4.0吨商用车膜片弹簧离合器设计说明书.doc

中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 I 页 共 I 页 目录 1 离合器概述 1 1 1 离合器的简介 2 1 2 汽车离合器的主要功用 2 2 膜片弹簧离合器结构分析与计算 3 2 1 膜片弹簧离合器的结构 3 2 2 设计变量 4 2 3 目标函数 5 2 4 约束条件 6 3 膜片弹簧的设计 8 3 1 膜片弹簧的基本参数的选择 9 3 2 膜片弹簧的弹性特性曲线 15 3 3 强度校核 15 4 扭转减振器的设计 15 4 1 扭转减振器主要参数 15 4 2 减振弹簧的计算 15 5 从动盘总成的设计 16 5 1 盘总成零件功能介绍 17 5 2 从动盘毂 18 5 3 从动片 18 5 4 波形片和减振弹簧 18 6 压盘设计 19 6 1 离合器盖 19 6 2 压盘 20 6 3 传动片 18 6 4 分离轴承 19 7 总结 20 参考文献 21 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 0 页 共 22 页 1 离合器概述离合器概述 1 1 离合器的简介离合器的简介 联轴器 离合器和制动器是机械传动系统中重要的组成部分 共同被称为机械传动中的三大器 它们涉及到了机械行业的各个领域 广泛用于矿山 冶金 航空 兵器 水电 化工 轻纺和交通 运输各部门 离合器是一种可以通过各种操作方式 在机器运行过程中 根据工作的需要使两轴分离或结合的 装置 对于以内燃机为动力的汽车 离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的 它是汽车 传动系中直接与发动机相连的总成 目前 各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主从动部分 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 从动部分 压紧机构 和操纵机构 等四部分 离合器作为一个独立的部件而存在 它实际上是一种依靠其主 从动件之间的摩擦来传递动力且 能分离的机构 见图 1 1 离合器工作原理图 图 1 1 离合器工作原理图 1 飞轮 2 从动盘 3 离合器踏板 4 压紧弹簧 5 变速器第一轴 6 从动盘毂 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 1 页 共 22 页 1 2 汽车离合器的主要的功用 汽车离合器的主要的功用 1 保证汽车平稳起步 起步前汽车处于静止状态 如果发动机与变速箱是刚性连接的 一旦挂上档 汽车将由于突然 接上动力突然前冲 不但会造成机件的损伤 而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力 使发动机转速急剧下降而熄火 如果在起步时利用离合器暂时将发动机和变速箱分离 然后离合器 逐渐接合 由于离合器的主动部分与从动部分之间存在着滑动磨擦的现象 可以使离合器传出的扭 矩由零逐渐增大 而汽车的驱动力也逐渐增大 从而让汽车平稳地起步 2 便于换档 汽车行驶过程中 经常换用不同的变速箱档位 以适应不断变化的行驶条件 如果没有离合器 将发动机与变速箱暂时分离 那么变速箱中啮合的传动力齿轮会因载荷没有卸除 其啮合齿面间的 压力很大而难于分开 另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合 即使强行进入啮合也 会产生很大的齿端冲击 容易损坏机件 利用离合器使发动机和变速箱暂时分离后进行换档 则原 来啮合的一对齿轮因载荷卸除 啮合面间的压力大大减小 就容易分开 而待啮合的另一对齿轮 由于主动齿轮与发动机分开后转动惯量很小 采用合适的换档动作就能使待啮合的齿轮圆周速度相 等或接近相等 从而避免或减轻齿轮间的冲击 3 防止传动系过载 汽车紧急制动时 车轮突然急剧降速 而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性 仍保持原有 转速 这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩 使传动系的零件容易损坏 由于离 合器是靠摩擦力来传递转矩的 所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时 离合器的主 从动部分就会自动打滑 因而起到了防止传动系过载的作用 膜片弹簧离合器的优点 1 弹簧压紧力均匀 受离心力影响小 2 即使摩擦片磨损 压紧负荷也不减小 3 离合器结构简单 轴向尺寸小 动平衡性能好 由于离合器上述三方面的功用 使离合器在汽车结构上有着举足轻重的地位 然而早期的离合器结 构尺寸大 从动部分转动惯量大 引起变速器换档困难 而且这种离合器在结合时也不够柔和 容 易卡住 散热性差 操纵也不方便 平衡性能也欠佳 因此为了克服上述困难 可以选择膜片弹簧 离合器 它的转矩容量大且较稳定 操纵轻便 平衡性好 也能大量生产 对于它的研究已经变得 越来越重要 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 2 页 共 22 页 2 膜片弹簧离合器结构分析与计算膜片弹簧离合器结构分析与计算 2 1 膜片弹簧离合器的结构 膜片弹簧离合器的结构 图 2 1 膜片弹簧离合器 剖视图 1 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 3 页 共 22 页 图 2 2 膜片弹簧离合器 剖视图 2 图 2 3 膜片弹簧离合器的工作原理图 a 自由状态 b 压紧状态 c 分离状态 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 4 页 共 22 页 a 一般压式操纵 b 拉式操纵 图 2 4 2 2 设计变量 设计变量 后备系数 取决于离合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d 单位压力 P 也取决于离 合器工作压力 F 和离合器的主要尺寸参数 D 和 d 因此 离合器基本参数的优化设计变量选为 TT FDdxxxX 321 2 3 目标函数 目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标 是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小 即目标函数为 4 min 22 dDxf 2 4 约束条件约束条件 1 最大圆周速度 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 10 知 smDnv eD 70 6510 60 3 max 式中 为摩擦片最大圆周速度 m s 为发动机最高转速 r min 所以 D v maxe n smsmDnv eD 70 8 62103004000 60 10 60 33 max 故符合条件 2 摩擦片内 外径之比 c c 满足 0 53的条件范围 583 0 175 300 D d 70 0 c 3 后备系数 对于最大质量为 6t 14t 的货车 1 5 2 25 初选后备系数 1 7 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 5 页 共 22 页 4 扭转减振器的优化 对于摩擦片内径 d 175mm 而减振器弹簧位置半径 R0 0 6 0 75 d 2 故取 mm 取 49 121 175300 175300 3 1 22 33 R0 为 122mm 5 单位摩擦面积传递的转矩 c T C fFzR c T 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 7 知 c Tm 553 468 N 325 58 1 7 max e T 故 c0 T 175300 2 468 5534 22 N 005937 0 m 2 mm 根据根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 表 2 5 知 当摩擦片外径 D 210 225mm 时 0 30 N 0 005937 N Tc0 m 2 mmm 2 mm 故符合要求 6 单位压力 0 P 为降低离合器滑磨时的热负荷 防止摩擦片损伤 选取单位压力的最大范围为 0 P 0 15 35Mpa F 9321 87 4 175300 225 0 486 553 F C C fzR T 由于已确定单位压力 0 19Mpa 在规定范围内 故满足要求 0 P 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 6 页 共 22 页 3 膜片弹簧的设计膜片弹簧的设计 3 1 膜片弹簧的基本参数的选择膜片弹簧的基本参数的选择 1 比值和 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为 1 5 2 0 板厚 h H h 为 2 4mm 故初 h 2 6mm 1 54 则 H 1 54h 4 3mm h H 2 比值和 R r 的选择 r R 由于摩擦片平均半径 Rc 75 118 4 175300 4 mm dD 对于推式膜片弹簧的 R 值 应满足关系 RRc 118 75mm 故取 R 120mm 再结合实际情况取 R r 1 257 则 r 95 5mm 3 的选择 arctanH R r arctan4 3 120 95 5 9 95 满足 9 15 的范围 4 分离指数目 n 的选取 取 n 18 5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径的确定 0 r f r 由离合器的结构决定 其最小值应大于变速器第一轴花键的外径 0 r 由 机械设计 d Kd公式 可求得 d 28 89mm 则取 29mm 再取分离轴承 32mm 3 maxTe 0 r f r 6 切槽宽度 1 2 及半径 e r 取 1 3 2mm 2 10mm 满足 r 2 则 r 2 95 5 10 85 5mm e r e r e r 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 7 页 共 22 页 故取 85mm e r 7 压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 知 R1 和 r1 需满足下列条件 711 RR 610 rr 故选择 R1 103mm r1 84mm 3 2 膜片弹簧的弹性特性曲线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 2 22 112 1 11 1 11 ln 1 6 1 1 1h rR rRx H rR rR xH rR rR b Ehx xfP 式中 E 弹性模量 钢材料取 E 2 0 Mpa 5 10 b 泊松比 钢材料取 b 0 3 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 利用 Matlab 软件进行 P1 x1 特性曲线的绘制 程序和图形如下 程序如下 x1 0 0 2 7 x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E 2 0 10 5 弹性模量 Mpa b 0 3 泊松比 R 105 自由状态下碟簧部分大端半径 mm r 83 5 自由状态下碟簧部分小端半径 mm 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 8 页 共 22 页 H 4 3 自由状态下碟簧部分内截锥高度 mm h 2 6 膜片弹簧钢板厚度 mm R1 103 压盘加载点半径 mm r1 84 支承环加载点半径 mm P1 pi E h x1 6 1 b 2 log R r R1 r1 2 H x1 R r R1 r1 H x1 2 R r R1 r1 h 2 以下用于绘图 clf plot x1 P1 b axis 0 7 0 8000 设置坐标 hold on hold off grid on xlabel 变形 x1 mm ylabel 工作压力 P1 N title P1 x1 特性曲线 图形如下 图 3 2 P1 x1 特性曲线 确定膜片弹簧的工作点位置 可以利用 Matlab 软件寻找 P1 x1 特性曲线中 M N 的位置坐标 具体程序如下 x1 0 0 2 7 x1 为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 9 页 共 22 页 E 2 0 10 5 弹性模量 Mpa b 0 3 泊松比 R 105 自由状态下碟簧部分大端半径 mm r 83 5 自由状态下碟簧部分小端半径 mm H 4 3 自由状态下碟簧部分内截锥高度 mm h 2 6 膜片弹簧钢板厚度 mm R1 103 压盘加载点半径 mm r1 84 支承环加载点半径 mm P1 pi E h x1 6 1 b 2 log R r R1 r1 2 H x1 R r R1 r1 H x1 2 R r R1 r1 h 2 以下用于绘图 clf plot x1 P1 b axis 0 7 0 8000 设置坐标 hold on hold off grid on xlabel 变形 x1 mm ylabel 工作压力 P1 N title P1 x1 特性曲线 zoom out x y ginput 1 x 2 6694 y 5 2515e 003 x y ginput 1 x 4 9767 y 4 5195e 003 则可知 M1 2 6694mm M P 15 2515003eN 11 4 9767 4 5195003 NN mm PeN 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 10 页 共 22 页 上述曲线的拐点 H 对应着膜片弹簧的压平位置 而且则 2 111NMH H1 2 66944 9767 3 8230 2 mm 新离合器在接合状态时 膜片弹簧工作点 B 一般取在凸点 M 和拐点 M 之间 且靠近或在 H 点 处 一般 则取 HB11 0 1 8 0 11 0 90 9 3 823 44 BH mm 则此时校核后备系数 max 5252 0 25 93 75 2 1 26 195000 cc e PR Z T 满足要求 离合器彻底分离时 膜片弹簧大端的变形量为 即为压盘的行程 fMN111 f1 f 故 11 4 97672 66942 3073 NM fmm 压盘刚开始分离时 压盘的行程 11 3 82302 66941 1536 HM fmm 3 3 强度校核强度校核 膜片弹簧大端的最大变形量 1 4 9767 N mm 由公式 11 1 11 1 11 1 22 2 2 22 1 1 ln 1 3 rRr h rRrRrR H r R r rRE h P r rr NNN f B 得 1626 B MPa 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 11 页 共 22 页 4 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 4 1 扭转减振器主要参数 扭转减振器主要参数 1 极限转矩 Tj 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 31 知 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 Tj 1 5 2 0 maxe T 对于商用车 系数取 1 5 则 Tj 2 0 1 5 325 58 488 37 N m maxe T 2 扭转刚度 k 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 35 可知 由经验公式初选 k Tj 即 13 k Tj 13 488 37 6348 81 N m rad 13 3 阻尼摩擦转矩 T 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 36 可知 可按公式初选 T T 0 06 0 17 取 maxe T T 0 1 0 1 325 58 32 558 N m maxe T 4 预紧转矩 Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 37 知 Tn 满足以下关系 Tn 0 05 0 15 且 maxe T TnT 32 558 N m 而 0 05 0 15 16 279 48 837 N m maxe T 则初选 Tn 30N m 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 12 页 共 22 页 5 减振弹簧的位置半径 R0 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 式 2 38 知 R0 的尺寸应尽可能大些 一般取 R0 0 60 0 75 d 2 则取 R0 0 65d 2 0 65 175 2 56 873 mm 可取为 67mm 6 减振弹簧个数 Zj 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 表 2 6 知 当摩擦片外径 D250mm 时 Zj 4 6 故取 Zj 6 7 减振弹簧总压力 F 当减振弹簧传递的转矩达到最大值 Tj 时 减振弹簧受到的压力 F为 F Tj R0 488 37 57 3 10 8 568 kN 4 2 减振弹簧的计算 减振弹簧的计算 图 4 2 盘总成的减振机构 1 减振弹簧 减振弹簧的作用在于减小振动的振幅 阻尼的作用在于让振动迅速停止 两者组合形成一阶阻尼系统 具有良好的减振效果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 2 减振弹簧的分布半径 R1 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 13 页 共 22 页 根据根据 汽车离合器 徐石安 江发潮编著 清华大学出版社出版 知 R1 的尺寸应尽可能大些 一般取 R1 0 60 0 75 d 2 式中 d 为离合器摩擦片内径 故 R1 0 65d 2 0 65 175 2 56 mm 即为减振器基本参数中的 R0 3 单个减振器的工作压力 P P F Z 8586 6 1428 N 4 减振弹簧尺寸 1 弹簧中径 Dc 根据根据 汽车离合器 徐石安 江发潮编著 清华大学出版社出版 知 其一般由布置结构 来决定 通常 Dc 11 15mm 故取 Dc 12mm 2 弹簧钢丝直径 d d 3 8 PDc 式中 扭转许用应力 可取 550 600Mpa 故取为 550Mpa 所以 d 4 29mm 3 6 3 10550 101214288 3 减振弹簧刚度 k 根据 汽车离合器 徐石安 江发潮编著 清华大学出版社出版 式 4 7 13 知 应根据已选定 的减振器扭转刚度值 k及其布置尺寸 R1 确定 即 k 1000R k 2 1 mmN n 则 K 337 0 6 1056 1000 6344 23 mmN 4 减振弹簧有效圈数i 根据 汽车离合器 徐石安 江发潮编著 清华大学出版社出版 知 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 14 页 共 22 页 4 6 333 4364 3 4 10337 0 1012 8 1029 4 10103 8 8kD Gd i c 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 6i 减振弹簧最小高度 28 31mmdndnl1 1 min 弹簧总变形量 mm 237 4 337 1428 K P l 减振弹簧总变形量 0 l 28 31 4 237 32 58mm 0 lll min 减振弹簧预变形量 1 kZR T l n 283 0 10566337 32 3 减振弹簧安装工作高度 l 32 58 0 283 32 297mm 0 lll 6 从动片相对从动盘毂的最大转角 最大转角和减振弹簧的工作变形量有关 其值为 llll 4 05 2 arcsin 2 1 Rl 7 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1 sin 21 R 式中 为限位销的安装尺寸 2 R 值一般为 2 5 4mm 1 所以可取为 4mm 为 57mm 1 2 R 8 限位销直径 d 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 15 页 共 22 页 按结构布置选定 一般 9 5 12mm 可取为 11mm d d d 5 从动盘总成的设计从动盘总成的设计 5 1 盘总成零件功能介绍 盘总成零件功能介绍 表 5 1 零件与材料 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 16 页 共 22 页 图 5 2 盘总成的典型结构 5 2 从动盘毂从动盘毂 根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出版 从动盘毂轴向长度不宜过小 以免再 花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底 一般取 1 0 1 4 倍的花键轴直径 故取从动盘毂轴向长 度取为 1 2d 1 2 24 34 8mm 从动盘毂的材料选取 45 锻钢 并经调质处理 表面和心部硬度一般 26 32HRC 根据摩擦片的外径 D 的尺寸以及根据 汽车设计 王望予编著 机械工业出版社出 版 表 2 7 查出从动盘毂花键的尺寸 由于 D 300mm 则查表可得 花键尺寸 齿数 n 10 外径 32mm 内径 26mm 齿厚 t 4mm D d 有效齿长 l 30mm 积压应力 11 3Mpa c 5 3 从动片从动片 从动片要求质量轻 具有轴向弹性 硬度和平面度要求高 材料选用中碳钢板 50 号 厚度为取为 2mm 表面硬度为 35 40HRC 5 4 波形片和减振弹簧波形片和减振弹簧 波形片一般采用 65Mn 厚度取为 0 8mm 硬度为 40 46HRC 并经过表面发蓝处理 减振弹簧用 60Si2MnA 钢丝 中北大学信息商务学院商用车课程设计说明书 第 17 页 共 22