离合器参数设计

1、离合器参数设计3.1后备系数的选择离合器的后备系数0反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度，它是离合器设计 的一个重要参数。在选择卩时，应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、 防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以尺操纵轻便等因素。表3.1后备系数表车型乘用车及总质量小于6i的商用车最大总质量为614t的商用车挂车后备系数1201751.50-2.251.80-4.00本设计是基于一款轻型货车，故选择后备系数1.2-1.75,取后备系数卩=1.5。3.2摩擦片外径及其他尺寸的确定，摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量的大小和使用 寿命的长短都有很大的影响。

2、摩擦片外径D (mm)也可根据发动机最大扭矩T_(N.m)按如下经验公式进行初选:D = KdPein ax(3-1)式中：K为直径系数，轻卡取17;最大总质量为1.8-14.01的商用车，单片离合器取160185;入讣是发动机最大扭矩，原始设计数据为llON.m:由公式（3-D代入相关数据，取得：n=178mm 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表32 “离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即 GB145774）表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D! nun内径d / mm厚度h/nun内外径之比d/D单位面积F /mnr1601103.20.687106001801253.50.6

3、94132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.5855460035019540.5576780038020540.54072900取摩擦片外径D=250mm,选定摩擦片的内径d二155mm,厚度b二35mm。单位压力的确定离合器摩擦力矩人的计算(3-2)Tc = PTemax = 1.5xiio=165N.m离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算2(R - r )2 x (125 - 77.5 )R = ；r =;

4、r - 103mm(3-3)c 3(R 门 3 x (125 - 77.5)施加在摩擦面的工作压力为1650.25 x 2 x 0.103= 3204N式中：Z为摩擦面数，单片离合器的z=2,F为摩擦面间的静摩擦系数，这里取().25。单位压力：F F3204p = T = = 007MPa 0.35MPa莎.cf) -(250 - 1552)(3_5)粉末冶金铁基材料单位压力要求小于0.35MPa,本离合器的单位压力比规定值小，故 满足要求。5.3膜片弹簧基本参数的选择1、比值H/h和h白勺选择：此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/h 对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到

5、理想的特性曲线尺获得最佳的使用性能。 一般汽车的膜片弹簧H/h值在如下范围之内：H/h=1.520。2、R7R/r确定：比值R/r对弹簧的载荷&应力特性都有影响，从材料利用率的角度， 比值在1.82.()时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。 因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离 合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要 来决定，一般R/r取值为1.21.35対于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和 摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H, hR/r等不 变时，增加

6、R有利于膜片弹簧应力的下降。初步确定R/r=3、膜片弹簧起始圆锥底角精品:汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角在915二间，-H/（R-r）=134、膜片弹簧小端半径rF及分离轴承的作用半径匚：&的值主要由结构决定，最小值应 大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径J大于rf。5、分离指数目n、切槽宽1、窗孔槽宽鮎、及半径q分离指数目n常取18,大尺寸 膜片弹簧可取24,小尺寸膜片弹簧可取12,本设计取沪18。切槽宽约为4mm;窗孔槽 宽-（2.54） %窗孔半径匚_般情况下由（r-rc）q （0.8匚叽计算。6、承环的作用半径1和膜片与压盘接触半径L:由于采用推式膜片弹簧，,L的大小 将影响膜片弹

7、簧的刚度，一般来说，1值应尽量靠近r而略大与“ L应接近R略小于R。7、膜片弹簧材料：制造膜片弹簧用的材料，应具有髙的弹性极限和屈服极限，高的静 力强度及疲劳强度，髙的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求， 国内常用的膜片弹簧材料为硅猛钢60Si2MnAo5.4膜片弹簧的计算参考同种类产品，并结合本车具体情况，初步选定弹簧的一些参数和尺寸如下：H R瓦=2厂 1.220=13。,12.5晌确定膜片弹簧的所有尺寸H=7.4mm, h=3.7mm,R=l 12.5mm,r=90mm丿二92mmL=11（）mm,rf=27mm,rp=29mm185 = 17 呦1、根据下式(5.1)

8、画出PA,曲线式中，E弹性模数，钢材料取E=2.() X 105Mp;(5-1)“一泊松比，钢材料取().3;h弹簧片厚，mm；H碟簧部分内截锥高，mm；血一大端变形，mm；R碟簧部分外半径(大端半径)，nun；r-碟簧部分内半径，mm；L膜片弹簧与压盘接触半径，mm；1 一支承环平均半径，nun；(2)推式轴向变形的关系式22-AU-/(5-2)膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力P2时膜片弹簧压盘接触处的变形八1和P2的关系式ElVulnP =2 6(1(5-3)(4)在P2力作用下膜片弹簧小端部分轴承处的变形久2(5-4)6%1jiEh卩】兀22 b-1 p(5-5)式中1, “2为宽度系

9、数:Pi=Pi?rEh4(5-6)(5-7)把有关数值代入上述各式得pp-1429.3 1札3.7石P1=0.852 石-0.64 石 2+0.146 石 36000lf5000/f4000ft3QQ0N200ON11000/f图5.1膜片弹賛特性曲线2、确定膜片弹簧的工作点位直取离合器结合时膜片弹簧的大端变形量为lb 065H 65x7.4 4.81mm,由特性曲线图可査得磨片弹簧的压紧力：P Pv 4729N校核后备系数：PgRcZc p =h T cmax4729 x 0.25 x 80.5 x 2=1.73110000离合器彻底分离时，膜片弹簧大端的变形量为xid + Af（Af fi

10、ll 为片 f）压盘的行程H为时=2Amm,故Ald = 4.8 + 2.4 = 7.2 mm离合器刚开始分离时，压盘的行程3此时膜片弹簧最大端的变形量为Alc = 4.8 + 1.5 = 6.3mm摩擦片磨损后，其最大磨损量A2=1.2m7n故久=久& 一 入=4.8 一 1.2 = 3.6mm3、求离合器彻底分离时分离轴承时轴承作用的载荷P2由公式(5-3),取久1 = 5则得RnEhAldln-P2_6x(l-M2)(L-/)G-rp)R-r人 ldUT+ /?代入有关数值，得5112.52.0 x 7T x 10 x 3.7 x 7.2 x In6 x (1 - 0.32) x (11

11、0 - 92)X (92 - 29)(/112.5 -90U112.5 -902)X 74 - 7.2 X 页E W - 2x(110-92)X 52 + 37 = 25/74、求分离轴承的行程久2由公式(5-2),取A1 = A/,则i92-29心=叫而由公式(5-6) (5-7)得sin4x 18厲二 1 _ 7T(厂f + 口)二 1 _ 7T X (22.54 + 70.5)二 076=0.684S2n12 X 18D2 = 1 _ 7T(r, + r) = 1_ 兀 x (70.5 + 92)U由公式(5得2= 1.72mm5、强度校核膜片弹簧大端的最大变形（离合器彻底分离时）= 7

12、.2mmB当二匚F P2h2R-rF（rlnyh g2r（L -1）42.1 X 101 - 0.3将有关数值代入，得GBl390- 29162= -x- x 矿71903.7 X 0.684110-90 _190饥莎=1586MPQ7.27.21X105 -90 2110 -907.2108-923.7 + 2x907.2108-927.1从动盘毂花键的设计计算花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按国标GB1144-74选取。从动盘发动机转矩花键花键花键键齿宽有效挤压外径Tg/Nm齿数外径内径齿长应力D/mmnD/mmd/mmb/mm1/mm7 /MPa1605010231832010

13、1807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244()12.73003101040324()10.73253801040324511.63504801040325013.23806001040325515.24107201045366013.14308001045366513.545095010524166512.5这里，所选择的相关尺寸参数为：花键齿数z尸1();花键齿长L=35mtn;花键齿宽 b=4mm;花键外径D外=35；花键内径D内=28mm;从动盘数n=l。作用在一个从动盘花键上的圆周力为4Tiux4 X 110F =和 5 、=ry = 6