汽車膜片彈簧離合器設計汽車設計課程設計

汽車膜片彈簧離合器設計汽車設計課程設計 XX大學 汽車設計課程設計 題目:汽車膜片彈簧離合器設計 學院： 機電工程學院 班級： 12級車輛工程班 學號： 姓名： 所屬組別： 第X組 目 錄 1.離合器主要參數的確定 2 1.1離合器的功用 2 1.2本次離合器設計所選車型基本技術參數 2 1.3離合器形式的確定 2 1.4離合器主要參數的選擇 3 1.4.1 離合器基本性能關系式 3 1.4.2后備系數 4 1.4.3單位壓力P0 4 1.4.4摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t 5 1.4.5摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 5 1.5摩擦片材料選擇和尺寸校核 6 1.5.1摩擦片材料選擇 6 1.5.2摩擦片尺寸校核 7 2扭轉減振器設計 8 2.1扭轉減振器選型 8 2.2扭轉減振器主要參數選擇與設計計算 9 3.膜片彈簧的設計 10 3.1 膜片彈簧基本參數的選擇 11 3.1.1比值H/h和h的選擇 11 3.1.2 R和R/r值的選擇 11 3.1.3的選擇 12 3.1.4分離指數目n和切槽寬1、2、及半徑re的選取 12 3.1.5膜片彈簧小端內半徑及分離軸承作用半徑的確定 12 3.1.6壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 12 3.1.7膜片彈簧工作點位置的選擇 12 3.2 膜片彈簧強度計算 13 3.2.1 P-圖 13 3.2.2強度校核 14 參考文獻 16 1.離合器主要參數的確定 1.1離合器的功用 離合器是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相關聯(lián)的部件，其主動部分和從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉動，通過主動、從動兩部分的相互作用把發(fā)動機的動力扭距傳遞給驅動系統(tǒng)，來實現(xiàn)汽車的起步、換擋等功能。離合器的作用有三：一是保證汽車平穩(wěn)起步，二是保證傳動系換擋時工作平順，三是防止汽車傳動系過載。 1.2本次離合器設計所選車型基本技術參數 表1-1 捷達整車參數 汽車型號 捷達 GTI 16V 發(fā)動機最大功率（kw）/(r/min) 102/6100 總質量ma（Kg） 1470 發(fā)動機最大扭矩（N.m） 167 輪胎規(guī)格 185/60VR14 最高車速（km/h） 205 車輪半徑r（mm） 233.3 最高轉速（r/min） 6650 主減速比 3.67 載重量（kg） 460 變速器一檔傳動比 3.45 1.3離合器形式的確定 目前在汽車離合器中，摩擦式離合器用得最為廣泛。摩擦式離合器按結構分可分主動部分（包括飛輪、離合器蓋和壓盤）、從動部分（從動盤總成）、壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（包括分離叉、分離軸承、分離踏板和傳動部件）。在膜片彈簧離合器中膜片彈簧有壓緊彈簧和分離杠桿的雙重作用，所以膜片彈簧離合器的結構設計主要是包括從動盤總成、膜片彈簧和壓盤總成三個部分。 根據車型技術參數，此次設計所選捷達離合器為推式操縱的拉式膜片彈簧離合器。它是目前汽車離合器中比較流行的第三代產品。拉式膜片彈簧的安裝方向與推式相反，在接合位置時，膜片彈簧的大端支承離合器蓋上，而以中部壓緊在壓盤上。它與推式相比具有許多優(yōu)點： （1）結構簡化，捷達離合器蓋總成中取消了膜片彈簧中間的支承各零件； （2）扭矩容量更大； （3）分離得更徹底； （4）操縱踏板更為簡單； （5）使用壽命更長。 （a） (b) (c) 安裝前位置 安裝后 分離位置 圖1-1 膜片彈簧離合器工作原理示意圖 1飛輪； 2摩擦片； 3離合器蓋； 4分離軸承； 5壓盤； 6膜片彈簧； 7支撐環(huán) 1.4離合器主要參數的選擇 1.4.1 離合器基本性能關系式 離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。 根據摩擦力矩公式 (1-1) 式中 Tc離合器靜摩擦力矩； 后備系數； f摩擦因數； Z：摩擦面數； po單位壓力； D摩擦片外徑； c內外徑之比。 為保證離合器在任何情況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，設計時Tc應大于發(fā)動機最大轉矩，即 Tc=Temax (1-2) 有了上面的關系式，對于一定的離合器結構而言，只要合理選擇其中的參數，并能滿足上面的關系式，就可估算出所設計的離合器是否合適。 1.4.2后備系數 后備系數是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇時，應該要注意到下面3點： 1）離合器在摩擦片磨損后還應能正常地傳遞發(fā)動機的最大轉矩。 2）要防止離合器滑磨過大。 3）要能防止傳動系過載。 顯然，如果選擇的過小，發(fā)動機的最大轉矩不能正常傳遞； 如果選擇的過大，那么離合器尺寸過大，會導致傳動系超負荷，難以操作。我們可以根據使用條件的好壞來適當地選取的大小。在摩擦片磨損之后，離合器的壓力依然能夠可靠平穩(wěn)，所以選取的值可以較?。?雙片離合器的值應大于單片離合器。 表1-2 離合器后備系數的取值范圍 車型 后備系數 乘用車及最大總質量小于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 本設計是捷達小轎車離合器的設計，故宜取小值，本次設計取 = 1.45 1.4.3單位壓力P0 單位壓力決定了摩擦表面的耐摩性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選擇單位壓力必須考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。 當摩擦片采用不同材料時，按下表范圍選取： 表1-3 摩擦片單位壓力的取值范圍 摩擦片材料 單位壓力P0 /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 金屬陶瓷材料 0.701.50 根據車型的具體參數此次設計選用石棉基編織材料，取=0.30MPa。 1.4.4摩擦因數f、摩擦面數Z和離合器間隙t 摩擦片的摩擦因數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f的取值范圍見下表。 表1-4 摩擦材料的摩擦因數f的取值范圍3 摩 擦 材 料 摩擦因數 石棉基材料 模壓 0.200.25 編織 0.250.35 粉末冶金材料 銅基 0.250.35 鐵基 0.350.50 金屬陶瓷材料 0.4 本次設計采用石棉基編織材料，所以取f = 0.30 。 摩擦面數Z為離合器從動盤數是的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本次設計為單片離合器 ，故Z = 2 。 離合器間隙t是指離合器處于正常結合狀態(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合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm 。本次設計取t =3 mm 。 1.4.5摩擦片外徑D、內徑d和厚度b 摩擦片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。 當離合器結構形式及摩擦片材料、后備系數和單位壓力已選定情況下，可根據公式 D=312TemaxfZP0(1-c3) (1-3) 摩擦片外徑D（mm）也可根據發(fā)動機最大轉矩按如下經驗公式選用： D=kDTemax (1-4) 式中kD為直徑系數，取值范圍見表1-5 表1-5直徑系數kD的取值范圍 車型 直徑系數kD 乘用車 14.6 最大質量為1.8-14.0t的商用車 16.0-18.5（單片離合器） 13.5-15.0（雙片離合器） 最大質量大于14.0t的商用車 22.5-24.0 依據Tmax=167Nm,kD取14.6，且摩擦片內徑可根據d/D在0.530.70之間確定，此處取內外徑之比c=0.7由(1-3)計算得：D=198.5mm,d= 139.0mm.初步確定D后，還需根據摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定。根據標準（GB1457-74）的規(guī)定： 表1-6離合器尺寸選擇參數表 外徑D/mm 內徑d/mm 厚度h/mm 160 110 3.2 180 125 3.5 200 140 3.5 225 150 3.5 最后確定：外徑D=200mm,內徑d=140mm,內外徑之比c=0.7而摩擦片的厚度b主要有3.2mm,3.5mm和4mm三種。此處取b=3.5mm 1.5摩擦片材料選擇和尺寸校核 離合器摩擦片在性能上應滿足如下要求： （1）摩擦因數較高且穩(wěn)定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度變化對其影響要小； （2）具有足夠的機械強度和耐磨性； （3）材料密度要小，以減小從動盤轉動慣量； （4）熱穩(wěn)定性好，高溫下比較穩(wěn)定； （5）磨合性好，不致刮傷飛輪和壓盤表面； （6）接合平順，無“咬合”或“抖動”現(xiàn)象； （7）長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現(xiàn)象； （8）油、水對其摩擦性能的影響要達到最小。 1.5.1摩擦片材料選擇 離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因數較高（大約 0.30.45）、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。目前主要應用于中、輕載荷下工作。 所以本次設計選取石棉合成物制成的摩擦材料.1.5.2摩擦片尺寸校核 1）最大圓周速度 摩擦片外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過6570m/s，即 m/sm/s 式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動機最高轉速取6650； 為摩擦片外徑徑取200mm； 故符合條件。 2)摩擦片的內外徑比c應在0.530.70 范圍內： c=0.700.530.70 3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，應在1.21.75 之間，而由（1-1）計算的Tc=247.6Nm,將其代入（1-2）式得： = Tc/ Temax=1.481.201.75 （2）單位面積滑磨轉矩 單位面積滑磨轉矩應小于其許用值，即 = （1-5） 所以(N/) 式中，為單位面積滑磨轉矩(Nm/mm2)，可按表1-7選擇 表1-7許用單位面積滑磨轉矩T的要求 外徑D/mm 210 210250 250325 320 T/（N/mm） 2.8 3 3.5 4 當摩擦片外徑D210時，=1.30 N/ 故符合要求。 4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位面積滑磨功應小于其許用值，即： （1-6） 式中，單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)； 其許用值0.4 J/mm2； 是汽車起步時離合器接合一次所產生的總滑磨功（J），可根據下式計算(1-7) 式中：ne發(fā)動機轉速，乘用車取2 000r/min； ma汽車總質量(kg)，為1470kg； rr汽車輪胎滾動半徑，為233.3mm； ig汽車起步時所用變速器檔位的傳動比，數值取3.45； i0主減速器傳動比，取3.67。 各個數值代入(7)式：得到W=10920.9J，再把W和摩擦片的各個數值代入式(6)，得： w=0.34J/mm2w=0.4J/mm2。 經過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求 2扭轉減振器設計 2.1扭轉減振器選型 由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產生扭轉振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系統(tǒng)中裝設了扭轉減振器，且大多數將扭轉減振器附裝在離合器的從動盤中。 圖2-1 扭轉減振器工作示意圖 1、2減振彈簧； 3從動盤本體； 4阻尼片； 離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來。 2.2扭轉減振器主要參數選擇與設計計算 扭轉減振器的設計計算著重于減振彈簧。 1)減振彈簧的材料：采用60Si2MnA彈簧鋼絲。 2)減振彈簧個數Zj的選?。?當摩擦片外徑D250mm時，由于D=180mm，所以Zj取4。 3)減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.600.75)d/2,即37.543.75mm,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內徑約50mm，所以取R0=40mm。 4)極限轉矩Tj 極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它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，一般可取： Tj=(1.52.0)Temax (2-1) 式中，Temax發(fā)動機最大轉矩； Tj極限轉矩。 乘用車取相應系數為2.0，所以Tj=334Nm。 5)扭轉角剛度kj 為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度kj，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸： kj=KZjR02103 (2-2) 式中K每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)； Zj減振彈簧的個數； R0減振彈簧位置半徑(m)。 減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結構所允許的設計結果，設計時選kj為：kj 13Tj。 由于設計的是乘用車的發(fā)動機，常工作時的轉速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=3340Nm。 這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(ZjR02)=5.2105 N/mm。 6)阻尼摩擦轉矩Tm 由于減振器扭轉剛度kj受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉矩Tm，一般可選： Tm=(0.060.17)Temax (2-3) 式中Tm阻尼摩擦轉矩； Temax發(fā)動機最大轉矩。 按經驗選Tm=0.12Temax=20.04N。 7)預緊轉矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應大于Tm，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故?。?Tn=(0.050.17) Temax (2-4) 式中Tn預緊轉矩； Temax發(fā)動機最大轉矩。 取Tn=0.10Temax=16.7N。 8)極限轉角jj 減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉角jj為 (2-5) 式中 極限轉角； R減振彈簧位置半徑； Dl減振彈簧的工作變量。 通常取3o12o，由于設計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以取。 3.膜片彈簧的設計 3.1 膜片彈簧基本參數的選擇 圖3-1 膜片彈簧的基本尺寸 3.1.1比值H/h和h的選擇 要準確選擇比值H/h可以獲得比較理想的特性曲線并獲得最佳的使用性能，因為H/h的選擇對膜片彈簧的彈性特性有著很大的影響。膜片彈簧的彈性特性由碟簧部分決定，與自然狀態(tài)下內錐高H及彈簧鋼板厚h有關。不同的H/h值有不同的彈性彈性（見下圖），當 (H/h)2 ，特性曲線有一段負剛度區(qū)域，即隨著變形增加載荷反而減??； 該特性很適于作為離合器的壓緊彈簧，可以利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降，以達到操縱省力的目的。 圖 3-2 H/h對膜片彈簧彈性特性的影響 而實際的工作要求中，兼顧操縱簡單和壓緊力的落差不致過于靈敏，離合器膜片彈簧一般取 1.5(H/h)2，板厚h為 24mm。 取h =2.5mm，H/h =2，得H =5mm，h =2.5mm 。 3.1.2 R和R/r值的選擇 要根據結構的要求和摩擦片的尺寸大小來選擇膜片彈簧的大端半徑R，R/r的選定影響材料利用效率，該比值越小，則彈簧材料的利用效率越好。對于汽車離合器膜片彈簧，通常取R/r =1.201.35。 此次設計取R/r =1.25，r大于摩擦片平均半徑Rc，其中： （3-1） 由式 3-1計算得Rc=85mm，故取r =86mm； 因為1.25r =107.5，故取R =108mm。 3.1.3的選擇 膜片彈簧在自由狀態(tài)下圓錐底角與內截錐高度H關系密切， =tan-1HR-rHR-r=12.8一般在914范圍內，故符合要求。 3.1.4分離指數目n和切槽寬1、2、及半徑re的選取 分離指的數目n常取為18； =3.23.5mm； =910mm； re的取值應滿足（r-re）要求。 取分離之數目n =18，3.2mm,=10mm； 為re滿足r -re，取rer -=86-10=76mm，可?。簉e76mm。 3.1.5膜片彈簧小端內半徑及分離軸承作用半徑的確定 由離合器結構決定，膜片彈簧小端內徑最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑； 應大于。 由2，則取15mm,再取分離軸承18mm。 3.1.6壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 r1和R1的取值將影響膜片彈簧的剛度。r1應略大于r且盡量接近r； R1應略小于R且盡量接近于R。 故選擇：r187mm，R1 107mm。 3.1.7膜片彈簧工作點位置的選擇 汽車離合器膜片彈簧特性曲線如圖 4-2 所示，選擇好曲線上的幾個特定工作點的位置很重要。曲線上拐點H對應膜片彈簧壓平位置，且。 圖 3-3 膜片彈簧工作點位置圖2 新離合器處于接合的時候，一般在點M與點H之間選取膜片彈簧工作點B，為了保證其壓緊力從P1B到P1A變化不大，摩擦片在最大磨損限度范圍內應該選取。膜片彈簧在分離的情況下點從B變到C，而C點之所以要靠近N點。是為了盡量地減小踏板力。 3.2 膜片彈簧強度計算 3.2.1 P-圖 1，碟形彈簧的形狀如以錐型墊片，它具有獨特的彈性特征，廣泛應用于機械制造業(yè)中。膜片彈簧是具有特殊結構的碟形彈簧，在碟簧的小端伸出許多由徑向槽隔開的掛狀部分分離指。膜片彈簧的彈性特性與尺寸如其碟簧部分的碟形彈簧完全相同（當加載點相同時）。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1，則壓緊力F1與變形1之間的關系式為: （3-2） 式中： E彈性模量，對于鋼， 泊松比，對于鋼，=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 表3-1膜片彈簧彈性特性所用到的系數 R r R1 r1 H h 108 86 107 87 5 2.5 代入（3-2）得 (3-3) 對（3-3）式求一次導數，可解出1=F1的凹凸點，求二次導數可得拐點。 凸點：mm時，N 凹點：mm時，N 拐點：mm時，N 2，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P2，對應此載荷作用點的變形為2。由 表3-2膜片彈簧工作點的數據 2.69 6.40 4.55 9.28 22.08 15.69 6213.81 3555.09 4878.50 1801.10 1030.46 1414.106 3.2.2強度校核 膜片彈簧大端的最大變形量， 由公式： 得： 15001700MP 所以強度符合要求。 參考文獻 .1 王望玉，汽車設計.4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004.8。 2徐石安，江發(fā)潮，汽車離合器北京：清華大學出版社2004。 3汽車工程手冊編輯委員會編汽車工程手冊北京：人民交通出版社，2001。 4 李林，劉惟信，汽車離合器蓋結構的最優(yōu)化設計北京汽車，1991，6。 5 蔡興旺主編，汽車構造與原理北京：機械工業(yè)出版社，2004。