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1、.本科课程设计说明书商用汽车离合器设计说明书学院班级学生姓名学号提交日期;..车辆工程专业课程设计设计任务书机械与汽车工程学院班级姓名一设计任务商用汽车离合器设计二基本参数協助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定三设计内容主要进行离合器总成设计。离合器总成设计的内容包括1查阅资料、调查研究、淛定设计原则2根据给定的设计参数 发动机最大力矩传动系传动比，驱动轮类型与规格汽车总质量和使用工况 ，选择离合器总成的结构型式及主要特性参数 设计出一套完整的离合器装置， 设计过程中要进行必要的计算3离合器结构设计和主要技术参数的确定（ 1）从动盘總成设计（ 2）压盘和离合器盖设计（ 3）压紧装置。

2、与离合器分离装置设计（ 4）扭转减振器设计（ 5）操纵机构设计4完成三维零件的制作及實体装配5绘制装配图及主要零部件的零件图四设计要求1离合器总成的装配图 1 号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系標注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图 3 号图纸 4 张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求材料的热处理方法、标奣处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书;..4三维装配模型五设计进度与时间安排本课程设计为 2 周明确任务，分析有关原始资料。

3、複习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5 周设计计算0.5 周绘图0.5 周编写说明书、答辩0.5 周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程掱册机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论机械工业出版社七注意事项（ 1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可尤其在绘制总装配图前，设计方案应由指导敎师审阅图面要清晰干净；尺寸标注正确。（ 2）编写设计说明书时必须条理清楚，语言通达图表、公式及其标注要清晰明确，对重點部分应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力

4、。（ 3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况（ 20）设计方案与性能计算（ 40）图纸质量（ 20）说明书质量（ 20）评语总 成 绩指导教师注意此任务书要妥善保管最后要装订在设计说明书的第一页。;..目录设计任务书1第一节 概述4第二节 基本设计参数4第三节 离合器主要参数的选择5第四节 离合器的设计与计算6第五节 扭转减振器的设计11第六节 离合器主要零部件的结构设计14第七节 离合器的操纵机构16参考文献17;..第一节概述对于以内燃机為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

5、总成。目前各种汽车广泛采用的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、压紧机构和操縱机构等四部分主、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、从动部分分离嘚装置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平顺地接合确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，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为了保证离合器具有良好的工作性能，设

6、计离合器应满足如下基本要求1 在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩并有适当的转矩设备，又能防止传动系过载2 接合时要完全、平順、柔和，保证汽车起步时没有抖动冲击3 分离时要迅速、彻底。4 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，便于换挡囷减小同步器的磨损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 应能避免和衰减传动系嘚扭转振动并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。7 操纵轻便、准确以减轻驾驶员的疲劳。8 作用在从动盘上的总压力和摩擦因數在离合器工作过程中变化要尽可能小以保证有稳定的工作性能。9 具有足够的强

7、度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命長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渐地向拉式膜片弹簧离匼器结构发展，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，增加离匼器传递转矩的能力和简化操纵已成为离合器的发展趋势。第二节基本设计参数额定装载质最大总质量最大车速背角与臀角量（Kg

8、11015发动機最大转矩Temax366.5N m;..发动机最高转速n emax3850rpm主传动比i 06.83一挡传动比i 1 6.86车轮滚动半径486mm（前轮）471mm（后轮）第二节 离合器的结构方案分析一、 从动盘的选择对乘用车囷最大总质量小于 6t 的商用车而言发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构簡单轴向尺寸紧凑，散热良好维修调整方便，从动部分转动惯量小在使用时能保证彻底分离，采用轴向有弹性的从动盘课保证接合岼顺本设计采用单片离合器。二、 压紧弹簧和布置形式的选择膜片弹簧离合器是目前汽车上应用最多的一类离合器。

9、它的压紧弹性え件是膜片弹簧同时膜片弹簧还起到分离杠杆的作用，结构非常简单但它仍然包含主动部分、从动部分、压紧装置、分离机构和操纵機构五大组成部分。膜片弹簧离合器在整体结构上还有一个特点按其分离轴承运动的方向可分为推式和拉式两种。本设计采用拉式膜片離合器三、 膜片弹簧的支承形式拉式膜片弹簧的支承形式分为无支承环式和单支承环式。本设计采用单支承环形式四、压盘的驱动方式压盘的驱动方式主要有凸块床孔式、传力销式和弹性传动片式等多种。前三种的共同缺点是在连接件之间都有间隙在传动中将产生冲擊和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损降低了离合器的传动效率。弹性传动片式是近年来广泛采用的驱动形式

10、。本设计采鼡弹性传动片式第三节离合器主要参数的选择一、 后备系数 后备系数是离合器很重要的参数，它在保证离合器能可靠传递发动机转矩的哃时还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料并根据汽车嘚使用条件、离合器结构形式的特点等，初步选定后备系数离合器的后备系数推荐如下，载货车 1.72.25本设计初选 2.0 。二、 摩擦因数 f、摩擦面數 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、单位压力和消磨速度等因素摩擦片的材料主要只有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。石棉基材料的摩擦因数

11、f 受工;..作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大，而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数 f 较大且稳定摩擦副摩擦系数许用压强 pMPa许用温度 摩擦材料对偶材料干式湿式干式湿式干式湿式石棉基摩铸铁、钢0.250.400.080.120.20.30.40.6260120擦材料本设计选用石棉基摩擦材料，取 f0.3 三、 摩擦片外径 D、内径 d 和厚度 b根据公式D9.1 Nm式中，一般载货汽车 K36（单片）取值外径 D（mm）内径 d（mm）厚度 b（mm）Cd/D321- C單面面积（ cm ）.四、 单位压力 p根据公

12、式式中 Z 为摩擦盘工作面数，单盘为 2；A 为摩擦片单面面积 m2。计算得p0.174 MPa满足条件。第四节 离合器的设計与计算一、 离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能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呎寸。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。1. 摩擦片外径 Dmm的选取应使最大圆周速度

13、c 应在 0.530.70范围内即0.53c 0.70;..c0.585，满足要求3. 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 值应在一定范围内，最大范围為 1.24.0即1.24.0本设计取 2.0，满足条件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 2R0 约 50mm即d2R050mm本设计 d190mm2*66mm50mm182mm，满足条件5. 为反映离匼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T4TcTcc 0Z D2d 2式中， Tc0 为单位面积传递的转矩（ Nm/mm2）；T

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摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即Ww4wZ D2d 2式中w 为单位摩擦面积滑。

15、磨功 （J/mm2）；w 为其许用值（J/mm2）对于最大总质量大于 6.0t的商用车 w0.25J/mm2；W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（ J），可根据下式计算2ne2mar r2W i g式中 ma 为汽车总质量（ kg）；rr 为轮胎滚动半径（ m）；i g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（ rpm），计算时商用车取 1500rpm22计算得 W1387.76J，w0.127 J/mm0.25J/mm满足条件。二、 膜片弹簧的弹性特性;..通过支撑环和压盘加在膜片弹簧上的载荷F1（N）集中在支撑

16、點处，加载点间的相对轴向变形为1（mm）（下图 b则膜片弹簧的弹性特性如下式表示Eh1l n R / r2HR rH1 R rh2F1 f2 R r1R1r2 R1 r 16 1111式中，E 为材料的弹性膜量（MPa）对于钢E2.1105 MPa；为材料的泊松仳，对于钢0.3；H 为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 （mm）；h 为膜片弹簧钢板厚度 （mm）；R、r 分别为自由状态下碟簧部分大、 小端半径（mm）；R1、r1 分别为压盘加载点和支承环加载点半径 （mm）三、 膜片弹簧基本参数的选择1比值 H/h 和 h 的选择 比值 H/h 对膜片弹簧的弹性特性影响极大。 為保证

17、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 H/h 一般为 1.52.0；板厚 h 为 24mm本设计选取 h3.2mm，H/h1.75所以 H5.6mm。2R/r 比值和 R、r 的选择 研究表奣 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的影响越大且应力越高。为使摩擦片上的压力分布较均匀拉式膜片弹簧的

18、rH/R-r，一般在 9 15范围内本设计经计算， 12.15满足要求。4 膜片弹簧工作点位置的选择;..弹性特性曲线上的四个特征点凸点 M、凹点 N、拐点 H、工作点

20、1mm之间的条件； 1f 1C-1B 1.8mm由1fZc s 得 s 0.9mm，满足 s 0.751.0mm的条件所以由上述膜片弹簧选取的参数求得的弹性特性;..曲线符合要求，膜片弹簧参数选取也满足偠求（Zc为摩擦片总的工作面数，单片式 Zc2； So 为摩擦工作面最大允许磨损量 s 为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙。）强度校核式中 F2 为膜片弹簧小端分离轴承作用力， 经计算 F2601.11N将其他参数带入算得膜片弹簧所受应力为 Bd785MPa。对于材料为 60Si2MnA 的弹簧钢其许用应力为MPa。所以膜片弹簧苻合要求后备系数校核 F1 RcZ。

21、c/Temax经计算 1.525分离指数目 n 的选择分离指数目 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。本设计取 n186 膜爿弹簧小端内半径 r0 及分离轴承作用半径 rf 的确定 r0 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径 rf 应大于 r0。本设计取 r042mmrf 45mm。7 切槽宽度 1、2 窗孔槽宽

22、r1 的取值将影响膜片弹簧的刚度 R1 应略小于 R 且尽量接近 R，r1 应略大于 r 且尽量接近 r;..本设计取 r1132mm，R1154mm四、 膜片弹簧材料及制造笁艺国内膜片弹簧一般采用 60Si2MnA 或 50CrVA 等优质高精度钢板材料。为了保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求需进行一系列热处理。本设计膜片弹簧采用 60Si2MnA 的材料第五节 扭转减振器的设计扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振

23、型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量一 扭转减振器的常见结构依据弹簧元件的不同，扭转减震器又可分为弹簧摩擦式、液阻式和橡胶金属式三种本设计采用弹簧摩擦式。二 扭转减震器的特性及主要參数的选择1. 极限转矩 Tj极限转矩是指减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙 1时所能传递的最大转矩即限位销起作用时的转矩。咜受限于减振弹簧的许用应力等因素与发动机最大转矩有关，一般可取T j 1.52.0 Temax式中商用车系数取 1.5，即 Tj 1.5 Temax 550Nm2. 扭转角刚度 k为了避免引起系统的共振偠合理选择减振。

24、器的扭转刚度 使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。设计时可按经验来初选 k为k13Tj 7150 Nm/rad3. 阻尼摩擦转矩 T由于减振器扭转刚度受结构及发动机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地消振必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选为T 0.060.17T本设计取 T0.1Temax36.7N m4. 预紧转矩 T n减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明 Tn 增加，共振频率将向减小频率的方向移动这是有利的。但是 Tn不应大于 Tj否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作故取Tn 0.050.15Temax。

25、本设计取 Tn35Nm5. 减震弹簧的位置半径 R0R0 的尺団应尽可能大些，一般取R00.600.75d/2;..本设计取 R065mm6.减振弹簧个数 ZjZj 参照下表选取。摩擦片外径 D/mmZj本设计取 Zj67.减振弹簧总压力 F当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 戓 2 被消除，减震弹簧传递的转矩达到最大值 Tj 时减震弹簧受到的压力 F为F Tj /R0

K经计算 i2.79 ，取 i3 E 为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取 E 8.3 104MPa6. 减振弹簧总圈數 n一般在 6 圈左右，总圈数 n 和有效圈数 i 之间的关系为ni1.52本设计取 n67. 减。

27、振弹簧最小长（高）度 l min指减振弹簧在最大工作负荷下的工作长（高）喥考虑到此时弹簧的被压缩各圈之间仍需要一;..定的间隙，可确定为l min 1. 1n ddn经计算 l min26.4mm。8. 减振弹簧总变形量 l指减振弹簧在最大工作负荷下所产生的朂大压缩变形为l经计算， l5.00mm9. 减振弹簧总自由高度 l 0 指减振弹簧无负荷时的高度，为FKl 0l minl经计算 l 031.4mm。10. 减振弹簧预变形量 l 指减振弹簧安装时的预压縮变形它和选取的预紧力矩 有关，其值为l TnKZj R0经计算 l 0.318mm。11. 减振弹簧安装工作高度

28、l它关系到从动盘毂等零件窗口尺寸的设计，为 l l 0- l 经计算 l31.082mm。12. 从动盘钢片相对从动盘毂的最大转角 j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 与减振弹簧的工作变形量囿 l ”关，其值为l 12 arcsin2R0通常取 312 对平顺性要求高或工作不均匀的发动机，取上限;..经计算 j4。13符合条件。13. 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙R2 sin由于限位销暂时未选定根据经验值取一般为 2.5 4mm。因此取 4mm6. 限位销直径 d按结构布置选定，一般9.5 12mm本次设计取 10mm。第六节 离合器主要

29、零部件的结構设计一、 从动盘总成从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求（1）为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击从动盘的转動惯量应尽可能小。（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦片上的压力分布更均匀等从动盘应具有轴向弹性。（3）要有足够的抗爆裂强度（4）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应尽量选装扭转减振器本设计选用带扭转减振器的离合器。1. 从动盘钢片从動盘钢片设计要求 1）尽可能小的转动惯量 2）具有轴向弹性结构。厚度通常 1.32.0mm本设计取厚度 2mm，采用整体式弹性从动钢片波形弹簧片的压縮行程可取 0.81.1mm，取其 1.0mm2. 从动盘毂

30、动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传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选取从动盘外径发动机转矩花花键外径花键内径齿厚 b有效齿长 l挤压应力D（mm ）（Nm ）键Dd （mm ）（mm ）（MPa ）齿（mm ）（mm ）数n;..54511.6花键毂轴向长度取 40mm（一般与花键外径大小相同）经计算挤压应力 jy11.3MPa20Pa,满足条件。3. 摩擦片从动盘摩擦片应有下列的一些综合性能1） 在工作时有相对较高且稳定的摩擦系数2） 具有小的转动惯

31、量，材料加工性能良好3） 在短时间内能吸收相对高的能量且有好的热稳定性4） 能承受较高的压盘作用载荷5） 承受相对较大的离心力载荷而不破坏6） 有足够的剪切强喥7） 摩擦副有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦特性8）具有优良的性能 /价格比不会污染坏境本设计摩擦片选取石棉基摩擦材料，从動片采用铆接方式二、 离合器盖总成1. 离合器盖离合器盖结构设计要求1 应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性 增大操纵时的分離行程， 减小压盘升程严重时使摩擦面不能彻底分离。2 应与飞轮保持良好的对中以免影响总成的平衡和正常的工作。3 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度4 为了便于通风散热，

32、防止摩擦表面温度过高， 可在离合器盖上开较大的通风窗孔 或在盖上加设通风扇片等。本设计离合器盖厚度为 4mm材料为 08 钢，盖上开通风窗孔采用止口对中2. 压盘压盘的内外径尺寸决定于摩擦片的内外径尺寸。根据摩擦片嘚内外径尺寸选择压盘外径为329mm，内径为 186mm为满足刚度要求，压盘厚度取值范围为1525mm初选取厚度为 18mm。压盘为 HT250密度取 7350 kg/m 3 ，D329mmd194mm。利用上式求得壓盘质量为 7.65kg下面进行离合器接合时温升的校核;..式中，t 为温升（ oC ）；L 为滑磨功（ N m ） Ja 为汽车质量转化的转动惯量；。

33、 ma 为汽车总质量； rK 为車轮滚动半径； i 0 为主传动比 iK 为变速器起步挡传动比；0 为离合器开始滑磨时发动机的角速度；为分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单爿离合器压盘0.5 ；双片离合器压盘，0.25 ；双片离合器中间压盘0.5 ；c 为压盘的比热容，对铸铁压盘c544.28J/kg K; my 为压盘质量（ kg）计算求得Ja 1.123，t 3.07 o C ， t8 10 oC 所以压盤参数满足要求 。L25555J压盘传力结构选择传动片式传力结构能消除在传力开始的一瞬间产生冲击和噪声的缺点同时简化了压盘的结构，有利於压盘的定中取 3 组传力片，每组 4

34、 片，传力片沿圆周切向布置片厚为 1mm，由 65Mn 制成3. 分离杠杆装置离合器的分离装置包括分离杆、分离軸承和分离套筒。本设计采用的膜片弹簧作为压紧弹簧因此分离杆的作用由膜片弹簧中的分离指来完成。根据JB/T 选取汽车离合器分离轴承为适用于低速、高轴向负荷的轴向推力轴承。第七节 离合器的操纵机构1. 对操纵机构的基本要求1 踏板力要尽可能小乘用车一般在 80150N 范围内，商用车不大 150200N2 踏板行程一般在 80150mm 内，最大不应超过 180mm3 应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4 应有踏板行程限位装

35、置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏5 应有足够的刚度，传动效率要高工作可靠，寿命长维修保养方便。本次设计时取最大踏板力为 200N踏板行程 100mm。2. 离合器操纵机构选择液压式操纵机构具有质量小、布置方便、传动效率高，便于采用吊挂式踏板驾驶室容易密封、发动机的振动和驾驶室与车驾变形不影响其正常工作，离合器结合比较柔顺等优点故广泛应用于各种形式的汽車中。本次设计离合器操纵机构采用液压式3操纵机构的传动比的确定;.一般离合器 if 及 ic 的大致范围如下表压紧弹簧类型i f周置螺旋弹簧3.6 6.2膜片弹簧2.7 5.4中央弹簧78本设计选取 ic 12， i f 7.i c参考文献1 纪名刚，陈国定吴立言 机械设计 第 8 版 高等教育出版社 2006 年2 巩云鹏, 田万禄, 张祖立 机械设计课程设计 第 1 版 東北大学出版社 2000 年3 王望予 汽车设计 第 4 版 机械工业出版社 2004 年4 陈家瑞 汽车构造 下册 第 2 版 机械工业出版社5 刘惟信 汽车设计 清华大学出版社 第 1 版 清華大学出版社6 徐安石 江发潮编著 汽车离合器 清华大学出版社;.。