离合器设计自动计算最终版0.xls

请使用excel 2010或wps2010打开。 欢迎 欢迎使用离合器设计自动计算系统！ 使用 个人设计，版权所有，勿作商用！ 注：黄色底纹需要手动选择或输入；红色底纹需要注意；绿色底纹的为结果；粉色字体的可删除修改 ，但格式要保持原样！ 汽车型号奥迪a3标准型 发动机最大功率（kw） /（r/min） 67/5200 整备质量m（kg） 1600 发动机最大扭矩（n.m ）/(r/min) 202/3500 轮胎规格 195/65r15 最高车速（km/h） 188 车轮半径r（mm） 317.2 最高转速（r/min） 4200 后桥主减速器比 3.89 载重量（kg） 510 变速器一挡的传动比 3.5 1。离合器主要参数的确定 （1）根据已知参数，确定离合器形式： 从动盘数： 由于设计的是乘用车，发动机扭矩一般不大，所以选择：单片离合器。 压紧弹簧和布置形式选择：推式膜片弹簧离合器。 （2）确定离合器主要参数： 后备系数：查汽车设计表2-1知，乘用车后备系数=1.20-1.75。取：=1.46 单位压力：查汽车设计表2-2,选择粉末冶金材料铁基，取：0.35 摩擦片内外径d、d和厚度b： d的选取： 查汽车设计表2-3，得乘用车的直径系数 由公式估算得：208mm 查离合器摩擦片尺寸系列和参数表:d=225mm d的选取： 由离合器摩擦片尺寸系列和参数表 知 ，d相应的d值为：150mm 厚度b：由离合器摩擦片尺寸系列参数表知：b=3.5mm 摩擦因素f、摩擦面数z和离合器间隙t 摩擦因数f：计算时一般取0.25-0.30（或查表2-4）此处取：0.35 摩擦面数： 因为是单片离合器，所以摩擦面z=2 = 0 p = maxed tkd 0i gi 6 .14= d k 离合器间隙t:一般为34mm此处取：3mm （3）摩擦片尺寸校核与材料选择。 1） 判断d/d： d/d=0.67 符合d/d:(0.53-0.70)的要求！ 2）判断d是否符 合要求： 因为发动机的最高转速为：5200(r/min) 所以摩擦片最大圆周速度为：61.3m/s 不超过65-70m/s，符合标准gb/t5764-1998汽车用离合器面片要求！ 3） 为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径2r0约50mm即：d 2r0+50mm 判断d是否符合要求： 先确定r0：一般 r0=（0.60-0.75）d/20.6 所以：r0=45 因为d=150mm 所以：d2r0+50mm符合！ 又因为2r0+50=140mm 4)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 每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许可值，即： w为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（j），可以由下式求的： 对于乘用车ne=2000r/min 由公式求得：w=25118.91 w=0.57 w=w,不符合要求！请重新选择d 5) 为反应离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值 ，即： tc=294.92 tc0=0.0067 查表汽车设计2-5 可知，tco符合要求！ 2。扭转减震器的设计 （1）扭转减震器选型。单级线性减震器。 （2）扭转减震器主要参数确定 1) 极限转矩tj 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（231）知， 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=2.0 = 404(n.m) 2)扭扭转转刚刚度度k k w ddz w w - = )( 4 22 p 2 j/mm0.40=w对 乘 用 车 = 22 0 222 1 8 0 0 g rae ii rmn w p - = )( 4 22 0 ddz t t c c p co t maxe t m axe t j 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（235）可知， 由经验公式初选 k tj 则：5252(n.m/rad) 3)阻阻尼尼摩摩擦擦转转矩矩tt 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（236）可知, 可按公式初选t t（0.060.17）0.1 t20.2(nm) 4)预预紧紧转转矩矩tntn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）式（237）知， tn满足以下关系： tn（0.050.15） 且tnt （0.050.15） =10.130.3 此处取：16n 5）减减振振弹弹簧簧的的位位置置半半径径r0r0 由以上知：r0=45mm 6） 减减振振弹弹簧簧个个数数zjzj 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）表（26）知， 当摩擦片外径d 250mm时， zj=46 故取zj=4 7)减减振振弹弹簧簧总总压压力力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 ftj/r0f =8977.78n （3）减震弹簧尺寸确定 1）减减振振弹弹簧簧的的分分布布半半径径r r0 即为减振器基本参数中的r0r0=45mm 2）减减振振弹弹簧簧尺尺寸寸 a.) 弹簧中径dc 其一般由布置结构来决定，通常dc=1115mm 此处取：dc=12mm b.) 单个减震器的工作压力p 2244n c.)弹簧钢丝直径d 式中，扭转许用应力可取550600mpa, 此处取550mpa 所以d=5mm d.)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： j13 =tjk13 j m axe t maxe t m axe t s s ss 3 8 tp pd c d = t =t =zjfp/ j j zr k k 2 1 1000 j = j 即:648.4n/mm e.)减振弹簧有效圈数 g为材料的剪切弹性模量，对碳钢可取g=8.3x10000mpa 所以 i= 5.8 f.)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： 此处取：n=7 减振弹簧最小高度 38.5mm 全部减震弹簧总的工作负荷 8977.78n 单个减震弹簧的工作负荷p 2244.45n 减震弹簧总变形量 3.46mm 减震弹簧自由高度 41.96mm 减震弹簧预变形量 0.137mm 减震弹簧安装高度 41.823mm g.) 从动片相对从动毂的最大转角 减震弹簧的工作变形量 3.323mm 4.23 k i kd gd i c 3 4 8 = i )25 . 1 (+=in =+=dndnl1 . 1)( min d =dkpl/ ld z p = 0 /rtp jz = jz zpp/ 0 l =d+=lll m in0 ld =d 0 rk z t l j n l =d-= 0 lll j j = d = 0 2 arcsin2 r l j j =d-d=d lll ld j j zr k k 2 1 1000 j = 3、膜片弹簧的设计 （1）膜片弹簧基本参数确定 1）比比值值h/hh/h 和和 h h 的的选选择择 为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧 的h/h一 般为1.52.0 ，板厚 h 为24 mm 。 此处取 h=2.5mm h/h=1.7 则 h=4.25mm 2）r/rr/r比比值值和和 r r、r r的的选选择择 摩擦片的平均半径 95mm 对于推式膜片弹簧的r值，应满足关系r rc 且近似于摩擦片外半径所以取r=120mm r/r一般为1.201.35此处取：r/r=1.24 所以 r=97mm 此时 r/r=1.237 符合规定范围！ 3）的的选选择择 一般在 915范围内。 arctan（h/(r-r)）10.59 符合规定范围！ 4）分分离离指指数数目目n n的的选选取取 常取取为n=18 n=18 5）膜膜片片弹弹簧簧小小端端内内半半径径 及及分分离离轴轴承承作作用用半半径径 的的确确定定 因为3.5r 5.o 由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径 查汽车设计表2-7得：16mm 此处取：4 则：30mm 又因为 可取：33mm 6)切切槽槽宽宽度度11、22及及半半径径 3.23.5mm此处取：3.2mm 910mm此处取：10mm 0 r f r c r ()() ()() = - - = 22 33 22 22 3 2 dd dd rc 0 r 0 r = 外 r 外 r = 0 /rr = 0 r 40 0 -= =r- =87mm 7)压压盘盘加加载载点点半半径径 和和支支承承环环加加载载点点半半径径 的的确确定定 根据汽车设计（王望予编著，机械工业出版社出版）知， 和 需满足下列条件： 则：119mm 则：98mm 8) 膜膜片片弹弹簧簧工工作作点点位位置置的的选选择择 由matlab得： 2.6372 5.1237 所以:3.88 b点：因为：此处取：0.9 则：3.492 由特性曲线图可查得膜片弹簧在b点的压紧力： 3687.2n 校核后备系数： 1.21 恭喜！校验合格！ 计算时一般取0.25-0.30此处取：0.35 a点：由汽车离合器知： 为每摩擦工作面最大允许磨损量（珋钉头外露） 此处取：0.75mm 则：1.5mm 所以：1.99mm c点：由汽车离合器知： 它一般在特性曲线凹点附近，此时分离力较小，c点位置确定于压盘升程 为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，单片式可取：0.751mm 此处取：1 e r e r 2 e r 2 1 r 1 r 1 r 1 r 71 1 -rr 60 1 -rr = 1 r = 1 r 0 . 18 . 0/ 11 = hb ll = b1 l 之间。在mms sz .115.60 0 0 d d=dl 0 sd =d0s =dl = m1 l = n1 l ()=+=2/ 111nmh lll = pp 1 = m axe c t zfrp b f=f f1 l sz f d= 1 l sd =ds = f1 l =d-=lll ba11 = 2 = 2 则：2mm 由汽车设计式子（2-18）得： 6.19mm 所以：膜片弹簧大端的最大变形量（离合器彻底分离时） 5.49mm （2）膜片弹簧强度计算 由汽车离合器知，膜片弹簧最大应力发生在离合器分离状态时， 因此只需校核离合器在分离状态时b点的当量应力是否符合要求。 膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）5.49mm 由matlab得此时：p2=3199.2n 由汽车离合器公式（4.6.13）知， 由汽车离合器公式（4.6.8）知，0.689 所以1618.54mpa 因为所以恭喜，符合范围！ 所有设计完毕