离合器设计计算说明书

离合器 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 计算说明书 . 目 录 第1章 离合器设计的目的及离合器概述 ...............................................................3 1.1 膜片弹簧离合器结构 ..................................................................................3 1.2 膜片弹簧离合器结构及工作原理 ..............................................................4 1.4 膜片弹簧离合器的优点 ..............................................................................5 1.5 技术参数及设计要求 ..................................................................................5 第2章 摩擦片的设计 ..............................................................................................6 2.1 离合器摩擦片参数的确定 ..........................................................................6 ,2.1.1 后备系数 ......................................................................................6 2.1.2 单位压力P ......................................................................................6 0 2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 ....................................................7 Tc f2.1.4 摩擦因数、摩擦面数Z和离合器间隙?t ...................................7 2.2 摩擦片基本尺寸的计算 ..............................................................................7 2.2.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b ..............................................7 2.3 离合器基本参数的校核 ..............................................................................8 2.3.1 最大圆周速度...................................................................................8 2.3.2 直径误差 ..........................................................................................8 2.3.3 单位摩擦面积传递的转矩 ..........................................................8 Tc0 2.2.4 单位摩擦面积滑磨功 .......................................................................9 第3章 膜片弹簧的设计 ........................................................................................ 10 3.1 膜片弹簧的基本参数的选择与计算......................................................... 10 H3.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择 ............................ 10 h 3.1.2 自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和R/r比值 ............. 10 3.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角的选择 .................................................. 10 , 3.1.4 分离指数目n的选取 ..................................................................... 10 3.1.5 切槽宽度、及半径 ............................................................. 10 r,,e12 3.1.6 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 ....................... 10 Rr11 3.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择 ......................................................... 11 3.1.8 膜片弹簧材料................................................................................. 11 . . 3.1.9 膜片弹簧强度计算与应力校核 ...................................................... 12 3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 ........................................................................ 13 第4章 扭转减振器的设计 .................................................................................... 16 4.1 扭转减振器主要参数 ................................................................................ 16 4.1.2 扭转刚度k .................................................................................. 16 , 4.1.3 阻尼摩擦转矩 ............................................................................ 17 T, 4.1.4 拉紧力矩 .................................................................................... 17 Tn 4.1.5 减振弹簧的位置半径R ................................................................ 17 0 4.1.6 减振弹簧个数Z .......................................................................... 17 j ,4.1.7 减振弹簧总压力F ....................................................................... 17 4.1.8 极限转角 ..................................................................................... 17 , 4.2 减振弹簧的计算 ....................................................................................... 18 4.2.1 减振弹簧的分布半径R ................................................................ 18 1 4.2.2 单个减振器的工作压力P .............................................................. 18 4.2.3 减振弹簧尺寸................................................................................. 18 第5章 离合器其它主要部件的结构设计 ............................................................. 20 5.1 从动盘毂的设计 ....................................................................................... 20 5.2 从动片和波形弹簧片的设计 .................................................................... 21 5.3 离合器盖的设计 ....................................................................................... 21 5.4 压盘的设计 ............................................................................................... 22 5.4.1 对压盘结构设计的要求: ................................................................ 22 5.4.2 压盘的结构设计与计算 ................................................................. 22 第6章 设计小结 .................................................................................................... 24 . . 第1章 离合器设计的目的及离合器概述 1.1 膜片弹簧离合器结构 膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。 1)离合器盖 离合器盖一般为120?或90?旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。 2)膜片弹簧 膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指;从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。 3)压盘 压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。 4)传动片 离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动;在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。这些动作均由传动片完成。传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转;在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。 5)分离轴承总成 分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。 . . 1.2 膜片弹簧离合器结构及工作原理 离合器是汽车传动系中直接与发动机相关联的部件，其主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相对转动，通过主动、从动两部分的相互作用把发动机提供的扭矩传递给驱动系统，来实现汽车的起步、换挡等功能。离合器的作用有三:一是保证汽车平稳起步，二是保证传动系换挡时工作平顺，三是防止汽车传动系过载。 目前在汽车离合器中，摩擦式离合器用得最为广泛。摩擦式离合器按结构分可分主动部分(包括飞轮、离合器盖和压盘)、从动部分(从动盘总成)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(包括分离叉、分离轴承、分离踏板和传动部件)。在膜片弹簧离合器中膜片弹簧有压紧弹簧和分离杠杆的双重作用，所以膜片弹簧离合器的结构设计主要是包括从动盘总成、膜片弹簧和压盘总成三个部分。 (a) (b) (c) 安装前位置 安装后 分离位置 图1—1 膜片弹簧离合器工作原理示意图 1—飞轮; 2—摩擦片; 3—离合器盖; 4—分离轴承; 5—压盘; 6—膜片弹簧; 7—支撑环 膜片弹簧为碟形，其上开有若干个径向开口，形成若干个弹性杠杠。弹簧中部有钢丝支承圈，用铆钉将其安装在离合器盖上。在离合器盖未固定到飞轮上时，膜片弹簧处于自由状态，离合器盖与飞轮接合面间有一距离L。 用螺栓将离合器盖固定到飞轮上时，离合器盖通过后钢丝支承圈把膜片弹簧中部向前移动了一段距离。由于膜片弹簧外端位置没有变化，所以膜片弹簧被压缩变形。膜片弹簧外缘通过压盘把从动盘压靠在飞轮后端面上，这时离合器为接合状态。在分离离合器时，分离轴承前移，膜片弹簧将以前钢丝支承圈为支点，其外缘向后移动，在分离钩的作用下，压盘离开 . . 从动盘后移，离合器就变为分离状态了。 1.4 膜片弹簧离合器的优点 1)膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点: 2)膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性; 3)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小; )高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定; 4 5)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀; 6)易于实现良好的通风散热，使用寿命长; 7)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好 1.5 技术参数及设计要求 丰田RAV4 2009款2.0MT经典版的具体参数见表1.1。 表1.1 车型参数 参考 爬坡度 最大功率最大转矩车身 一档 主减 滚动 车型 /转速 /转速 总质量 传动比 速比 半径 丰田 RAV4 110kw/ 192Nm/ 45 1495kg 5.971 3.8 225 2009款6000rpm 4000rpm 2.0MT经 典版 本次课程设计的基本 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 有: 1)根据所给的车型及整车技术参数,选择合适离合器的结构类型,设计计算确定其相关参数与尺寸; 2)绘制离合器总成工程图纸一份(A1); 3)绘制离合器部件总成工程图纸一份(A2); . . 第2章 摩擦片的设计 2.1 离合器摩擦片参数的确定 ,2.1.1 后备系数 ,后备系数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。在选择时，应考虑到摩擦片在使用中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、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。 ,各类汽车离合器的取值范围见表2.1。 ,表2.1 离合器后备系数的取值范围 , 后备系数车型 1.20-1.75 乘用车及最大质量小于6t的商用车 1.50-2.25 最大质量为6-14t的商用车 1.80-4.00 挂车 本次课程设计的对象为丰田RAV4 2009款，属于运动型多用途汽车，故本次课 ,,程设计的后备系数范围为1.20~4.0，取=1.20。 2.1.2 单位压力P 0 单位压力P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0 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。 当摩擦片采用不用的材料时，P取值范围见表2.2。 0 表2.2 摩擦片单位压力P的取值范围 0 P/MPa 单位压力0摩擦片材料 0.15-0.25 模压 石棉基材料 0.25-0.35 编织 铜基 粉末冶金材料 0.35-0.50 铁基 0.70-1.50 金属陶瓷材料 MPa选择:,采用石棉摩擦材料时，一般=0.14~0.3。对于P0.1,P,1.5MPaP000 . . 轿车=0.18~0.3，本次设计为丰田轿车，选取 MPaPP,0.2MPa002.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 Tc T,,,T,1.75，192,336N,mc f2.1.4 摩擦因数、摩擦面数Z和离合器间隙?t f摩擦片的摩擦因数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 f度等因素。各种摩擦材料的摩擦因数的取值范围见表2.3 f表2.3 摩擦材料的摩擦因数的取值范围 f 摩擦因数摩擦材料 0.20-0.25 模压 石棉材料 0.25-0.35 编织 0.25-0.35 铜基 粉末冶金材料 0.35-0.50 铁基 0.4 金属陶瓷材料 f本次设计取=0.25。 摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结 构尺寸。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是双片推式膜片弹簧离合 器，因此Z=4。 2.2 摩擦片基本尺寸的计算 2.2.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b 摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器 所需传递转矩大小有一定关系。 T,12emax312，1.75，192，1033,D=?203.5mm (2-1) 33πf,p(1,c)3.14，0.25，4，0.2，(1,0.62)0 查表，取D =250mm。 表2.4 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 Dmm/ 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 dmm/ . . bmm/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 cdD,/ 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 31,c 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 单位面积 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 2/cm 摩擦片 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 系列尺寸，取D=250mm，d=155，b=3.5，c,0.762。 2.3 离合器基本参数的校核 2.3.1 最大圆周速度 ,,,3,3 v,nD，10,，4000，250，10,52.3m/s,70m/sDemax6060 D式中， 为摩擦片最大圆周速度(m/s);为发动机最高转速取4000;r/minnvemaxD 为摩擦片外径径取250; mm 故符合条件。 2.3.2 直径误差 摩擦片的内、外径比c应在0.53,0.70范围内，本次设计取c = d/D=0.62 ,代入(2.1)中，得D=250mm, D与D的误差在1,3mm之间，符合要求。 11 2.3.3 单位摩擦面积传递的转矩 Tc0 Tc44，3362Tmm,0.00278 =,(N?/) m0c2222,ZDd,，4，(250,155)(,) TN,m式中，为离合器传递的最大静摩擦力矩336; c 4TcT =,,,T 式(2-2) c0c022,()ZD,d 2mm式中，为单位摩擦面积传递的转矩(N)m/);为其许用值(N)Tc0 2mmm/)，按下表2.5选取。 表2.5 单位摩擦面积传递转矩的许用值 离合器规格D/mm -20.28 0.30 0.35 0.40 10T/c0 22mmmm,当摩擦片外径D210mm时，=0.35N?/>0.278 N?/，故符合要[T]mmc0 . . 求。 2.2.4 单位摩擦面积滑磨功 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤， 离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值[w]。 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为: 2222221495，0.225mrπn3.14，2000areW = () = () =12884.02(J) 22225.971，3.818001800ii0g 式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J) m为汽车总质量取1495kg; a 为轮胎滚动半径0.225m; rr 为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.8 ig 为主减速器传动比5.971; i0 n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min; ee 4，12884.024W2, = = 0.106J/mm ,2222πZ(D,d)3.14，4，(250,155) 2满足 < [] = 0.4 0J/mm要求。 ,, 经过校核后确定摩擦片的主要参数如表2.6所示。 表2.6 摩擦片的相关参数 摩擦片外径D 摩擦片内径d 后备系数β 厚度b 单位压力Po 250mm 155mm 1.75 3.5 0.2MPa . . 第3章 膜片弹簧的设计 3.1 膜片弹簧的基本参数的选择与计算 H3.1.1 截锥高度H与板厚h比值和板厚h的选择 h 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一般h 为1.5,2.0，板厚h为2,4 mm H故初选h=3, =2.0则 H=6. mmmmh 3.1.2 自由状态下碟簧部分大端R、小端r的选择和R/r比值 研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误 差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r一般为1.2,1.3， 则可取R/r=1.2。 Dd，250，155摩擦片平均半径， R,,,101.25(mm)C44 对于拉式膜片弹簧的r值，应满足关系,即取r=105mm。 r,RC 再结合实际情况取R/r=1.2,则R=126mm。 3.1.3 膜片弹簧起始圆锥底角的选择 , ,arctan[H/(R-r)]=arctan[6/(126-105)]?12.5?，满足9?,15?的范围。 , 3.1.4 分离指数目n的选取 取为n=18。 3.1.5 切槽宽度、及半径 r,,e12 =3.2~3.5mm，=9~10mm ,,12 取,3.25mm, =10mm， 满足r->=。 rr,,,ee221 3.1.6 压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定 rR11 和需满足下列条件: Rr11 ， 1,R,R,70,r,r,611 故选择,120mm， ,110mm。 rR11 . . 11DD校核:()(压紧)，()(分离) ，,,，,,DdRDdr114242 1250(250，155),120,(压紧) 42 1250(250，155),110,(分离) 42 故满足条件。 3.1.7 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧工作点位置如图3-1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位 ,,(,，,)/2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在置，而且1H1M1N 凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般，以保证摩擦片,,(0.8,1.0),1B1H在最大磨损限度范围内的压紧力从到变化不大。当分离时，膜片弹簧工作,,FF1B1A 点从B变到C。为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。 图3-1 膜片弹簧工作点位置 3.1.8 膜片弹簧材料 制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳 . . 强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。 3.1.9 膜片弹簧强度计算与应力校核 子午断面在中性点O处沿圆周方向的切向应力为零，O点以外的点均存在切向 、y)的切向应力(M)应变力和切向应力。建立坐标xOy，则断面上任意点(x,Pta为 ,,Ey，，x,,,,/2,,,,,= (3-1) t2,,e，x1,,,, ,式中，α为自由状态时圆锥底角 (rad);为从自由状态起，子午断面的转角(rad) h,，;e为中性点半径(mm)，e=。 ,,，，，，R,r/lnR/r，，2e,r ,,由上公式可知，当一定时，一定的切向应力在坐标轴系中呈现线性分布，t 当,=0时有 t y= (3-2) ，，,,,/2x ,因很小，?则表明:对于一定的零应力分，，，，,,,/2,,,/2tan(,,,/2) ,布在过O点而与x轴成角的直线上。实际上，当x=时，无论为何，，,,,/2,et ,值，均存在y=，即对于一定的，等应力线都汇交于K点，其坐标为，，,,,,/2e x=，y=。显然，OK为零应力直线，其内侧为压应力区，外侧为拉，，,,,,/2e,e 应力区;等应力线越远离零应力线，其应力值越高。由此可见，弹簧部分内上缘B 、Ah/2点的切向压应力最大。当K点的纵坐标>时，点的切向拉应力最，，,,,/2e 大。 分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核其强度。将B点 y,h/2,坐标和代入(3-1)，可得B点的应力为 ，，x,,e,rtB ,,rEe,h，，2,,， (3-3) er，，,,,,,,,tB2,,221,,，，,, Pa,代入数据可得:=1680.5M tB ,令d,/d,,=0，可求出达到极大值时的转角 ptBtB h,，,, (3-4) p，，2e,r . . 式(3-4)表明，B点最大压应力发生在比其压平位置再多转动一个角度，，h/2e,r的位置。 ,当离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角,,,，计算时，取,fptB ,,;如果,,,，则取,。 pfpf ,在分离轴承推力的作用下，B点还受弯曲应力，其值为 FrB2 ，，6r,rFf2,, (3-5) rB2nbhr b式中，,为分离指数目;为一个分离指根部的宽度(,,)。 r ,=137.8 MPa 代入数据可得:rB ,考虑到弯曲应力是与切向压应力,相互垂直的拉力，根据最大切应力强度tBrB 理论，B点的当量应力为 ,,,,, (3-6) jBtBrB ,代入数据可得=1542.7M PajB 实验表明，裂纹首先在最大应力点,点产生，但此时裂纹并不发展到损坏，且不 ‘A明显影响其承载能力。继后，在点由于拉应力产生裂纹，这种裂纹是发展性的， ,一直发展到使其破坏。在实际设计中，当膜片弹簧采用60Si2MnA时，不应大于jB1700 MPa。 3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示: ，，,，Ehx，RrRrxRr1ln(/),1,2 (3-7) P1fx(1)H(x1)(H)h,,,,，,,,,22,2,RrRr6(1,)(,)bRr，，1111，，11 5E―弹性模量，钢材料取E=2.06×10Mpa; b―泊松比，钢材料取b=0.3; 式中， R―自由状态下碟簧部分大端半径，mm; r―自由状态下碟簧部分小端半径，mm; R1―压盘加载点半径，mm; r1―支承环加载点半径，mm;H―自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm;h―膜片弹簧钢板厚度，mm。 当离合器分离时，膜片弹簧的加载点将发生变化，从支承环和压盘的加载点转移到支承环和分离轴承的加载点，设分离轴承的加载的力为F(N)，则有如下的关系: 2 . . R,r11F,F (3—8) 2 1r,r1f 把上式代入式(3—7)则 F与膜片弹簧末端变形,关系为 11 ，，,,,,，，Ehln(R/r)RrRr,,,,,211,,,,FHHh,,,， (3—9) ,,,21,,2,,,,6(1)(Rr)(rr)Rr2Rr,,,,,,，，111f1111,,,,，， 根据图3-1 中的膜片弹簧的弹性特征曲线，M和N点为曲线的一阶导数点为0点，而中间的H点位曲线的拐点，即为曲线的二阶导数点为0点，所以: 2，，,,,,，，,,,Ehln(R/r)3RrRr222,,,,,,,,，，F',3H,Hh (3—10) 111,,22,,,,,,,,6(1)(Rr)2RrRr,,,，，11,11,,11,，， 2，，,,,,，，,EhRrR,rR,rln(/),,,,,,F,,H"3,3 (3—11) 11,,22,,,,,R,rR,rR,r6(1)(),,,，，111111,,,,，， 当=0时，得: F"1 HRr(,)11,, (3—12) 1(R,r) 式(3—12)代入R、r、R、r得,=2.86mm，即,=2.86mm 1111H 而B点为膜片弹簧压紧状态的而,:0.8,?,?, 则选,=2.5mm 1B1H1B1H1B 当=0时，得 F'1 2,,,,3R,rR,r222,,,,,,3H,，H，h,0 (3—13) 11,,,,2R,rR,r,11,,11, 式(3—13)代入R、r、R、r得,=1.69mm和4.02mm，即,=1.69mm，,=4.02mm。 1111M1N 而A点为摩擦片在最大磨损的情况下的膜片弹簧的弹性变形，其: ,,=,,,=Z,,S 1B1Ac0 式中Z—离合器的摩擦片表面数目，双片Z=4;,S—每个摩擦工作表面的最大cc0 允许磨损量，一般为,S=0.5,1mm。 0 根据摩擦片的特点，,,=2mm，也就是,=0.5mm;而C点为离合器彻底分离的1A 的点，其略大于，所以,c=4.5mm;将,，,，,分别代入:得F=442.5N，11B1A1C1BF=453N，F=98.1N，得到压紧时的力为453N，分离轴承的分离终端时的用力为1A1C 98.1N。 . . 所以经过验算最终得出的膜片弹簧的基本参数如表3.1所示。 表3.1 膜片弹簧的相关参数 截锥高度H 板厚h 分离指数n 圆底锥角 , 06mm 3mm 18 12.5 . . 第4章 扭转减振器的设计 4.1 扭转减振器主要参数 带扭转减振器的从动盘结构简图如下图4-1所示弹簧摩擦式: 图4-1带扭转减振器的从动盘总成结构示意图 1—从动盘;2—减振弹簧;3—碟形弹簧垫圈;4—紧固螺钉;5—从动盘毂;6—减振摩擦片;7—减振盘;8—限位销 由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。 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， T=(1.5,2.0) Tjemax 对于乘用车，系数取2.0。 则T=2.0×,2.0×192,384(N?) Tmjemax 4.1.2 扭转刚度k, 由经验公式初选 k,13 Tj , 即k,,13,T,13×384,4992(N?/rad) mj . . 4.1.3 阻尼摩擦转矩 T, 可按公式初选，,(0.06,0.17)，则=0.1×192=19.2(N?)。 TTTTm,,,emax4.1.4 拉紧力矩 Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 满足以下关系: Tn ,(0.05,0.15)且,192 N? T,TTTm,nemaxn 而,(0.05,0.15),9.6,28.8 N? TmTemaxn 则初选,20N?m Tn 4.1.5 减振弹簧的位置半径R 0 R的尺寸应尽可能大些，一般取 0 R=(0.60,0.75)d/2 0 则取R=0.65?d/2=0.65×155/2=50.375(mm),可取为52mm. 0 4.1.6 减振弹簧个数Z j 表4.1 减振弹簧的选取 摩擦片外径225~250 250~325 325~350 350 D/mm Z 4~6 6~8 8~10 10 j 当摩擦片外径D,325mm时， Z=4,6 j 故取Z=5 。 j ,4.1.7 减振弹簧总压力F 当减振弹簧传递的转矩达到最大值T时，减振弹簧受到的压力F,为 j ,3,10F,T/R,384/(52×),7.38(KN) 0j 4.1.8 极限转角, 2.50,,,arctanarctan,3本次设计= R242 ,,2.5 ， R,52 . . 4.2 减振弹簧的计算 在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计 相关的尺寸。 4.2.1 减振弹簧的分布半径R1 R的尺寸应尽可能大些，一般取 1 R=(0.60,0.75)d/2 1 式中，d为离合器摩擦片内径 故R=0.65d/2=0.65×155/2=50.375(mm)，即为减振器基本参数中的R0 1 4.2.2 单个减振器的工作压力P /Z=7384/51476.8(N) P= F,, 4.2.3 减振弹簧尺寸 1)弹簧中径Dc 其一般由布置结构来决定，通常 D=11,15mm C 故取Dc=12mm 2)弹簧钢丝直径d 8，1476.8，128PDc33d===4.018mm ,[,],，580 [,式中，扭转许用应力]可取550,600Mpa,故取为580Mpa，所以d=5mm。 3)减振弹簧刚度k 应根据已选定的减振器扭转刚度值k,及其布置尺寸R确定，即 1 4992k,,307.69(N/mm)k= ,,3221000，(52，10)，21000Rn1 4)减振弹簧有效圈数 i 弹簧的切变模量G=78500Mpa，E=19600Mpa,……GB/T 1236—76，表30.2-4 444Gd7.85，10，5i,,,6 338，12，307.69Dk8c 所以 =6 i 5)减振弹簧总圈数n . . 其一般在6圈左右，与有效圈数之间的关系为 i n=+(1.5,2)=8 i 减振弹簧最小高度 =44mm l,n(d，,),1.1dnmin 弹簧总变形量 P1476.8lmm ,,,,4.8k307.69减振弹簧总变形量 l0 ==44+4.8=48.8mm ll，,l0min 减振弹簧预变形量 320，10T'n,l,=0.208mm ,kZR307.69，6，521 6)减振弹簧安装工作高度 l '=48.8-0.208=48.8mm l,l,,l0 7)限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 ,1 ,,Rsin,12式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.5,4mm。 R,21所以可取为3.8mm, 为72mm. ,R12 'd8)限位销直径 'd按结构布置选定，一般 'd,9.5,12mm。 'd可取为10mm 综上所述，扭转减振器的参数如表4.2所示。 表4.2 扭转减振器相关参数 阻尼摩擦力预紧转减振弹簧的位减振弹簧 极限转 Tj矩 个数TZ矩 置半径 Tn ,jn0 384N?m 19.2N?m 20N?m 52mm 6 . . 第5章 离合器其它主要部件的结构设计 5.1 从动盘毂的设计 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T。 emax 表5.1 从动盘毂花键的尺寸 摩擦片发动机最大花键尺寸 挤压应力外径 转矩齿数n 外径内径齿厚有效尺/MPa ,cD/mm D/mm d/mm t/mm 长l/mm T/(N?m) emax 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 本次设计D = 250mm ，T= 192N?m 故选择花键数据如表5.2所示: emax 表5.2 选取花键的相关尺寸 摩擦片发动机最大转花键尺寸 挤压应力外径 矩 齿数n 外径内径齿厚有效尺/MPa ,cD/mm D/mm d/mm t/mm 长l/mm T/(N?m) emax 200 192 10 35 28 4 35 10.2 花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力τ ( MPa)的强度校核: ,jj . . 8,emax,,,,,,,30MPa jj22，，D,dznl 4,emax,, ,,,,,15MPajj，，D，dznlb 式中:D ，—分别为花键外径及内径，mm; d n—花键齿数; l，b—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm; z—从动盘毂的数目; —发动机最大转矩，N.mm。 ,emax 从动盘毅通常由40Cr ， 45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28,32。 由表5.2选取得: 花键齿数n=10; 花键外径D=35mm;花键内径d=28mm;键齿宽b=4mm;有效齿长l=35mm;挤压应力=10.2MPa; , 校核计算如下: 8,322maxe,,,(8，192，10)/[(35,28)，2，10，35],4.97Mpa j22，，,Ddznl 4,3emax,,,(4，192，10)/[(35，28)，2，10，35，4],4.35Mpaj，，，Ddznlb ,,=4.97MPa; ,,,30MPa,jj ,,=4.35MPa;符合强度得要求。 ,,,30MPa,jj 5.2 从动片和波形弹簧片的设计 设计从动片，要尽量减轻其重量，并使其质量的分布可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。为了减小转动惯量，从动片做的比较薄，一般在1.3mm—2.2mm。根据设计的需要采用从动片的厚度为2 mm，材料为中碳钢板(50号)，表面硬度为35,40HRC，结构采用分开式弹性从动片结构。 波形片材料采用65Mn，厚度为0.7mm，硬度为40,46HRC，并经过表面发蓝处理。 5.3 离合器盖的设计 1) 离合器盖结构设计要求。应具有足够的刚度，否则将影响离合器的工作特性， . . 增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。为此可采用如下的措施:适当的增大盖的板厚，使钢板厚度达到4mm;在盖内的圆周处翻边。 2)和飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。 3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。 4) 离合器盖的材料。由于设计的离合器是乘用车用的，所以离合器盖的加工工艺为冲压制造，所以采用的是4mm的 10号钢板冲压而成。 5.4 压盘的设计 5.4.1 对压盘结构设计的要求: 1) 压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。 2) 压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15,25 mm 。 3) 与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15,20 g?cm 。 4) 压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。 压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170,227HBS。 5.4.2 压盘的结构设计与计算 0C对于带拖车的汽车，在一次离合器结合过程中产生的温度不能超过20。所以， W,0,20Ct = mc 22D,dV,由m = = h(),,4 ,W0,20C得出:t = 22Dd,h(),,c4 . . ,W所以，，代入数据计算得: h,22Dd,20(),,c4 ,W0.25，12884.02h,,,4.678mm2222Dd,250,155-9,,20()c20，()，3.14，7800，10，481.444 所以只需h5mm即可，根据需要可取h=15mm。 , 式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=12884.02J; γ为传到压盘的热量所占的比例，对双盘离合器的压盘. γ=0.25; m为压盘质量(kg); V为压盘估算面积; 0Cc为压盘的比热容，铸铁:c=481.4 J/(kg?); 3,为铸铁密度，取7800 kg/m; D为摩擦片外径取200mm; d为摩擦片内径取140mm; h为压盘厚度，取=15 mm; 0Ct为压盘温升()。 . . 第6章 设计小结 本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AutoCAD设计一个三菱汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。 本次设计我利用AutoCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法;对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面;充分利用计算机CAD技术进行了绘图;提高了计算机的使用能力。 自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用课程设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些新的设计方法。尤其是在画图方面，进一步熟练、巩固，这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了基础。 指导教师认真细致的指导和帮助，我表示最真挚的感谢～ . . 七 参考文献 [1].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 [M].北京:清华大学出版社,2005 [2].王望予.汽车设计[M]. 北京:机械工业出版社，2007 [3].陈家瑞.汽车构造[M].北京:人民交通出版社，2002 [4].刘惟信.汽车设计 [M].北京:清华大学出版社,2001 [5].巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳:东北大学出版社,2006 .