金陵科技学院课程设计

课程设计作业课程设计作业 学 期 2014 2015 学年第一学期 课程名称 汽 车 设 计 任课教师 贾永刚 班 级 M11 车辆工程 学 号 姓 名 2014 年年 11 月月 11 日日 金陵科技学院 目录 目 录 题目 轿车离合器设计 I 第一章 绪论 1 1 1 研究背景 1 1 2 离合器的组成 2 1 3 离合器的功用 4 1 4 离合器的工作原理 4 1 5 膜片弹簧离合器的优点 4 1 6 设计基本要求 5 第二章 离合器基本结构尺寸和参数的选择 6 2 1 摩擦片的选择 6 2 2 离合器后备系数 6 2 3 单位压力 7 2 4 摩擦片外径 内径及其它尺寸的确定 8 2 5 所选离合器基本参数的确定 9 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 11 3 1 从动盘总成设计 11 3 2 离合器盖总成设计 13 第四章 膜片弹簧设计 18 4 1 膜片弹簧的结构特点 18 4 2 膜片弹簧的加载方式和弹性变形特性 18 4 3 膜片弹簧主要参数的选择 20 4 4 绘制膜片弹簧的特性曲线 21 4 5 确定膜片弹簧的工作点位置 23 4 6 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 23 4 8 膜片弹簧强度校核 24 4 9 膜片弹簧材料及制造工艺 25 第五章 总结 26 金陵科技学院 目录 参考文献 28 附图 29 汽车设计 金陵科技学院 第 页 共 23 页 题目 轿车离合器设计 1 整车性能参数 驱动形式 4 2 前轮 轴距 2471mm 轮距前 后 1429 1422mm 整车质量 1060kg 最高车速 180km h 最大爬坡度 35 最小转弯直径 11m 最大功率 转速 74 5800kw rpm 最大转矩 转速 150 4000N m rpm 轮胎型号 185 60R14T 手动 5 挡 2 具体设计任务 1 广泛查阅离合器资料 根据使用条件 确定离合器的结构 进行膜片弹 簧离合器的总体结构设计 2 确定膜片弹簧的结构参数 对压盘 摩擦盘和离合器壳体的结构 参数 及材料进行选择 对主要零部件进行强度计算 3 绘制所有零件图和装配图 4 完成 6 千字的设计说明 金陵科技学院 第一章 绪论 第 0 页 共 23 页 第一章 绪论 1 1 研究背景 离合器是汽车传动系的重要部件 汽车从启动到行驶的整个过程中 离合 器它的作用是使发动机与变速器之问能逐渐接合 从而保证汽车平稳起步 替 时切断发动机与变速器之间的联系 以便于换档和减少换档时的冲击 当汽车 紧急制动时能起分离作川 防止变速器等传动系统过载 起到一定的保护作用 离合器类似开关 接合或断离动力传递作用 因此 任何形式的汽车都有离合 装置 只是形式不同而已 随着科技的飞速发展 特别是液压技术 电子技术 在汽车领域的广泛应用 汽车传动系发生了巨大的变化 作为传动系重要组成 部件之一的离合器总成 担负着传力 减震和防止系统过载等重要作用 伴随 着自动变速器技术及与之相配套的离合器技术的完善 离合器产品不论是性能 结构方面还是生产制造方面都发生了很大变化 1981 年 法国人制成了摩擦片式离合器 此后浸在油中工作的湿式多片离 合器逐渐取代了锥形离合器 但多片湿式摩擦离合器的片与片之间容易被油粘 住 致使离合器分离不彻底 造成换档困难 所以它又逐渐被干式多片离合器 取代 多片干式离合器的住要优点是由于接触面多 故接合平顺柔和 保证了 汽车的平稳起步 但因片数多 从动部分的转动惯量大 还是感到换档不够容 易 另外 中间压盘的通风散热不良 容易引起过热 加快了离合器的磨损 甚至烧伤和碎裂 如果调整不当还可能引起离合器分离不彻底 随着汽车运输业的发展 离合器还要在原有的基础上不断提高改进 一适 应新的使用条件 从国外的发展动向来看 近年来车辆在性能上向高速发展 发动机的功率和转速不断提高 载货汽车趋于大型化 国内也有类似情况 此 外 随着汽车发动机转速功率的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 离合器的使用条件也越来越苛刻 从提高离合器性能 的角度出发 传统推式膜片弹簧离合器的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 化操作 已成为离合器目前发展趋势 在离合器的操纵机构中 由于重型和中型汽车的离合器压紧弹簧的压 紧力很大 人们又采取各种助力装置来减轻驾驶员的劳动强度 如日本产 TKL20 型重型汽车采用弹簧助力 红岩 CQ261 和北京 BJ370 等重型车采用气压 金陵科技学院 第一章 绪论 第 1 页 共 23 页 助力等 汽车传动系的设计对汽车的动力学和燃油经济性有着重大影响 而离合器 又是汽车传动系中的重要部件 在离合器设计中 合理地选择离合器的结构型 式和设计参数不仅保证了其在任何情况下都能可靠地传递发动机转矩 还使其 有足够的使用寿命 1 2 离合器的组成 如图 1 所示 离合器由主动部分 从动部分 压紧装置 分离机构和操纵 机构五部分组成 图 1 离合器的基本组成 一 主动部分 离合器 压盘 离合器盖 6 用螺钉固定于飞轮 4 上 压盘 5 沿圆周上的凸起伸入盖 6 的窗 孔中 将分离轴承 9 可沿窗孔作轴向滑动 这样 曲轴旋转 便通过飞轮 离 合器盖带动压盘一起转动 构成离合器的主动部分 二 从动部分 从动盘 从动轴 金陵科技学院 第一章 绪论 第 2 页 共 23 页 双面带摩擦衬片的从动盘通过滑动花键套在从动轴 变速器输入轴 上 三 压紧装置 压紧弹簧 沿圆周均布的压紧弹簧 16 装在离合器盖和压盘之间 把压盘和从动盘压向 飞轮 四 分离机构 分离杠杆 分离轴承 分离套筒 分离叉 分离杠杆 7 外端和中部分别铰接于压盘和离合器盖上 分离轴承 9 和分离 套筒压装成一体 松套在从动轴的轴套上 分离叉 11 是中部有支点的杠杆 五 操纵机构 踏板 拉杆等 1 3 离合器的功用 离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递 其主要作用 1 汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合 确保汽车平稳起步 2 在换挡时将发动机与传动系分离 减少变速器中换挡齿轮之间的冲击 3 限制传动系所承受的最大转矩 防止传动系各零件因过载而损坏 4 有效地降低传动系中的振动和噪声 1 4 离合器的工作原理 离合器在接合状态时 发动机扭矩自曲轴传出 通过飞轮和压盘借摩擦作 用传给从动盘 在通过从动轴传给变速器 当驾驶员踩下踏板时 通过拉杆 分离叉 分离套筒和分离轴承 将分离杠杆的内端推向右方 由于分离杠杆的 中间是以离合器盖上的支柱为支点 而外端与压盘连接 所以能克服压紧弹簧 的力量拉动压盘向左 这样 从动盘两面的压力消失 因而摩擦力消失 发动 机的扭矩就不再传入变速器 离合器处于分离状态 当放开踏板 回位弹簧克 服各拉杆接头和支承中的摩擦力 使踏板返回原位 此时压紧弹簧就推动压盘 向右 仍将从动盘压紧在飞轮上 这样发动机的扭矩又传入变速器 1 5 膜片弹簧离合器的优点 膜片弹簧离合器在技术上比较先进 经济性合理 同时其性能良好 使用 可靠性高寿命长 结构简单 紧凑 操作轻便 在保证可靠地传递发动机最大 扭矩的前提下 有以下优点 1 结合时平顺 柔和 使汽车起步时不震动 冲击 2 离合器分离彻底 金陵科技学院 第一章 绪论 第 3 页 共 23 页 3 从动部分惯量小 以减轻换档时齿轮副的冲击 4 散热性能好 5 高速回转时只有可靠强度 6 避免汽车传动系共振 具有吸收震动 冲击和减小噪声能力 7 操纵轻便 8 工作性能 最大摩擦力矩和后备系数保持稳定 9 使用寿命长 1 6 设计基本要求 为了保证离合器具有良好的工作性能 对汽车离合器设计提出如下基本要 求 1 在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩 并且还有一定的 传递转矩余力 2 接合时要平顺柔和 以保证汽车起步时没有抖动和冲击 3 能作到分离时 彻底分离 接合时柔和 4 离合器从动部分转动惯量要小 以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击 便 于换挡和减小同步器的磨损 5 从动部分的转动惯量尽量小一些 这样 在分离离合器换档时 与变速 器输入轴相连部分的转速就比较容易变化 从而减轻齿轮间冲击 6 具有足够的吸热能力和良好的通风散热效果 以保证工作温度不致过高 延长其使用寿命 7 应使传动系避免扭转共振 并具有吸收振动 缓和冲击和减小噪声的能 力 8 操纵轻便 准确 以减轻驾驶员的疲劳 9 作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可 能小 以保证有稳定的工作性能 10 应有足够的强度和良好的动平衡 以保证其工作可靠 寿命长 11 结构应简单 紧凑 质量小 制造工艺性好 拆装 维修 调整方便 等 金陵科技学院 第二章 离合器基本参数的确定 第 4 页 共 23 页 第二章 离合器基本结构尺寸和参数的选择 2 1 摩擦片的选择 单片离合器因为结构简单 尺寸紧凑 散热良好 维修调整方便 从动部 分转动惯量小 在使用时能保证分离彻底接合平顺 所以被广泛使用于轿车和 中 小型货车 因此该设计选择单片离合器 摩擦片数 2Z 2 2 离合器后备系数 后备系数是离合器设计时用到的一个重要参数 它反映了离合器传递发 动机最大转矩的可靠程度 后备系数保证了离合器能可靠传递发动机转矩的 同时 还有助于减少汽车起步时的滑磨 提高离合器的使用寿命 在选择时 应考虑以下几点 1 为可靠传递发动机最大转矩 不宜选取太小 2 为减少传动系过载 保证操纵轻便 又不宜选取太大 3 当发动机后备功率较大 使用条件较好时 可选取小些 4 当使用条件恶劣 为提高起步能力 减少离合器滑磨 应选取大些 5 汽车总质量越大 也应选得越大 6 发动机缸数越多 转矩波动越小 可选取小些 7 膜片弹簧离合器选取值可比螺旋弹簧离合器小些 8 双片离合器的应大于单片离合器 9 不同车型的值应在一定范围内 最大范围为 1 2 4 0 显然 为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大 不宜选取太 小 为使离合器尺寸不致过大 减少传动系过载 保证操纵轻便 又不宜选 取太大 当发动机后备功率较大 使用条件较好时 可选取小些 当使用条 件恶劣 需要拖带挂车时 为提高起步能力 减少离合器滑磨 应选取大些 货车总质量越大 也应选得越大 采用柴油机时 由于工作比较粗暴 转矩 较不平稳 选取的值应比汽油机大些 发动机缸数越多 转矩波动越小 可选取小些 膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定 选取的 值可比螺旋弹簧离合器小些 双片离合器的值应大于单片离合器 汽车离合器的后备系数推荐如下 供参考 小轿车 1 20 1 3 载货车 1 7 2 25 金陵科技学院 第二章 离合器基本参数的确定 第 5 页 共 23 页 带拖挂的重型汽车或牵引车 2 0 3 0 国外对小轿车的离合器推荐其后备系数值为1 2 因为小轿车的离合器都 采用膜片弹簧离合器 在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小 开始时还有些增加 再加上小轿车的后备功率较大 使用条件较好 故宜取 小值 2 3 单位压力 单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响 选取时应考虑离合p 器的工作条件 发动机后备功率大小 摩擦片尺寸 材料及其质量和后备系数 等因素 离合器使用频繁 发动机后备系数较小时 加应取小些 当摩擦片外 径较大时 为了降低摩擦片外缘处的热负荷 应取小些 后备系数较大时 p 可适当增大 p 当摩擦片采用不同材料时 按下列范围选取 p 表1 不同材料时取值范围p 材料 P MPa 石棉基材料0 10 0 35 金属陶瓷材料0 70 1 50 粉末冶金材料0 35 0 60 2 4 摩擦片外径 内径及其它尺寸的确定 摩擦片外径是离合器的基本尺寸 它关系到离合器的结构重量和使用寿命 它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系 显然 传递大的转矩 就需要 大的尺寸 发动机转矩是重要的参数 当按发动机最大转矩 N m 来选 max T 定时 可根据公式 D 2 1 A T D emax 100 式中 摩擦片外径 mmD 发动机最大转矩 max TN m 和车型及使用情况有关的系数 A 金陵科技学院 第二章 离合器基本参数的确定 第 6 页 共 23 页 一般小轿车 47 载货汽车 36 单片 或 50 双片 故取AAA 47 A 题目所给的最大转矩为 150 则摩擦片外径为 N m mm 150 100179 47 D 按照我国摩擦片尺寸标准 由表2 1最终选定摩擦片的尺寸为 180mmD 摩擦片的内径不作为一个独立的参数 它和外径有一定的关系 用比dD 值来反映 定义为 C 2 2 D d C 比值关系到从动片总成的结构设计和使用性能 增加有利于离合器的 C C 散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差 但是 过分增加会使得摩擦片面积减 C 小 影响其传递转矩的能力 按照目前的设计经验 7 0 53 0 C 一般说来 发动机转速越高 取值越大 由离合器摩擦片的尺寸系列和 C 参数表 2 1 取得 内径 125 mm 0 694C d 表 2 离合器尺寸系列和参数 外径 D mm内径 d mm厚度 h mm 内外径之比 C 单位面积 2 A mm 1601103 20 68710600 1801253 50 69413200 2001403 50 70016000 2251503 50 66722100 2501553 50 62030200 2801653 50 58940200 3001753 50 58346600 3251903 50 58554600 35019540 55767800 38020540 54072900 对摩擦片的厚度 我国已规定了 3 种规格 3 2 mm 3 5 mm和 4 mm 根h 据离合器摩擦片的尺寸系列和参数表 2 1 取厚度 3 5 mm h 综上所述 选取摩擦片外径 180 mm 内径 125 mm 厚度 3 5 Ddh mm 0 694 C 2 5 所选离合器基本参数的确定 摩擦片的工作条件比较恶劣 为了保证它能长期稳定的工作 根据汽车的 的使用条件 摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求 金陵科技学院 第二章 离合器基本参数的确定 第 7 页 共 23 页 1 应具有较稳定的摩擦系数 温度 单位压力和滑磨速度的变化对摩擦 系数的影响小 2 要有足够的耐磨性 尤其在高温时应耐磨 3 要有足够的机械强度 尤其在高温时的机械强度应较好 4 热稳定性要好 要求在高温时分离出的粘合剂较少 无味 不易烧焦 5 磨合性能要好 不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 6 油水对摩擦性能的影响应最小 7 结合时应平顺而无 咬住 和 抖动 现象 由以上的要求 目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片 是由耐热和 化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成 在该设计 中选取的是石棉合成物制成的摩擦片 其摩擦因数取 0 3 单位压力为 p 0 10 0 35MPa 采用膜片弹簧离合器 使用条件较好 故取其后备系数 1 2 离合器尺寸的校核可用如下公式验算单位压力p 2 3 1 12 333 max DdZpDTT eC 式中 为摩擦面间的静摩擦因数 取 为摩擦面数 单片离合 0 3 Z 器的 2Z 333 max 1 12 e TZpDdD 3 3 125 1 2 1500 3 20 181 12180 p 则0 295MPap 单位压力在容许范围之内 认为所选离合器的尺寸 基本参数合适 p 金陵科技学院 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 第 8 页 共 23 页 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 3 1 从动盘总成设计 从动盘总成主要由摩擦片 从动片 减振器和从动盘毂等组成 从动盘对 离合器工作性能影响很大 应满足如下设计要求 1 转动惯量应尽量小 以减小变速器换挡时轮齿间的冲击 2 应具有轴向弹性 使离合器接合平顺 便于起步 而且使摩擦面压力均 匀 减小磨损 3 应装扭转减振器 以避免传动系共振 并缓和冲击 摩擦面片采用石棉基材料 采用带扭转减振器的从动盘 整体式弹性从动片 从动片通常用 1 3 2 0mm厚的钢板冲压而成 将其外缘的盘形部分磨薄至0 65 1 0mm 以减 小其转动惯量 整体式弹性从动片一般用高碳钢 如50 或65Mn钢板 热处理 硬度38 48HRC 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件 它装在变速器输入轴前端的花 键上 一般采用齿侧定心的矩形花键 花键轴与孔采用动配合 从动盘毂轴向长度不宜过小 以免在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 从动盘毂一般采用锻钢 如45 40Cr等 表面和心部硬度一般在26 32HRC 为提高花键内孔表面硬度和耐磨性 可采 用镀铬工艺 对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理 减振弹簧常采用60Si2MnA 50CrVA 65Mn等弹簧钢丝 花键的结构尺寸可根据GB1144 1974选定从动盘毂花键尺寸系列表选取其 尺寸入下 从动盘外径 180mm 发动机转矩 150N m 花键齿数D c T 10 花键外径 26mm 花键内径 21mm 齿厚 3mm 有效长度n D d b 20mm 挤压应11 8MPa l 表3 所选从动盘毂花键参数 从动盘外 径 D mm 花键齿数 n 花键外径 D mm 花键内径 d mm 齿厚 b mm 有效齿长 l mm 挤压应力 金陵科技学院 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 第 9 页 共 23 页 18010262132011 8 花键尺寸选定后应进行强度校核 由于花键损坏的主要形式是由于表面受 挤压过大而破坏 所以花键要进行挤压应力计算 当应力偏大时可适当增加花 键毂的轴向长度 挤压应力计算公式 挤压 MPa P nhl 3 1 式中 P为花键的齿侧面压力 单位为N 它由下式确定 花键的齿侧面压力 3 max 4 D e T P d Z 2 式中 分别为花键的内外径 d D m 为从动盘毂的数目 Z 为发动机最大转矩 max TeN m 为花键齿数 n 为花键齿工作高度 hm 1 2 hDd 为花键有效长度 lm 则 max 44 150 12766 0 0260 021 1 e T PN Dd Z 故 挤压 P12766 25 5 30MPa 10 0 0260 021 2 0 020nhl 挤压 所以 所选花键的结构尺寸满足要求 根据经验 参照同类产品 选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料 采用 它的原因是 一方面石棉有良好的耐热性能 而另一方面它又得到铜丝或锌丝 的加强 可以说是一种性能比较良好的摩擦材料 3 2 离合器盖总成设计 离合器盖总成除了压紧弹簧外还有离合器盖 压盘 传动片 分离杠杆装 置及支承环等 3 2 1 离合器盖设计 离合器盖与飞轮固定在一起 通过它传递发动机的部分扭矩 此外它还是 离合器压紧弹簧和分离机构的支撑体 对刚度 散热和对中都有较高的要求 通常用 3 5mm 低碳钢板冲压成型 并开设通风窗口 采用定位销对中 离合器盖结构设计的要求 1 应具有足够的刚度 否则影响离合器的工作特性 增大操纵时的分离行 程 减小压盘升程 严重时使摩擦面不能彻底分离 为了减轻重量和增加刚度 小轿车和一般载货汽车的离合器常用厚度约为 金陵科技学院 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 第 10 页 共 23 页 3 5mm 的低碳钢板冲压成比较复杂的形状 重型汽车由于批量少 为了降低成 本 增加刚度则长采用铸铁的离合器盖 2 应与飞轮保持良好的对中 以免影响总成的平衡和正常的工作 离合器 盖的对中方式有两种 一种是用止口对中 另有种是用定位销或定位螺栓对中 由于本设计选用的是传动片传动方式 因而离合器盖通过一外圆与飞轮上的内 圆止口对中 3 盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度 4 为了便于通风散热 防止摩擦表面温度过高 可在离合器盖上开较大的 通风窗孔 或在盖上加设通风扇片等 乘用车离合器盖一般用 08 10 钢等低碳钢板 3 2 2 压盘设计 压盘设计包括传力方式选择及其几何尺寸的确定两个方面 1 压盘传力方式选择 采用传力片的传力方式 由弹簧钢带制成的传力片的一端铆在离合器盖上 另一端用螺钉固定在压盘上 传动片的作用是在离合器接合时 离合器盖通过 它来驱动压盘共同旋转 分离时 又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使 操纵力减小 由于各传动片沿圆周切向均匀分布 简化了压盘结构 降低了对 装配精度的要求 还有利于压盘的对中性和离合器的平衡 压盘常有以下几种传力方式 a 凸台式连接方式 b 键式连接方式 c 销式连接方式 d 传动片式连接方式 压盘的结构除与传力方式有关外 还与压紧方式和分离方式有关 2 压盘几何尺寸的确定 初步确定压盘外径为200mm 内径为125mm 厚度为15mm 材料为灰铸铁 HT200铸成 硬度为HB170 227 压盘设计时 在初步确定压盘厚度以后 应校核离合器接合一次时的温升 它不应超过8 10 若温升过高 可适当增加压盘的厚度 校核计算公式为 3 W cm压盘 3 式中 温升 滑磨功 WN m 分配到压盘上的滑磨功所占的百分比 单片离合器压盘 0 50 压盘的比热容 铸铁压盘 c544 28J kg K c 压盘质量 m压盘kg 金陵科技学院 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 第 11 页 共 23 页 压盘质量 取 2293 200125 m 15 107 83 102 24kg 22 压盘 2 3kgm 压盘 整车质量 滚动半径 设1060kg a m 185 60 14 25 4 2 mm0 29mR 汽车起步时发动机转速 主减速器传动比 变速器最 e n2000r min 0 4 444i 大传动比 3 455 g i 滑磨功 3 222222 2222 0 3 1420001060 0 29 8285J 18001800 4 4443 455 ea g n m R W i i 4 温升 W0 5 8285 3 31 544 28 2 3cm 压盘 8 所以 压盘设计合理 3 传力片的设计及强度校核 初定离合器压盘传力片的设计参数 设3组传力片 每组4片 传力片的几何尺寸为 宽度3i 4n 厚度 传力片上两孔之间的距离 螺钉孔直径20bmm 0 5hmm 40lmm 传力片切向布置 圆周半径 传力片材料的弹性模量5dmm 90Rmm 5 2 10 MPaE 1 计算传力片的有效长度 1 l 1 1 540 1 5 532 5lldmm 2 计算传力片的弯曲总刚度 K 53 33 1 1 12 2 1020 0 53 4 12 12 0 175 32 51000 x EJ ni KMN m l 3 根据上述分析 计算以下3种工况的最大驱动应力及传力片的最小分离 力 彻底分离时 3 maxmaxmaxmax max 32 1 36 ee fEhTfT linRbhinRbh 5 按照设计要求 由上述公式可知 0 0 e fT 0 压盘和离合器盖组装成总成时 通过分析计算可知0 e T max 3 5fmm 计算最大应力 5 max maxa 22 1 33 3 5 2 100 5 994MP 32 5 fEh l 离合器传扭时 分正向驱动 发动机向车轮 和反向驱动 车轮向发动 机 出现在离合器摩擦片磨损到极限状况时 通过尺寸链计算可知 max f max 2 3fmm 正向驱动 3 maxmaxmaxmax max 22 1 36 ee fEhTfT linRbhinRbh 6 5 22 3 2 3 2 100 56 150 2 3 1000150 1000 32 53 4 90 20 0 53 4 90 20 0 5 283 8MPa 反向驱动 金陵科技学院 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 第 12 页 共 23 页 3 maxmaxmaxmax max 22 1 36 ee fEhTfT linRbhinRbh 7 5 22 3 2 3 2 100 56 150 2 3 1000150 1000 32 53 4 90 20 0 53 4 90 20 0 5 1022 69MPa 可见反向驱动最危险 由于在取计算载荷时比较保守 明显偏大 因此传 力片的许用应力可取其屈服极限 故传力片材料选择80号钢 传力片的最小分离力 弹性恢复力 发生在新装离合器的时候 从动盘 尚未磨损 离合器在接合状态下的弹性弯曲变形量此时最小 根据设计图纸确 定 传力片的弯曲总刚度 当时 min 0 85fmm 0 175 KMN m min 0 85fmm 其弹性恢复力为 3 minmin1 12 x FEJ nifl min K f 6 0 175 100 85 1000N 148 75N 其中 为每一传力片的截面惯性矩 x J 经以上校核计算可以认为所设计传力片满足要求 各尺寸参数是可行的 3 2 3 分离轴承总成 本设计的是膜片弹簧离合器 为了保证在分离离合器时分离轴承能均匀地 压紧膜片弹簧内端 采用可以自位 自动调准中心 的分离装置 其结构示意 图 3 1 如下可以弥补因几何上偏移造成的强烈振动 金陵科技学院 第三章 离合器零件的结构选型及设计计算 第 13 页 共 23 页 图 2 自动调心轴承 1 分离轴承罩 2 分离轴承 3 分离套筒 4 波形弹簧片 自位分离轴承和分离套筒通过碟形弹簧装配在一起成为一体 碟形弹簧小 端卡紧在轴承套筒座的外凸台部位 其大端压紧轴承外圈的内端面 依靠摩擦 把分离轴承与轴承套筒连在一起 图中间隙 A 所允许的调节量为 1 4 2 4mm 这种轴承的内外圈可由 80Cr2 轴承钢冲制加工而成 外密封环用 0 5 厚板材冲 制 表面有硫化氟橡胶 其密封刃口朝向轴承内座圈来密封 轴承中分布了 15 个 钢球 分离套筒装在变速器第一轴承盖的轴颈上 两者之间为间隙配合 可以在 自由移动 而分离轴承内圈与分离套筒座相配合处径向有 0 5mm 的间隙 在离合 器处于结合状态时 分离轴承的端面与分离杠杆之间应留有 3 4mm 间隙 以备 在摩擦片磨损的情况下 不致防碍压盘继续压紧从动盘总成 以保证可靠地传 递发动机转矩 这个间隙反映为踏板上的一段自由行程 在本设计中 由前面选择的花键毂花键的尺寸 外径 26mm 内径 21mm 因而根据有关结构尺寸数据可初选一系列有关分离轴承和分离套筒及轴颈之间 的配合尺寸 表 4 配合尺寸 分离轴承内径分离套筒外径分离套筒内径 36 58 25 分离轴承必须进行润滑 本设计采用的润滑方式为定期进行润滑 在分离 套筒上开有用来注润滑油的缺口 而在离合器壳上装有注油杯并用软管通到分 离套筒的缺口处 金陵科技学院 第四章 膜片弹簧设计 第 14 页 共 23 页 第四章 膜片弹簧设计 膜片弹簧的设计比较复杂 必须利用反求工程原理进行设计 即按照参考 样件或先期的经验初步选定膜片弹簧的结构尺寸 然后对其工作弹性 应力强 度等作出分析 最终经过优选定出其合理的结构尺寸 为此 需要清楚地了解 膜片弹簧的结构特点 工作特性及失效的形式和原理 在此基础上要掌握有关 膜片弹簧的弹性 强度等方面的计算方式 4 1 膜片弹簧的结构特点 膜片弹簧在结构形状上分为两部分 在膜片弹簧的大端处为一完整的截锥 体 它的形状像一个无底的碟子和一般机械上用的碟形弹簧完全一样 故称作 碟簧部分 膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分 碟形弹簧的弹性作用是这 样 沿其轴线方向加载 碟簧受压变平 卸载后又恢复原形所 可以说膜片弹 簧是碟形弹簧的一种特殊结构形式 所不同的是 在膜片弹簧上还包括有径向 开槽部分 膜片弹簧上的径向开槽部分像一圈瓣片 它的作用是 当离合器分 离时作为分离杠杆 故它又称分离爪 分离爪与碟簧部分交接处为圆形孔 这 样做 一方面可以减少分离爪根部应力集中 一方面又可用来安置销钉固定膜 片弹簧 分离爪根部的过渡圆角 R 4 5 4 2 膜片弹簧的加载方式和弹性变形特性 由于膜片弹簧采用拉式结构 故其正装 离合器在分离和接合时 膜片弹 簧的加载情况不一样 相应的有两种加载方式 1 接合时 离合器接合时 膜片弹簧起压紧弹簧之用 在压盘 离合器 盖总成未与飞轮装合以前 膜片弹簧近似处于自由状态 膜片弹簧对压盘无压 紧作用 当压盘 离合器盖总成与飞轮装合时 离合器盖前端面向飞轮前端 面靠拢 因此 离合器盖通过支承环 4 对膜片弹簧施加载荷 P 膜片弹簧几乎 1 变平 同时在压盘处也作用有载荷 P 我们把 P 称作压紧力 支承环 4 和膜片 11 弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形 膜片弹簧分离轴承相对于压 1 盘高度的变化称之为小端变形 2 2 分离时 当分离轴承以 P 力作用在膜片弹簧的小端时 支承环 4 逐渐不 2 起作用 而支承环 5 开始起作用 当 P 力达到一定值时 膜片弹簧被压翻 分 2 金陵科技学院 第四章 膜片弹簧设计 第 15 页 共 23 页 离时在膜片弹簧的大端处及小端处将进一步产生附加变形和 此时膜片 f1 f2 弹簧大端处的变形 1 f1 b1 前面说过膜片弹簧起弹性作用的部分是其碟簧部分 碟簧部分的弹性变形 特性和螺旋弹簧是不一样的 它是一种非线性的弹簧 其特性和碟簧部分的原 始内截锥高 H 及弹簧片厚 h 的比值 H h 有关 不同的 H h 值可以得到不同的弹 性变形特性曲线 如图 4 1 所示 载荷 F 与变形 之间的关系 当时 载荷 F 增加 变形 不断增加 2 hH 当时 弹簧的特性曲线在中间有一段很平直 变形增加时 载2 hH 荷几乎维持不变 当时 弹簧的特性曲线中有一段负刚度区域 即当变形22 2H h 增加 载荷反而减小 具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹 簧 当时 具有更大的负刚度区域 2 2H h 当时 具有载荷为负值的区域 2 2H h 图 3 膜片弹簧的弹性特性曲线 1 2 3 2 hH2 hH22 2 hH 4 5 22 hH22 hH 4 3 膜片弹簧主要参数的选择 在设计膜片弹簧时 一般初步选定其全部尺寸然后进行一系列的验算 最 后优选最合适的尺寸 其结构示意图如图 4 2 金陵科技学院 第四章 膜片弹簧设计 第 16 页 共 23 页 图 4 膜片弹簧示意简图 1 比值的选择 H h 设计膜片弹簧时 要利用其非线性的弹性变形规律 因此要正确选择其特 性曲线的形状 以获得最佳性能 一般汽车汽车膜片弹簧的值的范围在 H h 1 5 2 0 之间 常用的膜片弹簧板厚为 2 4mm 因此 在本膜片弹簧设计中取 1 65 H h 3 96H 2 4h 2 及的确定R R r 通过分析表明 越小 应力越大 弹簧越硬 弹性曲线受直径误差影 R r 响越大 汽车离合器膜片弹簧根据结构布置和压紧力的要求 常在 1 2 1 3 R r 的范围内取值 本设计中取 摩擦片的平均半径 1 25R r 由于 取 则 76 25 4 c Dd Rmm c RR 80Rmm 80 64 1 251 25 R rmm 3 膜片弹簧起始圆锥底角 汽车膜片弹簧一般起始底角在之间 10 arctan HH RrRr 本设计取 则 12 5 12 5 8064 3 49 180 HRrmm 3 49 2 12 1 651 65 H hmm 4 膜片弹簧小端半径及分离轴承作用半径 f r p r 膜片弹簧小端半径值应大于变速器第一轴花键的外径 取 f r15 f rmm 18 p rmm 5 分离指的数目和切槽宽 窗孔槽宽及窗孔内半径n 1 2 e r 的取值应满足12n 1 3 2 3 5mm 2 9 10mm e r 故本设计取 取 2 0 8 1 4 e rr 18n 1 3 3mm 21 39 9mm 2 1 2 e rr 52 12 e rmm 6 支承圈平均半径 和膜片弹簧与压盘的接触半径lL 应略大于且尽量接近 应略小于且尽量接近 本设计取 lrLRR78Lmm 金陵科技学院 第四章 膜片弹簧设计 第 17 页 共 23 页 膜片弹簧应用优质高精度钢板制成 其碟簧部分的尺寸精度要高 64lmm 国内常用的碟簧材料的为 60Si2MnA 当量应力可取为 1700 1900N mm2 4 4 绘制膜片弹簧的特性曲线 根据工作压力和膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形关系式 1 F 1 4 2 11 112 2 26 1 R In EhRrRr r FHHh LlLl Ll 1 画出 特性曲线 1 F 1 设 则 2 11 4 6 1 Ll FF Eh 1 1 h 4 1 111 1 2 RHRrHRr FIn rhLlhLl 2 已知 把数值代入得 5 a 2 0 10 MpE 0 3 11 11538FF 11 2 12 23 1111 0 7530 640 143F 由不同的计算出的及和 结果列表如下 1 1 F 1 F 1 表5 载荷F与变形 之间的关系 1 0 10 20 40 60 81 0261 21 41 61 8962 0 1 F 0 0710 1310 2200 2740 3020 3100 3070 2990 2950 3120 328 mm 1 0 210 420 851 271 702 182 542 973 394 024 24 N 1 F 8191511253831613484357735423450340436003784 画出 特性曲线 如图 5 1 F 1 0 0 1 10 00 00 0 2 20 00 00 0 3 30 00 00 0 4 40 00 00 0 5 50 00 00 0 0 01 12 23 34 45 5 工工作作压压力力F F N N 变变形形 m mm m 金陵科技学院 第四章 膜片弹簧设计 第 18 页 共 23 页 图 5 膜片弹簧的 弹性特性曲线 1 F 1 4 5 确定膜片弹簧的工作点位置 取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量 1 0 750 75 3 52 625 b Hmm 由特性曲线图可查的膜片弹簧的压紧力 1 3500FFN 校核后备系数 max 3500 0 3 76 25 2 1 21 150000 cc e FR Z T 离合器彻底分离时 膜片弹簧大端的变形量为 111 dbf ff 即为 压盘的行程 故 1 2 0 751 5 fc fZSmm 1 2 625 1 54 125 d mm 离合器刚开始分离时 压盘的行程 此时膜片弹簧大端的变形量1fmm 为 11 2 625 13 625 cb fmm 摩擦片磨损后 其最大磨损量 1 2mm 11 2 625 1 21 425 ab mm 4 6 求离合器彻底分离时分离轴承作用的载荷 由膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力时膜片弹簧压盘接触处的变形 2 F 和的关系式 1 2 F 4 1 2 1 21 2 26 1 p R Eh In RrRr r FHHh LlLlLllr 3 取 得 11d 1 2 1 21 2 5 2 2 ln 26 1 80 2 0 102 12 4 125 ln 80644 1258064 64 3 54 1253 52 12 7864278646 1 0 3786464 18 1083 d d p R Eh RrRr r FHHh LlLlLllr N 4 74 7 求分离轴承的行程求分离轴承的行程 2 由膜片弹簧压盘接触处的轴向变形和小端分离轴承处的轴向变形的关 1 2 系式 取得 21 p lr Ll 1 f 2 64 18 1 54 93 7864 p lr fmm Ll 宽度系数 1 1 3 3 18 110 72 1552 12 fe n rr 2 2 9 9 18 110 51 52 1264 e n rr 金陵科技学院 第四章 膜片弹簧设计 第 19 页 共 23 页 在力作用下膜片弹簧的小端变形由两部分组成 在力作用下 由于 2 F 2 2 F 压盘接触处膜片弹簧的轴向变形而引起的小端变形 以及因分离指受力 1 2 2 F 作用引起的弯曲附加变形 2 即 222 2 222 2 2 3222 12 22 532 6 1111 121ln2ln 22 6 1083 1811 52 1252 12 121 2 102 120 72 21818 p eeeee pppppppp F r rrrrrrrr Ehrrrrrrrr 22 22 52 12 ln 18 11 6452 126452 1264 2ln 0 51 2 1818181818 1 903mm 则 222 4 93 1 9036 833mm 4 8 膜片弹簧强度校核 膜片弹簧的大端的最大变形 离合器彻底分离时 1 4 125 d mm 1112 22 2 5 22 31 1 122 ln 364 1810832 1080643 514 125 1 80 640 51 2 121 0 3806427864 64ln 64 p ddd B rr FERrHh R rhRrLlLlr Ll r r 当 4 1252 124 125 78642 647864 1569 48MPa 1700MPa 校核得知 膜片弹簧的设计在允许的范围内 满足强度要求 故设计是合 理的 4 9 膜片弹簧材料及制造工艺 国内膜片弹簧一般采用65Si2MnA或50CrVA等优质高精度钢板材料 为了 保证其硬度 几何形状 金相组织 载荷特性和表面质量等要求 需进行一系 列热处理 为了提高膜片弹簧的承载能力 要对膜片弹簧进行强压处理 即沿 其分离状态的工作方向 超过彻底分离点后继续施加过量的位移 使其过分离 3 8次 并使其高应力区发生塑性变形以产生残余反向应力 另外 对膜片弹 簧的凹面或双面进行喷丸处理 即以高速弹丸流喷射到膜片弹簧表面 使表层 产生塑性变形 形成一定厚度的表面强化层 起到冷作硬化的作用 同样也可 提高疲劳寿命 为提高分离指的耐磨性 可对其端部进行高频感应加热淬火或 镀铬 为了防止膜片弹簧与压盘接触圆形处由于拉应力的作用产生裂纹 可对 该处进行