赛纳离合器设计
武汉理工大学
课 程 设 计
雪铁龙赛纳轿车离合器设计
教 学 系:车辆工程 指导教师:朱祝英 专业班级:车辆0806班 学生姓名:潘俊儒
2011年12月23日
1 概述
1.1离合器概述
按动力传递顺序来说,离合器应是传动系中的第一个总成。顾名思义,离合器是“离”与“合”矛盾的统一体。离合器的工作,就是受驾驶员操纵,或者分离,或者接合,以完成其本身的任务。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构,其功用是能够在必要时中断动力的传递,保证汽车平稳地起步;保证传动系换档时工作平稳;限制传动系所能承受的最大扭矩,防止传动系过载。为使离合器起到以上几个作用,目前汽车上广泛采用弹簧压紧的摩擦式离合器,摩擦离合器所能传递的最大扭矩取决于摩擦面间的工作压紧力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面状况等。即主要取决于离合器基本参数和主要尺寸。膜片弹簧离合器在技术上比较先进,经济性合理,同时其性能良好,使用可靠性高寿命长,结构简单、紧凑,操作轻便,在保证可靠地传递发动机最大扭矩的前提下,有以下优点[2]:
(1)结合时平顺、柔和,使汽车起步时不震动、冲击; (2)离合器分离彻底;
(3)从动部分惯量小,以减轻换档时齿轮副的冲击; (4)散热性能好;
(5)高速回转时只有可靠强度;
(6)避免汽车传动系共振,具有吸收震动、冲击和减小噪声能力; (7)操纵轻便;
(8)工作性能(最大摩擦力矩Temax和后备系数保持稳定); (9)使用寿命长。
1.2离合器的功用
离合器可使发动机与传动系逐渐接合,保证汽车平稳起步。如前所述,现代车用活塞式发动机不能带负荷启动,它必须先在空负荷下启动,然后再逐渐加载。发动机启动后,得以稳定运转的最低转速约为300~500r/min,而汽车则只能由静止开始起步,一个运转着的发动机,要带一个静止的传动系,是不能突然刚性接合的。因为如果是突然的刚性连接,就必然造成不是汽车猛烈攒动,就是发动机熄火。所以离合器可使发动机与传动系逐渐地柔和地接合在一起,使发动机加给传动系的扭矩逐渐变大,至足以克服行驶阻力时,汽车便由静止开始缓慢地平稳起步了。
虽然利用变速器的空档,也可以实现发动机与传动系的分离。但变速器在空档位置时,变速器内的主动齿轮和发动机还是连接的,要转动发动机,就必须和
变速器内的主动齿轮一起拖转,而变速器内的齿轮浸在黏度较大的齿轮油中,拖转它的阻力是很大的。尤其在寒冷季节,如没有离合器来分离发动机和传动系,发动机起动是很困难的。所以离合器的第二个功用,就是暂时分开发动机和传动系的联系,以便于发动机起动。
汽车行驶中变速器要经常变换档位,即变速器内的齿轮副要经常脱开啮合和进入啮合。如在脱档时,由于原来啮合的齿面压力的存在,可能使脱档困难,但如用离合器暂时分离传动系,即能便利脱档。同时在挂档时,依靠驾驶员掌握,使待啮合的齿轮副圆周速度达到同步是较为困难的,待啮合齿轮副圆周速度的差异将会造成挂档冲击甚至挂不上档,此时又需要离合器暂时分开传动系,以便使与离合器主动齿轮联结的质量减小,这样即可以减少挂挡冲击以便利换档。
离合器所能传递的最大扭矩是有一定限制的,在汽车紧急制动时,传动系受到很大的惯性负荷,此时由于离合器自动打滑,可避免传动系零件超载损坏,起保护作用。
1.3离合器的工作原理
如图1.1所示,摩擦离合器一般是有主动部分、从动部分组成、压紧机构和操纵机构四部分组成。
离合器在接合状态时,发动机扭矩自曲轴传出,通过飞轮2和压盘借摩擦作用传给从动盘3,在通过从动轴传给变速器。当驾驶员踩下踏板时,通过拉杆,分离叉、分离套筒和分离轴承8,将分离杠杆的内端推向右方,由于分离杠杆的中间是以离合器盖5上的支柱为支点,而外端与压盘连接,所以能克服压紧弹簧的力量拉动压盘向左,这样,从动盘3两面的压力消失,因而摩擦力消失,发动机的扭矩就不再传入变速器,离合器处于分离状态。当放开踏板,回位弹簧克服各拉杆接头和支承中的摩擦力,使踏板返回原位。此时压紧弹簧就推动压盘向右,仍将从动盘3压紧在飞轮上2,这样发动机的扭矩又传入变速器。
图1.1 离合器总成
3-从动盘 6-压盘 1-离合器盖螺栓 2-离合器盖 9-膜片弹簧 13-分离轴承
2 离合器设计任务及其结构方案的分析选型
2.1 离合器设计任务
设计题目: 雪铁龙赛纳轿车膜片弹簧离合器设计 查阅相关书籍,得出该车的主要性能参数:
2.2 结构方案的分析选型
(1)压紧弹簧形式的选择
离合器压紧弹簧主要有膜片弹簧和螺旋弹簧两种,相比于螺旋弹1有良好的弹簧特性曲线;○2○2转矩容簧,膜片弹簧有以下优点:○1○
3结构简单且较紧凑,操纵轻便;○4○4高速时平衡性量大且稳定;○3○
好,散热通风性好,使用寿命长等。所以,基于雪铁龙赛纳的整车性能定位,选用膜片弹簧离合器。
(2)弹簧支撑形式和分离轴承作用力方向的选择
基于结构尺寸和无支撑形式的优点,本离合器选择无支撑形式。
相比于推式离合器,拉式离合器具有结构简单、横向尺寸小等特点,所以选择拉式结构和拉式分离轴承。
(3)离合器压盘传力数目和结构的选择
由于雪铁龙赛纳2.0的扭矩以及整车整备 质量较少,对于乘用车和最大质量小于6t的商用车 ,在布置尺寸容许的条件下,离合器通常只设一片 从动盘。所以,本车离合器从动盘数目初选为一片。
为了提高传动效率和降低冲击力和噪声,减少滑动磨损,以及减小传力处的间隙,另选用膜片弹簧作为压紧弹簧时,在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧。
同时采用结构简单的传力片连接压盘和离合器壳。
3 离合器主要参数的选择和优化
3.1 离合器主要参数的选择
(1)初选后备系数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,应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器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、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。
由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器,在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小(开始时还有些增加);乘用车的后备功率比较大,使用条件较好;加之考虑到参考车型为微型车,结构紧凑,要求离合器尺寸较小;同时为减少传动系过载,保证操纵轻便,故宜取较小值,取=1.30。
(2)初步确定摩擦片外径D、内径d、厚度b 单位压力P0的初步选取
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。
按照离合器结构布置和飞轮尺寸,先初选摩擦片外径D。根据《汽
【1】
车设计》式2-9,经验公式
D=KDTemax
查《汽车设计》表2-3对于乘用车,KD=14.6,则 D=14.6mm201.25mm
【2】根据《汽车离合器》表2-1《离合器摩擦片尺寸系列和参数标准》,
最后选定摩擦片尺寸为:
摩擦片外径D=200mm, 内径d=140mm,c
d
0.7 D
.5mm摩擦片厚度h3 ,单面面积A=160cm2 TcTemax1.3190253.5Nm
(3) 确定单位压力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。
【2】
根据《汽车离合器》表3.2.1可知,对于乘用车,以有机材料
为摩擦片基础,当D230mm时,则P0=
1.18/DMpa;当D230mm时,则P0=0.25Mpa。
由于D=200mm,故取
P0=0.25Mpa。
【1】
根据《汽车设计》表2-2可知,当摩擦片材料选择石棉基材料时,0.15Mpa
由于采用一片从动盘,基于传递扭矩考虑,宜选择较大摩擦系数。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。参考《汽车设计》表2-4摩擦因数f的取值范围见下表:
摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦片材料选择石棉基材料,取f=0.25。 离合器间隙Δt=3mm ,摩擦面数取 Z=2 3.2 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。 (1) 设计变量
后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力P也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。因此,离合器基本参数的优化设计变量选为:
TT
X[xxx][FDd] 123
(2) 目标函数
离合器基本参数优化设计追求的目标,是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小,即目标函数为
22f(x)(Dd)]
4
(3) 约束条件 1)最大圆周速度
【1】
根据《汽车设计》式(2-10)知,
3
vnD1065~70m/sDemax
60
vD为摩擦片最大圆周速度nemax为发动机最高转速式中,(m/s),(r/min)
v
D
60
4100200103=42.94m/s 符合要求
2)摩擦片内、外径之比c
摩擦片的内、外径比c应在0.53~0.70范围内,即
.70 0.53c0
c=3)后备系数β
d140
0.7满足约束要求。 D200
由前面的初选值得到β=1.30。该值为初选值,实际设计值应满足校核值,而校核符合条件的值为真实值。为了保证离合器可靠地传递发动机转矩,防止传动系过载,不同车型的β范围为1.2-4.0.
4)扭转减振器的安装
对于摩擦片内径d=140mm, 应符合d>2R0+50mm,初取R0为40mm,能够符合的优化条件。 5)单位压力P0
为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,选取单位压力P0的最大范围为0.15~0.35Mpa,由于已确定单位压力为:
P0=0.25Mpa
在规定范围内,故满足要求。 6)单位摩擦面积传递的转矩TC0
【1】
根据《汽车设计》式(2-7)知,
Tc0=
4Tc
[Tc0] 2
Z(Dd2)
Tc=Temax
41.3190
0.015 =1.3×190=253.5(N·m),Tc022
2(200140)
2
2
D210mm时,[Tc0]=0.28 N·m/mm>0.015 N·m/mm, 故符合要求
6)单位摩擦面积滑磨功w
为减少汽车起步时离合器的滑磨,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w应小于其许用值。
汽车起步时离合器接合一次产生的总滑磨功为W,将参考车型的相关数据带入下式,计算可得
3.1422000211850.3812
W(22)()J22
1800i0ig18006.753.448
695.87J
式中,m
a
2ne2marr2
为汽车总质量(kg);为轮胎滚动半径(m);为汽车起步时所用变
速器档位的传动比;为主减速器传动比;n为发动机转速(r/min);乘用车n取2000 r/min。 单位摩擦面积滑磨功w
4W46957.8
(J2)2222
Z(Dd)3.142(200140)mm 0.217(J)
mm2w
约束条件w=0.217(J
mm
2
)
mm2
) 故满足要求。
4 膜片弹簧的设计
4.1膜片弹簧的弹性特性及其数学模型
假设膜片弹簧在承载过程中,其子断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷F(N)集中在支承点处,加载点间的相对轴向变形为(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示:
Ehx1ln(R/r)Rrx1Rr2F1f(x)()h 226(1b)(R1r1)R1r12R1r1式中,E为弹性模量,钢材料取E=2.1×105Mpa;b为泊松比,钢材料取b=0.3; R为自由状态下碟簧部分大端半径,mm ; r1为支承环加载点半径,mm;
r为自由状态下碟簧部分小端半径,mm ; R1为压盘加载点半径,mm ; H为自由状态下碟 簧部分内截锥高度,mm h为膜片弹簧钢板厚度,mm 。
4.2 膜片弹簧的基本参数的选择
(1)比值
H
和h的选择 比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。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H/h一般为1.5~2.0,板厚h为2~4mm,故初选
h=2.5mm, H=4.0mm,则1.5
擦片平均半径:
Rr
2R3r321003703
85.88(mm)Rc=(22)22
3Rr310070
为满足rRc=85.88mm,故取故取r=90mm, 另取R/r=1.20,则R=1.20x90mm=108mm。
(3) 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥角与内截锥高度H关系密切,一般在9°~15°范围内。
arctan
H4.0
arctan12.52o
Rr10890
因为9°
(4)分离指数目n的选取 分离指数目n常取18,大尺寸膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12 。本设计中,取分离指数目n18。
(5)膜片弹簧小端内半径r0 及分离轴承作用半径rf的确定 膜片弹簧小端内半径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,但同时应协调配合分离轴承的尺寸取r0=25mm,再取分离轴承rf=29。
(6) 切槽宽度、2及半径re
根据要求,参考= 3.2~3.5 mm,2= 9~10 mm,的取值应满足rre2 取 =3.2mm, 2=9mm, re=80mm,
2=9mm,所以满足设计要求。 因为rre=90-80=10mm
(7) 压盘加载点半径 和支承环加载点半径R 的确定 对于拉式膜片弹簧,根据要求:压盘加载点半径应略大于r,且尽量接近r;
支承环加载点R应略小于R且尽量接近R。故取,
=92mm, R=105mm。
(8) 膜片弹簧工作点位置的选择
利用Matlab软件进行F11特性曲线的绘制,程序如下:
function fun()
x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形
E=2.1*10^5;%弹性模量(Mpa) b=0.3;%泊松比
R=108;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=90;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=4;%自由状态下碟簧部分内截锥高度(mm) h=2.5;%膜片弹簧钢板厚度(mm) R1=105;%压盘加载点半径(mm) r1=92;%支承环加载点半径(mm)
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2);
%以下用于绘图 clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,6,0,8000]);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力F1/N') title('F1-x1特性曲线')
输出图形如下:
function fun()
x1=0:0.2:6;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形
E=2.1*10^5;%弹性模量(Mpa) b=0.3;%泊松比
R=108;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm) r=90;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm) H=4;%自由状态下碟簧部分内截锥高度(mm) h=2.5;%膜片弹簧钢板厚度(mm) R1=105;%压盘加载点半径(mm) r1=92;%支承环加载点半径(mm)
P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*((H-x1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^2);
%以下用于绘图 clf
plot(x1,P1,'-b');
axis([0,6,0,8000]);%设置坐标
hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力F1/N') title('F1-x1特性曲线') zoom out [x,y]=ginput(1) [x,y]=ginput(1)
1M点、N点的确定 由matlab程序输出结果为: ○
M点的坐标值为:x=2.2305 y=6.2312+e003 N点的坐标值为:x=3.7534 y=5.6231+e003 则可知
M点:1M2.2305mm F1M623.21N
3N N点: 1n3.7534mm F1N562.1
2 H点的确定 上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置,且○
,则 ()/21H1M1N
1H(2.23053.7534)/22.9920mm
3 B点的确定 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
(0.8~1.0)拐点H之间,且靠近或在H点处,一般,即 1B1H 1B(0.8~1.0)2.9920(2.3936~2.9920)mm
.3N 取1B=2.9mm F1B5850
一般要求,膜片弹簧压紧力的峰值较设计值B点的增加量应不大于12%, F1MF1B6231.25850.3
1006.512F5850.31B
所以满足设计要求。
4A点的确定 A点为摩擦片磨损的极限位置,○要依据B点的位置再由摩擦片总
磨损量 求得。且为保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠的传递转矩,要求在A
点处的膜片弹簧工作压紧力较B点处略高。摩擦片总磨损量
ZcS0
式中:Zc为摩擦片总的工作面数,S0为每片摩擦工作面最大允许磨损量,一般视情况S0在0.65~1.1mm之间。
结合与图4-1,选取1=1.6mm的点作为A点。A点对应压紧力值为
F1A5980.4NF1B5850.3N,
此时S0
2.91.6
0.65,满足使用设计要求。 ZC2
5C点的确定 C点离合器彻底分离时,膜片弹簧大端为离合器分离时膜片弹○
簧的工作位置,C点的位置取决于压盘升程1f。
1fZcS
△S=0.75~1.0mm。 式中,为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙,单片式可取
为最大限度减小踏板力,使C点尽量靠近N点,取△S =0.75mm,则
20.751mm.5
1f 此时,膜片弹簧总的变形量11c1B1f2.91.54.4mm
4.2校核后备系数
fFRCZ0.256231.285.882
1.32
T1901000emax 将初选的后备系数由原来的1.3,调整为1.32。
4.3 膜片弹簧强度校核 拉式膜片弹簧小端分离轴承载荷F
如下:
2
计算,公式
Eh11Rrln(R/r)Rr2F2f(1)(H1)(H)h 2(Rr)(Rr)Rr2Rr6(1b)111f1111
膜片弹簧大端的最大变形量1=3.7534 由公式
H3rrfF2ERr11N1Nh1NB1Rr2rRrr2h212rlnRr2Rr111111
r
R1r1
0Si2MnAF2=r1rf 查阅相关资料,膜片弹簧选用材料6弹簧钢,许用应力[]
1600~1700Mpa。
[] 所以满足强度设计要求要求。
因为 B=1585.8Mpa
4.4 膜片弹簧的优化设计
膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数,使其弹性特性满足离合器的使用性能要求,而且弹簧强度也满足设计要求,以达到最佳的综合效果。
(1)目标函数 膜片弹簧优化设计的目标函数大致有五种,为了既保证离合
器使用过程中传递转矩的稳定性,又不致严重过载,且能保证操纵省力,通常选取“在分离过程中,驾驶员作用在分离轴承上的分离操纵力的平均值最小。”和“在摩擦片磨损极限范围内,弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。” 作为目标函数,通过两个目标函数分配不同的权重来协调他们之间的矛盾,并用转换函数将两个目标合成一个目标,构成统一的总目标函数,则
fX()w(fX)+wf(X)1122
式中,w1和w2分别为两个目标函数f1(X)和f2(X)的加权因子,视设计要求选定。
(2) 设计变量 从膜片弹簧弹性特征计算式可以看出,应选取H、h、R、r、
R、这六个尺寸参数以及在结合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形
量1B为优化设计变量,即
TT
X[xxxxxxx][HhRrRr] 1234567111B
(3)约束条件
1 为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置(A点在凸点M左边,B点○
在拐点H附近,C点在凹点N附近),应正确选择1B相对于拐点1H的位置,一般
/0.8~1.0,即 1B1H
1B
(
Rr2.910890
)0.9981.0
HR1r14.010592
满足使用设计要求。
0.8
2 为了满足离合器使用性能的要求,弹簧的H/h 与初始底锥角 ○
H/(Rr)应在一定范围内,由前面计算得:
1.6
9°
3 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围,即 ○
1.2
3.5
所以满足使用设计要求。
4 为了使摩擦片上的压紧力分布较均匀,拉式膜片弹簧的压盘加载点半径○应位于摩擦片的平均半径与外半径之间, (D+d)/4=85mm
5 根据弹簧结构布置要求,R1与R,rf与r0之差应在一定范围内,○
即
1.0mmRR1=3.0mm7.0mm
0
6 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,○因此其杠杆比应在一定范围内选取,
对于拉式膜片弹簧,即
R1rf105293.55.849.0
Rr1059211
所以满足使用设计要求。
7 弹簧在工作过程中,B点的最大压应力○
B
应不超过其许用值,即
B
=1585.8Mpa
B
]=1600~1700Mpa
所以满足使用设计要求。
5扭转减振器的设计
5.1扭转减振器的主要参数
【1】(1)极限转矩Tj的确定 根据《汽车设计》式(2-31)知,极限转矩受
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,Tj=(1.5~2.0) Temax对于乘用车,系数取2.0。则
j=2.0×Temax=2.0×190=380(N·m)
【1】
(2)确定扭转刚度k 根据《汽车设计》式(2-35)可知,由经验公式
T
初选k13Tj,即 k=13Tj=13×380=4940(N·m/rad)
【1】
(3)确定阻尼摩擦转矩T 根据《汽车设计》式(2-36)可知,可按公式
初选T,T=(0.06~0.17)Temax,取 T=0.12 Temax=0.12×190=22.8(N·m)
(4)确定预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。根据《汽车设计》
【1】
式(2-37)知,Tn满足以下关系:Tn=(0.05~0.15)Temax,且TnT=
22.8N·m,则初选 Tn=0.1Temax=0.1x190N·m=19 N·m
【1】(5)确定减振弹簧的位置半径R0 根据《汽车设计》式(2-38)知,R0
的尺寸应尽可能大些,一般取R0=(0.60~0.75)d/2则取
R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.5(mm),
在前面已取为50mm,所以圆整取值 R0=50mm。
【1】(6)确定减振弹簧个数Zj 根据《汽车设计》表(2-6)知,当摩擦片外
径D250mm时,Zj =4~6,故取 Zj =6。
(7)减振弹簧总压力F 当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时,减振弹
簧受到的压力F为 F=Tj/R0=350/(50×103)=7000N
5.2减振弹簧的计算 在由以上确定的减振器的主要参数后,即可根据结构布置来确定和设计减振器的相关尺寸。 (1)确定减振弹簧的分布半径Rr
由前面计算确定的减振弹簧的位置半径R0可以得到,减振器弹簧的分布半径: Rr=R0=50mm
(2)确定单个减振弹簧的工作压力P
P= F/Z=7000/6=1166.6(N) (3)减振弹簧各尺寸的确定
【2】
1弹簧中径Dc 根据根据《汽车离合器》○知,其一般由布置结构来决定,
通常Dc=11~15mm,故取 Dc=14mm。
2弹簧钢丝直径d 弹簧的钢丝直径由下面的公式计算, ○
d=8PDc
[]
式中,扭转许用应力[]可取550~600Mpa,故取为550Mpa
带入数据P=1166.6N,Dc=0.014,[]=550Mpa,得 d4.22mm,圆整数据得 d=4.5mm
【2】
3减振弹簧刚度k 根据根据《汽车离合器》○式4.7.13知,应根据已选定的
减振器扭转刚度值k及其布置尺寸R1确定,即 k=
4550k
0.303(N/mm)(N/mm)232
1000(5010)61000R1n
【2】
4减振弹簧有效圈数i根据根据《汽车离合器》○知,
Gd48.3104106(4.5103)4
i3.93333
8(1410)0.30310 8Dck
5减振弹簧总圈数n 其一般在6圈左右,与有效圈数i之间的关系为 ○
n=i+(1.5~2)=5.5
减振弹簧最小高度 l=27.225mm n(d)1.1dnmin弹簧总变形量 lP/k1166.63033.85mm 减振弹簧原长
减振弹簧预变形量
l0=lminl=27.225mm+3.85mm=31.075mm
l'
19Tn
0.21 3
kZR130365010
减振弹簧安装工作高度 ll0l'=31.075-0.21=30.865mm
6从动片相对从动盘毂的最大转角和减振弹簧的工作变形量○
'''''
有关,其值为 2arcsin(l"/2R1)=1.99° l(lll)
7限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 R○ 12sin
式中,R2为限位销的安装尺寸。1值一般为2.5~4mm。所以可取
1=3mm, R2=86mm
6离合器从动盘总成的设计
6.1从动盘毂相关尺寸的确定 查阅《汽车设计》,从动毂轴向长度不宜过小,一般取1.0~1.4倍的花键轴直径。所以从动毂轴向长度l0
=1.2x24=28.8mm,圆整数据取l0=30mm。根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽
【1】车设计》表2-7查出从动盘毂花键的尺寸。又因为D=200mm,查表可得,花键尺寸:
6.2从动片、波形片和减振弹簧相关尺寸的确定 从动片要求质量轻,
具有轴向弹性,硬度和平面度要求高。材料选用中碳钢板(50号),表面硬度为35~40HRC,厚度为取为 t1=2mm。
波形片一般采用65Mn,硬度为40~46HRC,并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝,厚度取为 t2=0.8mm
7离合器主动件总成的设计
7.1压盘的设计
压盘压盘的结构形状与传力、压紧和分离方式有关。
(1)压盘尺寸的确定 压盘形状较复杂,要求传热性好,具有较高的摩擦
因数,通常用灰铸铁,本设计采用HT200,硬度为170~227HBS,故初选压盘尺
寸具体尺寸为宽b=32.5mm,厚h=16mm,8个凸起。
(2)温升校核 校核离合器一次接合的温升t,一般要求t不超過8~10℃;
226
pV78003.14(125100)100.016kg2.21k压盘质量 m
3
式中,为铸铁密度,取7800 kg/m,V为压盘估算面积。则压盘温升:
00tW/(mc)(0.55092.5)/(2.221481.4)2.39C8C
式中, c为压盘的比热容,铸铁:c=481.4 J/(kg·℃);m为压盘质量(kg);为传到压盘的热量所占的比例,对单片离合器压盘:=0.5。
所以满足设计要求
7.2传力片的设计
传动片采用3组,每组2片的形式,每片厚度为1mm,由弹簧钢带65Mn制成。由于各传动片沿圆周均匀分布,它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。
两孔间距为l=60mm,孔直径为d=8mm,传动片弹性模量E=2105MPa 传力片的强度校核 离合器在正常工作时,压盘传力片即受弯又受拉。
l1.2d951.2589m计算传力片的有效长度 l 1
3fEh6TfTmaxemaxmaxemax1)正向驱动应力为 169.843MPa[]22inRbhlinRbh1Eh3f6TfTmaxemaxmaxemax789.653MPa[]2)反向驱动应力为 22inRbhlinRbh1 均满足使用要求。
上式中,为传力片组数;n为每组传力片数;E为材料弹性模量;fmax轴
Temaxh为传力片厚度;R为传力片布置半径;b为传力片宽度;向最大变形量;
为发动机最大转矩。
7.3离合器壳体的设计
离合器盖是离合器的主动件之一,它必须与飞轮固定在一起,通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外,它还是离合器的压紧弹簧和分离杆的支承壳体。离合器壳体采用钢板冲压成型,在进行打孔加工等。
综合考虑:取离合器壳体厚度t34mm,离合器盖与飞轮通过6个M8螺栓连接。 8 小结
9 参考文献
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陈家瑞主编. 汽车构造(下册) 第2版. 机械工业出版社,2002年
纪名刚等编. 机械设计 第8版. 高等教育出版社, 2006年
林世裕主编. 膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造. 南京:东南
大学出版社, 1995年
【5】 徐石安等编. 汽车离合器. 清华大学出版社, 1981年
【6】 张佑林等编. 现代机械工程图学教程. 科学出版社 .2007年 【1】 【2】 【3】 【4】