汽車離合器設(shè)計

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南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 0 目 錄 第一章 緒論 3 1 1 前言 3 1 2 課程設(shè)計目的 3 1 3 設(shè)計要求 4 1 4 技術(shù)參數(shù)及設(shè)計要求 5 1 5 設(shè)計步驟 5 第二章 離合器摩擦片參數(shù)的確定 6 2 1 后備系數(shù) 6 2 2 單位壓力 6 2 3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 6CT 2 4 摩擦因數(shù) f 摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙 t 6 2 5 摩擦片參數(shù)的選擇 7 2 5 1 初選摩擦片外徑 D 內(nèi)徑 d 厚度 b 7 2 6 離合器基本參數(shù)的校核 8 2 6 1 最大圓周速度 8 2 6 2 直徑誤差 8 2 6 3 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 8c0T 2 6 4 單位摩擦面積滑磨功 8 第三章 膜片彈簧的設(shè)計 10 3 1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 10 3 1 1 截錐高度 H 與板厚 h 和板厚 h 的選擇 10 3 1 2 自由狀態(tài)下碟簧部分大端 R 小端 r 的選擇 10 3 1 3 膜片彈簧起始圓錐底角 的選擇 10 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 1 3 1 4 分離指數(shù)目 n 的選取 10 3 1 5 切槽寬度 及半徑 101 2er 3 1 6 壓盤加載點(diǎn)半徑 和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 的確定 10R1r 3 1 7 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 11 3 1 8 膜片彈簧材料 12 3 2 膜片彈簧的彈性特性曲線 13 3 3 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表 3 1 13 第四章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 14 4 1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 14 4 1 2 扭轉(zhuǎn)剛度 k 14 4 1 3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 15 T 4 1 4 拉緊力矩 15n 4 1 5 減振彈簧的位置半徑 150R 4 1 6 減振彈簧個數(shù) Z 15j 4 2 減振彈簧的計算 16 4 2 1 減振彈簧的分布半徑 R 161 4 2 2 單個減振器的工作壓力 P 16 4 2 3 減振彈簧尺寸 16 第五章 離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 19 5 1 從動盤轂的設(shè)計 19 5 2 從動片的設(shè)計 20 5 3 離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求 20 5 4 壓盤的設(shè)計 21 5 5 壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計與選擇 21 第六章 參考文獻(xiàn) 23 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 2 第一章 緒論 1 1 前言 對于內(nèi)燃機(jī)為動力的汽車 離合器在機(jī)械傳動系中是作為一個獨(dú)立的總成而存在 的 按動力傳遞順序來說 離合器應(yīng)是傳動系中的第一個總成 目前 目前汽車上廣 泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器 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(jī)構(gòu)和操作機(jī)構(gòu)等 四部分 離合器是設(shè)置在發(fā)動機(jī)與變速器之間的動力傳遞機(jī)構(gòu) 其主要功用是 切斷和實(shí) 現(xiàn)發(fā)動機(jī)對傳動系的動力傳遞 保證汽車起步時將發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)平順地結(jié)合 確 保汽車平穩(wěn)起步 在換擋時將發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)分離 減少變速器中換擋齒輪之間的 沖擊 在工作中受到較大的動載荷時 能限制傳動系統(tǒng)所承受的最大轉(zhuǎn)矩 以防止傳 動系各零部件因過載而損壞 有效地降低傳動系中的振動和噪聲 隨著汽車發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 功率的不斷提高和汽車電子技術(shù)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(jié)構(gòu)正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)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(yīng)發(fā)動機(jī)的高轉(zhuǎn)速 增加離 合器傳遞轉(zhuǎn)矩的能力和簡化操縱 已成為離合器的發(fā)展趨勢 1 2 課程設(shè)計目的 汽車設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有汽車設(shè)計能力的專業(yè)基礎(chǔ)課 課程設(shè)計則是學(xué)生在 學(xué)習(xí)了 汽車構(gòu)造 汽車設(shè)計 等課程后一項重要的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié) 基本的目的 是 通過課程設(shè)計 綜合運(yùn)用汽車設(shè)計課程和其它選修課程的理論和實(shí)踐知識 解 決汽車設(shè)計問題 掌握汽車設(shè)計的一般規(guī)律 樹立正確的設(shè)計思想 培養(yǎng)分析和解決 實(shí)際問題的能力 學(xué)會分析和評價汽車及各總成的結(jié)構(gòu)與性能 合理選擇結(jié)構(gòu)方案及有關(guān)參數(shù) 掌握一些汽車主要零部件的設(shè)計與計算方法 學(xué)會考慮所設(shè)計部件的制造工藝性 使用 維護(hù) 經(jīng)濟(jì)和安全等問題 培養(yǎng)汽 車設(shè)計能力 通過計算 繪圖 熟練運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn) 規(guī)范 手冊 圖冊和查閱有關(guān)技術(shù)資料 進(jìn) 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 3 一步培養(yǎng)學(xué)生的專業(yè)設(shè)計技能 鼓勵學(xué)生充分利用計算機(jī)進(jìn)行參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計 CAD 繪圖 鍛煉學(xué)生利用計算 機(jī)進(jìn)行設(shè)計和繪圖的能力 1 3 設(shè)計要求 通過課程設(shè)計 對轎車離合器的結(jié)構(gòu) 從動盤總成 壓盤和離合器蓋總成及膜片 彈簧的設(shè)計有比較深入的熟悉并掌握 首先通過查閱文獻(xiàn) 上網(wǎng)查閱資料 了解汽車 離合器的基本工作原理 結(jié)構(gòu)組成及功能 通過對車型分析 路況分析和型式分析 制定出總體設(shè)計方案 并對轎車膜片彈簧離合器進(jìn)一步的認(rèn)知和建模 并在指導(dǎo)老師 的幫助下完成膜片彈簧離合器設(shè)計 為了保證離合器具有良好的工作性能 設(shè)計的汽車離合器應(yīng)滿足如下基本要求 1 在任何行駛條件下均能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備 為此 離合器的摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大扭矩 2 接合平順 柔和 即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加 以保證汽車起 步時沒有抖動和沖擊 3 分離時要迅速 徹底 4 離合器從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小 以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊 便于換 擋和減小同步器的磨損 5 應(yīng)具有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)散熱效果 以保證工作溫度不致過高 延長其使用壽命 6 應(yīng)避免汽車傳動系共振 具有吸收震動 緩和沖擊和減小噪聲能力 7 操縱輕便 準(zhǔn)確 以減輕駕駛員的疲勞 尤其是對城市行駛的轎車和公共汽 車 非常重要 8 作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中的變化要盡可能 小 以保證有穩(wěn)定的工作性能 9 摩擦式離合器 摩擦襯面要耐高溫 耐磨損 摩擦襯面磨損在一定范圍內(nèi)時 要能通過調(diào)整 使離合器正常工作 10 應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡 以保證其工作可靠 壽命長 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 4 11 結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單 緊湊 質(zhì)量小 制造工藝性好 拆裝 維修 調(diào)整方便等 1 4 技術(shù)參數(shù)及設(shè)計要求 表 1 1 車型參數(shù) 爬坡度 最大功率 轉(zhuǎn)速 最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 車身 總質(zhì)量 一檔 傳動比 主減 速比 45 74kw 52000rpm 155Nm 38000rpm 1140kg 3 455 4 111 本次設(shè)計要求如下 1 離合器裝配圖一張 視圖投影準(zhǔn)確 結(jié)構(gòu)合理 畫法規(guī)范 圖面整潔 字體 按規(guī)定用工程字書寫 標(biāo)題欄及零件明細(xì)表完整 2 零件圖 四號圖紙 非標(biāo)準(zhǔn)零件由老師指定 要求結(jié)構(gòu)合理 尺寸公差標(biāo)注規(guī) 范 基準(zhǔn)選擇恰當(dāng) 3 課程設(shè)計說明書一份 用統(tǒng)一規(guī)格 1 5 設(shè)計步驟 1 熟悉離合器結(jié)構(gòu)及相關(guān)理論知識 2 根據(jù)所給題目進(jìn)行車型分析 道路情況分析 所設(shè)計部件型式分析 進(jìn)行主 要參考型選擇以及設(shè)計計算 3 繪制離合器總成裝配圖 4 繪制主要零件圖 5 編寫設(shè)計說明書 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 5 第二章 離合器摩擦片參數(shù)的確定 2 1 后備系數(shù) 后備系數(shù) 是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù) 它反映了離合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn) 矩的可靠程度 在選擇 時 應(yīng)考慮到摩擦片在使用中磨損后離合器仍能可靠地傳遞 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 防止離合器滑磨時間過長 防止傳動系統(tǒng)過載以及操縱輕便等因素 各類汽車離合器 的取值范圍見表 2 1 表 2 1 離合器后備系數(shù) 的取值范圍 車型 后備系數(shù) 乘用車及最大質(zhì)量小于 6t 的商用車 1 20 1 75 最大總質(zhì)量為 6 14t 的商用車 1 50 2 25 掛車 1 80 4 00 根據(jù)設(shè)計要求本次課程設(shè)計的后備系數(shù) 范圍為 1 20 4 0 取 1 2 2 2 單位壓力 當(dāng)摩擦片采用不用的材料時 取值范圍見表 2 2 表 2 2 摩擦片單位壓力 P0 的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力 MPa0p 模壓 0 15 0 25石棉基材料 編織 0 25 0 35 銅基粉末冶金材料 鐵基 0 35 0 50 金屬陶瓷材料 0 70 1 50 選擇 本次設(shè)計選取 MPa2 0 0PMPa5 1 0 2 3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 CTmNXeC 1865 max 2 4 摩擦因數(shù) f 摩擦面數(shù) Z 和離合器間隙 t 摩擦片的摩擦因數(shù) f 取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度 單位壓力和滑磨速 度等因素 各種摩擦材料的摩擦因數(shù) f 的取值范圍見表 2 3 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 6 表 2 3 摩擦材料的摩擦因數(shù) f 的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) f 模壓 0 20 0 25石棉基材料 編織 0 25 0 35 銅基 0 25 0 35粉末冶金材料 鐵基 0 35 0 50 金屬陶瓷材料 0 4 本次設(shè)計取 f 0 20 摩擦面數(shù) Z 為離合器從動盤數(shù)的兩倍 決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié) 構(gòu)尺寸 在前面的設(shè)計分析中已經(jīng)陳述了本次設(shè)計選用的是雙片推式膜片彈簧離合器 因此 Z 4 離合器間隙 t 是指離合器處于正常結(jié)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結(jié)合 在分離軸承和分離杠桿內(nèi) 端之間留有的間隙 該間隙 t 一般為 3 4mm 本次設(shè)計取 t 3mm 2 5 摩擦片參數(shù)的選擇 2 5 1 初選摩擦片外徑 D 內(nèi)徑 d 厚度 b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸 它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和壽命 它和離合器 所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系 D 178mm 2 1 330max 1 2CPfTe 30 6 1 240 15 取 D 180mm 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表 2 4 外徑 D mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑 d mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度 b mm 3 2 3 5 3 5 3 5 3 5 3 5 3 5 3 5 4 4 4 4 c d D 0 687 0 694 0 700 0 667 0 620 0 589 0 583 0 585 0 557 0 540 0 543 0 535 1 c3 0 676 0 667 0 657 0 703 0 762 0 796 0 802 0 800 0 827 0 843 0 840 0 847 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 7 摩擦片標(biāo)準(zhǔn)系列尺寸 取 mD180 d25mb 3 694 0c 2 6 離合器基本參數(shù)的校核 2 6 1 最大圓周速度 smnveD 70 6 31084601603max 式中 為摩擦片最大圓周速度 m s 為發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速取 4000 maxenr in 為摩擦片外徑徑取 180 故符合條件 2 6 2 直徑誤差 摩擦片的內(nèi) 外徑比 c 應(yīng)在 0 53 0 70 范圍內(nèi) 本次設(shè)計取 c 0 694 代入 2 Dd 1 中 得 D 176mm D 與 D 的誤差在 1 3mm 之間 符合要求 11 2 6 3 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 c0T N 0cT 42dZ 215 8x460 8 m2 式中 為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 186 c N 式中 為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 N m 為其許用值 N m 0CT 2m2m 按下表 2 5 選取 表 2 5 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 D mm 0 28 0 30 0 35 0 40 當(dāng)摩擦片外徑 D 210mm 時 0 28N 0 0008N 0cTm2m2 故符合要求 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 8 2 6 4 單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨 防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷 離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功 w 應(yīng)小于其許用值 w 汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功 J 為 W 11143 0 J 180n 2e graim18024 3 224 13 50 x 式中 W 為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功 J m 為汽車總質(zhì)量取 1140kg a rr 為輪胎滾動半徑 0 3m i 為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比 3 455 g i 為主減速器傳動比 4 111 0 n 為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 r min 乘用車 n 取 2000 r min e e w 0 38J mm 42dDZW 215 803 4x 2 式中 W 為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取 11143J 滿足 w 2 則 r 2 100 10 90mm2ereer 故取 80mm er 3 1 6 壓盤加載點(diǎn)半徑 和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 的確定1R1r 和 需滿足下列條件 1Rr 71 R 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 10 601 r 故選擇 115mm 106mm 1R1r 校核 壓緊 2 41DRdD 分離 11r 壓緊 209 12580 4 分離 18 故滿足條件 3 1 7 膜片彈簧工作點(diǎn)位置的選擇 膜片彈簧工作點(diǎn)位置如圖 3 1 所示 該曲線的拐點(diǎn) H 對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置 而且 新離合器在接合狀態(tài)時 膜片彈簧工作點(diǎn) B 一般取在凸點(diǎn) M2 11NMH 和拐點(diǎn) H 之間 且靠近或在 H 點(diǎn)處 一般 以保證摩擦片在最大磨HB11 0 8 損限度 范圍內(nèi)的壓緊力從 到 變化不大 當(dāng)分離時 膜片彈簧工作點(diǎn)從 B 變到 BF1A C 為最大限度的減小踏板力 C 點(diǎn)應(yīng)盡量靠近 N 點(diǎn) 圖 3 1 膜片彈簧工作點(diǎn)位置 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 11 3 1 8 膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料 應(yīng)具有高的彈性極限和屈服極限 高的靜力強(qiáng)度及疲勞 強(qiáng)度 高的沖擊強(qiáng)度 同時應(yīng)具有足夠大的塑性變形性能 按上述要求 國內(nèi)常用的 膜片彈簧材料為硅錳鋼 60Si2MnA 3 1 9 膜片彈簧強(qiáng)度計算與應(yīng)力校核 分析表明 B 點(diǎn)的應(yīng)力值最高 通常只計算 B 點(diǎn)的應(yīng)力來校核膜片彈簧碟簧的強(qiáng) 度 由參考文獻(xiàn) 1 P65 可知 B 點(diǎn)的應(yīng)力 為t E 1 2 r e r 2 2 e r h 2 t 令 對 的導(dǎo)數(shù)等于零 可求出 達(dá)到極大值時的轉(zhuǎn)角B P h e r 2P 自由狀態(tài)時碟簧部分的圓錐底角 0 245 rad 中性點(diǎn)半徑 e R r R r 96 82 96 82 108 629 mm 此時lnln 0 245 3 108 629 82 2 0 386 radP 離合器徹底分離時 膜片彈簧子午斷面的實(shí)際轉(zhuǎn)角為 f f 2 1f R1 r1 2 2 1 4 90 82 2 0 088rad 此時 則計算 時 取 所以f PtB f 2 1 100000 1 0 32 80 108 629 98 0 0882 2 108 629 98 tB 0 245 6 2 0 088 753 55 MPa 為一個分離指根部的寬度 2 r n 2 3 14 82 18 28 6 mm 所以brbr 6 82 35 675 2 18 28 6 62 102 7 rB MPa 考慮到彎曲應(yīng)力 是與切向壓應(yīng)力 相互垂直的拉應(yīng)力 根據(jù)最大切應(yīng)力強(qiáng) tB 度理論 B 點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力為 102 7 753 55 856 25 tBr MPa 在這次設(shè)計中 膜片彈簧材料采用 60Si2MnA 所以 846 25 符合tB jB 1500 1700MPa 的強(qiáng)度設(shè)計要求 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 12 3 2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設(shè)膜片彈簧在承載過程中 其子午線剛性地繞上地某中性點(diǎn)轉(zhuǎn)動 向變形為 mm 則膜片彈簧的彈性特性如下式表示 1x 2111121211 2 ln 6 hrRxHrRxHrRbEhfP 式中 E 彈性模量 鋼材料取 E 2 06 Mpa 50 b 泊松比 鋼材料取 b 0 3 R 自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 mm r 自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 mm 壓盤加載點(diǎn)半徑 mm 1 支承環(huán)加載點(diǎn)半徑 mm h 膜片彈簧鋼板厚度 mm 圖形如下 圖 3 2 彈性特性曲線 3 3 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表 3 1 表 3 1 截錐高度 H 板厚 h 分離指數(shù) n 圓底錐角 4 8mm 2 4mm 18 14 C0 膜 片 彈 簧 彈 性 特 性 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 0 1 2 3 4 5 6變 形 1 mm 工作 壓力 F1 N 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 13 第四章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 4 1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 4 1 1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動盤結(jié)構(gòu)簡圖如下圖 4 1 所示彈簧摩擦式 圖 4 1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構(gòu)示意圖 1 從動盤 2 減振彈簧 3 碟形彈簧墊圈 4 緊固螺釘 5 從動盤轂 6 減振 摩擦片 7 減振盤 8 限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計大多采用以往經(jīng)驗(yàn)和實(shí)驗(yàn)方法通過不斷篩選 獲得 且越來越趨向采用單級的減振器 極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素 與發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān) 一般可取 T 1 5 2 0 j maxeT 其中 對于乘用車 系數(shù)取 2 0 則 T 2 0 2 0 155 310 jmaxe N 4 1 2 扭轉(zhuǎn)剛度 k 由經(jīng)驗(yàn)公式初選 k jT 13 即 k T 13 310 4030 N m rad 13 j 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 14 4 1 3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T 可按公式初選 0 06 0 17 maxeT 取 0 1 0 1 155 15 5 TmaxeN 4 1 4 拉緊力矩 n 減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊 滿足以下關(guān)系 nT 0 05 0 15 且 15 5 nTmaxeTn mN 而 0 05 0 15 7 75 23 25 則初選 20N mn 4 1 5 減振彈簧的位置半徑 0R 的尺寸應(yīng)盡可能大些 一般取0R 0 60 0 75 d 20 則取 0 65d 2 0 65 125 2 40 6 mm 可取為 42mm 0 4 1 6 減振彈簧個數(shù) Z j 表 4 1 減振彈簧的選取 摩擦片外徑 Dm25 02352 350350 jZ46811 當(dāng)摩擦片外徑 D 250mm 時 Z 4 6j 故取 4jZ 4 1 7 減振彈簧總壓力 F 當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值 時 減振彈簧受到的壓力 F 為jT F T R0 310 42 7 38 kN j 310 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 15 4 1 8 極限轉(zhuǎn)角 本次設(shè)計 2arctnR 03425 arct 5 2 2 4 2 減振彈簧的計算 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(shè)計 相關(guān)的尺寸 4 2 1 減振彈簧的分布半徑 R1 R 的尺寸應(yīng)盡可能大些 一般取1 R 0 60 0 75 d 21 式中 d 為離合器摩擦片內(nèi)徑 故 R 0 65d 2 0 65 125 2 40 625 mm 即為減振器基本參數(shù)中的 R1 0 4 2 2 單個減振器的工作壓力 P P F Z 7380 4 1845 N 4 2 3 減振彈簧尺寸 1 彈簧中徑 D C 其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定 通常 D 11 15mmC 故取 D 12mmC 2 彈簧鋼絲直徑 d d 4 84mm3 8 Pc3280 145 式中 扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力 可取 550 600Mpa 故取為 580Mpa d 取 5 0 mm 3 減振彈簧剛度 k 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 16 應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值 k 及其布置尺寸 R1 確定 即 k 407 4 N n210R6 210 4 03 4 減振彈簧有效圈數(shù) i 彈簧的切變模量 E 19600 GB T 1236 76 表 30 2 4785 GMPaMPa4 2607 12 5 33434 kDdic 所以 4 5i 5 減振彈簧總?cè)?shù) n 其一般在 6 圈左右 與有效圈數(shù) 之間的關(guān)系為i n 1 5 2 6 減振彈簧最小高度 33mmdnnl1 mi 彈簧總變形量 mm52 4078 kPl 減振彈簧總變形量 0l 33 4 52 37 52mmll min 減振彈簧預(yù)變形量 0 201mm1 kZRTln 6 407 2 減振彈簧安裝工作高度 l 37 52 0 201 37 31mm 0l 6 限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 1 sin2R 式中 為限位銷的安裝尺寸 值一般為 2 5 4mm 2R1 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 17 所以可取 為 3 8mm 為 72mm 1 2R 7 限位銷直徑 d 按結(jié)構(gòu)布置選定 一般 9 5 12mm d 可取 為 10mm d 8 選擇旋繞比 計算曲度系數(shù) 根據(jù)下表選擇旋繞比 表 4 2 旋繞比的薦用范圍 d mm 4 0 21 5 2 6 5 1742 8 C 1720946 確定旋繞比 曲度系數(shù) 3 0 CCK 扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表 4 3 極限轉(zhuǎn) 矩 jT 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 nT減振彈簧的位置半徑 0n減振彈簧個數(shù) jZ 216 N m 10 8 N m 10 N m 46mm 4 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 18 第五章 離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 5 1 從動盤轂的設(shè)計 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(jī)傳來的全部轉(zhuǎn)矩 它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上 花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片 的外徑 D 與發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 T maxe 表 5 1 從動盤轂花鍵的尺寸 花鍵尺寸摩擦片 外徑 D mm 發(fā)動機(jī)最大 轉(zhuǎn)矩 T N m maxe 齒數(shù) n 外徑 D mm 內(nèi)徑 d mm 齒厚 t mm 有效尺 長 l mm 擠壓應(yīng)力 MPac 160 49 10 23 18 3 20 9 8 180 69 10 26 21 3 20 11 6 200 108 10 29 23 4 25 11 1 225 147 10 32 26 4 30 11 3 250 196 10 35 28 4 35 10 2 280 275 10 35 32 4 40 12 5 300 304 10 40 32 5 40 10 5 325 373 10 40 32 5 45 11 4 350 471 10 40 32 5 50 13 0 本次設(shè)計 D 180 mm T 155N m 故選擇花鍵類型為 maxe 花鍵尺寸摩擦片 外徑 D mm 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn) 矩 T N m maxe 齒數(shù) n 外徑 D mm 內(nèi)徑 d mm 齒厚 t mm 有效尺 長 l mm 擠壓應(yīng)力 c MPa 180 69 10 26 21 3 20 11 6 花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行擠壓應(yīng)力 及剪切應(yīng)力 的強(qiáng)度校核 j MPaj MPa znldDjej 3082max Pazlbjej 154ax 式中 分別為花鍵外徑及內(nèi)徑 mm d n 花鍵齒數(shù) 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 19 b 分別為花鍵的有效齒長及鍵齒寬 mm lmaxe z 從動盤毅的數(shù)目 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N mm axe 從動盤毅通常由 40Cr 45 號鋼 35 號鋼鍛造 并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 HRC28 32 由表 3 1 選取得 花鍵齒數(shù) n 10 花鍵外徑 D 26mm 鍵內(nèi)徑 d 21mm 鍵齒寬 b 3mm 有效齒長 l 20mm 擠壓應(yīng)力 11 6MPa 校核計算如下 MpaznldDej 6 0 210426 1058832max lbej 4 9 3 443ax 6 60MPa j MPaj0 4 99MPa j j15 符合強(qiáng)度得要求 5 2 從動片的設(shè)計 從動盤對離合器工作性能影響很大 設(shè)計時應(yīng)滿足如下要求 1 從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小 以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊 2 從動盤應(yīng)具有軸向彈性 使離合器結(jié)合平順 便于起步 而且使摩擦面壓力均 勻 以減小磨損 3 應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器 以避免傳動系共振 并緩和沖擊 本次設(shè)計初選從動片厚度為 2mm 5 3 離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求 1 應(yīng)具有足夠的剛度 否則影響離合器的工作特性 增大操縱時的分離行程 減 小壓盤升程 嚴(yán)重時使摩擦面不能徹底分離 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 20 2 應(yīng)與飛輪保持良好的對中 以免影響總成的平衡和正常的工作 3 蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度 4 為了便于通風(fēng)散熱 防止摩擦表面溫度過高 可在離合器蓋上開較大的通風(fēng)窗 孔 或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等 乘用車離合器蓋一般用 08 10 鋼等低碳鋼板 本次設(shè)計初選 08 鋼板厚度為 3mm 5 4 壓盤的設(shè)計 對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求 1 應(yīng)具有較大的質(zhì)量 以增大熱容量 減小溫 防止其產(chǎn)生裂紋和破碎 有時可設(shè) 置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋 以幫助散熱通風(fēng) 中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽 也可以采 用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤 2 壓盤應(yīng)具有較大剛度 使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹 曲變形 以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離 厚度約為 15 25 mm 3 與飛輪應(yīng)保持良好的對中 并要進(jìn)行靜平衡 壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于 15 20 g cm 4 壓盤高度 從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離 公差要小 壓盤形狀較復(fù)雜 要求傳熱性好 具有較高的摩擦因數(shù) 通常采用灰鑄鐵 一般 采用 HT200 HT250 HT300 硬度為 170 227HBS 5 5 壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計與選擇 t mcW m V 4 2 dDh t 1 94c 42 dDh 4 8170 421580 3 C 式中 W 為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功 取 W 11143 0J 為傳到壓盤的熱量所占的比例 對單片離合器壓盤 0 5 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 21 m 為壓盤質(zhì)量 kg V 為壓盤估算面積 c 為壓盤的比熱容 鑄鐵 c 481 4 J kg C 為鑄鐵密度 取 7800 kg m 3 為摩擦片外徑取 180 Dm 為摩擦片內(nèi)徑取 140 d h 為壓盤厚度 取 15 mm t 為壓盤溫升 C 滿足壓盤溫升不超過 8 10 要求 南京理工大學(xué)車輛工程課程設(shè)計 22 第六章 參考文獻(xiàn) 1 徐石安 汽車離合器 汽車設(shè)計叢書 M 北京 清華大學(xué)出版社 2005 2 王望予 汽車設(shè)計 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2007 3 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 北京 人民交通出版社 2002 4 劉惟信 汽車設(shè)計 M 北京 清華大學(xué)出版社 2001 5 鞏云鵬 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 M 沈陽 東北大學(xué)出版社 2006