客车底盘离合器的设计校核Word文档格式.doc
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选用膜片弹簧离合器,是由于其具有很多优点:
具有理想的非线性特性曲线(见图1),膜片弹簧与压盘以整个圆周接触,使压力分布均匀,摩擦片的接触良好,摩擦均匀,故能在从动盘摩擦片磨损后,仍能可靠地传递发动机的转矩,而不致产生滑磨;
结构简单,零件数目少,结构紧凑,轴向尺寸小并且操纵轻便、省力,维修保养方便。该离合器压盘的结构简图见图2。
在离合器从动盘中采用刚度扭转减振器,避免发动机传到汽车传动系中的转矩发生周期性的扭转振动与传动系的自振频率相重合时,发生共振;
提高了传动系各个零部件的寿命。离合器从动盘的结构简图见图3。
2.2离合器总泵及分泵
离合器总泵上带有卸压阀和平衡油罐,避免管路中压力突然升高造成的冲击和系统中的离合器油的损失,从而使离合器踏板操纵起来比较平顺、柔和、无台阶感。
离合器分泵采用液压操纵,气压助力式,减轻了驾驶员操纵时的踏板力,提高了系统操纵的可靠性。
2.3离合器踏板机构
离合器踏板机构中带有弹簧助力装置,使离合器踏板操纵起来比较轻松且感觉舒适;
离合器拨叉采用钢板冲压的整体结构,加装工艺性较好。
3离合器的设计校核
3.1后备系数设计校核
离合器压盘额定压紧力为21762N,最小值为19942N,从动盘外径D1为<
420mm、内径D2为<
220mm。离合器所能传递转矩的计算公式为:
Mc=Fe×
Rcp×
n×
μ×
η×
10-3
式中:
Fe为离合器压盘的压紧力;
Rcp为摩擦面的有效半径;
n为离合器摩擦面的系数;
μ为压盘对摩擦面的摩擦系数,取0.3;
η为传动效率,取0.95。
摩擦面有效半径Rcp按力均法计算:
则压紧力最小时离合器所能传递的最大摩擦转矩为:
已知该汽车发动机输出的最大转矩Memax=1100N.m,根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》后备系数计算公式:
β=Memax/Mcmax=1877.82/1100=1.71符合大型客车后备系数1.5~2.25之间的要求。
3.2滑磨功的设计校核
汽车起步或换档时,因离合器的从动盘和压盘的转速不同,从而产生相对滑动摩擦,通过相对摩擦使汽车平稳地起步或平顺地换档。
根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中滑磨功的计算公式为:
W=π2n2e×
maR2r/(1800×
i2g×
i20)
ne为汽车起步时发动机的转速,取650r/min;
ma为整车总质量;
Rr为车轮滚动半径;
ig为汽车起步档的速比;
i0为主减速比。
把表1中的有关数据代入上式中计算可得:
WⅠ=8115.35(J)(I档起步),WⅡ=23975.71(J)(Ⅱ档起步)
单位面积滑磨功为:
ω1=WⅠ/(n×
A)=4.735(J/cm2)(Ⅰ档起步)
ω2=WⅡ/(n×
A)=13.989(J/cm2)(Ⅱ档起步)
式中A为从动盘单面摩擦面的面积。
根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中推荐的许用单位面积滑磨功:
[ω]≤25~33(J/cm2),可知该离合器单位面积滑磨功符合使用要求。
3.3单位面压和最大圆周速度的设计校核
1)单位面压的设计校核。根据设计经验和企业有关标准,从动盘上的摩擦片单位面积承受的许用压力[ρf],对于中型客车应为:
2.03<
[ρf]<
3.26;
ρf=Fe/A
对于该离合器从动盘,将前面的数据代入该式中,计算可得:
ρfmax=Femax/A=2.75符合要求。
2)最大圆周速度的设计校核。根据摩擦片材料生产企业的标准及相关经验,对于适用于大型客车的摩擦片的最大圆周速度[V]尽量不超过70~75m/s。
由V=nemax×
πD1/60
式中nemax为发动机的最高转速,等于2400r/min。
计算可得:
V=52.75m/s<
65~70m/s。
3.4汽车起步压盘温升的设计校核
当汽车起步时,离合器压盘与从动盘之间相对滑动产生热量,并由压盘吸收,因此应校核离合器每次结合时压盘的温升Δt,要符合国家规定的标准:
每次接合时,压盘的许用温升[Δt]≤10℃。
根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》,压盘起步温升为:
Δt=γW/(mc)
γ为传给所校核压盘的热量比例,单片式γ=0.5;
W为滑磨功;
m为所校核压盘的质量,该压盘为16.7kg;
c为压盘材料的比热,铸铁为544(J/(kg·
℃))。
将前面计算的滑磨功等参数代入上式中,可求得:
Δt1=0.45℃ü
10℃(Ⅰ档起步)
Δt2=1.32℃ü
10℃(Ⅱ档起步)
因此,此离合器压盘在Ⅰ、Ⅱ档起步时的温升符合要求。
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