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學 號：
設 計 報 告
題 目
帕杰羅速跑3.0手動檔離合器設計
學 院
專 業(yè)
班 級
姓 名
指導教師
2018
年
1
月
11
日
目錄
1.離合器設計 1
1.1離合器的設計要求 1
1.2離合器設計流程 1
1.3離合器原始數據 2
2.從動盤整體設計 2
2.1摩擦片設計 2
2.2扭轉減震器設計 5
2.3從動盤轂 6
2.4從動片的結構形式 7
3.膜片彈簧選擇 8
3.1壓緊彈簧布置形式的選擇 8
3.2膜片彈簧參數選擇 8
3.3膜片彈簧的優(yōu)化設計 10
3.4膜片彈簧的載荷與變形的關系 11
3.5膜片彈簧得應力計算 13
3.6膜片彈簧材料及制造工藝 15
3.7壓盤的設計 16
4.操縱機構 16
5.從動軸得計算 19
5.1選材 19
5.2確定軸的得直徑 19
6.分離軸承得壽命計算 19
7.離合器蓋 20
8.離合器的散熱通風 20
課程設計總結 21
參考文獻 22
文獻檢索摘要 22
1.離合器設計
1.1離合器的設計要求
根據離合器的公用它應滿足下列主要要求：
1.2離合器設計流程
1.3離合器原始數據
汽車的驅動形式
汽車整車質量
發(fā)動機最大轉速
發(fā)動機最大扭矩
汽車總質量
離合器形式
傳動比
汽車最大時速
操作形式
4X2
1100kg
4500kg
225N.m
1465kg
機械、干式、單片、膜式彈簧
i0=5.83
ig1=5.57
225km/h
液壓式操作機構
2.從動盤整體設計
2.1摩擦片設計
摩擦片在性能上要滿足如下要求：
（1）
摩擦系數穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響小
（2）
具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好，磨合性好，密度小
（3）
有利于接合平順，長期停放離合器摩擦片不會出現粘著現象
（4）
摩擦片選用材料為鑄鐵非石棉材料，注重環(huán)保
采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離
合器靜摩擦力矩Tc應大于發(fā)動機最大扭矩Temax。
摩擦片的靜壓力：
Tc=β?Temax（N?m）
式中：β離合器后備系數（β>1）
由原始數據有，Temax=225N?m
后備系數β是離合器的重要參數，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程
度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：
（1）
摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩
（2）
防止離合器本身滑磨程度過大
（3）
要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車 β=1.2～1.75， 故選擇β=1.5
離合器后備系數的取值范圍
車型
后備系數 β
轎車和輕型貨車
1.20～1.75
中型和重型貨車
1.50～2.25
帶掛車的重型汽車和牽引汽車
2.00～2.75
越野汽車和工作惡劣的工程車輛
2.50～3.50
所以Tc=β?Temax=1.5*225=337.5N?m
摩擦片的外徑可有式：D=KDTemax求得。
KD為直徑系數，取值見表如下，取KD=14.6，得D=219mm。
直徑系數的取值范圍
車型
直徑系數KD
轎車
14.6
貨車
15.8～18.3(單片離合器)
13.5～14.9(雙片離合器)
重型貨車
22.4～23.6
摩擦片的尺寸已系列化和標準化,標準如下表(部分)：
在單位壓力不超過許用范圍條件下， d 可取大一些，能加大平均摩擦半徑，增大傳遞轉矩能力，也便于布置扭轉減振器。故取D=250mm，d=150mm。
摩擦片的摩擦因數f取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑
磨速度等因素?？捎杀聿榈茫?
取f=0.3
摩擦面數 Z 為離合器從動盤數的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此 Z=2。離合器間隙 Δt 是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙 Δt一般為3～4mm。取Δt=3mm。
滑動摩擦系數，表面許可溫度，許用單位壓力參考范圍
摩擦副材料
fu
表面許可工作溫度（ C°）
[P0]
鑄鐵對非石棉類摩擦材料
0.25～0.3
250
0.25～0.35
離合器的靜摩擦力矩為：Tc=fFZRc
聯立得：
p0=12β·TemaxπfzD3（1-C3）
代入數據得：p0=0.181MPa
2R0+50mm
（5）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力p0的最大范圍為0.10～1.50MPa，此處重新計算單位壓力,即
p0=12β·TemaxπfzD3（1-C3）
0.10MPa≤p0=0.181Mpa≤1.50MPa
滿足要求。
2.2扭轉減震器設計
減震器極轉矩Tj=1.6Temax=360N?m
摩擦轉矩Tu=0.18Temax=18N?m
預緊扭矩Tn=0.064Temax= 14.4N.m
極限轉角φj=3~12°
扭轉角剛度k?≤13Tj=13*360=4680 N.m/rad
減振彈簧的安裝位置
R0=0.60~0.75d/2,
結合
d>2R0+50mm
取系數為0.7，則R0=0.7*1552=54.25mm
減振彈簧個數的選取
根據摩擦片外徑查表知可取減振彈簧個數Z=6。
摩擦片的外徑D/mm
＜225～250
250～325
325～350
〉 350
Z
4～6
6～8
8～10
〉 10
減振彈簧尺寸
（1）選擇材料，計算許用應力
根據《機械原理與設計》(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲，設彈簧絲直徑d=4mm，σb=1620MPa,[τ]=0.5σb=810MPa。
（2）選擇旋繞比，計算曲度系數
由于直徑d在2.5~6mm范圍內，查表得可選旋繞比C=4~9，這里取C=4，則曲度系數K=(4C?1)/(4C?4)+0.615/C=1.40。
（3）極限轉角φj=2arcsinΔl2R0=3~12°，取φj=3.5°，則Δl=3.3mm。取總圈數n=8。
2.3從動盤轂
從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉矩Temax選?。?
一般取1.0～1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用碳鋼，并經調質處理，表面和心部硬度一般為26～32HRC。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及與從動片配合處，應進行高頻處理。取n=10，D,=35mm,d=32mm,t=4mm,l=35mm,σc=12.5MPa。
花鍵的齒側面壓力計算如下：
P=4TemaxD'+d'Z
動盤轂軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹
底。其中Z為從動盤轂的數目，取Z=1。D'、d'分別為花鍵的外徑和內徑。h為花鍵工作高度。
h=D'+d'/2
則擠壓應力為
σj=Pnhl=4.02MPa<11.1MPa，合格
2.4從動片的結構形式
在設計從動片時要盡量減輕其質量，并應使其質量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了使得離合器結合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。具有軸向彈性的從動片有以下3種結構型式：整體式彈性從動片、分開式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結構在小轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從動片。故選整體式從動片。
3.膜片彈簧選擇
3.1壓緊彈簧布置形式的選擇
離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點：
（1）膜片彈簧具有理想的非線性特性，彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內大致不變，甚至還有可能升高；分離離合器時的分離力，不像圓柱彈簧離合器那樣呈上升趨勢，而是降低，從而降低了離合器踏板操縱力。
（2）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能穩(wěn)定。
（3）由于膜片彈簧兼起壓緊和分離杠桿的雙重作用，使結構大為簡化，零件數減少，質量減小，離合器的軸向尺寸縮短。
（4）容易實現良好的通風散熱。
（5）壓力分布均勻，平衡性好。
但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。
3.2膜片彈簧參數選擇
（1）高厚比H/h的選擇
此值對膜片彈簧的負載特性與應力特性影響較大，分析壓緊力F1與變形λ1的關系可知，當H/h取不同值時，F1有不同的變化趨勢。
為保證離合器壓緊力變化不大和操作輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h推薦在1.5～2范圍內，常用的膜片彈簧板厚為2～4mm ，本設計H/h=1.8，h=3mm，H=5.4mm。
（2）R/r選擇
比值R/r影響膜片彈簧的剛度和應力。當R/r增大，可使彈簧的剛度減小，也使各角點的應力σ減小。分析表明，R/r越小，應力越高，彈性彈性曲線受直徑誤差的影響越大。離合器膜片彈簧的R/r，應考慮膜片彈簧的結構布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3的范圍內取值。本設計中取R/r=1.25，摩擦片的平均半徑RC=D+d4=101.25mm，r>RC取r=105mm，則R=131.25mm,取整數R=135mm。R/r=1.286符合要求。
（3）圓錐底角
汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角α一般在9～15°范圍內，本設計中α=arctanHR-r得α=10.2°在9～15°之間，合格。分離指數常取為 18，本設計所取分離指數為 18。
（4）切槽寬度
槽切寬度δ1、δ2及半徑re的選取。δ1=3.2~3.5mm，δ2=9~10mm，取δ1=3.5mm, δ2=10mm,又有：
r-re>δ2
故取re=95mm
(5)壓盤加載點半徑R1和支撐環(huán)加載點半徑r1的確定
R1應略小于R且盡量接近R，r1應略大于且盡量接近r。
1≤R-R1=6≤6
0≤r1-r=4≤6
故選擇R1=130mm，r1=110mm
3.3膜片彈簧的優(yōu)化設計
（1）為了滿足離合器使用性能的要求，彈簧的H/h與初始錐角α=arctan[H/（R?r）]≈H/（R?r）應在一定范圍內，即
1.6≤H/h≤2.2
9°≤α≈arctanHR-r=10.2°<15°
（2）彈簧各部分有關尺寸的比值應符合一定的范圍，即
1.20≤R/r≤1.35
70≤2R/h≤100
（3）為了使摩擦片上的壓緊力分布比較均勻，推式膜片彈簧的壓盤加載點半徑R1（或拉式膜片彈簧的壓盤加載點半徑r1）應位于摩擦片的平均半徑與外半徑之間，即
拉式：（D+d）/4≤r1≤D/2
（4）根據彈簧結構布置要求，R1與r，rf與r0之差應在一定范圍內選取。即
0≤rf?r0≤4
式中：rf—分離軸承作用半徑；
r0—膜片彈簧小端內徑。
（5）膜片彈簧的分離指起分離杠桿的作用，杠桿比應在一定范圍選取。即
拉式：3.5≤R1-rfR1-r1≤9.0
故取rf=42mm，r0=40mm。
3.4膜片彈簧的載荷與變形的關系
膜片彈簧實際上是碟形彈簧和分離指的集成，即錐頂部分的分離指起分離杠桿的作用，錐底的裙邊部分即為碟形彈簧，故其壓緊力彈性特性與相同碟簧尺寸的碟形彈簧的彈性特性完全相同。因此，碟形彈簧有關設計公式對膜片彈簧也適用。通過支承環(huán)和壓盤加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假象集中在支承點處，用F1表示，加載點間的相對變形（軸向）為λ1，則壓緊力F1與變形λ1之間的關系式為:
F1=πEhλ161-μ2lnR/rR1-r12H-λ1R-rR1-r1·H-λ12R-rR1-r1+h2
式中：E—彈性模量，對于鋼，E=2.1×105MPa；
μ—泊松比，對于鋼，μ=0.3；
H—膜片彈簧在自由狀態(tài)時，其碟簧部分的內錐高度；
h—彈簧鋼板厚度；
R—彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的大端半徑；
r—彈簧自由狀態(tài)時碟簧部分的小端半徑；
R1—壓盤加載點半徑；
r1—支承環(huán)加載點半徑。
膜片彈簧彈性所用到的系數
R
r
R1
r1
H
h
135
105
130
110
5.4
3
帶入數據得：
F1=fλ1=256λ13-2765.7λ12+8686.3λ1
對式求一次導數，可解出函數的凹凸點，求二次導數可求出拐點。
凹點：λ1=2.31mm時，F1=8462.86N
凸點：λ1=4.89mm時，F1=6276.44N
拐點：λ1=3.6mm時，F1=7380.2N
當離合器分離時，膜片彈簧加載點發(fā)生變化。設分離軸承對膜片彈簧指所加的載荷為F2，對應此載荷作用點的變形為λ2。由
F2=R1-r1r1-rf·F1=0.294F1
λ2=r1-rfR1-r1=3.4λ1
列出表：
膜片彈簧工作點得數據
λ1
2.31
4.89
3.6
λ2
7.854
16.626
12.24
F1
8462.86
6276.44
7380.2
F2
2488.08
1846.01
2170.65
膜片彈簧工作點位置的選擇。膜片彈簧載荷特性曲線如下圖所示。分析可知，曲線上的H點對應膜片彈簧的壓平位置，也稱拐點，而λ1H恰為曲線凸點M和凹點N的橫坐標的平均值。
B點即為離合器在結合狀態(tài)時膜片彈簧的工作點，B點的橫坐標λ1B一般按λ1B/λ1H=0.9～1.05取，以保證摩擦片在最大磨損限度Δλ內壓緊力變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點應盡可能靠近N點。為了保證摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞扭矩，并考慮摩擦因數的下降，摩擦片磨損后彈簧工作壓緊力F1A應大于或等于新摩擦片時的壓緊力F1B。
3.5膜片彈簧得應力計算
假定膜片彈簧在承載過程中，其子午斷面剛性地繞此斷面上的某中性點O轉動。由此可知，斷面在O點沿圓周方向的切向應變?yōu)榱?，因而O點的切向應力為零；O點以外的點一般均發(fā)生切向應變，故產生切向應力。若選取一坐標固連于子午斷面，使坐標原點位于中性點O。令X軸平行于子午斷面的上下邊，其方向如下圖所示。
則斷面上任意點的切向應力為：
σt=E1-μ2·xφ·α-φ/2-yφe+x
式中：φ—碟簧部分子午斷面的轉角（從自由狀態(tài)算起）；
α—碟簧部分子有狀態(tài)時的圓錐底角；
e—碟簧部分子午斷面內中性點的半徑，e=(R?r)/ln(R/r)。
膜片彈簧工作點位置
由上式可知，當膜片彈簧變形位置φ一定時，一定的切向應力σt在xOy坐標系上呈線性分布。
當σt=0時，有y=(α?φ/2)x，因(α?φ/2)很小，故(α?φ/2)x≈tan(α?φ/2)，上式可寫成y=tan(α?φ/2)x，此式表明對于一定的φ，零應力分布在過O點而與x軸成(α?φ/2)角的直線上。實際上，當x=?e時，無論σt為何值，均存在y=?(α?φ/2)e，即對于一定的φ，等應力線都交匯于K點，其坐標為x=?e，y=?(α?φ/2)e。顯然，OK為零應力直線，其內側為壓應力區(qū)，外側為拉應力區(qū)。等應力線離零應力線越遠，其應力值越大。由此可見，碟簧部分內上緣點B處切向壓應力最大。當K點的縱坐標(α?φ/2)e>h/2時，A點的切向拉應力最大；當(α?φ/2)e
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