汽车设计1(下)

1、2.4,2膜片弹簧的弹性特性此部分将介绍膜片弹簧的基本尺寸参数；并引入压紧状态和分 离状态下，施加在膜片弹簧上的载荷与膜片弹簧所产生的变形量的 两个关系式(1)基本尺寸参数转角设为。此部分将介绍膜片弹簧的基本尺寸参数；并引入压紧状态和分 离状态下，施加在膜片弹簧上的载荷与膜片弹簧所产生的变形量的 两个关系式(1)基本尺寸参数膜弹钢厚片簧板度此部分将介绍膜片弹簧的基本尺寸参数；并引入压紧状态和分离状态下，施加在膜片弹簧上的载荷与膜片弹簧所产生的变形量的两个关系式(1)基本尺寸参数r为 自由 状态 下碟 簧小 端半 径此部分将介绍膜片弹簧的基本尺寸参数；并引入压紧状态和分离状态下，施加在膜片弹簧上

2、的载荷与膜片弹簧所产生的变形量的 两个关系式(1)基本尺寸参数为由态碟大半 我自状下簧端径此部分将介绍膜片弹簧的基本尺寸参数；并引入压紧状态和分离状态下，施加在膜片弹簧上的载荷与膜片弹簧所产生的变形量的 两个关系式(1)基本尺寸参数r2.4,2膜片弹簧的弹性特性自由状态）基本尺寸参数（2）载荷变形特性膜片弹簧处于自由状态r、臼分别是压盘加载点和支承环加载点的半径;h是自由状态下碟簧部分的内截锥高度）基本尺寸参数川、门分别是压盘加载点和支承环加载（2）载荷变形特性点的*怒2.4.2膜片弹簧的弹性特性)基本尺寸参数(2)载荷变形特性自由状态压紧状态(1)7veh ln(7? / r) 6(1-2)

3、1区 f )2r-r y其中，e为弹性模量/为泊松比2.4.2膜片弹簧的弹性特性）基本尺寸参数（2）载荷变形特性压紧状态分离状态(1)基本尺寸参数(2)载荷变形特性压紧状态分离状态)基本尺寸参数(2)载荷变形特性自由状态压紧状态分离状态利用相似三角形可得(2)根据膜片弹簧受载变形时，在相同外力矩m下，会产生相同转角k4 =(3)联解方程(1)、(2)和(3)可得h4 1士 /-iazl +/n - rt2 r - rff _ treha ln(7? / r)通过f1、f2与4、4的关系式即可得到膜片弹簧的弹性特性曲线2.4,3膜片弹簧的强度计算此部分引入膜片弹簧的应力计算公式，并指出产生最大应

4、力点，以及最大点的当量应力计算此部分引入膜片弹簧的应力计算公式，并指出产生最大应力点，以及最大点的当量应力计算(1)切向应力计算公式e ) xcp(a-(p/2)-y(p bi 2(1 ju j x其中:a一自由状态时碟 二簧部分的圆锥底角； -s一从自由状态起,碟簧子午断面的转角； e 中性点半径，e=(r-r)/ln(r/r)2.4.3膜片弹簧的强盘(3)最大切向应计算b点坐标x约为-(e-r)、y=h/2 将b点坐标代入应力计算公式2.4,3膜片弹簧的强度计算(3)最大切向应计算b点坐标x约为-(e-r)、y= h/ 2 将b点坐标代入应力计算公式令 d(rlb / dcp = 07g)

5、t(”)a+3=0可求出超达极大值的转角(pp - a-h/(2e-2r)（3）最大切向应计算上式表明旧点最大压应力发生在比碟簧压平位置（转角等于a）再多转一个角度,arctanh/ (2e-2r) h/(2e-2r)的位置处。彻底分离时，如子午断面实际转角5之中 计算6b时， 施取 力 （;经过最大值），如%v % ,则夕应取9f 。（4） b点弯曲应力计算在分离轴承推力f2作用下，b作为分离指根部的一点，还受有弯曲应力6（一。）尸2nbh2式中：n分离指数；b一单分离指根部宽（mm）-四max提不：力一十一至nw抗弯截面系数方形bm 2/6,圆形pi*” 3/32（5） b点当量应力b点弯

6、曲应力为拉应力，且与切向应力0出垂直， 根据最大剪应力强度理论(第三强度理论)，b 点的当量应力为。jb = o rb %b 当膜片材料采用60si2mna时, 通常5 1500-1700mpa2.4,4膜片弹簧基本参数的选择膜片弹簧的基本参数:膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度h ；膜片弹簧钢板厚度h ；膜片弹簧的基本参数:膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度h ； 膜片弹簧钢板厚度h ；自由状态下碟簧部分大端半径r；2.4,4膜片弹喟膜片弹簧的基本参数 膜片弹簧自由状态下彳膜片弹簧钢板厚度h9r自由状态下碟簧部分大端半径y自由状态下碟簧部分小端半径r ；r9膜片弹簧的基本参数 膜片弹

7、簧自由状态下彳膜片弹簧钢板厚度h自由状态下碟簧部分大端半径自由状态下碟簧部分小端半径r ；自由状态时碟簧部分的圆锥底角2.4,4膜片弹喟膜片弹簧的基本参数 膜片弹簧自由状态下彳膜片弹簧钢板厚度h自由状态下碟簧部分3 自由状态下碟簧部分4 自由状态时碟簧部分国分离指数目n2.4,4膜片弹簧基本参数的选择(1)比值h/h和h的选择比值h / h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。(1)当h/hv正时，f为增函数，弹簧刚度大，适于承受大载荷并用作缓冲装置的 行程限制当h/ h=v2时，有一极值，该极值点恰为拐点，中段平直，即变形增加但载荷 几乎不变，称为零刚度弹簧ovh/hv2j时，曲线中有一段负刚度区域

8、，即变形增加而载荷反而减小, 此触很适用于含合器的压紧弹簧 当h/h=/时，f的极小值落在横坐标上。一般，为保证压紧力变化不大和操纵轻便，h/h 1.5-2.0 , h（板厚）取2-4mm。2.4,5膜片弹簧材料及制造工艺(2)比值r/r和r、r的选择根据结构布置和压紧力的要求，？八一般为1.201.35。为 使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的r值应取为大于 或等于摩擦片的平均半径rc,拉式膜片弹簧的r值宜取为大于 或等于rc。(3) a的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角a与内截锥高度h关系密切,a=arctan h /(rr) h/(rr)o 一般在9。15。范 围内。(4) n的选择n

9、常取18 (大尺寸可取24,小尺寸取12)(1)材料60si2mna 或 50crva(50 铭钢 a)(2)工艺强压处理(压平1 2 1 4 h )凹表面或双面喷丸一t疲劳强度分离指端部高频淬火或喷镀铭或镀镉或四氟乙烯2.4.6膜片弹簧的优化设计确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。（1）目标函数：国内主要有以下几种: a工作时的最大应力为最小。b从动盘摩擦片磨损前后,弹簧压紧力之差的绝对值为最小。c分离行程中，作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。d在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。e选c和d两个目标函

10、数为双目标。为使传递转矩稳定，又不严重过载，且操纵省力，选取e。通过两个目 标函数分配不同权重来协调它们之间的矛盾，并将两个目标函数合成一 个总目标函数。$ 2.4,6膜片弹簧的优化设计(2)设计变量h_r2观察膜片弹簧载荷变形特性公式7teh 111(7? / r)_6(1-z/2)j(7?1-/i)2式中，e-弹性模量；u一泊松比；h 内截锥高度；h弹簧板厚；r、r一碟簧部分大、小端半径；r1、门一压盘加载点和支 承环加载点半径。h、h、r、r、r1、门即为优化设计变量膜片弹簧工作点位置选择42.4.6膜片弹穹膜片弹簧工作点位置选择h/hj2jlh/h2/2(3)点b为新离合器膜片弹簧处于

11、压紧状态时的工作点位置 aw= (0.8 1.0) xaih(4)点a为摩擦片磨损到极限的位置。由b点的位置减去摩擦片的最大磨损量求得。即aa=ab-aa其中aa=zc x as。zc为摩擦片的面数aso为每摩擦工作面最大允许磨损量，一般为0.651.1mm片42.4,6膜片弹膜片弹簧工作点位置选择勺二二mh离时膜片弹簧的工作位置，该位置取决于压琮，作回埴天兀计居狈重!(5)点c为离合 盘的升程入；般为0.65.1 mma42.4,6膜片弹膜片弹簧工作点位置选择(4)点a为摩擦片磨损到极限的位置。由b点的位置减去摩擦片的最大磨损量求得。即ala= alb -2ka其中aa=zc x asozc

12、为摩擦片的面数;as。为每博&入%mh擦工作面最大允许磨损量，一 般为0.651.1 mm(5)点c为离合器分离时膜片弹簧的工作位置，该位置取决于压盘的升程afan =zc x as其中as为彻底分离时，每对摩擦面的间隙单片式取0.751 mm;zc与上相同$2.4,6膜片弹膜片弹簧工作点位置选择(5)点c为离合器分离时膜片弹簧的工作位置，该位置取决于压盘的升程afalf =zc x as其中as为彻底分离时，每对摩擦面的间隙单片式取0.7 51 m m; zc与上相同由上可见，b点是基础，确定b点是要注意考虑离合器盖的变形, b点确定后，其它几个工作点的位置就比较容易确定了$ 2.4.6膜片

13、弹簧的优化设计x = x 1 x2 x3 x4 x5 x6 x7t= h h r r 凡、a1bt相对于拐点1h的位 li般，b/ah=0.810， bpm 2.4,6膜片弹簧的优化设计 第)约束条件a弹簧压紧力fib应与要求的压紧力fy相等，即fi b= fy1bb为保证各工作点a、b、c有较合适的位置，应正确选择入1.00.8 fi bd为满足离合器使用性能的要求，弹簧的h / h与初始底锥角 a=h，(rr)应在一蔻范圉瓦bp1.6h / h2.29 ah /(r-r)fibd为满足离合器使用性能的要求，弹簧的h / h与初始底锥角 a=h，(rr)应在一蔻范圉瓦bp1.6h / h2.

14、29 之h /(r-r)15e弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20r/rl-35702r/h1003.5r/rofibd为满足离合器使用性能的要求，弹簧的h / h与初始底锥角 a=h，(rr)应在一蔻范圉瓦bp1.6h / h2.29 sa=h /(r-r)15e弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20r/rl.35702r/h1003.5r/ro5.0f为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片平均半径与外半径之间，即推式：(d+d) /4rid/2拉式：(d+d) /4nd/2“246膜片弹簧的优化设计 第）约束条件e弹簧各部分有关尺寸

15、比值应符合一定的范围，即1.20r/rl,35702r/h1003.5r/ro5.0f为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片平均半径与外半径之间，即推式：(d+d) /4rid/2拉式:/4nd/2g根据弹簧结构布置的要求，r1与r、门与r、门与ro之差应在一定范围，即1 r-ri7on-r6 ort-ro4“246膜片弹簧的优化设计 第）约束条件e弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即1.20r/rl,35702r/h1003.5r/ro5.0f为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，膜片弹簧的压盘加载点半径应位于摩擦片平均半径与外半径之间，即推式：(d+d)

16、/4rid/2拉式：(d+d) /4nd/2g根据弹簧结构布置的要求，r1与r、门与r、门与ro之差应在一定范围，即1r-ri7on-r6ort-ro4h膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即推式：2.3(r- rt) / (ri- ri)4.5拉式：3.5(ri- rt) / (ri- ri)9.0“246膜片弹簧的优化设计 京)约束条件g根据弹簧结构布置的要求，r与r、ri与r、与ro之差应在一定范围，即1 r-ri70n-r60rt-ro4h膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即 推式：2.3(n- rt) / (ri- n)4.5 拉式：3.5(ri- rt) / (ri- ri)9.

17、0i弹簧在工作过程中b点的最大压应力，bmax应不超过其许 用值，即0 rbmax w 0田“246膜片弹簧的优化设计 京)约束条件g根据弹簧结构布置的要求，r与r、ri与r、与ro之差应在一定范围，即1 r-ri70n-r60rt-ro4h膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即 推式：2.3(n- rt) / (ri- n)4.5 拉式：3.5(ri- rt) / (ri- ri) fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；fn1.己2为作用在中间轴 上齿轮1、2上的圆周力；八上为齿轮1、2的节圆半径；t为中间轴传递的转矩。s (4)齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强 度

18、和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。通常根据齿轮模数m (mn)的大小来选定齿宽仇 直齿：b= kcm,为齿宽系数，取为4.58.0斜齿：b= kcmn, 取为6.08.5、（5）变位系数的选择原则为什么需对齿轮进行修正为了改善齿轮传动的某些性能：d避免齿轮产生根切和配凑中心距2）改变齿轮的强度、耐磨性、抗胶合性及齿轮噪声s （5）变位系数的选择原则对齿轮修正的方法:1）变位加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置2）改变刀具的原始齿廓参数；3）改变齿轮齿廓的局部渐开线。(5)变位系数的选择原则变位齿轮单个齿轮一对齿轮正变位负变位，高度变位 z角度变位单个齿轮正变位相对于标准齿轮加工，刀具移出毛坯

19、为正变位。正变位齿轮的分度圆齿厚增大，齿间减小，齿顶 与齿根圆增大;(5)变位系数的选择原则s (5)变位系数的选择原则单个齿轮相对于标准齿轮加工，刀具移向毛坯为负变位。负变位齿轮的分度圆齿厚减小，齿间增大，齿顶与齿根圆减小;一对齿轮r高度变位度变位两啮合齿轮变位系数之和为零，称为高度变位。 对于中心距一定的啮合齿轮，采用高度变位;一单个齿轮负变位一对齿轮变位角度变位两啮合齿轮变位系数之和不为零，称为角度变位。可以根据需要配凑中心距、提高齿轮的强度和使用寿命、降低齿轮的啮合噪声s （5）变位系数的选择原则变位系数的选择原则1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变

20、位系数。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险 断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收 冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各 挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随 着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿 轮，应该选用较大的值。(6)齿顶高系数齿顶高系数ib齿高/模数选取原则:齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度有影响。齿顶高系数一般取为1,少数有大于1,但应确 保齿厚不得小于0.3m讨齿轮不发生根切和齿顶干涉4

21、 3.3,6各挡齿轮齿数的分配(1)确定一挡齿轮齿数(2)修正中心距a(3)确定常啮合传动齿轮副的齿粉(4)确定其它挡齿数ph(5)确定倒挡齿轮齿数2271 -40(1)确定一挡齿轮齿数一挡传动比:$（ 1）确定一挡齿轮齿数一挡传动比：/匹如果z7和z8的齿数确定，则z2与4的传动比可 求出。为了求马、z8的齿数，先求其齿数和z.直齿z =m斜齿 z/7 = 2acos计算后取z力为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。$（ 1）确定一挡齿轮齿数一挡传动比：如果z7和z8的齿数确定，则z2与4的传动比可 求出。为了求z7、z8的齿数，先求其齿数和z.直齿=m斜齿 z/7 = 2acos计算后取z

22、力为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。4尽可能取小些，4取大些，以便在其内腔设置第二 轴的前轴承53.8； z 815-17, z7=zh-z8$ (2)修正中心距a直齿z.=m斜齿= 2acs仅 mn乙取整后，根据新的齿数计算中心距。确定常啮合传动齿轮副的齿数确定zi与z2l = i z$ z 一 z 乙乙7_ .二 一 (.+z2) 2 cos p解方程组，求j与z2,z2应取整数;核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数, 精确的螺旋角值。加(4 + 0)alli舁出2 cos p也可按预选螺旋角，通过齿轮的适当角度变位来满足 中心距的要

23、求。4）确定其它挡齿数若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同，则f)确定其它挡齿数1若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相i不ii i14ji户* 、2 f1=m(z5 + z6)| j-2解两方程式求出z5、z6o用取整数后的z5、z6计算中心 距，若与中心距a有偏差，通过齿轮变位来调整。若二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同，则三二%a入 4,4? “（u + z6）2 cos atana_ 马（1 %） tan4 芍+ 口 x联解上述三个方程式，可求出z5、z6和及三个参数。但 解此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法。确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123之间，初选z

24、10后，可 计算出中间轴与倒挡轴的中心距a，确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123之间，初选z10后，可计 算出中间轴与倒挡轴的中心距a，根（标 +z10）为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶之间应保持0.5mm以上间隙，则齿轮9的齿顶直径deg为45)确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123之间，初选z10后，可计 算出中间轴与倒挡轴的中心距a，根+z10)为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶之间应保持0.5mm以上间隙，则齿轮9的齿顶直径deg为% + 0.5 + %=4 220,9=24 0,81根据求得的de9,再选择适当的

25、齿数及采用变位齿轮，使齿顶 de9符合上式。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。 3.5同步器设计3.5.1 惯性式同步器3.5.2 主要参数的确定3.5.3 同步器计算$ 3.5同步器设计3.5.1 惯性式同步器3.5.2 主要参数的确定3.5.3 同步器计算$3,5,1惯性式同步器(1)锁环式同步器(2)锁销式同步器s（1）锁环式同步器& (1)锁环式同步器结构花键毂+接合套+锁环+滑块+卡环/定位销和弹簧(b)(d)(2)锁销式同步器工作原理由于两者角速度不等，使得锁环的 缺口上端面或下端面与滑块相碰换挡力使锁环与被接合 齿轮凸肩的锥面接触一锁环和滑块的相互配合，使接合套与锁环进入锁止状态

26、=驾驶员施加的换挡力r在锁止面上产生法向力n和切向力f2轴向力使锁环压紧齿圈，并产生摩擦力矩m1,使两者速度尽快同步，切向力f2,使锁环上产生一拨环力矩m2,开始时两者方向相反当锁环与齿圈同步后，摩擦力矩消失，m1 = 0,锁环相对于接合套转动一个角度，使接合套进入啮合，接合套继续移动，最终与待接合齿圈啮合锁销式惯性同步器1 一第一轴齿轮 2一摩擦锥盘 3摩擦锥环 4一定位销5接合套 6一第二轴四挡齿轮 7第二轴 8一锁销9 一花键我 10钢球 11弹簧s (2)锁销式同2结构花键毂+接合套+擦锥盘+擦锥环+定位销+锁销锁悄式惯性同步器1 一第一轴齿轮 2摩擦械盘 30愫锥环 4一定位铺5接合

27、套 6一第二幡四挡构能 7一第二轴8一银销9 一花健网 10钢球】1一弹簧3.5同步器设计3.5.1 惯性式同步器3.5.2 主要参数的确定3.5.3 同步器计算4 3.52主要参数的确定(1)(2)同步环主要尺寸的确定(3)锁止角b(4)同步时间t转动惯量的计算(1)摩擦因数f刮油槽i(1)摩擦因数fa影响因数f与摩擦副材料，工作面粗糙度，润 滑油种类和温度等有关。对锥面的表面粗糙度要求较高，以保证使用中f变化较小。若粗 糙值大，初期易损害同步环锥面。b材料同步环材料：黄铜合金黄铜合金一钢摩擦副，在油中工作时取f=0.1c作用f大，换挡省力，或缩短同步时间；f小，则相反，甚至会失去 同步作用

28、，保持较大的摩擦系数对同步器工作有利。3.5.2主要参数的确定(1)摩擦因数f)同步环主要尺寸的确定(3)锁止角b(4)同步时间t(5)转动惯量的计算（2）同步环主要尺寸的确定a锥面上螺纹槽 b锥面半锥角。c摩擦锥面平均半径rd锥面工作长度be同步环径向厚度a锥面上螺纹槽螺线顶部窄：一刮油膜效果好（因过宽一f随齿顶磨损降低, 换挡费力）；但过窄一影响接触面压强f磨损加快;螺纹槽可大些、用于存油；但太大一螺距增大一接触面i-1 磨损q b锥面半锥角aq c摩擦锥面平均半径rmmffrsinar t ,摩擦力矩mm t 5 r应 尽可能取大，但受结构约束q d锥面工作长度b如lb,即i变速器轴向尺

29、寸，i 工作面积-t单位压力-t磨损。设计公式（无螺纹槽）777ijifpr2式中：mm 许用压力，-摩擦力矩；p-摩擦面r-摩擦锥面平均半径;3.5.2主要参数的确定e同步环径向厚度(1)摩擦因数f(2)同步环主要尺寸的确定(3)锁止角b(4)同步时间t(5)转动惯量的计算4(3)锁止角b确保换挡两部分之间角速度差达到零值才能进行换挡 的重要参数。f、r,锁止面平均半径r4 3.52主要参数的确定(1)摩擦因数f(2)同步环主要尺寸的确定(3)锁止角b(4)同步时间t(5)转动惯量的计算同步器工作时，t越小越好影响t的因素多，轴向力ft , t 1摩擦因数f(2)同步环主要尺寸的确定 (3)锁止角b (4)同步时间t(5)转动惯量的计算将多个零件的