.2 摩擦片的内、外径比C ........................................ 13

5.3 后备系数Β ................................................ 13

5.4 摩擦片内径D ................................................ 13

5.5 单位摩擦面积传递的转矩TCO ................................. 13

5.6 单位压力P0 ................................................ 14

5.7 离合器单位摩擦面积滑磨功Ω ................................ 14 第六章 膜片弹簧基本参数的选择..................................... 15

6.1 截锥高度H与板厚H比值 和板厚H的选择 ......................... 15

6.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和 比值................. 15

6.3膜片弹簧起始圆锥底角 的选择................................. 15

6.4 膜片弹簧工作点位置的选择 ................................... 15

6.5 分离指数目N的选取 .......................................... 16

6.6 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定............... 16

6.7 切槽宽度 、 及半径 的确定 .................................. 16

6.8 压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定 ................... 17

6.9 膜片弹簧基本参数约束条件的检验 ............................ 17

6.10 膜片弹簧材料及制造工艺 .................................... 17 第七章 扭转减振器主要参数的选择................................... 18

7.1 极限转矩TJ ................................................. 18

7.2 扭转角刚度 ................................................. 18

7.3阻尼摩擦转矩................................................ 19

7.4 预紧转矩 ................................................... 19

7.5 减振弹簧的位置半径RO ....................................... 19

7.6 减振弹簧个数 ............................................... 19

7.7 减振弹簧总压力 ............................................. 20

7.8 极限转角 ................................................... 20

7.9 限位销与从动盘缺口侧边的间隙 ............................... 20

7.10 限位销直径 ................................................ 20

7.11从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸............................. 20

7.12减振弹簧设计............................................... 21 第八章 离合器零件的结构选型及设计计算............................. 22

8.1 从动盘总成设计 ............................................. 22

8.1.1 从动盘总成的结构型式的选择 ........................... 22

8.1.2 从动片结构型式的选择 ................................. 22

8.1.3 从动盘毂的设计 ....................................... 22

8.2 离合器盖总成设计 ........................................... 23

8.2.1 离合器盖设计 ......................................... 23

8.2.2 压盘设计 ............................................. 23

8.3离合器分离装置设计.......................................... 24

8.3.1 分离轴承 ............................................. 24

8.3.2 分离套筒 ............................................. 24

谢辞........................................................... 25

参考资料....................................................... 26

第一章 绪论

1.1 前言

对于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、压紧机构和操作机构等四部分。

离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。

随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。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。

1.2 课程设计目的

汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课，课程设计则是学生在学习了《汽车构造》、《汽车制造技术》、《汽车设计》等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是：

①通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。

②学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌握一些汽车主要零部件的设计与计算方法。

③学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车设计能力 。

④通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一步培养学生的专业设计技能。

⑤鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计，CAD绘图，锻炼学生利用计算机进行设计和绘图的能力。

1.3 设计要求

通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并在指导老师的帮助下完成膜片弹簧离合器设计。

为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：

（1）在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备。

（2）接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击。

（3）分离时要迅速、彻底。

（4）离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。

（5）应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命。

（6）应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。

（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。

（8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。

（9）应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。

（10）结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。

本次设计要求如下：

（1）离合器装配图一张 视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。

（2）零件图（四号图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规范，基准选择恰当。

（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。

1.4 设计步骤

①熟悉离合器结构及相关理论知识。

②根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要参考型选择以及设计计算。

③绘制离合器总成装配图。

④绘制主要零件图。

⑤编写设计说明书。

⑥答辩。

第二章 离合器方案的确定

2.1 车型分析

2011款马自达5 是一款5门7座前置前驱汽车，该车采用LFX发动机，其具体参数见表2-1。

本车设计采用双片膜片弹簧离合器。

本车采用的摩擦式离合器，其结构简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。采用多盘式离合器是因为需要传递较大转矩，本车型传递转矩为180Nm相对较大。采用膜片弹簧离合器时因为膜片弹簧离合器有很多优点：

①膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变；相对圆柱螺旋弹簧，其压力大大下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。对于圆柱螺旋弹簧，其压力则大大增加。

②膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。

③高速旋转时，弹簧压紧力降低少，性能较稳定；而圆柱螺栓弹簧压紧力则明显下降。

④膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。

⑤易于实现良好的通风散热，使用寿命长。

⑥膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。

近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法的逐步完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。因此，膜片弹簧离合器不仅在乘用车上被大量采用，而且在各种形式的商用车上也被广泛采用。

与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有很多优点：取消了中间支承各零件，

并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小；拉式膜片弹簧是以中部与压盘相压，在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧，提高了压紧力与传递转矩的能力，且并不增大踏板力，在传递相同的转矩时，可采用尺寸较小的结构；在结合或分离状态下，离合器盖的变形量小，刚度大，分离效率更高；拉式的杠杆比大于推式的杠杆比，且中间支承少，减少了摩擦损失，传动效率较高，踏板操纵更轻便，拉式的踏板力比推式的一般可减少约25%-30%；无论在接合状态或分离状态，拉式结构的膜片弹簧大端与离合器盖支承始终保持接触，在支承环磨损后不会形成间隙而增大踏板自由行程，不会产生冲击和噪声；使用寿命长。

但是拉式膜片弹簧的分离指与分离轴承套筒总成嵌装在一起，要采用专门的分离轴承，结构复杂，安装和拆卸困难，造价也相对较高。本车型经济型乘用车，配置综合考虑成本和维修性能。

综上所述，本次课程设计采用双片推式膜片弹簧离合器。

离合器的基本结构

第三章 离合器输出轴的设计

3.1轴的直径设计

对于既传递转矩又承受弯矩的转轴，可用下式初步估算轴的直径

d （1—1） 对于本次设计车型马自达5，Pemax=106kw, 对应的转速n=6500rpm，轴的材料选用45钢，那么对应的许用扭切应力 Mpa. 取 为30--40 为40Mpa

。那

么计算出d 26.90.

表3-1 GB1144-2001

因此根据上表选用花键内径为28mm,外径为35mm，花键齿数n为10，齿厚为4mm，有效齿长为

35mm,挤压应力 应该小于10.4MPa。

3.2，花键强度的校核

花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算。

P挤压应力计算公式： 挤压= (Mpa) nhl

式中，P为花键的齿侧面压力(N)。它由下式确定：

花键的齿侧面压力：P 4Temax (D' d')Z

式中，d'，D'分别为花键的内外径(m)；

Z为从动盘毂的数目；

Temax为发动机最大转矩(N m)；n为花键

齿数；

h为花键齿工作高度 h 1(D d ) ； l为花键有效长度(m) 2

由3-1表格中所选取的数据知：D=35mm，d=28mm,n=10, l=35mm, b=4mm, 又 emax=180 N.mm，Z=2。

计算得：P=5771.43N， j=4.71MPa<10.4MPa，符合强度得要求。

从动盘通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28～32。

第四章 离合器基本参数的确定

摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩Tc为：

Tc=fFZRc （4-1） 式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算式一般取0.25-0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片离合器的Z=2，双片离合器的Z=4。

假设摩擦片上工作压力均匀，则有

22 F pA p (R2 r2) p (D d)

0004 4FFp0 (D2 d2) (R2 r2) （4—2） （4—3）

D 2R为摩擦片外0为摩擦面单位压力， A为一个摩擦面的面积； 式中，p

径；

摩擦片的平均摩擦半径Rc，根据压力均匀的假设，可表示为

33 T 2fZFR r

c3R2 r2

D3 d32R3 r3RC 3(D2 d2)3R2 r2

当d／D≥0．6时，R c可相当准确地由下式计算

D dR r（4—4） RC 42综上所述，可以得到

（4—5） TfZp0D3(1 c3)C12式中，c为摩擦片内外径之比，c=d／D，一般在0.53～0.70之间。

为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即

TC=βTemax （4-6）

式中，Temax为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1

4.1 后备系数β

后备系数β是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，考虑到摩擦片在使用中磨损后仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。

各类汽车离合器β的取值范围见表4-1。

β范围为1.20-1.75，取β=1.2。

4.2 单位压力P0

单位压力P0决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很

大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

当摩擦片采用不用的材料时，P0取值范围见表4-2。

000

4.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b

摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。

当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩Temax已知，适当选取后备系数β和单位压力P0，可估算出摩擦片的外径，即：

D= πfZP312βTemax0(1 c) （4-7）

摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大转矩Temax（N﹒m）按如下经验公式选用：

D=KD emax

（4-8）

式中，KD为直径系数，取值范围见表4-3。

本次设计的对象是马自达5汽车，属于乘用车，由于是双片式离合器，故Z=4，由车型分析可知改车型的发动机的最大扭矩：180Nm/4500rpm，即Temax=180Nm ,预选c=0.6 ，f=0.25 ，选取KD=14.6，根据式（4-8）可算出摩擦片外径D=195.87mm。

按Temax初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，应符合尺寸系列标准GB/T5764-2011《汽车用离合器面片》表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。

附表1 离合器设计参数表

故取摩擦片的尺寸为D=200mm，b=3.5mm,根据预选的内外径比c=0.6，可近似算得内径d=200*0.6=120mm，因此取d=120mm。

4.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙△t

摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表4-5

在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是双片推式膜片弹簧离合器，故Z=4。

离合器间隙△t是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完成接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。本次设计取△t=3mm。

第五章 离合器基本参数的优化

设计离合器要确定离合器的性能和参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。

5.1 摩擦片外径D（mm）

摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度vD不超过65-70m/s，即：

vD=60nemaxD×10 3≤65 70m/s 式（5-1）

式中，vD为摩擦片最大圆周速度（m/s）；nemax为发动机最高转速（r/min）。 取nemax=6500×1.02=6630r/min，由于最高功率对应的转速6500rpm已经很高，发动机很少会超过此转速，所以发动机的最高转速与最高功率转速的转换系数选择了较小值。前面已知D=200mm,代入式（4-1）中可算得vD=69.4m/s，由此可见，满足要求。

5.2 摩擦片的内、外径比c

摩擦片的内、外径比c应在0.53-0.70范围内，又

C=120/200=0.60

由此可见，满足要求。

5.3 后备系数β

为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围为1.2-4.0。

根据马自达5车型情况，已经选取后备系数β=1.20满足要求。

5.4 摩擦片内径d

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2R0约50mm，即：

d≥2R0+50mm

得：2R0≤70mm，所以满足要求。

π

5.5 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=πZ(Dc d)≤[Tc0] 式（5-2） 式中，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（N﹒m/mm2）；[Tc0]为其许用值（N﹒m/mm2），按下表4-1选取。

c0m/mm2。

根据前面的数据和式（4-6）可算得Tc=180*1.2=216N m，代入式（5-2），可以算得Tc0=0.269×10 2 N﹒m/mm2，因此满足要求。

5.6单位压力P0

为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力P0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围为0.10-1.50MPa。

前面选取的P0=0.12MPa满足要求。

5.7离合器单位摩擦面积滑磨功

为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值，即 4T

4W [ ] 22 Z(D d)

式中， 为单位面积滑磨功(J/mm2)；[ ]为其许用值(J/mm2)；对于乘用车：[ ] 0.40J/mm2，对于最大总质量小于6.0t的商用车：[ ] 0.33J/mm2，对于最大总质量大于6.0t的商用车：[ ] 0.25J/mm2；W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，可根据下式计算

W 2ne2marr2

1800i0ig(22)

式中，ma为汽车总质量(kg)；rr为轮胎滚动半径(m)；ig为汽车起步时所用

变速器挡位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速(r/min)；计算时乘用车取2000r/min，商用车取1500r/min。

由前面汽车参数选取ig1=3.666，主减速比io=4.366，由汽车参数表中数据

可计算得汽车总质量为ma=1516+7*65+7*10=2041kg驱动轮半径为

rr=205*55%+16*25.4/2=315.95mm。

算得，W=1.74×10（J）,ω=0.22(J/mm2) ，满足要求。 4

第六章 膜片弹簧基本参数的选择

6.1 截锥高度H与板厚h比值H和板厚h的选择 h

H

h为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的

一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm

故初选h=2.5mm, H=1.6则H=1.6h=4.0mm. h

R比值 r6.2自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和

当d 0.6时，摩擦片平均摩擦半径为 D

Rc D d=80.0mm 4

研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差影响大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为

1.20--1.35. 为使摩擦片上的压力分布比较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或者等于摩擦片的平均半径Rc.

因此取R为102mm. 取R/r为1.25， 那么r=81.6mm,

因此，R=102mm，r=81mm, R/r=1.26

6.3膜片弹簧起始圆锥底角 的选择

膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切，α=arctanH/(R-r) ≈H/(R-r)，一般在9°～15°范围内。

α=arctan4.0 /(102-81)= 10.78°，因此满足9°～15°的范围..

6.4 膜片弹簧工作点位置的选择

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λ1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：

E 1 lnF1 f 1 2 261 R1 r1 1R r 2 R r H H h （4-1） 1 R1 r1 2R1 r1

式中：F1——膜片弹簧在离合器压盘支承处的载荷（N）

1——膜片弹簧在压盘支承处的变形量，也即压盘的行程（mm）

E——弹性模量 对钢取E 2.1 105MPa

——材料的泊松比 对钢取 0.3

膜片弹簧的弹性特性曲线，如图所示。

该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新离

合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般 λ1B=(0.8～1.0)λlH，以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内压紧

力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小

踏板力，C点心尽量靠近N点。

6.5 分离指数目n的选取

分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，

小尺寸膜片弹簧可取12.