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文档简介
1、1.8L轿车离合器摘要:离合器是组成汽车传动系统的重要部件,它对汽车的动力性、安全性、驾驶舒适性和经济性有很大影响。所以我们在汽车离合器设计中应根据车型的类别,使用要求,与发动机的匹配要求,制造条件以及标准化、通用化、系列化要求等,合理地选择离合器总成和有关组件。本文将主要根据车辆使用条件和车辆参数,按着离合器系统的设计步骤和要求,主要进行摩擦片外径的确定,离合器后备系数的确定,单位压力的确定。并进行总成设计主要为;分离装置的设计,及从动盘的设计(从动盘毂的设计),及圆柱螺旋弹簧的设计等,并分别进行校核和优化。关键词:离合器 膜片弹簧 从动盘 Abstract:Clutch is one of
2、 the important parts of automobile transmission system, its power performance of vehicle, driving safety, comfort and economy has very big effect. So we should according to the models in automobile clutch design category, use requirement, and engine matching requirements of manufacturing conditions
3、and the requirements on standardization, generalization and seriation, reasonably choose clutch assembly and related components. This article will mainly according to the vehicle using conditions and vehicle parameters, according to the clutch system design steps and requirements, mainly for the det
4、ermination of friction disc diameter, the determination of clutch reserve coefficient determination of unit pressure. And assembly design mainly for; Separation device design, and the design of the platen (the design of the platen hub), and the design of cylindrical helical spring, and checking and
5、optimization respectively. Keywords: clutch diaphragm spring platen 目 录1前言31.1 离合器的分类31.2设计主要内容42离合器方案的确定42.1 方案选择43离合器基本参数的确定73.1 后备系数73.2 单位压力P083.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b93.4 摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t93.5离合器基本参数的优化104离合器零件的结构选型及设计124.1 从动盘总成设计124.2 离合器盖总成设计144.3离合器分离装置设计154.4 膜片弹簧的设计164.5 扭转减振器195离合器的操纵机构215.1操
6、纵机构结构形式选择215.2离合器踏板行程和踏板力计算22谢辞23参考资料241 前言对于内燃机为动力的汽车,离合器在传动系中是作为一个独立的总成而存在的,它在汽车传动系中直接与发动机相连接的总成。目前,各种汽车广泛采用的摩擦离合器是依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操作机构等部分。离合器的主要功用是:(1)确保汽车平稳起步:汽车由静止到行驶的过程,其速度应由零逐渐增大,如果这时发动机与传动系统之间没有离合器,一旦挂上档,汽车将由于突然接上动力突然前冲,不但会造成机件的损伤,而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力,使发动机转速急
7、剧下降而熄火。而通过离合器将发动机与传动系统连接,发动机的转速可以通过踏抬离合器由小到大地逐渐传动传动系统。当驱动力足以克服行驶阻力时,汽车便由静止开始缓慢加速,实现汽车平稳起步。(2) 便于换挡:汽车在行驶过程中,为了适应不断变化的行驶条件,需要经常换用不同档位工作,实现齿轮式变速器的换挡,这时必须先踩下离合器,中断动力传递,便于原来档位齿轮副脱开,换入新档位。汽车在起动时,离合器切断发动机和传动系统的联系,除去部分阻力,有利于提高起动转速,提高起动成功率。(3) 防止传动系过载:汽车紧急制动时,所有零件将会产生很多的惯性力矩,超过传动系承载能力的载荷,从而使机件损坏。装有离合器后,便靠摩擦
8、力来传递转矩,当惯性力矩超过离合器允许的最大摩擦力矩时,离合器主、从动部分就相对滑转,从而防止传动系统过载。对汽车离合器设计提出如下基本要求,它应满足下列要求:1)具有合适的储备能力,使其在在任何行驶条件下都能可靠地传递发动机的最大转矩又能防止传动系过载;2)接合时要平顺柔和,保证汽车起步时没有抖动和冲击;3)分离时要迅速、彻底,便于换挡和发动机起步;4)离合器从动部分转动惯量要小,以减轻换挡时候变速器齿轮间的冲击,便于减小同步器的磨损;5)应有良好的吸热能力和良好的通风散热效果,保证工作温度不致过高,并能延长其使用寿命;6)能使传动系避免扭转共振,具有吸收振动、缓和冲击并减小噪声的能力;7)
9、操纵轻便、准确,能减轻驾驶员的疲劳;8)作用在从动盘上面的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化都要尽可能小,保证有稳定的工作性能;9)有足够的强度和良好的动平衡,保证其工作可靠、寿命长;10)要求结构应简单、紧凑、质量小,制造工艺性良好,拆装、维修、调整方便等。1.1离合器分类汽车离合器有摩擦式离合器、液力变矩器(液力偶合器)、电磁离合器等几种。摩擦式离合器又分为湿式和干式两种。目前,与手动变速器相配合的绝大多数离合器为干式摩擦式离合器,按其从动盘的数目,又分为单盘式、双盘式和多盘式等几种。湿式摩擦式离合器一般为多盘式的,浸在油中以便于散热。采用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧,并将这些弹簧沿压
10、盘圆周分布的离合器称为周布弹簧离合器(如图所示)。采用膜片弹簧作为压紧弹簧的离合器称为膜片弹簧离合器。1.2设计主要内容现在轿车上应用最广泛的离合器是干式盘形摩擦式离合器。摩擦式离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。本次毕业设计的基本内容有:1.摩擦式离合器的基本结构尺寸和参数的选择(摩擦片外径D、离合器后备系数和单位压力p)及计算。2.离合器零件的结构选型及设计计算1) 绘制离合器装配图;2) 从动盘总成设计;3) 离合器盖总成设计;4) 膜片弹簧主要参数的选择、设计和强
11、度校核;2离合器方案的确定在设计离合器时,应根据车型的类别、使用要求、制造条件以及“三化”(即系列化、通用化、标准化)要求等,选择离合器的结构。并结合轿车离合器的实际情况,分析选择合适的方案。2.1 方案选择汽车离合器多数都是盘形摩擦离合器,按其从动盘的数目可分为三类,即单片、双片和多片。根据压紧弹簧的不同形式的布置,也可以分为中央布置、圆周布置和斜向布置等多种形式。根据分离时所受作用力的方向不同,又可以分为拉式和推式两种。根据压紧弹簧形式不同,也可分为膜片弹簧离合器、圆柱螺旋弹簧和圆锥螺旋弹簧。从动盘数的选择对于乘用车和最大总质量小于6t的商用车,发动机的最大转矩一般不大的,在构造尺寸允许的
12、条件下,离合器可以选择单片的。而对于双片离合器,由于其摩擦面数相对于单片离合器增加一倍,传递转矩的能力较大,接合更加平顺、柔和,这种结构一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的一些场合,故选择单片离合器,即Z=2.压紧弹簧和布置形式的选择周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲,会使弹簧压紧力下降,离合器传递扭矩的能力也会跟着降低,另外,弹簧压到它的定位面上,造成接触部位的严重磨损,会出现弹簧的断裂现象。中央弹簧离合器的压紧弹簧布置在离合器的中心,有足够的压紧力,操纵方便。但其结构比较的复杂,轴向尺寸也较大。斜置弹簧离合器的传力盘承受着斜向弹簧压力的作用,最后传到压盘上。其工作性能稳定,踏板力较小。
13、适用于最大总质量大于14t的商用车上。膜片弹簧是碟簧部分和分离指两部分组成,由弹簧钢制成的特殊结构的蝶形弹簧。根据膜片弹簧的安装方向,分为推式和拉式两种,见下图2-1图2-1 两种膜片弹簧离合器而膜片弹簧离合器和其他形式的离合器相比,有以下的优点:1)膜片弹簧有较理想的非线性弹性特性,弹簧所受压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持着不变,因而离合器在工作中能保持传递的转矩几乎不变;相对圆柱螺旋弹簧来说,其压力很大的下降,当离合器分离时,弹簧压力会有所下降,从而降低踏板力。对于圆柱螺旋弹簧来说,其压力很大的增加。2)膜片弹簧同时起到压紧弹簧和分离杠杆的作用,其结构简单、紧凑,且轴向尺寸小,零件少,
14、质量小。3)在高速旋转时,弹簧压紧力降低不多,性能比较稳定;而圆柱螺栓弹簧压紧力却有明显的下降。4)膜片弹簧的整个圆周与压盘接触,使其所受压力分布均匀,摩擦片接触良好,磨损也很均匀。5)能很好地实现良好的通风散热,使用的寿命长。6)膜片弹簧的中心与离合器的中心线重合,平衡性较好。膜片弹簧离合器的结构简图如图2-2下:(a)膜片弹簧离合器 (b)膜片弹簧图2-2 膜片弹簧离合器的结构 1- 飞轮 2-从动盘 3-压盘 4-离合器盖 5-膜片弹簧 6-膜片弹簧支撑圈7-调整螺母 8-分离拨叉 9-拉杆 10-离合器踏板 11-分离轴承 12-分离套筒 13-回位弹簧 14-支架 15-离合器轴 1
15、6-离合器轴承膜片弹簧的支撑形式选择推式膜片弹簧的支承形式根据支撑环数目不同有以下三种双支承环形式,用台肩式铆钉将两个支撑环、膜片弹簧与离合器盖定位铆接合在一起,结构较简单;单支撑环形式,是将膜片弹簧大端支承在冲压离合器盖中的支承环上,用以消除膜片弹簧与支撑环的轴向间隙;无支承环形式,是将膜片弹簧的大端支承在离合器盖冲出的环形凸台上。本次设计中将采用双支承环形式。综上所述,本次轿车离合器设计将采用单片推式膜片弹簧离合器。膜片弹簧离合器的总成是由膜片弹簧、离合器盖、压盘、从动盘、传动片和分离轴承等部分组成。2.1.4 扭转减振器它不但能降低发动机曲轴部分与传动系接合部分的扭转刚度,调谐着传动系的
16、扭振固有频率,使传动系扭振阻尼增加,使扭转共振响应振幅得到抑制,而且能减减因冲击而产生的瞬态扭振,控制动力传动系怠速时离合器与变速器的扭振与噪声,使在非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷得以缓和,而改善离合器的接合平顺性。膜片弹簧离合器的工作原理由下图可知,离合器盖与发动机飞轮用螺栓固定在一起,当膜片弹簧被预加压紧力后,离合器处于接合位置,由于膜片弹簧的大端对压盘的有着压紧力,使得压盘与从动摩擦片之间会产生一些摩擦力。当离合器盖总成随着飞轮转动时(构成离合器主动部分),就会通过摩擦片上的摩擦带动从动盘总成和变速器将一起转动,用来传递发动机动力。需要分离离合器时,将离合器的踏板踏下,通过操纵机构,让
17、分离轴承总成前移来推动膜片弹簧分离,使膜片弹簧呈反锥形的形状变形,压盘会在传动片的弹力作用下离开摩擦片,用来切断了发动机动力的传递。图2-3 膜片弹簧离合器结构3离合器基本参数的确定1.8L轿车离合器的基本参数:最大扭矩:177/3800 N·m/rpm,最大功率:105/6200 KW/rpm。摩擦离合器是依靠存在于主、从动部分摩擦表面之间的摩擦力矩来传递发动机转矩。离合器的静摩擦力矩为: (3-1)式中,为摩擦面间的静摩擦因数,计算式一般取0.250.30;Py为压盘施加在摩擦面上的压力;Re为摩擦片的平均摩擦半径;Z为摩擦面数目,单片离合器的Z=2,双片离合器的Z=4。为了保证
18、离合器在任何工况下都能可靠地传递着发动机的最大转矩,设计时应离合器的静摩擦力矩应大于发动机最大转矩,即 (3-2)式中,为发动机最大转矩;为离合器的后备系数,定义为离合器所传递的最大静摩擦力矩与发动机的最大转矩之比,必须大于1。3.1 后备系数后备系数是离合器设计过程中的一个重要参数,它反映着离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。选择时,选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递及避免起步时滑磨时间过长;同时还应考虑防止传动系过载及操纵轻便等问题。由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器,在使用过程中摩擦片磨损后压力依然可以保持较稳定,选取的值可比螺旋弹簧离合器小些;双片离合器的值应大于单片离合器。因此,在选择
19、时应考虑以下几点:1) 为了能可靠传递发动机最大转矩,不宜选太小;2) 为了减少传动系过载,保证其操纵轻便,又不宜选太大;3) 当发动机的后备功率较大、使用条件较好时,可选小些;4) 条件恶劣时,为了提高起步能力、减少离合器滑磨,应选大些;5) 汽车总质量越大,也应选取得越大;6) 柴油机工作比较粗暴,转矩较不平稳,选的值应比汽油机大些;7) 发动机的缸数越多,转矩波动越小,可选小些;8) 膜片弹簧离合器选取的值可以比螺旋弹簧离合器小些;9) 双片离合器的值应该大于单片离合器。各类汽车离合器的取值范围见表3-1。表3-1 离合器后备系数的取值范围车型后备系数乘用车及最大质量小于6t的商用车1.
20、201.75最大总质量为6-14t的商用车1.502.25挂车1.804.00本次课程设计的对象为1.8L轿车,属于乘用车,本次课程设计的后备系数范围为1.201.75,初取=1.5。3.2 单位压力P0单位压力P0决定摩擦表面的耐磨性,对离合器的工作性能和使用寿命有着很大影响,选取时应该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、使用材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁,发动机后备系数较小, P0应取小些;当摩擦片外径较大,为了降低摩擦片外缘处的热负荷, P0应该取小些;后备系数较大时,可适当增大P0。当摩擦片采用不同的材料时,P0取值范围见下表3-2。表3-2 摩擦片单
21、位压力P0的取值范围摩擦片材料单位压力P0/MPa石棉基材料模压0.100.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.30左右铁基金属陶瓷材料0.350.65因为该车型为1.8L轿车,不需要太大的后备系数,本次设计摩擦片选为石棉基材料,P0的选择范围:0.100.35MPa, 初取P0=0.25MPa。3.3 摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的一个重要参数,它影响着离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命。当离合器的结构形式以及摩擦片材料已选定,发动机最大转矩已知,后备系数和单位压力P0初取值也已定,可以估算出摩擦片的外径,即: (3-3)摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大转矩(N
22、m)按如下经验公式计算: (3-4)式中,为直径系数,取值范围见表3-3。表3-3 直径系数的取值范围车型直径系数乘用车14.6最大总质量为的商用车(单片离合器)(双片离合器)最大总质量大于14.0t的商用车本次设计的对象是1.8L轿车离合器设计,属于乘用车,故=14.6,由车型分析选择该车型发动机的最大扭矩:177/3800 N·m/rpm。故可算出摩擦片外径D=203.35mm。按初选D以后,还需要尽量参照摩擦片尺寸的系列化和标准化,标准表3-4为我国摩擦片尺寸的标准。表3-4 离合器摩擦片尺寸系列和参数外径Dmm160180200225250280300325内径dmm1101
23、25140150155165175190厚度/mm3.23.53.53.53.53.53.53.50.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.6760.6670.6570.7030.7620.7960.8020.800单面面积cm2106132160221302402466546对摩擦片的厚度b,我国已规定了3种规格:3.2mm,3.5mm和4mm,初步选取摩擦片的尺寸为:D=225mm,d=150mm,厚度b=3.5mm,c=0.667,单位面积=221。3.4 摩擦因数、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数的影响因素有摩擦片的材料、其工作温度、单
24、位压力和滑磨速度等。不同材料的摩擦因数见下表3.5。表3-5 摩擦材料的摩擦因数的取值范围摩擦材料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.4摩擦因数取0.3,在前面的设计分析中已经初步为本次设计选用的是单片推式膜片弹簧离合器,Z=2。离合器间隙t是离合器在接合状态、分离被拉到后极限位置时,为了保证摩擦片在正常磨损过程中离合器仍能完全接合,这时需要在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。t一般为34mm,取t=4mm。3.5离合器基本参数的优化1) 摩擦片外径D(mm)摩擦片尺寸应符合尺寸系列标准要求,摩擦片外
25、径D(mm)的选取应使最大圆周速度不超过6570,以免摩擦片发生飞离。 (3-5)经计算,该式成立。 式中,为摩擦片最大圆周速度(m/s);为发动机最高转速(r/min)。2) 摩擦片的内、外径比c摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内,即: 0.530.6570.70 (3-6) 由此可见,满足要求。3) 后备系数为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩,并防止传动系过载,不同车型的值应在一定范围内,最大范围为1.24.0。即 (3-7)该式合格。4) 摩擦片内径d为了保证扭转转速器的安装,摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径约50mm,即mm (3-8)该式合格。5) 单位摩擦面积传
26、递的转矩为反映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: (3-9)式中,为单位摩擦面积传递转矩(N.m/mm2),可按表3.6选取,经检查,合格。表3.6单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格0.280.300.350.406) 单位压力为了能降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片被损伤,对于不同车型,单位压力应根据所用的摩擦材料在一定范围内选取,的最大范围为0.111.50MPa,即MPaMPaMPa (3-10)7) 单位摩擦面积滑磨功为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导致烧伤,离合器在每一次接合的单位面积滑磨功应小于其许用值,即 (
27、3-11)式中,为单位摩擦面积滑磨功();为其许用值(J/mm2),对乘用车:J/mm2,对最大总质量小于6.0t的商用车:J/mm2,对最大总质量大于6.0t商用车:J/mm2:;是汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功,根据下式计算: (3- 12)式中,是汽车总质量(Kg);是轮胎滚动半径(m);是汽车起步时所用变速器挡位的传动比;是主减速器传动比;是发动机转速r/min,计算时乘用车选取2000r/min,商用车选取1500r/min。,m ,Kg代入式(3.9)得W=47236.79J,代入式(3.8)得(乘用车取J/mm2),合格。4离合器零件的结构选型及设计图4-1 离合器的结
28、构简图 1-飞轮 2-压盘盖总成 3-从动盘总成 4-变速器轴 5-分离套筒 6-分离轴承总成如上离合器的结构简图,轿车采用膜片离合器,它由主动部分(由壳体、膜片弹簧、压盘等组成的整体并用螺钉固定在发动机飞轮上),被动部分(由摩擦片与从动盘组成)和操纵部分组成。被动部分装在飞轮与压盘之间,通过滑动花键套在变速器的输入轴上。4.1从动盘总成设计汽车离合器从动盘也可以称之为后压盘,能够在后面给离合器摩擦片一个力,是的摩擦片稍微向前移动和主动盘紧压起来,从而达到传递动力的作用。从动盘达到控制离合器的作用,从动盘的前后移动来压紧和放松摩擦片,来达到汽车动力的断开和粘合。因此从动盘是手动挡汽车的重要易耗
29、损零件。 从动盘分为带扭转减振器和不带扭转减振器两种,不带扭转减振器的汽车从动盘在结构上比较简单,有较轻质量,转动惯量也小,它的应用主要是在早期的装载汽车和多片离合器的装载汽车上;带扭转减振器的从动盘的从动盘钢片直接铆接在从动盘毂上。4.1.1 从动盘总成的结构型式的选择从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片和扭转减振器等组成。从动盘对离合器工作性能的影响很大,在设计时应满足如下设计要求: 1) 转动惯量应尽可能小,以减小变速器换挡时轮齿之间的冲击。 2) 有轴向弹性,使得离合器接合平顺,且摩擦面压力均匀,能减小磨损。 3) 应安装扭转减振器,避免传动系共振,缓和冲击。选择带扭转减振器的从动
30、盘,从动片常选用1.32.0mm厚的钢板冲压而成。将从动盘外缘的盘形部分磨薄至0.651.0mm,减小其转动惯量。整体式弹性从动片一般用高碳钢或65Mn钢板,其热处理硬度3848HRC。4.1.2 从动片结构型式的选择从动片设计时,应尽量减轻其重量,并使其质量的分布尽可能靠近旋转中心,使其获得最小的转动惯量。为使离合器结合平顺,保证汽车能平稳起步,单片离合器从动片一般都做成轴向结构的,这样的从动片有以下3种结构型式:1、整体式弹性从动片;2、组合式弹性从动片3、分开式弹性从动片。本次设计选择整体式弹性从动片,它能满足达到轴向弹性要求的同时,生产率又高。4.1.3 从动盘毂的设计从动盘毂承受着由
31、发动机传来的绝大部分转矩,在离合器部件中是承受载荷最大的零件,装在变速器输入轴前端的花键上,从动盘毅的花键孔与变速器第一轴的前端花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合联接。从动盘毂轴向长度不能设计过小,避免在花键轴上滑动时产生偏斜使得分离不彻底,一般取花键轴直径的1.01.4倍。本次设计取1.4倍的花键轴直径。从动盘毂多数采用锻钢(如45,40Cr等),表面和心部硬度多数都在2632HRC。为了提高花键内孔表面硬度及耐磨性,可以采用镀铬工艺,对减振弹簧窗口及从动片配合处应进行高频处理。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按如下国标GB11441974和从动盘毂花键参数选取。表4-1 GB114
32、4-74从动盘外径D/mm发动机转矩/Nm花键齿数n花键外径D/mm花键内径d/mm键齿宽b/mm有效齿长l/mm挤压应力/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524
33、166512.5花键尺寸选定后该应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力j ( MPa)的强度校核:挤压应力计算公式: (4.1) (4.4)式中: ,分别为花键外径及内径(mm);n花键齿数;,b分别为花键的有效齿长及键齿宽(mm);z从动盘毅的数目;发动机最大转矩(Nmm)。从动盘毅通常是由40Cr , 45号钢、35号钢锻造,并经过调质处理,HRC2832,由表4-1选取得:花键齿数n=10;花键外径D=35mm;花键内径D=32mm;键齿宽b=4mm;有效齿长l=40mm;挤压应力=12.7MPa;校核=19.342MPa;=8.324MPa符合强度得要求。4.2离合器盖总成设计 离合器
34、盖总成除了压紧弹簧外,还有离合器盖、压盘、传动片、分离杠杆装置以及支撑环等。4.2.1 离合器盖设计为了减轻重量且增加刚度,轿车的离合器盖通常采用厚度为35mm的低碳钢板(如08钢板)冲压成为比较复杂的形状。在设计中要注意的是刚度、对中、通风散热等因素的影响。离合器盖的刚度不够,会产生较大的变形量,这不仅仅会影响操纵系统的传动效率,还很可能会导致分离不彻底、而引起摩擦片早期磨损,甚至会使变速器换挡困难。离合器盖内装有压盘、传动片、分离杠杆、压紧弹簧和支撑环等,因此,应该与飞轮保持良好的对中,避免影响总成的平衡和正常的工作。对中方式采用定位销或定位螺栓,也可采用止口对中。离合器盖的膜片弹簧支承处
35、应具有高的尺寸精度。为了加强离合器的通风散热和清除摩擦片的磨损粉末,防止摩擦表面温度过高,在保证刚度的前提下,可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口,甚至可将盖设计成带有鼓风叶片的结构。本次设计的离合器盖要求离合器盖内径大于离合器的摩擦片外径,使得其他离合器上的部件能被包括其中。4.2.2 压盘设计对压盘结构设计时的要求:1)压盘应该具有较大的质量,以增大其热容量,而减小温升,以防其产生裂纹和破碎,可设置各种形状的散热筋或鼓风筋,用来帮助散热通风。中间压盘可以铸出通风槽,也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应该具有较大的刚度,使得压紧力在摩擦面上的压力能分布均匀并减小受热后的翘曲变形,
36、避免影响摩擦片的均匀压紧以及离合器的彻底分离,厚度约为1525mm。3)与飞轮应保持良好的对中关系,并要进行静平衡,压盘单件的平衡精度应该不得低于1520g.cm。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘的形状比较复杂,要求其传热性好、具有较高的摩擦系数以及良好的耐磨性。材料为灰铸铁HT20铸成,其密度为7.2×10³kg/m³,比热容C=481.4J/(kg.)。之后应校核离合器一次接合的温升不应该超过810,温升的校核按式为:=L/mc (4-3)式中:传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器,=0.5;m压盘的质量,2200kg;c压盘的比热容,铸
37、铁的比热容为);L滑磨功,J。如果温升过高,可以适当增加压盘的厚度,压盘单件的平衡精度应该不低于1520g·cm。选择压盘厚度为12mm,外径280mm,内径165mm。代入公式(4-5)进行校核计算,=7.56符合要求。4.3离合器分离装置设计在分离过程中,踩下离合器踏板,离合器踏板将力道传到离合器的分离轴承上,离合器轴承移向离合器压盘中心,这样压盘将推离离合器片,使得离合器与飞轮分离。自由行程内首先消除离合器的自由间隙,在工作行程内将产生分离间隙,离合器分离。当离合器踏板松开,压盘内的弹簧压力将压盘前推,压向离合器片,使得离合器片和分离轴承分离,而完成一个工作循环。4.3.1 分
38、离轴承和分离套筒分离轴承在工作中主要是承受着轴向分离力,同时还承受着在高速旋转时离心力产生的径向力。以前主要采用推力球轴承或向心球轴承,但其润滑条件差,磨损很严重、噪声大、可靠性比较差、使用寿命也低。目前国外已采用角接触推力球轴承,采用全密封的结构和高温锂基的润滑脂,其端部形状与分离指舌尖部的形状相配合,舌尖部是平面时采用球形端面,舌尖部是弧形面时采用平端面或凹弧形端面。在本设计中采用角接触推力球轴承。本次设计中使用的是拉式离合器的自动调心式分离轴承装置。轴承外圈与分离套筒外凸缘、外罩之间以及内圈与分离套筒内凸缘之间都应该留有径向间隙,这些间隙保证着分离轴承相对于分离套筒可以径向移动大约1mm
39、。在外圈轴承停止工作时便不会发生晃动。当膜片弹簧旋转轴线与轴承不是同心时候,分离轴承便能自动径向浮动到与其同心的位置,这样可以保证分离轴承能均匀压紧每个分离指舌尖部。这样不但能减小振动和噪声,还可以减小分离指与分离轴承断面之间的磨损,使得轴承不会出现过热而导致润滑脂流失分解,轴承寿命得以延长。另外,分离轴承由传统的外圈转动改改成内圈转动、外圈不转,由内圈来推动分离指,适当地加大了膜片弹簧的杠杆比,而且由于内圈转动,在离心力的作用下,润滑脂在内、外圈间的循环也可以得到改善,使得轴承使用寿命得以提高。这种拉式分离轴承将膜片弹簧分离指舌尖直接压紧于碟形弹簧与档环之间,再用弹性锁环夹紧,结构比较简单。
40、4.4 膜片弹簧的设计4.4.1 膜片弹簧基本参数的选择1) 比值H/h和h的选择 H/h比值是碟簧的原始内截锥高度H及弹簧厚度h之比。设计膜片弹簧时要利用其非线性的弹性变化规律,以获得最佳的使用性能。比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大,不同的比值H/h可以获得不同的弹性特性曲线。如下图,载荷F与变形之间的关系:当时,载荷F增加,变形也不断增加;当时,弹簧的弹性特性曲线在中间有一段很平直,变形增加时,载荷几乎维持不变;当时,弹簧的弹性特性曲线中有一段负刚度区域,即当变形增加时,载荷反而在减小,具有这种特性的膜片弹簧很适用于作为离合器的压紧弹簧;当时,具有更大的负刚度区域;当时,具有载荷为负
41、值的区域。为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便,汽车离合器膜片弹簧的H/h比值一般为1.52.0,弹簧板厚h为24mm,本设计 ,h=3mm ,则H=6mm 。 图4-2 H/h对膜片弹簧弹性特性的影响2) R/r比值和R、r的选择研究表明,R/r越大,弹簧材料的利用率越低,弹簧就越硬,弹性特性曲线受直径误差的影响也就越大,且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求,R/r一般为1.201.35。本设计中取,摩擦片的平均半径mm,取mm,则mm,则取整mm 则。3) 圆锥底角的选择膜片弹簧自由状态时,圆锥底角与内截高度H的关系很密切,一般在9°15°范围内。本设计中,可算得=
42、14.32°,则满足要求。4) 膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置如图4-6所示,该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置。而且,在新离合器接合状态时,膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点T之间,且靠近或在T点处,一般,1B(0.81.0)1H,用来保证摩擦片在最大磨损限度范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时,膜片弹簧工作点从B变化到C。为了能最大限度的减小踏板力,C点应尽量地靠近在N点。图4-6膜片弹簧工作点位置5) 分离指数目n的选择分离指数目n常取为18,大尺寸的膜片弹簧也可取24,小膜片弹簧也可取12。本次设计就取n=18。6) 膜片弹簧小端内径r0及分离轴
43、承作用半径rf的确定r0的大小是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,即rf是应大于r0。取r0=28mm,rf=32mm。7) 切槽宽度、及半径的确定mm,mm,取mm,mm,应满足的要求,本次设计取.4mm, 2=9mm。8) 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定R1和r1的取值将影响着膜片弹簧的刚度。r1应稍微大于r且尽量接近r,R1应略小于R,尽量接近R。本次设计取,mm,mm。膜片弹簧基本参数约束条件的检验(1)弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围 1.2R/r1.35 702R/h100 (4-4) 3.5R/r05.0满足条件(2)为了摩擦片上的
44、压紧力分布的比较均匀,推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即 (4-5)符合要求。(3)根据弹簧的结构布置要求,R1与R, r1与r,与之差应在一定范围内,即 1R- R17 0r1-r6 (4-6) 0rf-r04符合要求。(4) 膜片弹簧的分离起分离杠杆的作用,因此其杠杆比也应控制在一定范围内, 有 (4-7)符合要求。4.4.3 膜片弹簧材料及制造工艺国内的膜片弹簧一般都是采用60Si2MnA或50CrVA等高精度的钢板材料。为了能够保证其硬度、几何形状、金相组织、载荷特性和表面质量等要求,需进行一系列的化学工艺处理过程。同时为了提高膜片弹簧的承载能力,要
45、对膜片弹簧进行强压处理,即沿其分离状态的工作方向,当超过彻底分离点后仍继续施加过量的位移,使其分离38次,使其产生一定的塑性变形,使膜片弹簧的表面产生与其使用状态反向的残余应力使其达到强化的目的。一般来说,经强压处理后,在相同的工作条件下,可以提高膜片弹簧的疲劳寿命。其次,对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理,使其表层产生塑性变形,从而使其形成一定厚度的表面强化层,能起到冷作硬化的作用,同样也可以提高承载能力,延长其疲劳寿命。为了提高分离指的耐磨特性,可对分离指端部进行高频淬火。在膜片弹簧与压盘接触圆形处,为了避免由于拉应力的作用而产生裂纹,需要对该处进行挤压处理,用来消除应力源。膜片弹簧表面不
46、得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等问题。碟簧部分的硬度一般为4550HRC,分离指端硬度为5562HRC,在同一片上同一范围内的硬度差不得大于3个单位。碟簧部分应采用均匀的回火屈氏体和少量的索氏体。单面脱碳层的深度一般不得超过其厚度的3%。根据互换性的标准,膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11,厚度公差为±0.025mm,初始底锥角公差为±10。膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为1.6m,底面的平面度一般要求小于0.1mm。当膜片弹簧处于接合状态时,其分离指端的相互高度差一般都要求小于0.81.0mm。4.5 扭转减振器 扭转减震器主要由弹性元件即减震弹簧或橡胶和阻尼元件等组
47、成结构,其具有线性和非线性两种特性。目前广泛采用的是具有怠速级的两级或三级非线性扭转减震器。4.5.1 扭转减振器的功用1) 能够降低发动机曲轴与传动系的接合部分的扭转刚度,调谐传动系扭振固有频率;2) 能够增加传动系扭振阻尼,使扭转共振对影响振幅得到抑制,并减弱因冲击而产生的瞬间扭振;3) 能够控制着动力传动系总成在怠速时离合器与变速器轴系的扭振,使变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振和噪声均减弱;4) 在缓和非稳定的工况下传动系的扭转冲击载荷,能够改善离合器的接合平顺特性。减振器的结构设计1) 极限转矩Tj极限转矩Tj是指减振器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩,即在
48、限位销起作用时的转矩。它的影响因素有减振弹簧的许用应力等,与最大转矩有关,一般可取:Tj=(1.52.0) (4-8)式中,2.0适用乘用车,1.5适用商用车,本设计为乘用车,选取2.0。代入数据可得,Tj=354N.M。2) 扭转角刚度为了避免引起传动系统的共振,就要合理地选择减振器的扭转角刚度,使得共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。是由减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸所决定的。设计时可按下列公式初选角刚度: (4-9)可算得,3406N·m/rad,本设计初选=80000N·m/rad。3) 阻尼摩擦转矩T由于减振器扭转刚度大小受其结构及发动机最大转矩的限制,
49、故为了在发动机工作转速范围内可以最有效地消除振动,必须合理地选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可以按下式初选为: (4-10)本设计取,取T=0.15,本设计可算得T=126.55 N·m4) 预紧力矩Tn减振弹簧安装时都应该有一定的预紧。那么,在传递同样大小的极限转矩时,它将可以降低减振器的刚度,这是很有利的,但预紧力大小一般不应该大于摩擦力矩,否则扭转减振器在反向工作时,将停止工作。一般选取: (4-11) 本设计取Tn=0.12N·m。5) 减振弹簧位置半径R0减振弹簧位置半径R0的尺寸应该尽可能大一些,一般取:R0=(0.600.75)d/2 (4-13)式中,d为摩擦片内径,本设计取系数0.7,代入数值,得Ro=52.5mm。6) 减振弹簧个数Zj参照表4-3选取。表4-3 减振弹簧个数的选取摩擦片外D/mm225250250325325350>350Zj4668810>10本设计D=225mm,故选取Zj=4。7) 减振弹簧总压力F当限位销与从动盘毂间的间隙被消除时,弹簧所传递扭的矩达到最大Tj,此时,减振弹簧受到的压力F为: (4-14) 可算得,F=3371.43N。8) 极限转角a减振器从预紧转矩Tn增加到极限转矩时,从动片相对从动盘毂的最大转角为a=3.40 (4-
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