《汽车离合器设计cj.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车离合器设计cj.doc（14页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、1.2技术参数及论文要求发动机型号：CA488整车质量：2105 KG最大扭矩/转速（Nm/rpm）: 157/2800主减速比：4.55一档速比：4.218驱动轮类型与规格：195/80R14一、 离合器摩擦片参数的确定2.1 摩擦片参数的选择2.1.1 初选摩擦片外径D、内径d、厚度b摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。D=式中，为发动机最大转矩，取；A为不同结构和使用条件对D的影响系数， 取A=47。离合器摩擦片尺寸系列和参数表1表1外径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/m
2、m110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- 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。2.1.2 后备系数后备系数是离合器的重要参数，反映离合器传递发动机最大扭矩的可靠程度，选择
3、时，应从以下几个方面考虑：1.摩擦片在使用中有一定磨损后，离合器还能确保传递发动机最大扭矩；2.防止离合器本身滑磨程度过大；3.要求能够防止传动系过载。通常轿车和轻型货车。所以取2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩TC=204.12.1.4 单位压力P0摩擦面上的单位压力P的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。 离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，
4、零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。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。 式中，为摩擦因数取0.3；为单位压力（）为摩擦面数取2；为摩擦片外径取200；为摩擦片内径取140；摩擦片材料选择石棉基材料，为单位压力0.33，为摩擦因数取0.3。 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
5、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。2.2 离合器基本参数的校核2.2.1 最大圆周速度式中， 为摩擦片最大圆周速度（m/s）；为发动机最高转速取2800；为摩擦片外径径取200；故符合条件。2.2.2 单位摩擦面积传递的转矩=(N/)式中，为离合器传递的最大
6、静摩擦力矩204.1；当摩擦片外径D210mm时，=0.28 N/0.0062 N/，故符合要求2.2.3 单位压力为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力的最大范围为0.15.35Mpa，由于已确定单位压力0.33Mpa，在规定范围内，故满足要求2.2.4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 = () = () = 11270(J)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 为汽车总质量取2105kg；
7、rr 为轮胎滚动半径14*25.4/2+195*0.8=0.3m；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比4.218；i为主减速器传动比4.55；n为发动机转速(r/min),乘用车n取2000 r/min;w = = = 0.28 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11270J满足w =2,则=r-2=72-10=62mm故取60mm.3.1.6 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r1需满足下列条件：故选择R188mm， r172mm.3.1.7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
8、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。3.1.8 膜片弹簧的变形特性和加载方式由于膜片弹簧采用拉式结构，故其正装。离合器在分离和结合时，膜片弹簧的加载情况不一样，相应的有两种加载方式和变形情况：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，离合器盖前端面靠拢。因此，离合器盖通过支承环4对膜片施加载荷，膜片弹簧几乎变平。同时在压盘处也作用有载荷。我们把称作压紧力。支承环4和膜片弹簧压盘接触处之间的高度变化称作大端变形，
9、膜片弹簧分离轴承相对于压盘高度的变化称之为小端变形。2) 分离时：当分离轴承以力作用在膜片弹簧的小端时，支承环4逐渐不起作用，而支承环5开始起作用。当力达到一定值时，膜片弹簧被压翻。分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。此时膜片弹簧大端处的变形。3.2 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：式中，E弹性模量，钢材料取E=2.06Mpa； 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，m
10、m； 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。图形如下：图4.1弹性特性曲线膜片弹簧的相关参数如表3表3截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角3.5mm2mm1811三、 扭转减振器的设计4.1 扭转减振器主要参数带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式:图4.2带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片7减振盘；8限位销由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且
11、越来越趋向采用单级的减振器。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，Tj=(1.52.0) 对于乘用车，系数取2.0。则Tj=2.02.0157314（Nm）4.1.2 扭转刚度k由经验公式初选k Tj即kTj133144082（Nm/rad）4.1.3 阻尼摩擦转矩T可按公式初选TT（0.060.17）取T=0.1 =0.1157=15.7(Nm)4.1.4 预紧转矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn满足以下关系：Tn（0.050.15）且TnT15.7Nm而Tn（0.050.15）7.8523.55 Nm则初选Tn15Nm4.1.5 减振弹簧的位置半径
12、R0R0的尺寸应尽可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2则取R0=0.65d/2=0.65140/2=45.5(mm),可取为46mm.4.1.6 减振弹簧个数Zj当摩擦片外径D250mm时，Zj=46故取Zj=64.1.7 减振弹簧总压力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FTj/R0314/(46)6.826(kN)4.2 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。4.2.1 减振弹簧的分布半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取R1=(0.600.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故R1=0.65
13、/2=0.65140/2=45.5(mm)，即为减振器基本参数中的R04.2.2单个减振器的工作压力PP= F/Z=6826/61137.7(N)4.2.3 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=1115mm故取Dc=12mm2）弹簧钢丝直径dd=3.91mm式中，扭转许用应力可取550600Mpa,故取为580Mpad取4mm3）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k=4）减振弹簧有效圈数4.05）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n=+(1.52)=6减振弹簧最小高度=30.8mm弹簧总变形量mm减振弹簧总变形
14、量=30.8+3.54=34.34mm减振弹簧预变形量=0.169mm减振弹簧安装工作高度=34.34-0.169=34.171mm6）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=4.199727）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙式中，为限位销的安装尺寸。值一般为2.54mm。所以可取为3mm, 为52mm.8）限位销直径按结构布置选定，一般9.512mm。可取为10mm扭转减振器相关参数表4表4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Zj314 Nm15.7 Nm15 Nm46mm6四、 离合器其它主要部件的结构设计5.1从动盘毂的设
15、计从动盘总成由摩擦片、从动片、扭转减振器和从动盘毂等组成。它虽然对离合器工作性能影响很大的构件，但是其工作寿命薄弱，因此在结构和材料上的选择是设计的重点。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，花键的尺寸可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩T花键尺寸表5表5摩擦片外径 D/mm发动机最大转矩T/(Nm)花键尺寸挤压应力/MPa齿数n外径D/mm内径d/mm齿厚t/mm有效尺长l/mm20015710322643011.55.2从动片的设计为了使离合器结合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有
16、轴向弹性的结构，这样，在离合器的结合过程中，主动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的，从而保证离合器所传递的力矩是缓和增长的。此外，弹性从动片还使压力的分布比较均匀，改善表面的接触，有利于摩擦片的磨损。具有轴向弹性的传动片有以下三种形式：整体式的弹性从动片，分开式的弹性从动片及组合式的弹性从动片。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2mm5.3离合器盖结
17、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。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。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。本次设计初选08钢板厚度为3mm5.4压盘的设计对压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传
18、热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm 。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm 。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。5.5压盘的结构设计与选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离
19、合器的分离过程中能自由的沿轴向移动。如前面所述采用传动式的传力方式。由弹簧钢带制成的传动片一端铆在离合器盖上，另一端用螺钉固定在压盘上，为了改善传动片的受力情况，它一般都是沿圆周布置。t = (1)m = = (2)t = =4.69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W=11270J为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘. =0.5；m为压盘质量(kg)V为压盘估算面积；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；为铸铁密度，取7800 kg/m；为摩擦片外径取200；为摩擦片内径取140；h为压盘厚度，取=15 mm； t为压盘温升（）满足压盘温升不超过8
20、10要求。6.1离合器操纵机构的要求1.踏板力要尽可能小，乘用车一般在80-150N范围内，商用车不大于150-200N。2.踏板行程一般在80-150mm范围内，最大不应超过180mm。3.应有踏板行程调整装置，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4.应有踏板行程限位装置，以防止操纵机构的零件因受力过大而损坏。5.应有足够的刚度。6传动效率要高。7.发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。8工作可靠、寿命长，维修保养方便。6.2操纵机构型式的选择常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构。14