【GBC汽车离合器主动部分和从动部分的设计计算案例6700字】

GBC汽车离合器主动部分和从动部分的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u7547GBC汽车离合器主动部分和从动部分的设计计算案例 1259211GBC汽车离合器主动部分的设计 1295191.1GBC汽车压盘的设计 137611.2GBC汽车离合器盖设计 3191612GBC汽车离合器从动部分的设计 437482.1GBC汽车从动盘毂的设计 4125242.2GBC汽车从动盘的设计 5158222.3GBC汽车摩擦片的扭转减振器设计 61GBC汽车离合器主动部分的设计1.1GBC汽车压盘的设计因为GBC汽车本身的工作特性以及工作环境的特殊性，在本次设计中，要求GBC汽车的压盘拥有良好的散热功能以及较高的可靠性能，这就注定了设计的压盘形状不会比较简单，具有一定的复杂性。通过查阅资料可以得知由灰铸铁HT200铸成的材料，金相组织呈珠光体结构，硬度达到HB170～227，可见非常适合用来作为本次GBC汽车离合器的压盘材料，能够满足之前所述的性能要求。不仅如此，如果想要增强提高离合器压盘自身的机械强度以及获得更强的性能，可以在铸造这个压盘时还可以加入少量的金属元素。此外，除了选用合适有效的材料来铸成GBC汽车的压盘，我们还可以通过加大压盘自身的质量，来吸收运转时产生的部分热量，同时保证不会产生热扭曲、热变形等糟糕的情况发生，提高离合器的稳定性和可靠性。除了靠压盘本身的质量、尺寸来吸收部分的热量，还可以在压盘上设计出导风槽，利用风冷的原理，使GBC汽车的压盘在运转时可以被空气带走一部分的热量，从另一方面达到给压盘冷却的目的。那说完了如何处理产生的热量，我们接下来应该考虑这些热量是怎么产生的。在车辆不断行驶的过程中，常需要进行换挡行为，从而离合器会不断的进行分离结合的操作，而每次结合都会产生一定的摩擦，摩擦就会产生热量，如此反复产生的热量，取一个专有的物理概念叫做温升τ。根据资料显示，离合器每一次接合的温升都不应超过10℃，而温升τ的校核公式如3-1所示：τ=γL/mc（3-1）在公式中：γ—为传导到压盘的热量占GBC汽车离合器工作时产生的热量的比例。本设计中，因为GBC汽车的离合器是单片离合器，则取γ=0.5；m—为GBC汽车离合器中压盘的总质量，单位为kg；c—为铸造GBC汽车压盘所用材料的比热容，查阅资料可知铸铁的比热容为℃)；L—为GBC汽车产生的滑磨功，单位为J。除了压盘应该拥有足够大的质量之外，压盘的厚度也是需要考虑的一个重要因素之一，并且采用的厚度应该较厚，如此才能保持压盘具有足够的刚度，保持足够的性能以及可靠性。通过翻阅资料可以得知载货汽车的离合器压盘厚度，通常不会小于15mm。[2，3]此外，因为摩擦片常会与压盘接触，因此在考虑设计压盘的尺寸时还要考虑到之前选取的摩擦片尺寸参数。通过考虑，初步选择压盘厚度为23mm，外径405mm，内径215mm。将上述数据代入公式（3-1）进行校核计算，可得τ=7.658℃，符合标准。1.2GBC汽车离合器盖设计离合器盖不仅起到连接的作用，同时也对整个离合器机构起到一定的保护作用，因此保证离合器盖的刚度是一个很重要的设计考虑因素，因为得保证整个机构的稳定运行以及工作效率，所以离合器盖不能产生很大的变形。如果发生了较大程度的变形，可能会导致离合器工作时断开连接不彻底、完全，出现换挡困难、造成摩擦片的过度磨损以及各个啮合齿轮的打齿现象或者剪切现象的出现，后果很严重；同时也应当把离合器运行过程中产生的热量也考虑进去，使它能够分担部分的热量，让整个离合器的运行更可靠、稳定。通过查阅资料可以得知，在制造离合器盖时，人们通常把厚度为2.5～5mm低碳钢的钢板进行机器冲压，从而制造成我们所需要的离合器盖。在离合器盖的下方，安装着有压盘、压紧弹簧等主要运动构件，如图3-1所示，因此离合器盖的尺寸需要能够将这些零部件包含进去即可，不仅如此，离合器盖的设计对于飞轮轴线的对中也有很大的影响。飞轮轴线的对中方式可依靠定位销或定位螺栓的辅助以及止口对中的方法来实现[4]。图3-1离合器盖尺寸结构示意图1-传力装置；2-分离杠杆中间支承；3-支承叉；4-调整螺母

3GBC汽车离合器从动部分的设计2.1GBC汽车从动盘毂的设计因为从动盘毂的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴的连接方式，靠的是齿侧定心矩形花键的相对动配合，这样的连接方式就能够满足从动盘毂能沿轴方向进行自由移动的需求，同时也能够承受较大的载荷，受力均匀、导向性好。在材料方面，一般采用40Cr、45号钢、35号钢来锻造从动盘毂，还需要经过HRC28～32调质热处理，便可以提供抵抗冲击的韧性以及综合机械性能，这里采用40Cr。花键的具体结构尺寸参数，可以通过查找相关书籍资料，从国家标准GB1144-74（表4-1）选取。为了能够保证从动盘毂在沿轴方向进行自由移动时，不出现偏斜的状况，因而从动盘毂的花键孔键齿的有效尺寸应保证是花键外径尺寸的1.4倍左右，因为GBC汽车的工作环境非常恶劣，必须保证可靠性。表4-1国家标准GB1144-74中规定的关于花键的尺寸参数表发动机转矩（N·m）从动盘外径R（mm）花键的外径D（mm）花键的内径d（mm）花键的齿数n键齿宽a（mm）花键有效尺长l（mm）键齿间挤压应力（MP)48035040321055011.260038040321055515.272041045361056011.1由表4-1选取得本次花键的相关尺寸参数得：发动机转矩=608N·m花键的外径D=410mm；花键的内径d=36mm；花键的齿数n=10；键齿宽a=5mm；花键有效齿长l=60mm；得到花键的相关参数之后，就需要进行强度的校核计算，计算校核挤压应力(式4-1)，要求计算结果不能超过30MPa：（4-1）计算校核剪切应力(式4-2)，要求计算结果不能超过15MPa：（4-2）在公式中：—为GBC汽车的发动机最大转矩，数值为608，单位为Nmm；D—为GBC汽车的花键外径，单位为mm；d—为GBC汽车的花键内径，单位为mmn—为GBC汽车的花键齿数；a—为GBC汽车花键的键齿宽，单位为mm；l—为GBC汽车花键的有效齿长，单位为mm。代入上述相关数据可得：挤压应力=20.68MPa剪切应力=11.92MPa符合。2.2GBC汽车从动盘的设计在从动盘材料的选择上，本次设计选择采用被机器冲压而成的1.3～2.0mm厚的钢板。而在有些情况下需要将从动盘的外缘盘形部分磨薄到0.65～1.0mm的区间范围，这样操作的目的是为了以减小从动盘的质量从而减小转动惯量。此外，从动盘的材料又和它的结构型式之间有比较紧密的联系。整体式的从动盘，又称为不带波形弹簧片的从动盘，一般采用高碳钢，比如50号钢或者85号钢，又或着采用65Mn钢板制成，再需经过硬热度处理，要求是：HRC38～48。本次设计采用整体式的从动盘，材料选取使用85号钢。2.3GBC汽车摩擦片的扭转减振器设计2.1.1扭转减振器的作用汽车在使用的过程中，车辆的传动系统经常会受到各种冲击和震荡，为了尽可能地减少这种不良影响，保持车辆的稳定性，考虑在车辆的传动系统中串联一个弹性阻尼装置，以起到吸收震动、缓解冲击的作用。由此扭转减震器便应运而生，通常将其装在离合器的从动盘上，用来缓解上述的不良影响。它的主要特点之一是可以降低发动机曲轴与传动系结合部分的扭转刚度，从而降低传动系的扭振固有频率。这样就可以比较方便地将较为严重的扭振车速移出常用车速范围，来保证合理性、安全性以及可靠性。其中的弹性阻尼单元件被广泛的用来抑制扭转共振相应的振幅，并且能够衰减因冲击而产生的瞬态扭转，从而消除各部件在不同工况下产生的噪声[7]。2.1.2扭转减振器结构类型的介绍与选择1-从动片；2-从动盘毂；3-摩擦片；4-减振弹簧；5-碟形弹簧垫片；6-压紧弹簧；7-减振盘；8-橡胶弹性元件图4-1减振器结构示意图图4-1中给出了几种类型的扭转减振器的主要总体原件的结构框架图，它们的因为使用了不同的弹性阻尼元件而有所不同，其中，已经得到人们认可以及使用率最普遍的是如图4-1a-d所示的采用圆柱型螺旋弹簧的扭转减振器。在这种类型的减震器中，从动盘和从动盘毂上都各有6个口，在每个口中装有一个用来吸收能量、缓解冲击的减振弹簧，因而来自发动机的转矩经过从动盘一直传递到从动盘毂，此时这些沿从动盘圆周切向布置的减振弹簧被压缩，从而吸收了传动系统本该所受的冲击，随后使从动盘毂作相对从动盘的往复摆动运动，消耗吸收的能量，极大程度地提高了传动系统的刚度以及稳定性能。在图4-1e中，当安装在扭转减震器上的相同规格的弹簧同时发挥作用时，产生的效果会具有线性的特性。这种带有线性特性的扭转式弹簧减振器，结构相对来说比较简单，成本较低，已经受到了一定程度上的欢迎。在另一方面，当安装在扭转减震器上的弹簧不是统一的，属于固定的两种或三种不同规格时，当需要它们工作时，产生的效果就是非线性的，因为它们的刚度由小向大发生变化并且按照先后顺序再次转动进行减振工作（如图4-1e中的坐标图所示），因此我们称这样的扭转减震器为两级或三级非线性反向扭转的弹簧减振器。这种类型的扭转式减振器，现已经普遍地为各种类型的车辆所服务，特别是柴油车辆。对于柴油车的发动机来说，它的怠速运转不够稳定，所以变速器常啮合齿轮的常会发生敲击或者冲撞的现象时常发生，而使用刚才介绍的这种两级或者三级非线性反向扭转的弹簧减震器，可以高效地优化这样的情况。与此同时，两级或者三级的非线性扭转减振器因为它得天独厚的工作原理，能够更大范围的涵盖柴油发动机工作的载荷区间，拥有更高的包容性，并改善离合器接合的柔和性。不仅如此，这种变刚度的扭转减震器还能在传动系统小负荷运转下，减少扭转振动和噪声。本次设计的思路是使用于GBC汽车离合器的扭转减震器使用的是图4-1中（c）的类型，同时里面采用两级或三级非线性反向扭转的变刚度减震器。对于采用空心圆柱型扭转减振器(如图4-1f所示)，也可以选择星型等其他形状类型的橡胶弹性元件，都是具有非线性的弹性特性的减振器。尽管它们的结构简单而且橡胶发生变形时内部会产生较大的摩擦力，但并不需要添加额外的阻尼元件。可是由于这些减振器会非常明显地增大从动盘的转动惯量，同时，必须要用专门特定的橡胶元件制造，才能保证在离合器热状态下工作的稳定和顺畅，因此没有得到广泛的使用。在本次设计的减振器中，GBC汽车离合器的阻尼元件采用的是橡胶摩擦片。在图4-1a所显示的结构中，由铆钉建立起从动盘与减振盘之间的联系，再对摩擦片产生正压力。因为采用的是两级或三级非线性反向扭转的变刚度减震器，可以通过考虑加进碟形弹簧(如图4-1c和图4-1d)的方式，通过采用一组不同负载刚度的碟形加压弹簧和一组螺旋式加压弹簧的方式，各自对两组碟形摩擦片进行加压，为了建立起的压紧力不相同，由此就能够实现上述的非线性变化。2.1.3离合器的扭转减振器尺寸参数的确定①、GBC汽车离合器的扭转减振器的刚度计算扭转减震器的扭转角刚度Ca可以根据减振弹簧的线性刚度特性以及在结构上的弹簧布置位置来决定，利用公式4-3计算，可初步得出所需要的刚度数值：Ca≤13（4-3）在公式中：—为GBC汽车的极限转矩。而汽车的极限转矩，可以通过下式4-4计算求得：=（1.5～2.0）（4-4）在公式中：查阅资料可知关于前的系数，乘用车一般使用2.0，而商用车选取1.5，因为本次设计的是GBC汽车，是商用车，则选取=1.5，代入公式4-4，得=912N·m算得算之后，再将数据代入公式4-3，求得：Ca≤N·m/rad所以，本次设计GBC汽车的离合器时，初选Ca=11800N·m/rad。②、GBC汽车离合器的扭转减振器最大摩擦力矩出于对整体结构因素的考虑，还受发动机所能输出的最大转矩的限制，这也是扭转减振器扭转角刚度Ca初步数值取的比较高的原因。此外，我们还需要装入一个弹性阻尼装置来高效的消除在发动机正常运行工作的范围内产生的振动，自然而然的，该阻尼装置的摩擦力矩需要进行设计。通常来说可以按照如下式4-5进行设计计算：=（0.06～0.17）（4-5）在公式中，—为GBC汽车的发动机最大转矩，数值为608，单位为Nmm。根据GBC汽车的工作特性，此处系数取值不应太小，因此初步选择为0.15，带入公式4-5，可得=N·m。③、GBC汽车扭转减振器的预紧力矩计算为了能够降低传动系在传递扭矩时，减轻扭转减震器的压力，达到更好的吸收振动和能量的目的，在安装减振弹簧时，应当给每一个弹簧加上一定的预紧力，还可以优化工作条件。为了保证扭转减震器在逆向工作时不会发生停止运转的状况，安装的减振弹簧的预紧力在数值上通常不会超过上面求得的最大摩擦力矩。计算施加给弹簧的预紧力矩，公式4-6如下所示：=（0.05～0.15）（4-6）在公式中：—为GBC汽车的发动机最大转矩，数值为608，单位为Nmm。此处选取系数为0.1，则该次设计中，扭转减震器上的弹簧预紧力可计算求得：=N·m④、GBC汽车扭转减振器的弹簧分布半径计算计算弹簧位置分布半径的公式如式4-7所示：R1=（0.60～0.75）d/2（4-7）在公式中：d—为摩擦片的内径，数值为205，单位是mm。此处系数取0.70，代入相关数值，可计算得：R1=mm⑤、GBC汽车扭转减振器的减震弹簧数目选取查阅资料，减振弹簧的数目可以根据参考表4-2的数据选取。在本次设计中，GBC汽车选取的摩擦片外径D=380mm，因此根据表中所列举的信息，选择数目Z=12表4-2减振弹簧数目选取的参照表名称取值范围离合器摩擦片的外径D（mm）225-250250-325325-350＞350减震弹簧的使用个数Z（根）4-66-88-10＞10⑥、GBC汽车扭转减振器的减振弹簧的总压力计算当位于弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，离合器传动系所传递的扭矩便达到最大值，因次需要计算此时减振弹簧所产生的总压力，计算方法如式4-8所示：=（4-8）在公式中：—为GBC汽车的极限转矩，数值是912，单位是N·m；R1—为扭转减振器的弹簧分布半径，数值是71.75，单位是mm。代入数据，则可得：=N随后可以根据公式4-9计算出所使用的12根弹簧中每根弹簧工作时的平均压力：=N（4-9）在公式中：—为减振弹簧所受的总压力，数值是12710.8，单位是N；Z—为所用到的减振弹簧数目，数值为12，单位是根。⑦、减振弹簧的尺寸参数确定先用一张图示4-2来表示下面计算过程中，会用到的各项符号所代表的意思。图4-2减振弹簧计算符号示意图通过查阅资料发现，减振弹簧的中径，取值范围在11～15mm左右，同时根据国家标准GB/T1358-93中的表4-3的数据可知，本设计选取=14mm。表4-3国家标准GB/T1358-93弹簧中径表10121416在确定了之后，就该计算弹簧截面的钢丝直径，该值在得出之后应取继续查找表4-4来确定就近值，计算公式如式4-10所示：（4-10）在公式中：P—为单个减振弹簧所受的压力，数值是1059.23，单位是N；—为减震弹簧的中径，数值是14，单位是mm；τ—为汽车的扭转许用应力，通常的取值范围是550-600MPa[8]。此处选取为575MPa。代入上述所列数值，可得出：=表4-4国家标准GB/T1358-93弹簧截面的钢丝直径表31.542.5根据表4-7可得：=4mm根据已经计算得出的扭转减震器的刚度值Ca计以及弹簧位置分布半径R1，可以计算出减振弹簧的刚度c，计算公式如式4-11所示：（4-11）在公式中：Ca—为GBC汽车离合器的扭转减振器的刚度，数值是11800，单位是N·m/rad；R1—为GBC汽车扭转减振器的弹簧分布半径，数值是71.75，单位是mm；Z—为使用的减振弹簧数目，数值是12，单位是根。带入上述数据，计算可得：N/mm计算减振弹簧的有效圈数i，如式4-12所示：=（4-12）在公式中：G—为本次使用材料的弹性模数，对于碳钢可取=83000N/mm2；—为弹簧截面的钢丝直径，数值为4，单位是mm；—为减震弹簧的中径，数值是14，单位是mm；C—为减振弹簧的刚度，数值是191，单位是N/mm。代入式4-12中，可得：则根据表4-5可知，i=5表4-5国家标准GB/T1358-93弹簧的有效圈数表2.52.7555.5接下来则可以计算减振弹簧的总圈数n，总圈数n与有效圈数i的关系是，如式4-13所示：（4-13）在公式中：i—为减振弹簧的有效圈数，数量是5，单位是圈。代入公式4-13可得：n=7应当在GBC汽车的减振弹簧受到最大工作压力P时，计算所能达到的最小长度，如式4-14所示：（4-14）在公式中：—为弹簧截面的钢丝直径，数值是4，单位是mm；n—为所用减震弹簧的总圈数，数值是7，单位是圈。将上述参数代入式4-14可得：=30.8mm计算GBC汽车减振弹簧的总体变形量，计算