汽車離合器設(shè)計cj

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1、 1.2技術(shù)參數(shù)及論文要求 發(fā)動機型號：CA488 整車質(zhì)量：2105 KG 最大扭矩/轉(zhuǎn)速（Nm/rpm）: 157/2800 主減速比：4.55 一檔速比：4.218 驅(qū)動輪類型與規(guī)格：195/80R14 一、 離合器摩擦片參數(shù)的確定 2.1 摩擦片參數(shù)的選擇 2.1.1 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= 式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，?。? A為不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響系數(shù)， 取A=47。 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表1 表1 外徑D/mm 160

2、 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 0.6

3、57 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 摩擦片標準系列尺寸，取。 2.1.2 后備系數(shù)β 后備系數(shù)是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇時，應(yīng)從以下幾個方面考慮： 1.摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩； 2.防止離合器本身滑磨程度過大； 3.要求能夠防止傳動系過載。 通常轎車和輕型貨車。所以取 2

4、.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC =204.1 2.1.4 單位壓力P0 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)。 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(yīng)隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)

5、等因素。 式中，為摩擦因數(shù)取0.3； 為單位壓力（） 為摩擦面數(shù)取2； 為摩擦片外徑取200； 為摩擦片內(nèi)徑取140； 摩擦片材料選擇石棉基材料，為單位壓力0.33，為摩擦因數(shù)取0.3。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應(yīng)滿足以下幾個方面的要求： ⑴應(yīng)具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應(yīng)耐磨。 ⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應(yīng)較好 ⑷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 ⑸磨合性能要好，

6、不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對摩擦性能的影響應(yīng)最小 ⑺結(jié)合時應(yīng)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塑料摩擦片，是由耐熱和化學(xué)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(shù)大約在0.3左右,在該設(shè)計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 2.2 離合器基本參數(shù)的校核 2.2.1 最大圓周速度 式中， 為摩擦片最大圓周速度（m/s）； 為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速取2800； 為摩擦片外徑徑取200； 故符合條件。 2.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 =(N/) 式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩204.1； 當摩擦

7、片外徑D210mm時，=0.28 N/>0.0062 N/， 故符合要求 2.2.3 單位壓力 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15～.35Mpa， 由于已確定單位壓力＝0.33Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求 2.2.4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 = () = () = 11270(J) 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

8、總質(zhì)量取2105kg； rr 為輪胎滾動半徑14*25.4/2+195*0.8=0.3m； i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比4.218； i為主減速器傳動比4.55； n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min),乘用車n取2000 r/min; w = = = 0.28 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11270J 滿足w < [w] = 0.4 0J/mm要求。 摩擦片的相關(guān)參數(shù)如表2 表2 摩擦片外徑D 摩擦片內(nèi)徑d 后備系數(shù)β 厚度b 單位壓力Po 200mm 140mm 1.3 3.5 0.33MPa 二、 膜片彈簧的設(shè)計

9、3.1 膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 3.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.5～2.0，板厚h為2～4 故初選h=2, =1.5則H=1.5h=3.5. 3.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值 比值對彈簧的載荷及應(yīng)力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質(zhì)量利用率較好。因此設(shè)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(shè)計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置與分離的需要來決定，

10、一般取值為1.2～1.3。對于，膜片彈簧大端外徑應(yīng)滿足結(jié)構(gòu)上的要求和摩擦片的外徑相適應(yīng)，大于摩擦片內(nèi)徑，近于摩擦片外徑。此外，當，及等不變時，增加有利于膜片彈簧應(yīng)力的下降。 當時，摩擦片平均半徑Rc=， 對于拉式膜片彈簧的R值，應(yīng)滿足關(guān)系100RRc=85mm 故取R=90,再結(jié)合實際情況取R/r=1.25,則r=72mm。 3.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇 ＝arctanH/(R-r)=arctan3.5/(90-72)≈11，滿足9～15的范圍。 3.1.4 分離指數(shù)目n的選取 取為n=18。 3.1.5 切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.5mm, δ2=10mm

11、, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=72-10=62mm 故?。?0mm. 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需滿足下列條件： 故選擇R1＝88mm， r1＝72mm. 3.1.7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，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，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或50CrVA。 3.1.8 膜片彈簧的變形特性和加載方式 由于膜片彈簧采用拉式結(jié)構(gòu)，故其正裝。離合器在分離和結(jié)合時，膜片彈簧的加載情況不一樣，相應(yīng)的有兩種加載方式

12、和變形情況： 1) 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)，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，離合器蓋前端面靠攏。因此，離合器蓋通過支承環(huán)4對膜片施加載荷，膜片彈簧幾乎變平。同時在壓盤處也作用有載荷。我們把稱作壓緊力。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。 2) 分離時：當分離軸承以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

13、步產(chǎn)生附加變形和。此時膜片彈簧大端處的變形。 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轉(zhuǎn)動。 設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 式中，E――彈性模量，鋼材料取E=2.06Mpa； 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； R1――壓盤加載點半徑，mm； r1――支承環(huán)加載點半徑，mm；

14、 H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm； h――膜片彈簧鋼板厚度，mm。 圖形如下： 圖4.1彈性特性曲線 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表3 表3 截錐高度H 板厚h 分離指數(shù)n 圓底錐角 3.5mm 2mm 18 11 三、 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 4.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 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4.2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

15、往經(jīng)驗和實驗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)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取， Tj=(1.5～2.0) 對于乘用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0＝2.0157＝314（Nm） 4.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度k 由經(jīng)驗公式初選 k Tj 即k＝Tj＝13314＝4082（Nm/rad） 4.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 可按公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17） 取Tμ=0.1 =0.1157=15.7(Nm) 4.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。 Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～

16、0.15）且TnTμ＝15.7Nm 而Tn＝（0.05～0.15）＝7.85～23.55 Nm 則初選Tn＝15Nm 4.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 則取R0=0.65d/2=0.65140/2=45.5(mm),可取為46mm. 4.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj 當摩擦片外徑D250mm時， Zj=4～6 故取Zj=6 4.1.7 減振彈簧總壓力F 當減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為 F＝Tj/R0＝314/(46)＝6.826(kN) 4.2 減振彈簧的計算 在初步選

17、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 R1的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故R1=0.65/2=0.65140/2=45.5(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 4.2.2單個減振器的工作壓力P P= F/Z=6826/61137.7(N) 4.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常 Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===3.91mm 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力]可取550～60

18、0Mpa,故取為580Mpa d取4mm 3）減振彈簧剛度k 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= 4）減振彈簧有效圈數(shù) 4.0 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 n=+(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =30.8mm 彈簧總變形量 mm 減振彈簧總變形量 ==30.8+3.54=34.34mm 減振彈簧預(yù)變形量 =0.169mm 減振彈簧安裝工作高度 =34.34-0.169=34.171mm 6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，其值為 =4.19972

19、 7）限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。 所以可取為3mm, 為52mm. 8）限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 ＝9.5～12mm。 可取為10mm 扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表4 表4 極限轉(zhuǎn)矩Tj 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧個數(shù)Zj 314 Nm 15.7 Nm 15 Nm 46mm 6 四、 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 從動盤總成由摩擦片、從動片、扭轉(zhuǎn)減振器和從動盤轂等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構(gòu)件，但是其工作壽命薄弱，因此在結(jié)

20、構(gòu)和材料上的選擇是設(shè)計的重點。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，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩T 花鍵尺寸表5 表5 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T/(Nm) 花鍵尺寸 擠壓應(yīng)力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 200 157 10 32 26 4 30 11.5 5.2從動片的設(shè)計 為了使離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)，這樣，在

21、離合器的結(jié)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的彈性從動片。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)

22、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，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 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窗孔，或在蓋上加設(shè)通風扇片等。 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)壓盤應(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筋，以幫助散熱通風

23、。中間壓盤可鑄出通風槽，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，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于15～20 gcm 。 4)壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)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 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶

24、動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應(yīng)允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用傳動式的傳力方式。由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 t = (1) m = = (2) t = ==4.69 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=11270J γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤. γ=0.5； m為壓盤質(zhì)

25、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)； 為鑄鐵密度，取7800 kg/m； 為摩擦片外徑取200； 為摩擦片內(nèi)徑取140； h為壓盤厚度，取=15 mm； t為壓盤溫升（） 滿足壓盤溫升不超過8~10要求。 6.1離合器操縱機構(gòu)的要求 1.踏板力要盡可能小，乘用車一般在80-150N范圍內(nèi)，商用車不大于150-200N。 2.踏板行程一般在80-150mm范圍內(nèi)，最大不應(yīng)超過180mm。 3.應(yīng)有踏板行程調(diào)整裝置，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復(fù)原。 4.應(yīng)有踏板行程限位裝置，以防止操縱機構(gòu)的零件因受力過大而損壞。 5.應(yīng)有足夠的剛度。 6傳動效率要高。 7.發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。 8工作可靠、壽命長，維修保養(yǎng)方便。 6.2操縱機構(gòu)型式的選擇 常用的離合器操縱機構(gòu)主要有機械式、液壓式等。 液壓式操縱機構(gòu)主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合較柔和等優(yōu)點。鑒于上述優(yōu)點我們選擇液壓式操縱機構(gòu)。 14