輕型貨車離合器設計【膜片彈簧離合器】
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SY-025-BY-5畢業(yè)設計(論文)中期檢查表填表日期2011年4月20日迄今已進行 8 周剩余 8 周學生姓名徐靖航系部汽車與交通工程學院專業(yè)、班級車輛工程07-指導教師姓名楊兆職稱講師從事專業(yè)車輛工程是否外聘否題目名稱輕型貨車離合器設計學生填寫畢業(yè)設計(論文)工作進度已完成主要內容待完成主要內容開題報告一份設計的主要計算數據,裝配圖A0一張, 設計的零件圖, 說明書一份 對裝配圖和零件圖的校核存在問題及努力方向 對工作原理不熟悉,應該將工作原理弄透徹,以及將裝配圖和零件圖都繪制正確,順利完成畢業(yè)設計學生簽字: 徐靖航 指導教師意 見 指導教師簽字: 年 月 日教研室意 見教研室主任簽字: 年 月 日SY-025-BY-2畢業(yè)設計(論文)任務書學生姓名徐靖航系部汽車與交通工程學院專業(yè)、班級車輛工程B07-9指導教師姓名楊兆職稱講師從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱輕型貨車離合器設計一、設計目的、意義離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構,其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞,保證汽車平穩(wěn)地起步;保證傳動系換檔時工作平穩(wěn);限制傳動系所能承受的最大扭矩,防止傳動系過載。對于離合器及其操縱裝置系統(tǒng)的設計是車輛工程專業(yè)學生對所學知識綜合運用的現(xiàn)實體現(xiàn),通過畢業(yè)設計來完成此項內容,是對綜合知識運用與理解的最好途徑。同時作為車輛工程專業(yè)的本科生,對離合器的設計是十分必要的,通過在畢業(yè)設計過程中,對所學知識進行復習總結,同時學習新的知識。為以后的工作打下堅實的基礎。二、設計內容、技術要求(研究方法)主要內容:設計輕型貨車離合器。詳細演算離合器主要參數的計算過程,摩擦片、壓盤間隙計算、膜片彈簧與分離軸承間隙計算及機構的確定說明并對壓盤進行溫升校核。運用CAD軟件,實現(xiàn)零件圖形的繪制。主要技術指標:汽車驅動形式:4*2(后橋為驅動橋)汽車最大加載質量:2000 kg,汽車的質量 4325 kg發(fā)動機位置:前置發(fā)動機最大功率:75KW,轉速 4500r/min最大扭矩170N.m離合器形式:機械、干式、單片、膜片彈簧(壓式)操縱形式:液壓人力操縱摩擦片最大外徑:f=225mm踏板行程:2535mm汽車最大時速110 km/h三、設計完成后應提交的成果完成設計說明書1.5萬字。包括設計方案; 離合器設計計算;扭轉減震器設計;離合器滑磨功與溫升校核;離合器從動盤及面片旋轉破壞強度測試技術等。折合0號圖紙3張以上。(1)離合器裝配圖(0號圖紙);(2)各零件圖(1號圖紙)。四、設計進度安排(1)調研、資料收集、完成開題報告 第1、2周(2月28日3月6日)(2) 根據參數進行相關部件的參數計算,并進行驗證 第 3、4周(3月7日3月20日)(3) 在CAD軟件平臺上建立裝配圖繪制 第5、6、7周(3月214月10日)(4)對零件圖形進行繪制 第8、9、10、11周(4月115月8日)(5)設計1.5萬字說明書一份,零件圖一套 第12、13、14周(5月9日5月29日)(6)畢業(yè)設計審核、修改 第15、16周(5月30日6月12日)(7)畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周(6月13日6月 19日)五、主要參考資料(1)機械設計手冊; (2)汽車設計手冊; (3)汽車理論; (4)機械設計; (5)汽車構造; (6)離合器氣助力式液壓操縱機構的設計. 城市車輛(7)CAl1l0PK2L2型汽車離合器液壓操縱機構的調整. 維修手冊(8)CJ6922H系列客車離合器操縱機構設計. 廣西:城市車輛(9)Santana 2000 GSi轎車離合器液壓操縱系統(tǒng). (10)解放CA1121PK2L2J型載貨汽車離合操縱機構故障與排除. 汽車技術等。 六、備注 指導教師簽字:年 月 日教研室主任簽字: 年 月 日畢業(yè)設計(論文)開題報告設計(論文)題目: 輕型貨車離合器設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: BW07-9班 學 生 姓 名: 徐靖航 導 師 姓 名: 楊兆 開 題 時 間: 2011年3月11日 指導委員會審查意見: 簽字: 年 月 日開題報告撰寫要求一、“開題報告”參考提綱1. 課題研究目的和意義;2. 文獻綜述(課題研究現(xiàn)狀及分析);3. 基本內容、擬解決的主要問題;4. 技術路線或研究方法;5. 進度安排;6. 主要參考文獻。二、“開題報告”撰寫規(guī)范請參照黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計說明書及畢業(yè)論文撰寫規(guī)范要求。字數應在4000字以上,文字要精練通順,條理分明,文字圖表要工整清楚。 畢業(yè)設計(論文)開題報告學生姓名徐靖航系部汽車與交通工程學院專業(yè)、班級B07- 9班指導教師姓名楊兆職稱講師從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱輕型貨車的離合器設計一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義研究現(xiàn)狀: 現(xiàn)代的汽車工業(yè)是開發(fā)型的綜合工業(yè),國內外競爭非常的激烈,隨著我國經濟的快速發(fā)展和人們生活水平的提高,在汽車不斷的改進中,人們對離合器的要求也越來越高,從提高離合器的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離合器結構發(fā)展,傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的行駛發(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槽中,已成為離合器的發(fā)展趨勢。 從1891年摩擦式汽車離合器的誕生,到1948年液力變矩器的出現(xiàn),再到各種智能控制技術不斷應用于汽車工業(yè),汽車離合器技術始終伴隨著汽車工業(yè)的發(fā)展而發(fā)展。隨著新興汽車傳動技術的越來越普及應用,傳統(tǒng)的汽車離合器將逐漸淡出歷史舞臺。 據環(huán)咨人員調查,目前全國有汽車離合器生產企業(yè)約200多家,其中具有一定生產能力和規(guī)模的汽車離合器生產企業(yè)只有30多家,主要有:長春一東、湖北三環(huán)、杭州西湖、杭州奇碟、桂林福達、東傳蘇汽配、上海薩克斯、南京法雷奧、重慶愛思帝、珠海華粵、寧波宏協(xié)等。2005年,我國14家離合器生產企業(yè)離合器總成產量約為516.49萬套。2006年,受國內汽車市場的迅猛發(fā)展的影響,汽車離合器產量也獲得快速增長,12家企業(yè)離合器總成產量突破862萬套。但是從傳統(tǒng)汽車離合器所占市場份額來看,由于乘用車中自動檔比例的上升,汽車離合器市場份額受挫,呈現(xiàn)下跌趨勢。目前國內主要汽車離合器生產企業(yè)按目標市場的不同,可分為OEM市場、售后市場和出口市場三類。其中,OEM市場如:長春一東、湖北三環(huán)、東傳蘇汽配等;售后市場如:杭州西湖、杭州奇碟、重慶長安等;出口市場如:杭州西湖、珠海華粵、寧波宏協(xié)等。由于各目標市場對企業(yè)規(guī)模、供貨能力的要求不同,因而進入各市場的難易程度也不同。目前,售后市場中企業(yè)間的差別最大,從小作坊到大型國企,從民營私企到外方獨資、國有控股等呈多樣化,產品質量也參差不齊。據環(huán)咨人員統(tǒng)計:2006年我國汽車零部件市場中,正規(guī)企業(yè)產品約占市場份額的30%,仿制產品約占40%,翻新產品約占30%。從各類企業(yè)性質來看,國企約占26.2%,外企占34.8%,民企占39%。在產品配套方面,乘用車領域體系內配套的情況較為明顯,而商用車的采購范圍則較廣。我國汽車離合器行業(yè)在經歷了改革改造、引進消化、改制重組,在激烈的市場競爭中,汽車離合器市場在行業(yè)規(guī)模、產品技術、經營管理等方面取得了較好的發(fā)展。但是我國的離合器企業(yè)相對來說還有很多不足,比如說我國主要的汽車離合器生產廠家基本都是通過引進國外的技術和設備發(fā)展起來的,目前群過有離合器生產的廠家約有200家,其中具有一定生產能力和規(guī)模的離合器廠家只有30多家,在這30多家中民營企業(yè)占三分之二,在整個離合器生產的企業(yè)中民營企業(yè)則更多,雖然隨著國內離合器技術的發(fā)展,很多民營企業(yè)也具備了生產高質量汽車離合器產品的規(guī)模和實力,但分散和作坊式的生產形式,使得仿制品、翻新品充斥著我國汽車離合器市場。這不僅制約了正規(guī)企業(yè)的發(fā)展,也延緩了我國汽車離合器行業(yè)發(fā)展速度。但是總體來說離合器發(fā)展空間很大,對汽車行業(yè)發(fā)展也非常重要,應該對它更重視一些。選題目的和意義:離合器由主動部分、從動部分、壓緊裝置、分離機構和操縱機構五部分組成,通常裝在發(fā)動機和變速器之間,其主動部分與發(fā)動機飛輪相連,從動部分與變速器相連。其主要的功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞,保證汽車平穩(wěn)地起步;保證傳動系換檔時工作平穩(wěn);限制傳動系所能承受的最大扭矩,防止傳動系過載。為了保證離合器具有良好的工作性能,設計的離合器應滿足以下基本要求:(1)在任何行駛條件下,既能可靠的傳遞發(fā)動機的最大轉矩,并有適當的轉矩儲備,能防止傳動系過載。(2)接合時要完全、平順、柔和,保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3)分離時要迅速、徹底。(4)從動部分轉動慣量要小,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)應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果,以保證工作溫度不致過高,延長其使用壽命.(6)應能避免和衰減傳動系的扭轉振動,并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。(7)操縱輕便、準確,以減輕駕駛員的疲勞。(8)作用在從動盤上的總壓力和摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能小,以保證有穩(wěn)定的工作性能。(9)具有足夠的強度和良好的動平衡,以保證其工作可靠、使用壽命長。(10)結構應簡單、緊湊,質量小,制造工藝性好,拆裝、維修、調整方便等。通過對離合器的設計讓我加深對汽車構造,汽車設計的理解,同時在設計的過程中可以了解到自己的不足并進一步提高自己的能力,也對以后的從事汽車工作的我起到的幫助。二、設計(論文)的基本內容、擬解決的主要問題基本內容:設計輕型貨車離合器。詳細演算離合器主要參數的計算過程,摩擦片、壓盤間隙計算、膜片彈簧與分離軸承間隙計算及機構的確定說明并對壓盤進行溫升校核。運用CAD軟件,實現(xiàn)零件圖形的繪制。主要技術指標:汽車驅動形式:4*2(后橋為驅動橋)汽車最大加載質量:2000 kg,汽車的質量 4325 kg發(fā)動機位置:前置發(fā)動機最大功率:75KW,轉速 4500r/min最大扭矩170N.m離合器形式:機械、干式、單片、膜片彈簧(壓式)操縱形式:液壓人力操縱摩擦片最大外徑:f=225mm汽車最大時速110 km/h解決問題:1.離合器的基本結構尺寸和參數(后備系數、摩擦片的外徑D、內徑d和厚度b、單位壓力等)的選擇和設計2.離合器的零件結構尺寸和參數的選擇和設計3. 扭轉減速器、從動盤、壓盤、離合器蓋的設計4. 應用CAD軟件繪制離合器的裝配圖和零件圖5.膜片彈簧的強度校核、參數的選擇和設計 三、技術路線(研究方法)收集文獻資料了解離合器的設計對離合器的零部件進行計算編寫研究大綱和開題報告對計算數據進行校核運用CAD繪制裝配圖和零件圖從動盤、壓盤設計扭轉減速器的設計從動盤設計離合器蓋設計完成任務說明書四、進度安排(1)調研、資料收集、完成開題報告 第1、2周(2月28日3月6日)(2) 根據參數進行相關部件的參數計算,并進行驗證 第 3、4周(3月7日3月20日)(3) 在CAD軟件平臺上建立裝配圖繪制 第5、6、7周(3月214月10日)(4)對零件圖形進行繪制 第8、9、10、11周(4月115月8日)(5)設計1.5萬字說明書一份,零件圖一套 第12、13、14周(5月9日5月29日)(6)畢業(yè)設計審核、修改 第15、16周(5月30日6月12日)(7)畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周(6月13日6月 19日)五、參考文獻(1)吳宗澤 羅圣國 主編機械設計課程設計手冊M 高等教育出版社 2006.5. (2)李國斌 主編機械設計基礎M 高等教育出版社 2010.1. (3)余志生 主編汽車理論M 2009.3. (4)王望予 主編機械設計 M 機械工業(yè)出版社 2004.8. (5)臧杰 閻巖 主編汽車構造M 機械工業(yè)出版社 2005.8. (6)馬蘭 主編機械制圖M 機械工業(yè)出版社 2006.5.(7)李廣慧 主編AutuCAD實用教程M 哈爾濱工業(yè)大學出版社 2006.(8)徐安石 主編汽車離合器M 清華大學出版社 2005.8.(9)輕型貨車離合器工作載荷研究J 江蘇大學學報 2002.1.(10)馬明星 主編汽車設計課程設計指導書M 中國電力出版社 2009.3.(11)李戈 范海榮 林世裕編膜片彈簧設計的概率優(yōu)化研究J 江蘇理工大學學報 1995年4期(12)余仁義 梁濤 主編汽車離合器操縱機構的設計J專用汽車 2003年4期(13)張金柱 韓玉敏 石美玉 主編汽車工程專業(yè)英語J化學工業(yè)出版社 2005.(14) A. C. Rao. Trans.On the Performance of Kinematic Chains. CSME J 12 No.2 ,1998.(15) 王志明 胡樹根 王兆軍 主編汽車離合器蓋成形工藝和模具設計J實用技術2005年12期(16)離合器的作用和四大分類 騰訊汽車 2010.10.六、備注指導教師意見:簽字: 年 月 日黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄摘要 Abstract第1章 緒論11.1離合器的設計要求11.2離合器的工作原理11.3離合器的研究內容2第2章 離合器主要結構的選取 32.1設計參數和結構要求32.2從動盤數的選取32.3壓緊彈簧結構形式及布置32.4壓盤驅動方式52.5分離軸承的類型62.6本章小結7第3章 離合器基本參數確定 83.1離合器基本參數的選擇83.1.1后備系數的選擇83.1.2單位壓力的確定83.1.3摩擦片外徑、內徑和厚度的確定93.1.4摩擦因數、摩擦面數和離合器間隙的選擇 103.2本章小結 10第4章 離合器從動盤設計114.1從動盤結構總成和設計 114.1.1從動片的選擇 124.1.2從動盤轂的設計 134.1.3摩擦片的材料選取 154.2扭轉減振器的設計 164.2.1扭轉減振器的介紹 164.2.2減振彈簧的參數設計 174.3本章小結 19第5章 離合器膜片彈簧的設計205.1mpian 膜片彈簧的結構特點20 5.2膜片彈簧的基本參數的選取21 5.3膜片彈簧的設計225.4本章小結27 第6章 離合器蓋與壓盤的設計28 6.1壓盤的驅動方式 28 6.2壓盤的設計 286.2.1壓盤的設計要求 286.2.2壓盤的參數選取 28 6.3離合器蓋的設計 29 6.4傳動片的選取與校核 296.4.1傳動片的參數選取 296.4.2傳動片的強度校核 306.5本章小結 30第7章 離合器操縱機構的設計317.1操縱機構的設計要求 317.2操縱機構的結構形式 317.3踏板行程的計算和踏板力的校核 317.4本章小結 32結論33參考文獻34致謝35附錄36黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 離合器裝在發(fā)動機與變速器之間,汽車從啟動到行駛的整個過程中,經常需要使用離合器。它的作用是使發(fā)動機與變速器之間能逐漸接合,從而保證汽車平穩(wěn)起步;暫時切斷發(fā)動機與變速器之間的聯(lián)系,以便于換檔和減少換檔時的沖擊;當汽車緊急制動時能起分離作用,防止變速器等傳動系統(tǒng)過載,起到一定的保護作用。所設計的離合器是膜片彈簧離合器,此設計說明書詳細的說明了輕型汽車膜片彈簧離合器的結構形式,參數選擇以及計算過程,按照離合器系統(tǒng)的設計步驟和要求,對摩擦片外徑的確定,離合器后備系數的確定,單位壓力的確定,以及從動盤設計包括從動片設計和從動盤轂設計,主動部分的設計,包括壓盤、離合器蓋設計、彈性傳動片設計,其中離合器蓋的設計只是簡單的設計,操縱機構的設計是大體上計算出踏板的行程、踏板力,是否符合人體工程學要求。關鍵詞:離合器;設計;膜片彈簧;從動盤;壓盤;摩擦片 ABSTRACTThe coupling installs between the engine and the transmission gearbox, the automobile from the start to the travel entire process, needs to use the coupling frequently. Its function is causes between the engine and the transmission gearbox can join gradually, thus guaranteed that the automobile starts steadily; Shuts off between the engine and transmission gearboxs relation temporarily, is advantageous shifts gears and reduces shifts gears the time impact; When automobile emergency brake can play the separation role, prevents transmission systems and so on transmission gearbox to overload, plays certain protective function.The clutch designed is diaphragm spring clutch, the design manual detailed the process of the diaphragm spring clutch designing of light vehicle structure, including parameter selection and calculation process, the determination of friction plate diameter, back-up clutch coefficient determination unit to determine the pressure, as well as the follower plate follower piece design includes the design and the design of the driven wheel disc, part of the design of the initiative, including the pressure plate, Clutch cover design, flexible drive chip design, which covered the design of the clutch is a simple design, is designed to manipulate the whole body out of the trip pedal, pedal power, with the ergonomic requirements. reverse the shock absorber of the coil spring design.Key words:Clutch; Design;Diaphragm Spring; Driven Plate; Pressure Plate; Friction Disc.I第1章 緒 論 1.1 離合器的設計要求離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構,其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞,保證汽車平穩(wěn)地起步;保證傳動系換檔時工作平穩(wěn);限制傳動系所能承受的最大扭矩,防止傳動系過載。為了保證離合器具有良好的工作性能,設計離合器應滿足在任何條件下行駛,既能可靠的傳遞的發(fā)動機最大轉矩,并有適當的轉矩儲備,有能防止傳動系過載,接合時要完全,平順,柔和,保證汽車起動時沒有抖動和沖擊,分離時要迅速,徹底,從動部分轉動慣量要小,以減輕換擋時的變速器齒輪間的沖擊,便于換擋和減少同步器的磨損;應有足夠的吸熱能力和良好的通風能力,以保證工作時的溫度不致過高,延長其使用壽命;應能避免和衰減傳動系的扭轉與振動,并且具有吸收振動,緩和沖擊和降低噪聲的能力;操縱輕便,準確,以減輕駕駛員的疲勞。作用在從動盤的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能小,以保證有穩(wěn)定的工作性能;具有足夠的強度與動態(tài)平衡,以保證其工作可靠,使用壽命長;結構簡單,緊湊,質量小,制造工藝性好,拆裝,維修,調整方便等要求。1.2 離合器的工作原理 當離合器工作時,發(fā)動機飛輪是離合器的主動部件,帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂借滑動花鍵與變速器第一軸(離合器從動軸)相連。壓緊彈簧將從動盤緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上,在由此經過變速器的第一軸和傳動系統(tǒng)中一系列部件傳給驅動輪。壓緊彈簧的壓緊力越大,則離合器所能傳遞的轉矩也越大。由于汽車在行駛過程中需經常保持動力傳遞,而中斷傳動只是暫時的需要,所以汽車離合器的主動部分和從動部分應經常處于接合狀態(tài)。摩擦副之間采用彈簧作為壓緊裝置即是為了適應這一要求。欲使離合器分離時,只要踩下操縱機構中的離合器踏板,套在從動盤轂環(huán)槽中的撥叉便撥動從動盤,克服壓緊彈簧的壓力向右移動而與飛輪分離,摩擦副之間的摩擦力消失,從而中斷了動力傳遞。當需要重新恢復動力傳遞時,為使汽車速度和發(fā)動機轉速的變化比較平穩(wěn),應該適當控制放松離合器踏板的速度,使從動盤在壓緊彈簧的壓力作用下向左移動,與飛輪恢復接觸,二者接觸面間的壓力逐漸增加,相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤接合還不緊密,摩擦力矩比較小時,二者可以不同步旋轉,即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大,二者的轉速也漸趨相等。直到離合器完全接合而停止打滑時,汽車速度才與發(fā)動機轉速成正比。摩擦離合器所能傳遞的最大轉矩取決于摩擦副間的最大靜摩擦力矩,而后者又取決于摩擦間的壓緊力、摩擦因數以及摩擦面的數目和尺寸。因此,對于結構一定的離合器來說,最大靜摩擦力矩是一個定值。當輸入轉矩達到此值時,則離壓合器出現(xiàn)打滑現(xiàn)象,因而限制了傳給傳動系統(tǒng)的轉矩,以防止超載。由上述工作原理可以看出,摩擦離合器主要由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結構,而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。在保證可靠的傳遞發(fā)動機最大轉矩的前提下,離合器的具體結構應能滿足主、從動部分分離徹底,接合柔和,從動部分的轉動慣量要盡可能小,散熱良好,操縱輕便,良好的動平衡等基本性能要求。1.3 離合器的研究內容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。本次設計的目的是克服上述困難,使離合器的尺寸減小,便于安裝盒布置;減小從動部分的轉動慣量,保證換擋容易,使用起來效果更好,而且具有穩(wěn)定性好、操縱方便等優(yōu)點。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。本設計是設計膜片彈簧離合器,在設計中確定出結構方案,再對離合器的各基本參數進行選擇計算,設計出各零件,最終設計出適用于輕型貨車的離合器。 第2章 離合器的主要參數選擇現(xiàn)代各類汽車上應用最廣泛的離合器是干式盤形離合器,可按從動盤數目不同、壓緊彈簧布置形式不同、壓緊彈簧結構形式不同和分離時作用力方向不同分類。2.1設計參數和結構要求選定車型的參數在表2.1中有詳細描述。表2.1 選定車型的參數名稱參數發(fā)動機最大功率75Kw發(fā)動機最大轉矩及轉速170 N.m/4500r/mm整備質量4325kg主減速比6.17變速器低檔傳動比5.913 在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點:(1)保證離合器結合平順和分離徹底; (2)離合器從動部分和主動部分各自的連接形式和支承; (3)離合器軸的軸向定位和軸承潤滑; (4)運動零件的限位,離合器的調整。2.2 從動盤數的選取 對乘用車和最大總質量不超過6t商用車而言,發(fā)動機的最大轉矩一般不大,在布置尺寸容許條件下,離合器通常只設有一個從動盤,本設計選取單片干式摩擦離合器,因為這種結構的離合器結構簡單,調整方便,軸向尺寸緊湊,分離徹底,從動件轉動慣量小,散熱性好,采用軸向有彈性的從動盤結合平順,廣泛用于轎車及微、中型客車和貨車上,在發(fā)動機轉矩不大于1000N.m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。2.3 壓緊彈簧的結構形式及布置離合器的壓緊彈簧布置有:沿圓周布置、中央布置、和斜置等布置形式。本設計所選取的是膜片彈簧離合器。作為壓緊彈簧的所謂膜片彈簧,是由彈簧鋼沖壓成的,具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片,且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽,以形成彈性杠桿,而其余未切槽的大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側有支承圈,而后者借助于固定在離合器蓋上的一些(為徑向切槽數目的一半)鉚釘來安裝定位。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時,由于離合器蓋靠向飛輪,后支承圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形,錐頂角變大,甚至膜片彈簧幾乎變平,圖2.1描述了膜片彈簧離合器的工作原理,同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于結合狀態(tài)。當離合器分離時,分離軸承前移膜片彈簧壓前支承圈并以其作為支點發(fā)生反錐形的轉變,使膜片彈簧大端后移,并通過分離鉤拉動壓盤移到膜后移使離合器分離。膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點:首先,由于膜片彈簧具有非線性特性,因此設計摩擦片磨損后,彈簧壓力幾乎不變,且可以減輕分離離合器時的踏板力,使操縱輕便;其次,膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的,因此其壓緊力實際上不受離心力的影響,性能穩(wěn)定,平衡性也好;再者,膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用,使離合器結構大為簡化,零件數目減少,質量減小并顯著縮短了軸向尺寸;另外,由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸,使壓力分布均勻,摩擦片的接觸良好,摩擦均勻,也易于實現(xiàn)良好的通風散熱等。 (a)自由狀態(tài); (b)壓緊狀態(tài); (c)分離狀態(tài)圖2.1 膜片彈簧離合器的工作原理圖膜片彈簧的安裝有正裝和反裝。正裝應用于壓式操縱機構,即離合器分離時膜片彈簧彈性杠壓桿內端的分離指處是承受壓力。反裝應用于拉式操縱機構,將支承圈在膜片彈簧的大端附近,原理如圖2.2(b),使結構簡化,零件減少、裝拆方便;膜片彈簧的應力分布也得到改善,最大應力下降;支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程,原理如圖2.2(a),設計選用壓式操縱機構,即膜片彈簧正裝。 (a) 一般壓式操縱 (b) 拉式操縱圖2.2 拉式操縱機構與壓式操縱機構的原理2.4 壓盤的驅動方式壓盤是離合器的主動部分,在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動從動盤轉動,在不傳遞扭矩時,又應能夠與從動盤脫離接觸,所以這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動。壓盤與飛輪的連接方式或驅動方式有:凸塊窗孔式、傳力銷式、鍵式以及彈性傳動片式等多種。如圖2.3,近年來廣泛采用彈性傳動片式。因為其他方式有一個共同的缺點,即連接之間有間隙。這樣在傳動時將產生沖擊和噪聲,甚至可能導致凸塊根部產生裂紋而造成零件的早期破壞。另外,在離合器分離時,由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。彈性傳動片是由薄彈簧鋼沖壓而成(見圖2.4e),其一端鉚在離合器蓋上,另一端用螺釘固定在壓盤上,且一般用34組(每組23片)沿圓周切向布置以改善傳動片的受力狀況,這時,當發(fā)動機傳動片時受拉,當由車輪滑行時反轉受壓。這種利用傳動片驅動壓盤的方式不緊消除了上述缺點,而且簡化了結構,降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的定中。所以該離合器采用彈性傳動片。a 凸塊窗孔式; b鍵齒式;c傳力銷式;d鍵槽指銷式;e彈性傳動片式圖2.3 壓盤的驅動方式2.5 分離軸承的類型 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作中主要承受軸向力,在分離離合器時由于分離軸承旋轉產生離心力,形成其徑向力。故離合器的分離軸承主要有徑向止推軸承和止推軸承兩種。前者適合于高速低軸向負荷,后者適合于相反情況.常用含潤滑油脂的密封止推球軸承;小型車有時采用含油石墨止推滑動軸承。分離軸承與膜片彈簧之間有沿圓周方向的滑磨,當兩者旋轉中不同心時也伴有徑向滑磨。為了消除因不同心導致的磨損并使分離軸承與膜片彈簧內端接觸均勻,膜片彈簧離合器廣泛采用自動調心式分離裝置結構原理如圖2.4。它有旋轉軸承,軸承罩,波形片簧如圖2.4中2,它由厚約為0.7的65Mn鋼帶制成,油淬、模內回火度HRC4351)及分離套筒組成。由于軸承與套筒間都留有足夠徑向間隙以保證分離軸承相對于分離套筒可以徑向移動1mm左右,所以當膜片相對分離套筒有偏斜時,由于波形片簧能夠產生變形,允許分離軸承產生相對的偏斜,以保證膜片彈簧仍能被均勻的壓緊,也防止了膜片彈簧分離指處的異常磨損并減少了噪音。另外由于分離指與直徑較小的軸承內圈接觸,則增大了膜片彈簧的杠桿比。分離套筒支撐著分離軸承并位于變速器第一軸軸承蓋的軸頸上,可以軸向移動。分離器結合后,分離軸承與分離杠桿之間一般有34mm間隙,以免在摩擦片磨損后引起壓盤壓力不足而導致離合器打滑使摩擦片以及分離軸承燒壞。此間隙使踏板有段自由行程。有的轎車采用無此間隙的內圈恒轉式結構,用輕微的油壓或彈簧力使分離軸承與杠桿端(多為膜片彈簧)經常貼合,以減輕磨損和減少踏板行程。本設計采用自動調心分離軸承,其結構如圖2.4所述。1分離軸承;2波形彈簧;3分離軸承罩;4分離套筒圖2.4 動調心軸承裝置2.6 本章小結本章根據車型的參數,對離合器的結構進行選擇,包括從動盤數目干濕的選擇,壓緊彈簧的分布形式選擇,壓盤的驅動方式,分離軸承的類型等。第3章 離合器基本參數的確定 本章主要是對離合器的結構參數,如摩擦片內外徑、后備系數單位工作壓力等進行計算與確定,從而得到與符合設計的離合器參數。3.1 離合器基本參數的確定離合器的基本參數主要有性能系數和單位壓力P,尺寸D、d和摩擦片厚度以及結構參數摩擦片面數Z和摩擦因數f等組成。3.1.1 后備系數的選取 后備系數是離合器設計中的一個重要參數,它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度,同時它有助于減少汽車起步時的滑磨,提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大,減少傳遞系的過載,使操縱輕便等,后備系數又不宜過大。在開始設計離合器時一般是參照統(tǒng)計質料,并根據汽車的使用條件,離合器結構形式等特點,初步選定后備系數。汽車離合器的后備系數的推薦值: 乘用車及最總大質量小于6t的商用車:=1.201.75;最大總質量為614t的商用車: =1.502.25;掛車: =1.804.00。本設計的是輕型載重貨車用離合器,根據其質量與后背功率選定其后備系數=1.5。3.1.2 單位壓力的確定單位壓力P決定了摩擦表面的耐磨性,對離合器工作性能和使用壽命有很大影響,選取時應考慮離合器的共走條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及質量和后備系數等因素。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣,單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下,由于摩擦片外徑的增加,摩擦片外緣的線速度大,滑磨時發(fā)熱厲害,再加上因整個零件較大,零件的溫度梯度也大,零件受熱不均勻,為了避免這些不利因素,單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。根據初選=1.50運用公式(3.1)可以校核單位壓力P:T=PD(1) (3.1)式中:Z對單片離合器取2;為摩擦系數,可取=0.25;代入相關數據則得:P=0.209MP。 又由表3.1中的查得:石棉基材料(在后面設計中,摩擦片材料選擇石棉基材料)單位壓力p=0.150.25Mpa,也即是摩擦面上的單位壓力PP,沒有超出允許范圍。因此上述各基本結構參數合適。表3.1 摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力 /Mpa石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.350.50鐵基金屬陶瓷0.701.503.1.3 摩擦片外徑、內徑及厚度的確定摩擦片的外徑是離合器的重要參數,它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。在確定外徑時,可以根據以下經驗公式(3.2)計算出: D=100 (3.2)式中:D摩擦片外徑,mm;T發(fā)動機最大扭矩,N.m;A和車型及使用條件有關的常數。將數據:T=170N.m,貨車單片摩擦離合器A=46,代入式(3.1),則得:D=229.97mm。根據離合器摩擦片的標準化,系列化原則,由表3.2“離合器摩片尺寸系列和參數”獲得有關摩擦片內外徑的標準尺寸:外徑D=225,徑d=150mm厚度h=3.5mm內徑與外徑比值C=0.667。表3.2 離合器摩擦片尺寸系列和參數外徑D/160180200225250280300325350380405430內徑d/110125140150155165175190195205220230厚度/3.23.53.53.53.53.53.53.54444=d/D0.6870.6940.7000.6670.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5350.53210.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847單位面積/10613216022130240246654667872990810373.1.4 摩擦因數、摩擦面數和離合器間隙的選擇摩擦片的摩擦因數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。摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金屬陶瓷材料等。本設計采用石棉纖維編織,摩擦因數=0.25。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結構尺寸。本設計為單片離合器設計,所以摩擦面數Z=2。離合器間隙t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,該間隙一般為34mm。3.2 本章小結 本章根據公式計算出摩擦片的內外徑尺寸,由標準尺寸表中選出合適的尺寸。同時對離合器的后備系數、單位壓力、摩擦因數、摩擦面數等進行選取和計算,找出適用于離合器的參數。第4章 離合器從動盤設計 離合器從動盤是離合器的從動部分,與變速器輸入軸相連,動力最終經過從動盤傳到變速器輸入軸上。從動盤對離合器的工作性能有著很重要的作用,是離合器不能缺少的一部分。4.1從動盤結構總成和設計從動盤是離合器的從動部分,主要由摩擦片,從動片,從動盤轂等組成。圖4.1具體說明了離合器從動盤的結構,由下圖4.1可以看出,摩擦片1,10分別用鉚釘鉚在波形彈簧片上,而后者又和從動片鉚在一起。從動片3用限位銷5和減振盤9鉚在一起。這樣,摩擦片,從動片和減振盤三者就被連在一起了。在從動片3和減振盤9上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔,在在從動片和減振盤之間的從動盤轂6法蘭上也開有同樣數目的從動片窗孔,在這些窗孔中裝有減振彈簧8,以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊,這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片4。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉振動時,從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉動,系統(tǒng)的扭轉能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。1,10摩擦片;2波形彈簧片;3從動盤鋼片;4摩擦阻尼片;5鉚釘;6從動盤轂;7調整墊片;8減震彈簧;9減震盤圖4.1從動盤總成圖 4.1.1從動片的選擇 從動片要求質量輕,具有軸向彈性,硬度高,平面度要求高。這是因為汽車在行駛中進行換檔時,首先要分離離合器,從動盤的轉速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化,或是增速(由高檔換為低檔)或是降速(由低檔換為高檔)。離合器的從動盤轉速的變化將引起慣性力,而使變速器換檔齒輪之間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉動慣量成正比,因此為了見效轉動慣量,從動片都做的比較薄,通常是用1.32.0厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.651.0,使其質量更加靠近旋轉中心。為了使離合器結合平順,保證汽車平穩(wěn)起步,單片離合器的從動片一般都作成具有軸向彈性的結構,這樣,在離合器的結合過程中,主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的,從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外,彈性從動片還使壓力的分布比較均勻,改善表面的接觸,有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式:整體式的彈性從動片,分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。在本設計中,因為設計的是輕型貨車的離合器,故可以采用整體式彈性從動片,圖4.2說明了整體式從動片的結構,離合器從動片采用2厚的的薄鋼板沖壓而成,其外徑由摩擦面外徑決定,在這里取D=225,內徑由從動盤轂的尺寸決定,由以后的設計取得d=43。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷,還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。由于其采用整體式彈性從動片,從動片沿半徑方向開槽,其結構簡圖見下圖4.2,將外圓部分分割成許多扇形,并將扇形部分沖壓成依次向相同方向彎曲的波浪形,使其具有軸向彈性,兩邊的摩擦片則分別鉚在扇形片上.在離合器結合的過程中,從動片被壓緊,彎曲的波浪扇形部分被逐漸壓平從動盤摩擦面片所傳遞的轉矩逐漸增大,使其結合過程較平順,柔和,整體式彈性從動片根據從動片尺寸的大小可制成612個切槽,并常常將扇形部分與中央部分的連接處切成T形槽,目的是進一步減小剛度,增加彈性.本離合器從動片開6個T形槽,寬度為4mm,橫槽分布圓周直徑=135mm。從動片采用08鋼板沖壓而成,氰化表面硬度HRC45。扇形部分沖壓成波形片,壓縮彈性行程為0.81.5mm。 1從動片;2摩擦片;3鉚釘圖4.2 整體式彈性從動片4.1.2從動盤轂的設計 從動盤轂是從動盤得主要零件之一,它是離合器中承受載荷最大的零件,其結構由盤轂和法蘭兩部分組成,如圖4.3所描述。 圖4.3從動盤轂從動盤轂在變速器第一軸前端的花鍵上,目前一般都采用齒側定心的矩形花鍵,花鍵之間為動配合,以便在離合器分離和結合時從動盤轂能夠在軸上自由移動。從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接,以便從動盤轂能作軸向移動?;ㄦI的結構尺寸可根據從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按GB1144-74選取(見表3.4)。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的(1.01. 4)倍(上限用于工作條件惡劣的離合器),以保證從動盤轂沿軸向移動時不產生偏斜?;ㄦI擠壓應力校核公式如下: =(MPa) (4.1)式中:P花鍵的齒側面壓力,N。它有下式確定: P= (4.2)D,d分別為花鍵的外徑,內徑,m;Z從動盤轂的數目;T發(fā)動機最大轉矩,N.m;N花鍵齒數;h花鍵齒工作高度,m; ; l花鍵有效長度,m。代入相關數據可得:P=11724N,=13.02MP,該花鍵轂花鍵的=13.02MP=20MP,所以該花鍵轂花鍵的尺寸合適。從動盤轂通常由40Cr,45號鋼、35號鋼鍛造,并經調質處理,HRC2832。根據從動盤外徑和發(fā)動機扭矩來選取從動盤花鍵轂花鍵的有關尺寸,表4.1闡述了摩擦片外徑、發(fā)動機轉矩與從動盤轂尺寸之間的關系,可以根據表4.1確定花鍵轂的尺寸: 花鍵齒數 n=10 花鍵外徑 D=32 花鍵內徑 d=26 齒厚 b=4 有效齒長 L=30 圖4.3花鍵結構示意圖表4.1 從動盤轂花鍵尺寸系列從動盤外徑D/發(fā)動機轉矩/N.m花鍵齒數n花鍵外徑/花鍵內徑/齒厚/有效齒長l/擠壓應力/M160180200225250280300325350380410430450 50 70 110 150200280310380480600720800950 10 10 10 10 101010101010101010 23 26 29 32 35 35 40 40 40 40 45 45 52 18 21 23 26 28 32 32 32 32 32 36 36 41 3 3 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 20 20 25 30 35 40 40 45 50 55 60 65 65 10 108 113 115 104 127 107 116 1321521311351254.1.3 摩擦片的材料選取摩擦片是離合器的主要零件,它的性能對離合器有很大影響。摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求:(1)應具有較穩(wěn)定的摩擦系數,溫度,單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數的影響小;(2)要有足夠的耐磨性,尤其在高溫時應耐磨;(3)要有足夠的機械強度,尤其在高溫時的機械強度應較好;(4)熱穩(wěn)定性要好,要求在高溫時分離出的粘合劑較少,無味,不易燒焦;(5)磨合性能要好,不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面;(6)油水對摩擦性能的影響應最??;(7)結合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象。由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉纖維摩擦片,是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成,其摩擦系數大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定,溫度,滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(可達0.5左右)的粉末冶金摩擦片和陶瓷摩擦材料等。在該設計中汽車使用條件良好,所以仍選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。4.2 扭轉減振器的設計扭轉減振器是從動盤的主要零件之一,其具有以下功能:(1)降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度,調諧傳動系扭振固有頻率;(2)增加傳動系扭振阻尼買一只扭轉共振響應振幅,并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)扭振;(3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振,消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振及噪聲;(4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷,改善離合器的接合平順性。4.2.1 扭轉減振器的介紹 扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成,其主要功用是為了降低汽車傳動系的振動,通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性阻尼裝置,它就是裝在離合器從動盤上的扭轉減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度,降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率,以便將較為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍(當然,在實際中要做到這一點是非常困難的);其阻尼元件用來消耗扭振能量,從而可有效地降低傳動系的共振載荷、非共振載荷及噪聲。扭轉減震器具有線性和非線性兩種特性,單級線性減震器的特性,其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧,在汽油機車中,且越來越趨向采用單級的減振器。 減振器結構尺寸簡圖如圖4.4所示。圖4.4減振器尺寸簡圖4.2.3減振彈簧的參數設計 根據機械原理與設計手冊,選取減振彈簧的材料為65號彈簧鋼絲,彈簧絲直徑d=4mm,即根據布置上的可能性來確定減振器彈簧設計相關尺寸。(1)減振彈簧的分布半徑R:R的尺寸應盡可能取大些,一般取 R=(0.650.75)d2=52.5取53(式中d為離合器摩擦片內徑)。(2)減振彈簧數量Z:參看下表4.2,表對摩擦片的外徑與減震彈簧的關系做了相關描述。表4.2 減振彈簧數量選取表離合器摩擦片外徑/ 減振彈簧數量Z 225250 46 250325 68 325350 810 350 10以上因為摩擦片外徑為225mm,根據表4.2取減震彈簧數:Z=6。(3)全部減振彈簧總的工作負荷P:P=TR (4.3)式中:T為極限轉矩,乘用車取T=2.0 T。T代入上式得:P= TR =2.0 TR=5965N。(4)單個減振彈簧的工作負荷P: (4.4)代入數據得:P= PZ=5965N6=994N(5)減振彈簧尺寸:減震彈簧的各尺寸在圖4.5中已經標出。彈簧中徑D:一般由結構布置來決定,取D=16。彈簧鋼絲直徑d: 通常d取34,所以取d=4。圖4.5減振彈簧計算簡圖扭轉剛度: =10T=3400N.mrad (4.5)彈簧剛度K: = =174.41N (4.6)減振彈簧的有效圈數i:i= (4.7)式中:G為材料的剪切模量,對碳鋼可取G=8.310Mpa。代入相關數據得:i=4.5減振彈簧的總圈數n,一般在6圈左右n=i+(1.52)=4.5+1.5=6。減振彈簧的最小高度l: l=n(d+)1.1dn=16。減振彈簧總變形量: =PR=6.538。減振彈簧自由高度l= l+=22.538。減振彈簧預變形量:= (4.8)式中:是預緊力矩,=27.45mm。數據代入公式(4.6)得:=0.4。減振彈簧安裝工作高度l:l= l=22。彈簧校核:彈簧絲截面上的最大切應力: (4.9)式中:C為纏繞比:,C=4; F為所受載荷,F(xiàn)=1015.87N。 將數據代入式(4.8)中得:=667N.m,65號彈簧鋼絲的許用切應力=810N.m, ,所以滿足剛度要求。(6)從動片相對從動盤轂的最大轉角:=2arcsin(2R) (4.10)式中=-=6,代入上式得=3.3。(7)限位銷直徑d:d按結構布置選定,一般d=9.512,取d=10 。4.3 本章小結本章主要是對從動盤進行設計,對從動片的尺寸設計、從動盤轂的尺寸選擇,從動盤轂的強度校核,最后對各部分的緊固方式、材料做出的選擇。對扭轉減震器的周置彈簧進行計算,最后校核彈簧的剛度。第5章 離合器膜片彈簧的設計 膜片彈簧有眾多優(yōu)其他彈簧的優(yōu)點,廣泛的被采用,它具有較理想的非線性彈性特性,兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用,結構簡單、緊湊,軸向尺寸小,零件數目少,質量小等優(yōu)點,是離合器重要結構之一。5.1 膜片彈簧的結構特點膜片彈簧是膜片彈簧離合器中最重要的零件,它由碟簧部分和分離指部組成,兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用,膜片彈簧的結構如下圖5.1,從圖中可以看出,膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分。在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體,像圖5.1(b)的樣子,它的形狀像一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣,故稱作碟簧部分。膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分。碟形彈簧的彈性作用是這樣:沿其軸線方向加載,碟簧受壓變平,卸載后又恢復原形如圖5.1(b)所示??梢哉f膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式。所不同的是,在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分。膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片,它的作用是,當離合器分離時作為分離杠桿。故它又稱分離爪。分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔。這樣做,一方面可以減少分離爪根部應力集中,一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧,分離爪根部的過渡圓角R4.5。綜合來說,膜片彈簧是由碟簧和分離爪組合在一起的一種特殊碟形彈簧。(a)膜片彈簧 (b)碟形彈簧 圖5.1 膜片彈簧和碟形彈簧 膜片彈簧分正裝、反裝兩種,因為本設計采用的推式模式,所以選擇正裝。離合器在分離和接合時,膜片彈簧的加載情況不一樣,相應的有兩種加載方式和變形情況:當離合器分離時當分離軸承以P力作用在膜片彈簧的小端時,支承環(huán)4逐漸不起作用,而支承環(huán)5開始起作用。當P力達到一定值時,膜片彈簧被壓翻。分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進一步產生附加變形和。見圖5.2(c)此時膜片彈簧大端處的變形=+。當離合器接合時離合器接合時,膜片彈簧起壓緊彈簧之用,在壓盤離合器蓋總成未與飛輪裝合以前,膜片彈簧近似處于自由狀態(tài),如圖5.2(a)所示,膜片彈簧對壓盤無壓緊作用。當壓盤離合器蓋總成與飛輪裝合時,離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏。因此,離合器蓋通過支承環(huán)4對膜片彈簧施加載荷P,膜片彈簧幾乎變平見圖5.2(b)。同時在壓盤處也作用有載荷P。我們把P稱作壓緊力。支承環(huán)4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形,膜片彈簧分離軸承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形。 (a)自由狀態(tài); (b)壓緊狀態(tài); (c)分離狀態(tài)圖5.2膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的情況5.2膜片彈簧基本參數的選取膜片彈簧是一般采用60Si2MnA或50CrVA等優(yōu)質高精度的鋼板材料。為了保證其硬度、幾何形狀、金相組織和表面質量等要求,需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力,要對膜片彈簧進行強壓處理。所以對膜片彈簧的基本參數的選取要求很高。(1)H/h比值的選取 比值H/h對膜片彈簧的彈性特性影響極大,因此要正確選擇其特性曲線的形狀,以獲得最佳性能。為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便,一般汽車用離合器的膜片彈簧的H/h值一般在1.52.5之間,H/h=5/3=1.67,符合要求。(2)R及R/r確定比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響,從材料利用率的角度,比值在1.82.0時,碟形彈簧儲存彈性的能力為最大,就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊,吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧,設計上并不需要儲存大量的彈性能,而是根據結構布置與分離的需要來決定,一般R/r取值為1.21.3.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應,大于摩擦片內徑,近于摩擦片外徑。此外,當H,h及R/r等不變時,增加R有利于膜片彈簧應力的下降。確定R/r=107/85=1.26。(3)圓錐底角的確定膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內截錐高度H關系密切,代入數值計算可得:=1158,取12,圓錐底角一般在915之間,符合要求。(4)分離指數目n、切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r分離指數目n常取為18,大尺寸膜片彈簧常取為24,小尺寸膜片彈簧可取12,采用偶數,便于制造時模具分度。(5)切槽寬、窗孔槽寬、及半徑r切槽寬4,12,窗孔半徑r一般情況下有(rr)(0.81.4) ,所以取rr=1=12。(6)膜片彈簧小端半徑r及分離軸承的作用半徑r r的值主要由結構決定,最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑,分離軸承作用半徑r大于 r,因為花鍵外徑D=32,要使2 rD,所以取r=27,r=31。(7)壓盤加載點半徑R和支承環(huán)加載點半徑r的確定R和r的取值將影響膜片彈簧的剛度,r應略大于r且盡量接近r,取r=86;R應略小于R且盡量接近R,取R=106。5.3 膜片彈簧的設計根據前文可以得出下列已知數據:T=170N.m ,D=225mm,d=150mm=1.5,=1.67,=1.26,=12,R=107mm,r=85mm,H=5mm,h=3mm, r=86mm, R=106mm,r=25mm,r=28mm,n=18, =3.4mm,=10mm,r=64mm。(1)根據式(5.1)畫出P曲線=HH()+ (5.1)式中:E彈性模數,鋼材料取E=2.010Mp; 泊松比,鋼材料取0.3; h彈簧片厚,; H碟簧部分內截錐高,; 大端變形,; R碟簧部分外半徑(大端半徑),; r碟簧部分內半徑,; L膜片彈簧與壓盤接觸半徑,; l支承環(huán)平均半徑,。設 =,=,將、代入公式(5.1),可化簡為:= ln()(-)+1 (5.2)把有關數值代入上述各式,得:P=11777.88 =2.4=0.1440.6757+0.938令d/d=0 得:0431-1.35+0.938=0由不同的值,計算及P和,計算結果如表5.1表5.1 由不同的值,計算及P和,計算結果列表0.10.20.30.40.50.60.70.80.91.01.051.10.0870.1610.2240.2760.3180.3510.370.390.4020.4060.4070.4060.240.480.720.961.201.441.681.922.162.42.522.641027190526453256374841344419461747384791479547861.21.31.51.71.92.02.12.152.22.42.62.80.400.3940.3730.3500.3310.3260.320.320.3270.3510.4030.4912.883.123.604.084.564.85.045.165.285.766.246.72473446464398412439053841382338333858413447505787依據上表5.1的數據畫出P曲線如下圖5.3圖5.3 膜片彈簧彈性特性曲線(2)確定膜片彈簧的工作點位置 取離合器接合時膜片彈簧的大端變形量=0.8=3.02,根據特性曲線上可以查得膜片彈簧的壓緊力P=4690N校核后備系數: = 式中:R為平均工作半徑,因為d/D=0.700.6,R=93.75mm;將數據代入可得: =1.481.50。 (1)離合器徹底分離時,膜片彈簧的大端變形量:=+(即為); 壓盤的行程可取為=2.48,所以=2.48+3.02=5.5。(2)離合器剛開始分離時,大端變形量:壓盤的行程=1.5,膜片彈簧的變形量為:= +=3.02+1.5=4.52。(3) 摩擦片磨損后的工作點:摩擦片最大磨損量:=ZS式中: Z摩擦片總的工作面數; S每一摩擦面工作面的最大允許磨損量,可取S=0.65。將數據代入式中計算可得: =20.65=1.3,故=1.72。(3)求離合器徹底分離時,分離軸承作用的載荷P=(H-)H-+h (5.3) 式(5.3)取=則得:=(H-)H-+h (5.4)代入有關數值,得:P=1368.768N。(4)求分離軸承的行程:= (5.5)公式(5.5)取=時可得公式(5.6)= (5.6)代入相關數值計算得=7.513。又由下面兩公式(5.7)和(5.8):=1 (5.7)=1 (5.8)代入有關數據得: =0. 78 ; =0. 59。將,代入公式(5.9):=12(1)+ln + 2+ln (5.9) 得: =0.312。故=+=7.825。(5)強度校核:膜片彈簧碟簧部分凸面的內緣點B處的切向力最大,通常只計算B點處的應力來校核膜片彈簧的強度,應使B點的當量應力小于許用應力,即。利用公式(5.10)求出B點達到應力極限時的大端變形:=H+(L-l) (5.10)代入相關數據可得:=6.403mm。而膜片彈簧的大端的最大變形(離合器徹底分離時)=5.5mm, ,所以利用、來計算最大應力:=+1 + (5.11)把有關數值代入(5.11)計算得:=1645.76MPa。膜片彈簧的材料為60Si2MnA,該材料許用應力1700-1900MPa=1645.76Mpa1700,根據計算得出膜片彈簧符合要求。 圖7.7 子午截面應力示意圖5.4 本章小結設計時要基本了解膜片彈簧的結構特點,對其變形和工作
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