合理選擇摩擦片參數(shù)車輛

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1、4.1 合理選擇摩擦片參數(shù) 4.1.1 初選摩擦片的相關(guān)要求 通常情況下，我們用D來表示摩擦盤的外徑，它是初選摩擦片的條件之一，具體包括兩個方面：一是離合器壽命，二是設計重量。摩擦盤外徑屬于離合器的尺寸，與后者的扭矩傳遞緊密相關(guān)。 D= 式中，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，??； 對于小轎車的使用條件和結(jié)構(gòu)， 取A=47。 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表4.1 表4.1 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

2、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 40

3、2 466 546 678 729 908 1037 摩擦片標準系列尺寸，取。 4.1.2 后備系數(shù)β 安全系數(shù)有助于減少啟動時的車輛滑動距離，從而保證離合器能夠?qū)l(fā)動機扭矩準確無誤地進行傳遞。不過為避免離合器由于尺寸太大而造成的傳動系統(tǒng)的過載減少，操作低，儲備系數(shù)不會太大。 由于離合器離合器是膜片彈簧離合器，因此在使用過程中摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會降低（在開始時略高）。 此外，汽車的備用功率相對較大，運 行條件較好，采用較小的值更好，因此首先應用β= 1.3。 4.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩 4.1.4 單位壓力 通常情況下，我們用P來表

4、示單位壓力，而單位壓力的大小是由多方面因素共同決定的，如摩擦板的質(zhì)量和直徑，再比如離合器的材料和工作條件等。由于離合器的使用頻率相對較高，而且往往不具備良好的工作條件，所以其單位壓力相對較小。由于其他條件相同，由于摩擦板的外徑增大，摩擦板的外邊緣的線速度大，并且在滑動期間產(chǎn)生熱量。另外，由于整個部件很大，部件的溫度梯度也很大，部件不能均勻加熱。為了避免這些缺點，單位壓力P應當隨著摩擦板的外徑增加而減小。應考慮聯(lián)軸器工作條件的選擇，發(fā)動機輔助力的大小，摩擦襯片的尺寸，材料及其質(zhì)量和安全系數(shù)。 上述公式中，代表摩擦因數(shù)，通常按照0.3來計算； 和分別代表摩擦面數(shù)和單位壓力，前者通常按照2來

5、計算，后者的單位為； 和則分別代表摩擦片的外徑和內(nèi)徑，在實際計算過程中，前者取200，后者取140； 石棉基材料是摩擦片的主要材料； 摩擦片的工作條件相對較差，為了保證永久穩(wěn)定運行，摩擦片的性能應符合汽車運行條件的要求： ⑴摩擦系數(shù)應當具備非常強的穩(wěn)定性，幾乎不會受到滑膜速度、單位壓力或者溫度等各個方面的影響； ⑵具備較強的耐高溫性和耐磨性； ⑶有足夠的機械強度，并且能適應高溫條件； （4）耐熱性較好，需要在高溫下分離粘合劑，無氣味，不易燃燒; （5）運行性能良好，不會劃傷飛輪和壓板等部件表面。 （6）油和水對摩擦性能的影響應該是最小的。 （7）組合應光滑而不“咬住

6、”和“抖動”。 根據(jù)上述要求，石棉塑料摩擦片經(jīng)常用于本發(fā)明的車輛離合器中，該離合器 是通過混合石棉的熱壓，粘合劑和其它具有良好耐熱性和化學穩(wěn)定性的輔助材料制成的。 摩擦系數(shù)約為0.3，在設計中選擇石棉復合摩擦片。 4.2 離合器基本參數(shù)的校核 4.2.1 最大圓周速度 上述公式中，代表摩擦片的最大圓周速度，單位為m/s； 代表發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)速，一般按照6500來計算； 代表摩擦片外徑，一般按照200來計算。 4.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 =（N·/） 上述公式中，代表離合器對靜摩擦力的最大傳遞值，通常按照140.4進行計算；當摩擦片外徑D210mm時，=0

7、.28 N·/>0.0043 N·/，故符合要求。 4.2.3 單位壓力 為了減小離合器滑動期間的熱應力并防止損壞摩擦板，單元的最大壓力設定為0.15至35。 4.2.4單位摩擦面積滑磨功 在駕駛室啟動時，如果離合器發(fā)生滑動，會導致摩擦片表面發(fā)生摩擦，進而提升表面溫度，甚至有造成灼傷的可能性，因此，應當盡可能避免發(fā)生滑動現(xiàn)象。 聯(lián)軸器的組合摩擦值w應低于允許值w。 我們可以用以下公式來表示車輛啟動過程中離合器組合的滑動功總量： () = () = 11898 （J） 上述公式中，代表起步過程中，離合器每次結(jié)合生成的滑磨功總量，單位為J；

8、 代表汽車的質(zhì)量，此式中按照1386kg進行計算； 代表輪胎的滾動半徑，此式中按照0.3m進行計算； 代表起步過程中變速器檔位的傳動比，此式中按照4.388進行計算； 代表主減速器傳動比，此式中按照3.454進行計算； 代表發(fā)動機轉(zhuǎn)速，此式中按照2000 r/min進行計算; 根據(jù)上述公式的計算結(jié)果，符合的條件要求。 6.扭轉(zhuǎn)減振器的設計 6.1 主要參數(shù) 圖6.1就是扭轉(zhuǎn)減振器中從動盤彈簧摩擦式的結(jié)構(gòu)簡圖： 圖6.1帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構(gòu)示意圖 示意圖上半部分的1-4分別代表從動盤、減振彈簧、碟形彈簧墊圈以及緊固

9、螺釘； 示意圖下半部分的5-8分別代表從動盤轂、減振摩擦片、減振盤以及限位銷。 由于該設計是根據(jù)以往的經(jīng)驗和實驗方法通過連續(xù)屏蔽獲得的，因此使用越來越多的單級減振器。 極限轉(zhuǎn)矩受諸如阻尼彈簧的允許載荷之類的因素限制，并且與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩相關(guān)并且通常是優(yōu)選的。可取 對于乘用車，系數(shù)取2.0。 則。 6.1.1 扭轉(zhuǎn)剛度 由經(jīng)驗公式初選 即。 6.1.2阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 ，系數(shù)按照0.1計算， 。 6.1.3 預緊轉(zhuǎn)矩 安裝過程中，通常在減震彈簧方面會有特定預緊。 滿足以下關(guān)系： 且 而 則初選。 6.1.4減振彈簧的位置半徑 尺寸越大越好，通

10、常為 ,約等于。 6.1.5減振彈簧個數(shù) 當時， 因此。 6.1.6 減振彈簧總壓力 減震彈簧在轉(zhuǎn)矩的傳遞過程中，如果到達，即最大值時，我們用來表示減震彈簧所承受的壓力，其大小如下式所示： 6.2 減振彈簧的計算 在初始選擇阻尼器的主要參數(shù)之后，可以基于該布置的可能性來確定與阻尼器設計相關(guān)聯(lián)的尺寸。 6.2.1 分布半徑 應當在給定范圍內(nèi)盡可能取最大尺寸，大部分情況下為 故。 6.2.2單個減振器的工作壓力 6.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑 通常決定于布置結(jié)構(gòu)，數(shù)值為 則。 2）彈簧鋼絲直徑 上述公式中，代表扭轉(zhuǎn)許用應力，其范圍在之間,本設計中取為。 3）減振彈簧剛度 的大小主要取決于兩個值：第一個是，也就是選定減震器的扭轉(zhuǎn)剛度值；第二個是，即布置尺寸。其計算公式可表示為 4）有效圈數(shù) 5）總?cè)?shù) ，代表有效圈數(shù)，最小高度為： 彈簧以及減震彈簧的總變形量分別表示如下： 預變形量為： 安裝工作高度為： 6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 和有關(guān)，具體數(shù)值為 7）從動盤轂缺口側(cè)邊和限位銷之間的間隙 上述公式中，代表限位銷的安裝尺寸。通常在之間，本次暫取, 為。 8）限位銷直徑 。 本次暫取10mm。