拉式单支撑膜片弹簧离合器的主动部分设计.doc

拉式单支撑膜片弹簧离合器的主动部分设计绪论1.1 概述对于内燃机汽车来说，离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在，它是汽车传动系中直接与发动机相连接所总成。目前，各种汽车广泛采用的摩擦式离合器主要依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）等四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。在早期研发的离合器中，锥形离合器最为成功。近来，人们对离合器的要求越来越高，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此，提高离合器的可靠性和延长其使用寿命，适应发动机的高转速，增加离合器传递转矩的能力和简化操纵，已成为离合器的发展趋势。随着汽车发动机转速、功率不断提高和汽车电子技术的高速发展，人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展，传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。1.2 设计任务书离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，离合器的输出轴就是变速箱的输入轴。在汽车行驶过程中，驾驶员可根据需要踩下或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离和逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力。能按工作需要随时将主动轴与从动轴接合或分离的机械零件。可用来操纵机器传动系统的起动、停止、变速及换向等。在设计过程中应满足以下要求：（1）能在任何行驶情况下，可靠地传递发动机的最大扭矩。为此，离合器的摩擦力矩（）应大于发动机最大扭矩（）；（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，以免汽车起步冲撞或抖动；（3）分离迅速、彻底。换档时若离合器分离不彻底，则飞轮上的力矩继续有一部份传入变速器，会使换档困难，引起齿轮的冲击响声；（4）从动盘的转动惯量小。离合器分离时，和变速器主动齿轮相连接的质量就只有离合器的从动盘。减小从动盘的转动惯量，换档时的冲击即降低；（5）具有吸收振动、噪声和冲击的能力；（6）散热良好，以免摩擦零件因温度过高而烧裂或因摩擦系数下降而打滑；（7）操纵轻便，以减少驾驶员的疲劳。（8）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，衬面磨损在一定范围内，要能通过调整，使离合器正常工作。2 摩擦片计算2.1发动机设计技术参数Memax（Ne）Nemax（Ne）150N.m（3500rpm）95Kw（5000rpm）2.2离合器后备系数的选择摩擦离合器是靠存在于主，从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩为式中，f为摩擦面间的静摩擦因数，计算时一般取0.25-0.30；F为压盘施加在摩擦面上的工作压力；为摩擦片的平均摩擦半径；Z为摩擦面数，单片的Z=2，双片的Z=4.而在离合器使用过程中，为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计应大于发动机最大转矩，即式中，为发动机最大转矩；为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机的最大转矩之比。式中的=150.，而设计的离合器是适用于小型乘用车，所以的取值由下表（2-1）可得取1.4。表2-1离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.201.75最大总质量为614t的商用车1.502.25挂车1.804.00所以经计算可得=150x1.4=210N.M。2.3摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸，质量和使用寿命有决定性的影响。摩擦片的外径可经验公式由式: 求得 为直径系数，取值见表3-4 取14.6 得D=250mm。表2-2直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为1.814.0t的商用车16.018.5(单片离合器)13.515.0(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车22.524.0根据离合器摩擦片的标准化、系列化原则，根据下表2-3“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB145774）表2-3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比单位面积1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302003001753.50.583466003251903.50.58554600可取：摩擦片有关标准尺寸：外径D=250 内径d=155厚度b=3.5 2.4单位压力P的确定 摩擦面承受的单位压力为摩擦片的摩擦因素f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度，单位压力和滑磨速度的因素。其具体选择由表2-4可得摩擦材料摩擦因素f石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50金属陶瓷材料0.4取金属陶瓷材料f=0.4，取Z=2.所以经计算得P=0.0843MP2.5摩擦片基本参数的优化（1）摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65-70m/s（2）摩擦片的内外径之比c应该在0.53-0.7的范围内，符合要求（3）为了保证离合器可靠的传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的应在1.2-4.0 的范围内。=1.4符合要求（4）为了反映离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其需用值，即的值查表2-5表2-5单位摩擦面积出传递转矩的许用值离合器规格210210-250250-325325/0.280.300.350.40（5）为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单位压力根据所用的材料在一定范围内选取，的最大范围为0.10-1.50M，而由上2.4部分计算所得=0.0843 M可知符合要求。（6）为了降低汽车启动时的热负荷，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦片的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即对于乘用车w=0.4J/mm，w为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功式中的为汽车总质量（kg），此处取2000kg。为汽车启动时的所用变速器挡位的传动比，此处取3.5,。为主减速器传动比，此处取5.9.为发动机转速（r/min）,计算时取2000 r/min。位车轮滚动半径，此处我取0.3m。计算得w=9217JW=0.153W所以符合许用要求3膜片弹簧设计3.1膜片弹簧基本参数的选择（1）膜片弹簧原始内截锥高与弹簧片厚度比的选择此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧离合器多取： 1.5H/h=,则=r-=102-10=92mm故取90mm。(7) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定应略大于且尽量接近r，应略小于R且尽量接近R。本设计取=22mm，=103 mm。3.2膜片弹簧的优化设计（1）为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的与初始锥角应在一定范围内，即1.5H/h=5/32.0（2）弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即（3）为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径（或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径）应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即101.25mm=（4）根据弹簧结构布置要求，与，与（膜片弹簧小端半径）之差应在一定范围内选取，即 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F(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： 式中，E材料的，弹性模量对于钢：E=2.1Mpa； 松比，钢材料取b=0.3； R自由状态下碟簧部分大端半径，124mm； r自由状态下碟簧部分小端半径，102mm； R1压盘加载点半径，122mm； r1支承环加载点半径，103mm； H自由状态下碟簧部分内截锥高度，5mm；h膜片弹簧钢板厚度，3mm。汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图3-1所示。图3-1膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形 (7.2)经过整理式（5.1）可得如下关系式： 利用式公式的特性曲线，如图3-2所示。图3-2并求出凸点mm，代入求出并求出凹点mm，代入求出经过二次求导得出拐点=4.524mm。代入求出当离合器分离时，膜片弹簧加载点发生变化。设分离轴承对膜片弹簧指所加的载荷为P2，对应此载荷作用点的变形为2。由 所以可以得出膜片弹簧的各个工作点的数据下表3-3表3-3膜片弹簧工作点的数据3.1424.5245.90610.58415.89419.8948259.9177653.657047.682452.1632272.1772092.283.3膜片弹簧的强度校核前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点O转动的条件下推导出的。根据这一假定可知，截面在O点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。O点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。若如图7.2所示以中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系，则截面上任意点的切向应力为： （7.8）式中：碟簧部分子午截面的转角，rad；膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad；图7.2中性点O为坐标原点在子午截面处建立x-y坐标系中性点O的半径，mm； 。了分析断面中断向应力的分布规律，将（3-14）式写成Y与X轴的关系式： （7.9）由上式可知，当膜片弹簧变形位置一定时，一定的切向应力t在X-Y坐标系里呈线性分布。当时，因为的值很小，我们可以将看成，由上式可写成。此式表明，对于一定的零应力分布在中性点O而与X轴承角的直线上。从式（3.16）可以看出当时无论取任何值，都有。显然，零应力直线为K点与O点的连线，在零应力直线内侧为压应力区，外侧位拉应力区，等应力直线离应力直线越远，其应力越高。由此可知，碟簧部分内缘点B处切向压应力最大，A处切向拉应力最大，分析表明，B点的切向应力最大，计算膜片弹簧的应力只需校核B处应力就可以了，将B点的坐标X=（e-r）和Y=h/2 代入（3-17）式有： （7.10）令可以求出切向压应力达极大值的转角由于： mm所以： +=0.3812= -1578.866 N/mm2B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力F2作用下还受有弯曲应力： （7.11）式中 n分离指数目 n=18 br单个分离指的根部宽mm因此： N/mm2由于rB是与切向压应力tB垂直的拉应力，所以根据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为：N/mm2N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载能力，一般要经过以下工艺：先对其进行调质处理，得到具有较高抗疲劳能力的回火索氏体，对膜片弹簧进行强压处理（将弹簧压平并保持1214h），使其高应力区产生塑性变形以产生残余反向应力，对膜片弹簧的凹表面进行喷丸处理，提高弹簧疲劳寿命，对分离指进行局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以符合使用强度。4压盘和合器盖的设计31压盘的设计计算（1）压盘传动方式的选择由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点，故选择已被广泛采用的传动片传动方式。另选用膜片弹簧作为压力弹簧时，则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。（2）压盘几何尺寸的确定前面已经分析了如何确定摩擦片的内、外径尺寸。当摩擦片的尺寸确定后，与它配合工作的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何确定它的厚度。此处我去压盘D=255，d=77.5压盘厚度的确定主要依据以下两点：一是压盘应有足够的质量；二是压盘应具有较大的刚度。为满足上述要求压盘应做得厚些，本次设计采用15mm。（4）压盘温升校核当压盘的厚度初步确定后，需要校核离合器一次接合的温升 压盘的材料我们初选铸铁，由此可得其比热容c=481.4J/(kg) 压盘的质量kg而由摩擦片传到压盘的热量所占的比例为=%根据离合器接合一次所产生的总滑磨功：=9217J = = 压盘温升=2.7= = 所以t8-10所以压盘的升温合格。（3）传动片 传动片的作用是在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动