轻型货车离合器的设计说明书

汽车设计汽车设计 第第 2 章章 离合器设计离合器设计 设计参数设计参数 车 型 轻型货车 整车质量 Kg 3830 发动机最大扭矩 转速 N m rpm 220 2100 最大功率 转速 Kw rpm 67 3000 车轮滚动半径 mm 340 1 离合器的设计目的及原理概述离合器的设计目的及原理概述 1 11 1 离合器的设计目的离合器的设计目的 了解轿车离合器的构造 掌握轿车离合器的工作原理 了解从动盘总成的 结构 掌握从动盘总成的设计方法 了解压盘和膜片弹簧的结构 掌握压盘和 膜片弹簧的设计方法 通过对以上几方面的了解 从而熟悉轿车离合器的工作 原理 学会如何查找文献资料 相关书籍 培养自己的动手设计项目 自学的能 力 掌握单独设计课题和项目的方法 设计出满足整车要求并符合相关标准 具有良好的制造工艺性且结构简单 便于维护的轿车离合器 为以后从事汽车 方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础 1 21 2 离合器的工作原理离合器的工作原理 离合器通常装在发动机与变速器之间 其主动部分与发动机飞轮相连 从 动部分与变速器相连 为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器 实际上是一种 依靠其主 从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构 离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合 确保汽车平 稳起步 在换挡时将发动机与传动系分离 减少变速器中换档齿轮间的冲击 在工作中受到较大的动载荷时 能限制传动系所承受的最大转矩 以防止传动 系个零部件因过载而损坏 有效地降低传动系中的振动和噪音 1 31 3 离合器的设计要求离合器的设计要求 1 在任何行驶条件下 既能可靠地传递发动机的最大转矩 并有适当的转矩 储备 又能防止过载 2 接合时要完全 平顺 柔和 保证起初起步时没有抖动和冲击 3 分离时要迅速 彻底 4 从动部分转动惯量要小 以减轻换档时变速器齿轮间的冲击 便于换档和 减小同步器的磨损 5 应有足够的吸热能力和良好的通风效果 以保证工作温度不致过高 延长 寿命 6 操纵方便 准确 以减少驾驶员的疲劳 7 具有足够的强度和良好的动平衡 一保证其工作可靠 使用寿命长 2 2 离合器的结构方案分析离合器的结构方案分析 2 12 1 车型 技术参数车型 技术参数 车 型 轻型载货汽车 整车质量 Kg 3830 发动机最大扭矩 转速 N m rpm 220 2100 最大功率 转速 Kw rpm 67 3000 车轮滚动半径 mm 340 2 22 2 从动盘数的选择从动盘数的选择 对乘用车和最大质量小于 6t 的商用车而言 发动机的最大转矩一般不大 离合器通常只设一片从动盘 2 32 3 压紧弹簧和布置形式的选择压紧弹簧和布置形式的选择 离合器压紧装置可分为周布弹簧式 中央弹簧式 斜置弹簧式 膜片弹簧 式等 其中膜片弹簧的主要特点是用一个膜片弹簧代替螺旋弹簧和分离杠杆 膜片弹簧与其他几类相比又有以下几个优点 1 由于膜片弹簧有理想的非线性特征 弹簧压力在摩擦片磨损范围内能 保证大致不变 从而使离合器在使用中能保持其传递转矩的能力不变 当离合 器分离时 弹簧压力不像圆柱弹簧那样升高 而是降低 从而降低踏板力 2 膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用 使结构简单紧凑 轴向尺 寸小 零件数目少 质量小 3 高速旋转时 压紧力降低很少 性能较稳定 而圆柱弹簧压紧力明显 下降 4 由于膜片弹簧大断面环形与压盘接触 故其压力分布均匀 摩擦片磨 损均匀 可提高使用寿命 5 易于实现良好的通风散热 使用寿命长 6 平衡性好 7 有利于大批量生产 降低制造成本 但膜片弹簧的制造较复杂 其精度要求高 其非线性特性在生产中不易控 制 开口处容易产生裂纹 端部容易磨损 近年来 由于材料性能提高 制造 工艺和设计方法逐步完善 膜片弹簧的制造已日趋成熟 因此 选用膜片弹簧 式离合器 2 42 4 膜片弹簧的支承形式膜片弹簧的支承形式 我们选用了拉式膜片弹簧 图为拉式膜片弹簧的支承形式 单支承环形式 将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上 2 52 5 压盘的驱动方式压盘的驱动方式 在膜片弹簧离合器中 扭矩从离合器盖传递到压盘的方法有三种 1 凸台 窗孔式 它是将压盘的背面凸起部分嵌入在离合器盖上的窗孔内 通过二者的配合 将扭矩从离合器盖传到压盘上 此方式结构简单 应用较多 缺点 压盘上凸台在传动过程中存在滑动摩擦 因而接触部分容易产生分离不 彻底 2 径向传动驱动式 这种方式使用弹簧刚制的径向片将离合器盖和压盘连 接在一起 此传动的方式较上一种在结构上稍显复杂一些 但它没有相对滑动 部分 因而不存在磨损 同时踏板力也需要的小一些 操纵方便 另外 工作 时压盘和离合器盖径向相对位置不发生变化 因此离合器盖等旋转物件不会失 去平衡而产生异常振动和噪声 3 径向传动片驱动方式 它用弹簧钢制的传动片将压盘与离合器盖连接 在一起 除传动片的布置方向是沿压盘的弦向布置外 其他的结构特征都与径 向传动驱动方式相同 经比较 我选择径向传动驱动方式 3 离合器主要参数的选择离合器主要参数的选择 3 13 1 后备系数后备系数 后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩 同时它有助于减少汽车 起步时的滑磨 提高了离合器的使用寿命 但为了离合器的尺寸不致过大 减 少传递系的过载 使操纵轻便等 后备系数又不宜过大 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 始时还有些增加 轻型货车是在城乡间公路运输 使用条件较好 宜取小值 由 汽车设计 书表 2 1 初取 1 4 3 23 2 单位压力单位压力 0 P 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性 对离合器工作性能和使用寿命有很 0 P 大影响 选取时应考虑离合器的工作条件 发动机后备功率的大小 摩擦片尺 寸 材料及其质量和后备系数等因素 取值范围见表 0 P 摩擦片材料 单位压力 p Mpa 0 模压0 15 0 25 石棉基材料 编织0 25 0 35 铜基 粉末冶金材料 铁基 0 35 0 50 金属陶瓷材料0 70 1 50 摩擦片材料选择石棉基材料 模压制造取 0 2Mpa 0 P 3 33 3 摩擦片外径摩擦片外径 D D 内径内径 d d 和厚度和厚度 b b 摩擦片外径 D mm 可以根据发动机最大转矩 N m 按如下经验公式 maxe T 选用 mmTKD eD 24522016 5 max 为直径系数由 汽车设计 书表 2 3 选取为 16 5 D K 为发动机最大转矩 emax Tm220 emax NT 离合器摩擦片尺寸系列和参数表离合器摩擦片尺寸系列和参数表 1 1 外径 D mm 160180200225250280300325350380405430 内径 d mm 110125140150155165175190195205220230 厚度 b mm 3 23 53 53 53 53 53 53 54444 c d D0 6870 6940 7000 6670 6200 5890 5830 5850 5570 5400 5430 535 1 c30 6760 6670 6570 7030 7620 7960 8020 8000 8270 8430 8400 847 单位面积 1061321602213024024665466787299081037 摩擦片标准系列尺寸 取 D 250mm d 155mm b 3 5mm c d D 0 620 3 43 4 计算校核计算校核 3 4 13 4 1 单位压力单位压力验算验算 0 P m3082204 1 maxc NTT e 1 12 3 3 3 0 D d ZDfpTc pa19 0 052 551 1 052226 0 30812 1 12 3 3 3 3 3 3 0 M D d ZDf T p c 式中 为摩擦因数取 0 26 为单位压力 为摩擦面数取 2 f 0 p a MP Z 为摩擦片外径取 250 为摩擦片内径取 155 计算结果与前面所选 Dmmdmm 择的单位压力相差不大 选择合理 0 P 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 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 要有足够的耐磨性 尤其在高温时应耐磨 要有足够的机械强度 尤其在高温时的机械强度应较好 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 磨合性能要好 不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 油水对摩擦性能的影响应最小 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 其摩擦系数 大约在 0 3 左右 在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片 3 4 23 4 2 最大圆周速度最大圆周速度 D v smsmDnv eD 70 65 45100520030 60 10 60 33 max 式中 为摩擦片最大圆周速度 m s 为发动机最高转速取 3000 D v maxe n 为摩擦片外径径取 250 故符合条件 r minDmm 3 4 23 4 2 单位摩擦面积传递的转矩单位摩擦面积传递的转矩 c0 T N 0c T 4 22 dDZ Tc 551052 2 2204 14 22 2900 0 m 2 mm 式中 为离合器传递的最大静摩擦力矩 220 当摩擦片外径 c TmN 时 0 0030 N 0 0029 N 故符合要求 250 210 D 0c Tm 2 mmm 2 mm 3 4 23 4 2 单位摩擦面积滑磨功单位摩擦面积滑磨功 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨 防止摩擦片表面温度过高而发生 烧伤 离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功 w 应小于其许用值 w 汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 J 为 W 1800 n2 e 2 2 g 2 0 2 ra ii rm 根据公式 0g a ii nr 377 0 u 汽车的最大爬坡度为 i 16 7 将爬坡度带入公式 式中 忽略空气阻力 0 dt du 3600 mu 76140 AuC 3600 Giu 3600 Gfu1 a 3 aDaa e T P dt du 将 滚动阻力系数 f 取 0 02 代入计算w67 e KP NG375348 93830 得到一档时汽车的速度h 18kmua a 0g u nr 377 0ii 36 21ii 0g W 11960 J 1800 n2 e 2 2 g 2 0 2 ra ii rm 1800 001514 3 22 2 2 36 21 0 343830 式中 W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功 J m 为汽车 a 总质量取 3830kg rr 为轮胎滚动半径 约等于静负荷半径 0 34m n 为发动机 e 转速 r min 商用车 n 取 1500 r min e w 0 197J 4 22 dDZ W 551052 214 3 960114 22 2 mm 式中 W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取 11960J 满足 w 2 则 r 2 84 10 74mm e r e r e r 故取 74mm e r 4 1 74 1 7 压盘加载点半径压盘加载点半径 R1R1 和支承环加载点半径和支承环加载点半径 r1r1 的确定的确定 R1 和 r1 需满足下列条件 711 RR610 rr 故选择 R1 100mm r1 88mm 4 1 84 1 8 膜片弹簧材料膜片弹簧材料 制造膜片弹簧用的材料 应具有高的弹性极限和屈服极限 高的静力强度 及疲劳强度 高的冲击强度 同时应具有足够大的塑性变形性能 按上述要求 国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢 60Si2MnA 或 50CrVA 4 24 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 06 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 弹性特性曲线图 弹性特性曲线图 膜片弹簧弹性特性 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 0123456 变形 1 mm 工作压力F1 N 膜片弹簧的相关参表膜片弹簧的相关参表 截锥高度 H板厚 h分离指数 n圆底锥角 3 4mm2mm18 10 5 5 扭转减振器的设计扭转减振器的设计 扭转减振器主要由弹性元件 减振弹簧或橡胶 和阻尼元件 阻尼片 等 组成 弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度 改变系统的固有振型 尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振 阻尼元件的主要作用是有效 地耗散振动能量 5 15 1 扭转减振器主要参数扭转减振器主要参数 目前 在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振 器 三级非线性减振器的扭转特性如下图所示 5 1 15 1 1 极限转矩极限转矩 j T 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 maxj 0 2 5 1 e TT 对于商用车 系数取 1 5 计算得m3302205 15 1 maxj NTT e 5 1 25 1 2 扭转角刚度扭转角刚度 K 由经验公式初选 j 13TK m rad42903301313 j NTK 5 1 35 1 3 阻尼摩擦转矩阻尼摩擦转矩 T 可按公式初选 emax 0 17 06 0 TT 取m222201 01 0 emax NTT 5 1 45 1 4 预紧转矩预紧转矩 n T 减振弹簧在安装时都有一定的预紧 满足以下关系 n T 且 emaxn 0 15 05 0 TT m22 n NTT 而m33N 110 15 05 0 emaxn TT 则初选m 6 17 n NT 5 1 55 1 5 减振弹簧的位置半径减振弹簧的位置半径 0 R 的尺寸应尽可能大些 一般取 0 R 0 60 0 75 d 2 0 R 则取 0 7d 2 0 7 155 2 54 25 mm 可取为 55mm 0 R 5 1 65 1 6 减振弹簧个数减振弹簧个数 j Z 当摩擦片外径 D250mm 时 4 6 j Z 故取 6 j Z 5 1 75 1 7 减振弹簧总压力减振弹簧总压力 F 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 NRTF 9 6082 1055 330 3 0j 5 25 2 减振弹簧的计算减振弹簧的计算 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 5 2 15 2 1 减振弹簧的分布半径减振弹簧的分布半径 1 R 的尺寸应尽可能大些 一般取 1 R 0 60 0 75 d 2 1 R 式中 d 为离合器摩擦片内径 故 0 7d 2 0 7 155 2 54 25 mm 即为减振器基本参数中的 1 R 0 R 5 2 25 2 2 单个减振器的工作压力单个减振器的工作压力 P P NzFP 8 10136 9 6082 5 2 35 2 3 减振弹簧尺寸减振弹簧尺寸 1 弹簧中径 Dc 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 45mm 3 8 PDc 3 580 12 6 7768 式中 扭转许用应力 可取 550 600Mpa 故取为 580Mpa d 取 3 5 mm 3 减振弹簧刚度 k 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 m94 242 60 054251000 4290 1000R k k 22 1 N n 4 减振弹簧有效圈数i 4 1094 422 1012 8 105 3 103 8 8 333 434 3 4 kD 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 6 i 6 减振弹簧最小高度 23mm 101 331 11 1 min dndnl 7 弹簧总变形量 17mm 4 94 242 8 1013 k P l 8 减振弹簧总变形量 0 l 14 4mm4 1723 10l min0 ll 9 减振弹簧预变形量 2mm 0 1025 54694 242 6 17 3 1 kZR T l n 10 减振弹簧安装工作高度l 14 2mm2 0 4 14 0 lll 11 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 19 4 2 arcsin 2 1 Rl 12 限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙 1 式中 为限位销的安装尺寸 值一般为 2 5 4mm sin 21 R 2 R 1 所以可取为 3mm 为 41mm 1 2 R 13 限位销直径 d 按结构布置选定 一般 9 5 12mm 可取为 10mm d d d 扭转减振器相关参数表扭转减振器相关参数表 极限转矩 Tj阻尼摩擦转矩T 预紧转矩Tn减振弹簧的位置半径 R0减振弹簧个数 Zj 330 N m22 N m17 6 N m55mm6 6 6 离合器主要零部件的结构设计离合器主要零部件的结构设计 6 16 1 从动盘毂从动盘毂的设计的设计 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件 它几乎承受由发动机传来的全 部转矩 它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上 花键的迟 钝可根据摩擦片的外径 D 与发动机的最大转矩 T来选择 maxe 花键尺寸摩擦片 外径 D mm 发动机最大转 矩 T N m maxe 齿数 n外径 D mm 内径 d mm 齿厚 t mm 有效尺 长 l mm 挤压应力 MPa c 25019610353243510 2 6 26 2 从动片的设计从动片的设计 从动盘对离合器工作性能影响很大 设计时应满足如下要求 1 从动盘的转动惯量应尽可能小 以减小变速器换挡时轮齿间的冲击 2 从动盘应具有轴向弹性 使离合器结合平顺 便于起步 而且使摩擦面压力 均匀 以减小磨损 3 应安装扭转减振器 以避免传动系共振 并缓和冲击 本次设计初选从动片厚度为 2mm 6 36 3 离合器盖结构设计的要求离合