吉普切諾基汽車膜片彈簧離合器的設計與分析【優(yōu)秀畢業(yè)課程設計】

第一章 離合器概述 聯(lián)軸器、離合器和制動器是機械傳動系統(tǒng)中重要的組成部分，共同被稱為機械傳動中的三大器。它們涉及到了機械行業(yè)的各個領域。廣泛用于礦山、冶金、航空、兵器、水電、化工、輕紡和交通運輸各部門。 離合器是一種可以通過各種操作方式，在機器運行過程中，根據(jù)工作的需要使兩軸分離或結合的裝置。 對于以內燃機為動力的汽車，離合器在機械傳動系中是作為一個獨立的總成而存在的，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連的總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦離合器是一種依靠主從動 部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。它主要包括主動部分、從動部分、壓緊機構、和操縱機構等四部分。 離合器作為一個獨立的部件而存在。它實際上是一種依靠其主、從動件之間的摩擦來傳遞動力且能分離的機構， 見圖 1圖 11 飛輪； 2 從動盤； 3 離合器踏板； 4 壓緊彈簧； 5 變速器第一軸； 6 從動盤轂 起步前汽車處于靜止狀態(tài)，如果發(fā)動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突然前沖，不但會 造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性力，使發(fā)動機轉速急劇下降而熄火。如果在起步時利用離合器暫時將發(fā)動機和變速箱分離，然后離合器逐漸接合，由于離合器的主動部分與從動部分之間存在著滑 動 磨 擦 的現(xiàn)象，可以使離合器傳出的扭矩由零逐漸增大，而汽車的驅動力也逐漸增大，從而讓汽車平穩(wěn)地起步。 汽車行駛過程中，經常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發(fā)動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳 動 力齒輪會因 載荷 沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。利用離合器使發(fā)動機和變速箱暫時分離后進行換檔，則原來嚙合的一對齒輪因載荷卸除，嚙合面間的壓力大大減小，就容易分開。而待嚙合的另一對齒輪，由于主動齒輪與發(fā)動機分開后轉動慣量很小，采用合適的換檔動作就能使待嚙合的齒輪圓周速度相等或接近相等，從而避免或減輕齒輪間的沖擊。 載 ： 汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發(fā)動機相連的傳動系由于旋轉的慣性，仍保持原有轉速，這往往會在傳動系統(tǒng)中產生遠大于發(fā)動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。 膜片彈簧離合器的優(yōu)點： （ 1）、彈簧壓緊力均勻，受離心力影響小 （ 2）、即使摩擦片磨損，壓緊負荷也不減小 （ 3）、離合器結構簡單，軸向尺寸小，動平衡性能好 由于離合器上述三方面的功用，使離合 器在汽車結構上有著舉足輕重的地位。然而早期的離合器結構尺寸大，從動部分轉動慣量大，引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方 便，平衡性能也欠佳。因此為了克服上述困難，可以選擇膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩(wěn)定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。 第二章 膜片彈簧離合器結構分析與計算 圖 2片彈簧離合器 (剖視圖 1) 圖 2片彈簧離合器 (剖視圖 2) 圖 2（ a） 自由狀態(tài)； （ b）壓緊狀態(tài)； （ c）分離狀態(tài) (a) 一般壓式操縱 (b)拉式操縱 圖 2設計變量： 后備系數(shù)取決于離合器工作壓力 F 和離合器的主要尺寸參數(shù) D 和 d。單位壓力 P 也取決于離合器工作壓力 F 和離合器的主要尺寸參數(shù) D 和 d。因此，離合器基本參數(shù)的優(yōu)化設計變量選為： D 321 目標函數(shù)： 離合器基本參數(shù)優(yōu)化設計追求的目標，是在保證離合器性能要求的條件下使其結構尺寸盡可能小，即目標函數(shù)為： )(4m )( 22 約束條件 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 10）知： 70651060 3m a x 式中， 摩擦片最大圓周速度（ m/s） ; 發(fā)動機最高轉速（ r/以： 70/68102255800601060 33m a x ， 故符合條件。 徑之比 c c= 滿足 c 的條件范圍。 對于 選后備系數(shù) 對于摩擦片內徑 d=150而減振器彈簧位置半徑 (d/2，故?。?( ?。?8以： 150 2× 48 540符合 d>20優(yōu)化條件 )( 4 022 c 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 7）知， =195=· m) 故 : )150225( (N· m / 2 根據(jù)根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（ 2 5）知， 當摩擦片外徑 D>210=· m / 2· m / 2 故符合要求 P 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力 0P 的最大范圍為 由于已確定單位壓力 0P 規(guī)定范圍內，故滿足要求 第三章 膜片彈簧的設計 為了保證離合器壓緊力變 化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的 厚 4初 : h=值和 R、 由于摩擦片平均半徑 : )( 502 254 ， 對于推式膜片彈簧的 滿足關系 R 故取 R=105結 合實際情況取 R/r= r= 滿足 9° 15°的范圍。 取 : n=18。 r 及分離軸承作用半徑 確定 0r 由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。 由機械設計 d=式，可求得 d=取 0r 25取分離軸承 30、 2及半徑 取 : 1 2=10足 = 2,則 =取 : 721和支承環(huán)加載點半徑 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）知， 滿足下列條件： 711 610 故選擇 103 84片彈簧的彈性特性曲線 假設膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉動。 設通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷 )集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為 x1(則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 222 )112 1)(111()11( )/l n()1(6 1)1(1 式中： E彈性模量，鋼材料取 E=510 b泊松比，鋼材料取 b= R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑， r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑， 壓盤加載點半徑， 支承環(huán)加載點半徑， H自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度， h膜片彈簧鋼板厚度 ， 利用 1 序和圖形如下： 程序如下： :;%膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形 E=05;%彈性模量（ b=泊松比 R=105;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 (r=自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 (H=自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度（ h=膜片彈簧鋼板厚度（ 03;%壓盤加載點半徑（ 4;%支承環(huán)加載點半徑（ *h*6*(1)*)/(2).*().*(H-()*(+h2); 以下用于繪圖 1,; 0,7,0,8000);%設置坐標 on on 變形 x1/ 工作壓力 ) 性曲線 ) 圖形如下： 圖 3 性曲 線 確定膜片彈簧的工作點位置 : 可以利用 件尋找 ,體程序如下 : :;%膜片彈簧在壓盤接觸點處的軸向變形 E=05;%彈性模量（ b=泊松比 R=105;%自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 (r=自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 (H=自由狀態(tài)下碟簧部分內截錐高度（ h=膜片彈簧鋼板厚度（ 03;%壓盤加載點半徑（ 4;%支承環(huán)加載點半徑 （ *h*6*(1)*)/(2).*().*(H-()*(+h2); 以下用于繪圖 1,; 0,7,0,8000);%設置坐標 on on 變形 x1/ 工作壓力 ) 性曲線 ) x,y=) x =y =03 x,y=) x =y =03 則可知： 5 1 5 0 0 3 114 . 9 7 6 7 , 4 . 5 1 9 5 0 0 3m P e N 上述曲線的拐點 H 對應著膜片彈簧的壓平位置，而且 2/)( 111 則： 2 . 6 6 9 4 4 . 9 7 6 7 3 . 8 2 3 02 新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作點 和拐點 靠近或在 般 1 ) 則?。?110 . 9 0 . 9 3 . 8 2 3 . 4 4BH 則此時校核后備系數(shù) ： m a 5 2 0 . 2 5 9 3 . 7 5 2 1 . 2 6195000 滿足要求 離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量 為： 11 （ 即為壓盤的行程 )f 故： 11 4 . 9 7 6 7 2 . 6 6 9 4 2 . 3 0 7 3m m 壓盤剛開始分離時，壓盤的行程： 11 3 . 8 2 3 0 2 . 6 6 9 4 1 . 1 5 3 6m m 度校核 膜片彈簧大端的最大變形量 1 4 6 7N ， 由公式： 11111111122222211得： 1626B M P a 第四章 扭轉減振器的設計 轉減振器主要參數(shù)： j 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 31）知， 極限轉矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可?。?數(shù)取 則： .0×195 390（ N· m） k 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 35）可知， 由經驗公式初選 k 13 k 13 13× 390 5070（ N· m/ 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 36）可知 , 可按公式初選 0.1 195=N· m) n 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 37）知， · m 而： （ · m 則初 選 18 N· m 0 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）式（ 2 38）知， 般取： d/2 則?。?=150/2=可取為 48j 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表（ 2 6）知， 當摩擦片外徑 D 250： 6 故取： 當減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值 振彈簧受到的壓力 F 為 F 0 195/(48× 310 ) 振彈簧的計算： 圖 4總成的減振機構 減振彈簧的作用在于減小振動的振幅，阻尼的作用在于讓振動迅速停止。 兩者組合形成一階阻尼系統(tǒng)，具有良好的減振效果在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置 上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。 1 根據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 般取 d/2 式中， 故： =150/2=48(即為減振器基本參數(shù)中的 P= F /Z=4063/6 677 (N) 1）彈簧中徑 據(jù)根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知，其一般由布置結構來決定，通常 1 15?。?2）彈簧鋼絲直徑 d d=3 8 轉許用應力 可取 550 600取為 550以： d=3 63105 5010126 778 =）減振彈簧剛度 k 根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）式 根據(jù)已選定的減振器扭 轉剛度值 k 及其布置尺寸 ： k= )/(1000 則： K= )/(3 6 048(1 0 0 0 5 0 7 0 23 4）減振彈簧有效圈數(shù) i 根據(jù)汽車離合器（徐石安，江發(fā)潮編著，清華大學出版社出版）知， 333 43643 4 012(8 )）減振彈簧總圈數(shù) n 其一般在 6圈左右，與有效圈數(shù) i 之間的關系為： n=i +(2)=6 減振彈簧最小高度： m =簧總變形量： 677/ 1 . 8 4367l P K 振彈簧總變形量0l ：0l= 振彈簧預變形量： 1 n=318 0 . 1 73 6 7 6 4 8 1 0 減振彈簧安裝工作高 度 l ： 0 =）從動片相對從動盤轂的最大轉角 最大轉角 和減振彈簧的工作變形量 )( 有關，其值為： )2/a rc s 2 1" = 7）限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙 1 式中， 2R 為限位銷的安裝尺寸。 1 值一般為： 4 所以可取 1 為 32R 為 888）限位銷直徑 d d 按結構布置選定：一般 d 12取 d 為 10第五章 從動盤總成的設計 表 5零件與材料 圖 5總成的典型結構 動盤轂 : 根據(jù)汽車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版），從動盤轂軸向長度不宜過小，以免再花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取 取從動盤轂軸向長度取為 24=動盤轂的材料選取 45 鍛鋼，并經調質處理，表面和 心部硬度一般 26 32據(jù)摩擦片的外徑 車設計（王望予編著，機械工業(yè)出版社出版）表 2 7查出從動盤轂花鍵的尺寸。 由于 D=225查表可得 : 花鍵尺寸：齒數(shù) n=10， 外徑 D =32 內徑 d 26齒厚 t=4有效齒長 l=30 積壓應力c=動片 從動片要求質量輕，具有軸向彈性， 硬度和平面度要求高。 材料選用中碳鋼板（ 50號），厚度為取為 2面硬度為 35 40形片和減振彈簧 波形片一般采用 65度取為 度為 40 46經過表面發(fā)藍處理。減振彈簧用 60 第六章 壓盤設計 合器蓋 應具有足夠的剛度，板厚取 4用車離合器蓋一般用 08、 10 鋼等低碳鋼板。 圖 6 盤 由于傳統(tǒng)的凸臺式連接 方式、鍵式連接方式、銷式連接方式存在傳力處之間有間隙的缺點，故選擇已被廣泛采用的傳動片傳動方式。 另選用膜片彈簧作為壓力彈簧時，則在壓盤上鑄有一圈凸起以供支承膜片彈簧或彈性壓桿之間。 傳動片采用 3 組，每組 3 片的形式，具體尺寸為，寬 b=25 b=17孔間距為 l=202直徑為 d=10動片彈性模量 E=2 510 M 圖 6 鉚接無彈性，易磨損，造成支承環(huán)松動 動片 由于各傳動片沿圓 周均勻分布，它們的變形不會影響到壓盤的對中性和離合器的平衡性。 傳動片可選為 3 組，每組 3 片，每片厚度為 1般由彈簧鋼帶 65 離軸承 由于800r/心力造成的徑向力很大，因此采用角接觸式徑向推力球軸承。 第七章 總結與展望 在這次的畢業(yè)設計里：由于本人是第一次接觸汽車膜片彈簧離合器，所以花了很多時間去 收集相關資料與數(shù)據(jù)和完成基礎知識研 究及總體結構分析。幸好有馮偉明老師和金士良老師的 細致認真的指 導和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！ 本設計以 “機械設計、汽車設計、二維制圖模型 ”為主線，主要采用 軟件設計一個載重 2 噸的輕型汽車膜片彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設計 對膜片彈簧離合器 只作了簡單的設計和分析 。 由于我的水平有限，設計中難免存在缺點和錯誤，殷切歡迎廣大讀者進行批評和指正。 望 : 汽車是重要的交通運輸工具，是科學技術發(fā)展水平的標志，隨著現(xiàn)代生活的節(jié)奏越來越快，人們對交通工具的要求也越來越高。汽車作為最普通的交通工具，在日常的生活和工作中 起了重要的作用。因此，汽車工業(yè)的規(guī)模及產品的質量就成為衡量一個國家技術的重要標志之一。 膜片彈簧離合器是近年來在轎車和輕型汽車上廣泛采用的一種離合器，它的轉矩容量大而且較穩(wěn)定，操作輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。隨著汽車發(fā)動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā) 動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。 通過這次課程設計，我很清楚地意識到理論與實際的差距。就算理論知識學得再好，要在實際中得以運用也不是那么輕松的事。我們必須用更多的實際運用來鞏固自己的理論知識，在學習的過程中刻意地與實際運用相結合，只有做到這些，我們才能真正地掌握知識。 參 考 文 獻 江發(fā)潮 .汽車離合器 /汽車設計叢書 ,清華大學出版社 ,汽車設計，機械工業(yè)出版社， 汽車構造，人民交通出版 社， 新型聯(lián)軸器、離合器選型設計與制造工藝實用手冊，北京工業(yè)大學出版社， 朱詩順 .機械課程設計簡明手冊，機械工業(yè)出版社， 林世裕 .膜片彈簧離合器的設計與制造，東南大學出版社， . 劉惟信 . 汽車設計 第 1版 清華大學出版社 . 鞏云鵬 . 機械設計課程設計 第 1 版 東北大學出版社 . 張金柱 ,韓玉敏 ,石美玉 . 汽車工程專業(yè)英語 M 0. 廖清林 . 汽車離合器膜片彈簧的穩(wěn)健優(yōu)化設計 11. 王志明 ,胡樹根 . 汽車離合器蓋成形工藝和模具設計 2. 王寶璽 . 汽車拖拉機制造工藝學 致 謝 本人的畢業(yè)設計論文一直是在導師 馮偉明和金士良 的悉心指導下進行的。馮老師和 金老師治學態(tài)度嚴謹，學 識淵博，為人和藹可親。并且在整個畢業(yè)設計過程中， 馮老師和 金老師不斷對我得到的結論進行總結，并提出新的問題，使得我的畢業(yè)設計課題能夠深入地進行下去，也使我接觸到了許多理論和實際上的新問題，使我做了許多有益的思考。另外，他 們 對待問題的嚴謹作風也給我留下了深刻的印象。在此表示誠摯的感謝和由衷的敬意。 最后，我還要感謝所有在論文撰寫過程中幫助過我的人，感謝他們在我遇到困難時支持和鼓勵我，并且提出很多寶貴的建議和幫助。在此，謹向所有幫助過我的人表示崇高的敬意和衷心的感謝！