膜片弹簧离合器设计说明书.doc

目录 1 离合器主要参数的选择 2 2 离合器基本参数的优化 2 2.1 设计变量 2 2.2 目标函数 2 2.3 约束条件 2 3 膜片弹簧的设计 3 3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3 3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 4 3.3 强度校核 7 4 扭转减振器的设计 7 4.1 扭转减振器主要参数 7 4.2 减振弹簧的计较 8 5 从动盘总成的设计 10 5.1 从动盘毂 10 5.2 从动片 10 5.3 波形片和减振弹簧 10 6 压盘设计 10 6.1 离合器盖 10 6.2 压盘 10 6.3 传动片 10 6.4 分散轴承 10 7 小结 11 参考文献 11 文献检索摘要 12 1 离合器主要参数的选择 1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b 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3.2.1，有D= ，对于小轿车 A=47，得D= =203.689mm， 根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，取D=225mm,d=150mm, b=3.5mm 1.2 后备系数 由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增长），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故取1.3。 1.3 单位压力 根据汽车离合器（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）表3.2.1可知，对于小轿车 当D=230mm时,则 1.18/ Mpa； 当D 230mm时，则 0.25Mpa. 所以由于D225mm,取 0.25Mpa. 故根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表22可知， 当0.15Mpa 50mm 故符合d2R0+50mm的优化条件 2.3.5 单位摩擦面积传递的转矩 = 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（27）知， Tc= =1.3195=253.5(Nm) 故 (N / ) 根据根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（25）知， 当摩擦片外径D210-225mm时， =0.30 N / 0.0057 N / ， 故符合要求 2.3.6 单位压力 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0.15.35Mpa， 由于已确定单位压力 0.25Mpa，在规定范围内，故满足要求 3 膜片弹簧的设计 3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3.1.1 比值 和h的选择 为了包管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1.52.0，板厚h为24mm 故初选h=2.6mm, =1.54则H=1.54h=4.3mm. 3.1.2 比值和R、r的选择 由于摩擦片平均半径Rc= ， 对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系R Rc=93.75mm. 故取R=105mm,再结合实际环境取R/r=1.257,则r=83.5mm。 3.1.3 的选择 arctanH/(R-r)=arctan4.3/(105-83.5)11.46，满足915的范围。 3.1.4 分散指数量n的选取 取为n=18。 3.1.5 膜片弹簧小端内半径 及分散轴承作用半径 的确定 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。 由机械设计d=Kd 公式，可求得d=24.355mm,则取 25mm,再取分散轴承 30mm. 3.1.6 切槽宽度1、2及半径 取13.2mm, 2=10mm, 满足r- =2,则 =r-2=83.5-10=73.5mm 故取 72mm. 3.1.7 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需满阁下面所开列条件： 故选择R1103mm， r184mm. 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： 式中，E弹性模量，钢材料取E=2.0 Mpa； b泊松比，钢材料取b=0.3； R自由状况下碟簧部分大端半径，mm； r自由状况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自由状况下碟簧部份内截锥高度，mm； h膜片弹簧钢板厚度，mm。 利用Matlab软件进行P1x1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*105;%弹性模量（Mpa） b=0.3;%泊松比 R=105;%自由状况下碟簧部分大端半径(mm) r=83.5;%自由状况下碟簧部分小端半径(mm) H=4.3;%自由状况下碟簧部份内截锥高度（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-b2)*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： 确定膜片弹簧的工作点位置: 可以利用Matlab 软件寻找P1x1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 E=2.0*105;%弹性模量（Mpa） b=0.3;%泊松比 R=105;%自由状况下碟簧部分大端半径(mm) r=83.5;%自由状况下碟簧部分小端半径(mm) H=4.3;%自由状况下碟簧部份内截锥高度（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-b2)*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 , 上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且 则 新离合器在接合状况时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点M之间，且接近或在H点处，一般 则取 则此时校核后备系数 满足要求 离合器彻底分散时，膜片弹簧大端的变形量为 （ 即为压盘的行程 故 压盘刚开始分散时，压盘的行程 3.3 强度校核 膜片弹簧大端的最大变形量， 由公式 得 4 扭转减振器的设计 4.1 扭转减振器主要参数 4.1.1 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（231）知， 极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发念头最大转矩关于，一般可取， Tj=(1.52.0) 对于乘用车，系数取2.0。 则Tj=2.0 2.0195390（Nm） 4.1.2 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（235）可知， 由经验公式初选k Tj 即k Tj133905070（Nm/rad） 4.1.3 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（236）可知, 可按公式初选T T（0.060.17） 取T=0.1 =0.1195=19.5 (Nm) 4.1.4 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（237）知， Tn满足以下关系： Tn（0.050.15） 且Tn T19.5 Nm 而（0.050.15） 9.7529.25 Nm 则初选Tn18 Nm 4.1.5 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（238）知， R0的尺寸应尽可能大些，一般取 R0=(0.600.75)d/2 则取R0=0.65d/2=0.65150/2=48.75(mm),可取为48mm. 4.1.6 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（26）知， 当摩擦片外径D 250mm时， Zj=46 故取Zj=6 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Tj时，减振弹簧受到的压力F为 F Tj/R0 195/(48 ) 4.063(kN) 4.2 减振弹簧的计较 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 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=(0.600.75)d/2 式中，d为离合器摩擦片内径 故R1=0.65d/2=0.65150/2=48(mm)，即为减振器基本参数中的R0 4.2.2 单个减振器的工作压力P P= F /Z=4063/6 (N) 4.2.3 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=1115mm 故取Dc=12mm 2）弹簧钢丝直径d d= 式中，扭转许用应力 可取550600Mpa,故取为550Mpa 所以d= =3.35mm 3）减振弹簧刚度k 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）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= 则K= 4）减振弹簧有效圈数 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， 4.8 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 n= +(1.52)=6 减振弹簧最小高度 =22.11mm 弹簧总变形量 mm 减振弹簧总变形量 = =22.11+1.84=23.95mm 减振弹簧预变形量 = 减振弹簧安装工作高度 =23.95-0.17=22.78mm 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 关于，其值为 =1.95 7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 式中， 为限位销的安装尺寸。 值一般为2.54mm。 所以可取 为3mm, 为88mm. 8）限位销直径 按结构布置选定，一般 9.512mm。可取 为10mm 5 从动盘总成的设计 5.1 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散不彻底，一般取1.01.4倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2d=1.224=28.8mm。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2632HRC。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27查出从动盘毂花键的尺寸。 由于D=225mm,则查表可得， 花键尺寸：齿数n=10， 外径 =32mm, 内径 26mm 齿厚t=4mm, 有效齿长l=30mm, 积压应力 =11.3Mpa 5.2 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3540HRC 5.3 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4046HRC，并经过表面发蓝处理。减振弹簧用60Si2MnA钢丝。 6 压盘设计 6.1 离合器盖 应具有足够的刚度，板厚取4mm,乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。 6.2 压盘 6.2.1 压盘传动体式格局的选择 由于传统的凸台式连接体式格局、键式连接体式格局、销式连接体式格局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体式格局。 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。 6.2.2 压盘几何尺寸的确定 传动片采用3组，每一组3片的情势，具体尺寸为，宽b=25mm，厚b=17mm，两孔间距为l=202mm，孔直径为d=10mm，传动片弹性模量E=2 M Pa 6.3 传动片 由于各传动片沿圆周均匀分布，它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性。 传动片可选为3组，每一组3片，每一片厚度为1mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。 6.4 分散轴承 由于 =5800r/min,离心力造成的径向力很大，因此采用角接触式径向推力球轴承。 7 小结 这次课程设计，我们设计的题目是轿车离合器。这个题目看起来应该很简单，平时我们看过各种各样的离合器，对其结构原理可以说相识得滚瓜烂熟，可是真正动起手来才知道不是那末回事。 先从找资料计较这个环节说起。图书馆的书在课程设计两周前就被洗劫一空，我们这些个平时干事不急不慢的同学就很难找到资料了。没辙，只好把整本书拿着复印。这种愚蠢的方法后来也收效甚微。以前看起来学得还不错的离合器，这个时候要把没个细节都想清楚了才能下手，前后都得接洽起来计较。就如许我在几本书之间来回地翻阅，总算是把需要的尺寸都算完了。结果校核的时候又出现纰缪。从头再来一遍。就如许，计较过程就花了几天时间。 再来说说制图环节。按照惯例，我们的制图都是手工绘制。只要找到参考图，对照着画就好了。过程很简单，可是最后答辩的时候照旧纰缪不断。不是这里掉了什么零件没画，就是那里的某个零件绘制有问题。看来真方将完全弄好一张图纸也不是那末容易的事。 最后就是说明书的编写了，这个我认为是最难的一个环节。因为我们是交的电子档，所以里面不可避免地要绘一些图。而这就要用到MATLAB软件。平时上学底子就没好好听，这个时候要我弄出一副图来还真有点困难。一开始用它时我只能一点点摸索着做，由于菜单中很多工具我都不太清楚，所以弄了好屡次都没真正弄出自己想要的图来。最后只好边看教材边做图，终于做出了一副自己满意的图。但是我自己心里也大白这只能算是做弊的假方法，距离真正掌握这个软件照旧有很长的距离。 在为课程设计写说明书时，为了让说明书内容更充实，使自己的文字表达语言更趋向于专业化，我们组到图书馆去借了相关的书籍来翻阅。在查找资料、阅读资料的同时，我还知道了更多以前课本上没有学到过的知识（尤其在为“计较公式”找资料时）。我不仅把离合器的相关知识理解得更透辟，还加深了对汽车设计这门课的认识。 通过这次课程设计，我很清楚地意想到理论与实际的差距。就算理论知识学得再好，要在实际中得以运用也不是那末轻松的事。我们必须用更多的实际运用来巩固自己的理论知识，在学习的过程中决心地与实际运用相结合，只有做到这些个，我们才能真正地掌握知识。 当然，从这次课程设计中我也看到了希望。只要自己认真做，没有什么不可能完成的任务。它也为我们的毕业设计做了很好的筹办。 参考文献 1.徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛刊,清华大学出版社,2005.8 2.王望予.汽车设计，机械工业出版社，2007.6 3.陈家瑞.汽车构造，人民交通出版社，2002.6 4.钱大川.新型联轴器、离合器选型设计与制造工艺实用手册，BeiJing工业大学出版社，2006.8 5. 骆素君,朱诗顺.机械课程设计简明手册，机械工业出版社，2006.8 文献检索摘要 1.徐石安,江发潮等.汽车离合器/汽车设计丛刊,清华大学出版社,2005.8 本书从分析汽车传动系的发展状况为起端，体系叙述汽车离合器结构的发展及其未来的趋向，指出离合器产品应具有的功能和对产品设计的基本要求。本书出力于介绍为培养和提高离合器产品自主开发能力所必须具备的基本知识和技能，包括：离合器及其操纵体系的结构知识、设计理论、设计理念及方法，关于离合器试验和离合器的故障分析及排除等。本书对离合器及其操纵体系主要零部件的设计计较都做了较详细的叙述，其中重点介绍有一定难度的膜片弹簧和扭转减振器的设计计较理论、方法和思路，并附有算例，对近年来发展起来的新技术双质量飞轮及电控离合器也有较详细的说明。 2.杨耀峰,张晓燕.摩擦离合器的理论分析与设计,陕西科技大学学报,2006.4 与轴承相反,在制动器、离合器、带传动和牵引传动中,摩擦是一种有用且必要的物理特性,在制动器和离合器中都要通过杠杆机构或其它操纵机构在两摩擦面之间施加压力以产生所需的摩擦力,从而实现加速、恒速传动、打滑以便防止过载、减速、停车和固定。由于摩擦式离合器岂论在何种速度时两轴都可以任何时间接合或分散,且分散迅速而彻底,结合过程则平稳,打击、振动较小,同时从动轴的加速时间和所传动的最大转矩可以调节,加之其又有过载保护作用等优点,因而在高速传念头械中摩擦离合器得到了较普遍的应用。本文在对其计较理论进行详细分析推导的基础上,归纳综合地阐述了它的一些设计参数的选取及设计方法。当两个开始以不同速度向统一方向自由扭转的质量体接合时,高速质量体不仅为离合器上的摩擦功供给能量,而且还使低速质量体的速度和动能增大。通常,摩擦力和其它阻力所做的功等于该体系中的净能量。 3.石亚宁,刘健,王大康.汽车离合器方案设计专业人士体系的研究,BeiJing工业大学学报,2002年04期 提出了汽车离合器方案设计专业人士体系的设计方法。汽车离合器方案设计专业人士体系是基于知识的专业人士体系,它把领域的相关知识结合到程序设计中,使程序具备像专业人士求解问题时同样的推理、学习和解释能力,从而自动完成离合器结构方案的设计,提高了设计的效率和质量。本体系采用了专业人士体系技术、面向对象程序设计方法和网络数值库技术,体系稳定、可靠,实用性强。通过本体系我们可以看到离合器的设计过程变得越来越简单，甚至底子就无需人力就可完成。而且该体系还能大量存储