离合器的设计计算及说明

第3章 离合器的设计计算及说明3.1离合器设计所需数据表3.1 离合器原始数据汽车的驱动形式汽车最大加 20550kg 汽车的质量6×611450kg载质量发动机位置前置发动机最大 280KW 发动机最大1400r/min功率 转速离合器形式操纵形式踏板行程

≥109kgf.m单片干式GF420气助力液压人力操纵f=420mm80~150mmig1=13.04 ig2=8.48 ig3=6.04 ig4=4.39 ig5=3.43 ig6=2.47 ig7=1.76ig8=1.28ig9=1.00 igR=11.77〔R〕汽车最大时速 85km/h离合器主要参数的选择后备系数β后备系数ββ轻松等因素。乘用车β选择：1.20～1.75，本次设计取β=1.2。〔1〕后备系数β靠程度，选择β时，应从以下几个方面考虑：a.摩擦片在使用中有确定磨损后，b.c.要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车β=1.2～1.75。结合设计实际状况，β=1.5。则有β可有表3.2查得 β＝2.0。表3.2 离合器后备系数的取值范围车型6t的商用车T挂车T

β1.20～1.751.50～2.251.80～4.00摩擦片的外径可有式DKD

〔3.3〕求得K 为直径系数，取值见表3.3 取KD

16

。车型

表3.3

KD14.61.8～14.0t的商用车最大总质量大于14.0t的商用车

单片离合器)双片离合器)22.5～24.0,标准如下表(局部):表3.4 离合器摩擦片尺寸系列和参数D\mm112222336080002550800025d\mm111111111025405055657590厚度/mm33333333.2.5.5.5.5.5.5.51C”300000 0 0 0.687.694.700.667.620.589.583.585C”dD00000 0 0 0.676.667.657.703.762.796.802.800单面面积 1cm2 06

1 1 2 32 60 21 02

4 4 502 66 46f3.5查得：ZZ=2Δt是指离合器处于过程中离合Δt一般3～4mmΔt=4mm。摩擦材料摩擦因数f3.5摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20～0.25编织0.25～0.35粉末冶金材料铜基0.25～0.35铁基0.30～0.50金属陶瓷材料0.4离合器的静摩擦力矩为： Tc〔3.4〕与式〔3.1〕联立得：

fFZRc12Temax fzD

31C”3〔3.5〕 p0

0.23

MPa。表3.6 摩擦片单位压力的取值范围摩擦片材料摩擦片材料单位压力p /MPa0石棉基材料模压0.15~0.25编织0.25~0.35粉末冶金材料模压0.35~0.50编织金属陶瓷材料0.70~1.50摩擦片根本参数的优化D〔mm〕的选取应使最大圆周速度v0

65～70m/s，即v D 60

n

D10360

22510353.01 m/s 65~70 m/s〔3.6〕v0

为摩擦片最大圆周速度〔m/s

emax

为发动机最高转速(r/min)。摩擦片的内、外径比C0.53～0.700.53C”

0.670.7β1.2～4.0。d位置直径2R0

50mm，即

d2R0

50mm矩应小于其许用值，即T c0 Z

4TcD2d2

c0Tc0

为单位摩擦面积传递的转矩(N.m/mm2)3.6选取表3.7 单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格 210 210 ~250 250 ~325 325T /102 0．28 c0

0．35 0．40为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同车型，单p0

0.11～1.50MPa,即0.10MPap0

0.23MPa1.50MPa发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值,即 4WZD2d2

〔3.8〕为单位摩擦面积滑磨(J/mm2为其许用值(J/mm2)，对于乘用车：[]040J/mm26.0t[]033J/mm2，对于6.0t[]

0.25

J/mm2：W次所产生的总滑磨功〔J，可依据下式计算2n2W e

r2marm1800

i2i2 0g 〔3.9〕式中，m 为汽车总质量(Kg)；r为轮胎滚动半径〔m；i 为汽车起步时所用变a r gi0

为主减速器传动比；ne

r/min，计算时乘用车取2023 r/min，商用车取1500 r/min。其中：i0

6.17 i 5.913 r 0.6mg1 rm 4325a

Kg 代入式〔3.9〕得W 14431.527 J，代入式〔3.8〕得0327 033[]，合格。离合器接合的温升Wtmc式中,t8~10°C；cc

481.4

J/(Kg·°C)；γ

0.5，m

为压盘的质量m315Kgt476

°C，合格。膜片弹簧主要参数的选择H/h12的函数关系可知，当Hh2

时，F为增函数；h

时，F21222HH21该极值点又恰为拐点；Hh 时，F有一极大值和微小值；当h 时，22HH21F3.1。121-H/h2

3- H/h2222224-H/h2 5-H/h2222223.1膜片弹簧的弹性特性曲线H/h通常在1.5～2范围内选取。常用的膜片弹簧板厚为2～4mmHh=3mmH=6mm。R/r

h2 ，R/r1.2～1.3的范围内取值。本设计中取R

r125，摩擦片的平均半径Rc

Dd4

93.75mm，rRc

取r94

mmR117.5mmR118

mm则Rr1.255。圆锥底角汽车膜片弹簧在自由状态时，圆锥底角α一般在9

~15°范围内，本设计中arctan H

RrHRr得14.32°在9~15°之间，合格。分别指数常1218。切槽宽度 3.2~3.5mm，1

9~10mm，取1

3mm，2

10mm，re

应满足rre

的要求。2R1

和支承环加载点半径r1

确实定r应略大于且尽量接近 r，R1

应略小于R且尽量接近R。本设计取R 116mm，r1

96mm。膜片弹簧应用优质高精度钢板制成，其碟簧局部的尺寸精度要高。国内常用的碟簧材料的为 60SizMnA，当量应力可取为1600～1700N/mm2。公差与精度〕公差要小，支承环和支承铆钉安装尺寸精度要高，耐磨性要好。膜片弹簧的优化设计H应在确定范围内，即1.6Hh22.2

h与初始锥角H Rr9H

Rr14.3215弹簧各局部有关尺寸的比值应符合确定的范围，即1.20Rr1.2551.35702Rh78.67100R〔或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r

应位于摩擦片的平均半径与外半径1之间，即推式：

1d)/4R1

D2拉式：

d)/493.75r1

94D/2112.5依据弹簧构造布置要求，R与R，r 与r之差应在确定范围内选取，1 f 0即1RR1

260r1

r260rf

r 40取，即rr推式： 2.3

1 f

4.5R r1 1R r拉式： 3.5

1 f

9.0R r1 1由〔4〕和〔5〕得r 34f

mmr 32mm。0膜片弹簧的载荷与变形关系03.2，它具有独特的弹性特征，广泛应的碟形弹簧完全一样〔当加载点一样时。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜F〔轴向〕为λF1 1 1变形λ之间的关系式为:1Eh

InR/r Rr

Rr F

1

H

H 1

h21 612

R r1

2

1R r1 1

2 R r1 1式中：E——E2.1105MPaμ——泊松比，对于钢，μ=0.3

〔3.10〕h——弹簧钢板厚度R——弹簧自由状态时碟簧局部的大端半径r——弹簧自由状态时碟簧局部的小端半径R1r1 3.2膜片弹簧的尺寸简图表3.8 膜片弹簧弹性特性所用到的系数RrR1r1Hh118941169663代入〔3.10〕得F f11148.3732225.5621 19273.151〔3.11〕对〔3.11〕式求一次导数，可解出λ =F的凹凸点，求二次导数可得拐点。1 111

2.967.04

mmF1mmF1

11796.93N6748.98N1

5mmF1

9273 N2、当离合器分别时，膜片弹簧加载点发生变化。设分别轴承对膜片弹簧指所加的载荷为F，对应此载荷作用点的变形为λ 。由2 2R rF 1 1F2 rr 11 f

0.32F1〔3.12〕rr 1 f

3.12 R r 11 13.8:

表3.9 膜片弹簧工作点的数据

〔3.13〕2.967.042.967.0459.182.18215.511796.936748.9892733775.022159.672967.3612F1F2H1H

1M

2。离合器在接合状态时，1NBMHH ~10 ,以保证摩擦片在最大磨损限度ΔλF到F1B 1H 1B 1A变化不大。当分别时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，CNF1A

应大于或等于摩擦片时的压紧力F ，见图3.3。3.7膜片弹簧的应力计算1B假定膜片弹簧在承载过程中其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动〔3.4OOO。令X任意点的切向应力为：〔3.14〕

E t 12

x/2yex图3.3 膜片弹簧工作点位置式中 φ——碟簧局部子午断面的转角〔从自由状态算起〕α——碟簧局部子有状态时的圆锥底角e——碟簧局部子午断面内中性点的半径e= 〔 R-r 〕 /In(R/r)的关系式：Y

2t

12et t

2 E E〔3.16〕3.4切向应力在子午断面的分布φαtX-Y坐标系里呈线性分布。当 0时Y()X，由于(

)的值很小，我们可以将()看成t 2 2 2tg)，由上式可写成Ytg2

X。此式说明，对于确定的零应力分布在2OX轴承

)角的直线上。从式〔3.16〕可以看出当X2

e时无论取任何值，都有Y

e2

。明显，零应力直线为K点与O点的连线，在B处切向压应力最大，A处切向拉应力BX=〔e-r〕Y=h/2代入〔3.17〕式有： e er

erd h {tB 2

2 }1 r 2

2 2〔3.17〕令dtBd

0可以求出切向压应力达极大值的转角P

h 由于：

Rreln(Rr)

11894 105.55mmln(118/94)所以： 0.38，P

-2047.39 N/mm2F2作用下还受有弯曲应力： f 2rB nb h2r式中 n——分别指数目n=18b——单个分别指的根部宽br

〔3.18〕2rb r 18

23211.17mm18因此： 689.80rB

N/mm2σrB是与切向压应力σtB垂直的拉应力，所以依据最大剪应力强度理论，B点的当量应力为： Bj rB

689.802047.391357.59N/mm2 [Bj Bj

]1700 N/mm2膜片弹簧的设计应力一般都稍高于材料的局限，为提高膜片弹簧的承载力气火索氏体，对膜片弹簧进展强压处理〔将弹簧压平并保持12～14h高弹簧疲乏寿命，对分别指进展局部高频淬火或镀铝，以提高其耐磨性。故膜片弹簧和当量应力不超出允许应力范围，所以用设数据适宜。扭转减振器设计减震器极转矩Tj

1.5T

emax

294N·m摩擦转矩 Tu

0.17T

emax

49.98N·m预紧转矩 Tn

0.15T

emax

44.1N·m极限转角 j

3~12°扭转角刚度 k 13T 3822N·m/radj3.5。减振弹簧的设计减振弹簧的安装位置

R (0.60~0.75)d2，0结合d2R0

50mmR0

49mm，则

06533 。R0R0d 2ZPZP

TRj 1

6000 NPPZ

Z1000 N选择：Z=63.10减振弹簧个数的选取摩擦片的外径D/mm 225～ 250～ 325～

〉350250Z

3256～8

3508～10 〉10减振弹簧尺寸

3.5扭转减振器选择材料，计算许用应力b 直径d4mm, 1620 MPa,0.5 810MPab 依据下表选择旋绕比3.11旋绕比的荐用范围d/mm0.2~0.40.45~11.1~2.22.5~67~1618~42C7~145~125~104~94~84~6确定旋绕比C4，曲度系数K(4C1)(4C4)0.615C1.40强度计算8KF C2d 8KF C2j中径D2

Cd 16mm；外径

DD2

d20mm极限转角j

2arcsin

l 3~12°取 2 0

3.823j

°l

mm刚度计算弹簧刚度 k(F1

F)2

152.95mmF2

F2

0.5F1弹簧的切变模量G80000 MPa，则弹簧的工作圈数Gn l

d

4.086取n4，总圈数为n 61

8FC31

8C3k弹簧的最小高度

lmin

dn16mm

” Pk6.538mmll l0

min

”l

22.538mm减振弹簧预紧变形量l1

kZR0

0.538mm定位铆钉的安装位置

ll l0

22mm取R 52mm，则 3.859364477 °， 3.30mm，2 j ln412，合格。操纵机构

k151.52mm，汽车离合器操纵机构是驾驶员用来把握离合器分别又使之严峻接合的一套分别时所需的能源不同可分为机械式、液压式、弹簧助力式、气压助力机械式、气压助力液压式等等。[3]：踏板力要小，轿车一般在80～150N范围内，货车不大于150～200N；踏板行程对轿车一般在80~150mm180mm；踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分别轴承的自由行程可复原；应有对踏板行程进展限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏；应具有足够的刚度；传动效率要高；发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。牢靠，但是机械效率低，质量大，车架和驾驶室的形变可影响其正常工作，远距有如下优点：〔1〕液压式操纵，机构传动效率高，质量小，布置便利；便于承受吊挂踏〔2〕可使离合器接合严峻，可以降低因猛踩踏板而在传动系产生的动载荷，工作缸、管路系统等局部组成。a 1202

mm，a1

50mm，d2

135mm，d1

67mmc 502

mm，c1

21.4mm，b1

50

mm，b2

95mm踏板行程SS

和工作行程S1

组成： c a

d2SS S1 2

S 0f

2 2 2 2abd21 11 1〔3.19〕S0f

为分别轴承的自由行程，一般为1.5

~30mm，取S0f

1.5mm；S1

20~30

mmd、d1

分别为主缸和工作缸的直径；Z 为摩擦片面数；S为离合器分别时对偶摩擦面间的间隙，单片：S085~130mm，取S

12mma、a1 2

、b、b 、c1 2

、c 为杠杆尺寸。2S131mmS1

27.77

mm，合格。踏板力的计算踏板力为

3.6液压操纵机构示意图”F F F”f i s〔3.20〕式中，F”为离合器分别时，压紧弹簧对压盘的总压力；i 为操纵机构总传动比，i

abcd 2 2 2

22

为机械效率，液压式：

80~90

%，机械式： abcd2111 170~80%F1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，sF”

3467.30

Ni 43.26，80%；则aa2S0fSb1F 100.19Nf合格。分别离合器所作的功为W 0.5(FL 1

F”)ZS

F1

10835.32

合格。从动轴的计算

WL21.45J选材40Cr40Cr确定轴的直径3Pnd3Pn3.11:料

Q235-A，20

Q275，35〔1Cr18Ni9Ti〕

45 40Cr,35SiMn38SiMnMo,3