依维柯S4510拉式膜片弹簧离合器的设计汽车设计课程设计.docx
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依维柯S4510拉式膜片弹簧离合器的设计汽车设计课程设计
1离合器主要参数的选择
1.1摩擦片外径D、内径d和厚度b的选择
摩擦片外径是离合器的重要参数,它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。
摩擦片外径D可根据发动机最大转矩Temax(N·m)按经验公式(1.1)选用
(1.1)
式中,KD为直径系数,取值范围见表1-1。
表1-1直径系数KD的取值范围
车型
直径系数KD
乘用车
14.6
最大总质量为1.8~14.0t的商用车
16.0~18.5(单片离合器)
最大总质量为1.8~14.0t的商用车
13.5~15.0(双片离合器)
最大总质量大于14.0t的商用车
22.5~24.0
依维柯S45.10属于总质量小于6t的商用车,发动机的最大转矩一般不大,在不知尺寸容许的条件下,离合器通常只设有一片从动盘,取KD=17.5,则摩擦片外径D=265.4mm。
根据《汽车离合器》(徐石安,江发潮编著,清华大学出版社出版)表3.2.1可知,取D=280mm,d=165mm,,b=3.5mm。
1.2单位压力p0的选择
单位压力p0决定了摩擦表面的耐磨性,对离合器工作性能和使用寿命有很大影响,选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后背功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。
当摩擦片采用不同的材料时,p0取值范围见表1-2。
表1-2摩擦片单位压力p0的取值范围
摩擦片材料
单位压力p0/MP
石棉基材料
模压
0.15~0.25
石棉基材料
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0.35~0.50
粉末冶金材料
铁基
0.35~0.50
金属陶瓷材料
0.70~1.50
取摩擦片材料为石棉基材料模压,单位压力取0.21MP。
1.3摩擦因数f和摩擦面数Z的选择
摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。
摩擦片的材料主要有石棉基材料、粉末冶金材料和金属陶瓷材料等。
石棉基材料的摩擦因数f受工作温度、单位压力和滑磨速度的影响较大,而粉末冶金材料和金属陶瓷材料的摩擦因数f较大且稳定。
各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表1-3。
1-3摩擦材料的摩擦因数f的取值范围
摩擦材料
摩擦因数f
石棉基材料
模压
0.20~0.25
石棉基材料
编织
0.25~0.35
粉末冶金材料
铜基
0.25~0.35
粉末冶金材料
铁基
0.35~0.50
金属陶瓷材料
0.4
取摩擦片材料为石棉基材料模压,摩擦因数取0.19。
1.4后备系数β的选择
摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的,离合器的静摩擦力矩Tc为
Tc=πfZp0D3(1-c3)/12=365.06(N·m)(1.2)
为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机最大转矩,设计时Tc应大于发动机最大转矩,即
Tc=βTemax(1.3)
计算得β=1.59。
符合最大总质量小于6t的商用车的后备系数β在1.20~1.75的范围内。
2离合器基本参数的优化
2.1设计变量
后备系数β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
单位压力p0也取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。
因此,离合器基本参数的优化设计变量选为
X=[x1x2x3]T=[FDd]T
2.2目标函数
离合器基本参数优化设计追求的目标,是在保证离合器性能要求的条件下使其结构尺寸尽可能小,即目标函数为
f(x)=min[π(D2-d2)/4]
2.3约束条件
2.3.1摩擦片最大圆周速度vD
摩擦片外径D(mm)的选择应使最大圆周速度vD不超过65~70m/s,即
vD=(πnemaxD×10-3)/60(2.1)
式中,vD为摩擦片最大圆周速度(m/s);nemax为发动机最高转速(r/min)。
故vD==55.71m/s≤65~70m/s。
2.3.2摩擦片的内、外径比c
摩擦片的内、外径比c应在0.53~0.70范围内,即
0.53≤c=d/D≤0.70(2.2)
故c=0.589,满足条件。
2.3.3后备系数β
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,不同的车型的β值应该在一定的范围内,最大范围为1.2~4.0,即
1.2≤β≤4.0
故β=1.59,满足条件。
2.3.4摩擦片内径d
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(2.3)
得R0<57.5mm。
2.3.5单位压力p0
为降低离合器画滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型单位压力p0根据所用的摩擦材料在一定范围内选取,p0的最大范围为0.10~1.50MPa,即
0.10MPa≤p0≤1.50MPa
故p0=0.21MPa,满足条件。
3膜片弹簧的设计与计算
3.1膜片弹簧基本参数的选择
3.1.1比值H/h和h的选择
比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。
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1.5~2.0,板厚h为2~4mm。
取H/h=1.6,h=3mm,则可得H=4.8mm。
3.1.2R/r比值和R、r的选择
研究表明,R/r越大,膜片弹簧利用率越低,弹簧越硬,弹性特性曲线受直径误差的影响越大,且应力越高。
根据结构布置和压紧力的要求,R/r一般为1.20~1.35。
取R/r=1.20,摩擦片平均半径
Rc=(D+d)/4(3.1)
得Rc=111.25mm拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc,取r=111.25mm,则R=133.5mm。
3.1.3α的选择
膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切
α=arctanH/(R-r)(3.2)
得α≈12.17°,满足9°~15°的范围。
3.1.4膜片弹簧工作点位置的选择
膜片弹簧工作点如图3-1所示,该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置,而且λ1H=(λ1M+λ1N)/2。
新离合器在接合状态时,膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间,且靠近或在H点处,一般λ1B=(0.8~1.0)λ1H,以保证摩擦片在最大磨损限度△λ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变到C。
为最大限度的减少踏板力,C点应尽量靠近N点。
3.1.5分离指数目n的选取
大尺寸膜片弹簧分离指数目可取24,小尺寸膜片弹簧取为12,分离指数目n常取为18,并采用偶数,以便于制造时磨具分度制造时磨具分度,这里分离指数目n取18。
3.1.6膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf的确定
膜片弹簧小端内半径r0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。
rf应大于r0。
取r0=25mm,rf=32mm。
图3-1膜片弹簧工作点的位置
3.1.7切槽宽度δ1、δ2及半径re的确定
δ1=3.2~3.5mm,δ2=9~10mm,re的取值应满足r-re≥δ2的要求。
取δ1=3.3,δ2=9,re=100。
3.1.8压盘加载点半径R1和支撑环加载点半径r1的确定
R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度。
r1应略大于r且尽量接近r,R1应略小于R且尽量接近R。
故取r1=112mm,R1=134mm。
3.2膜片弹簧的弹性特性
假设膜片弹簧在承载过程中,其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点转动。
膜片弹簧的弹性特性如下式表
(3.3)
式中,E为材料的弹性模量(MPa),对于钢:
E=2.1×105MPa;μ为材料的泊松比,对于钢:
μ=0.3。
F1=f(λ1)=4375.05λ1-994.33λ12+69.05λ13
对上式求一次导数,可解出F1=λ1的凹凸点,求二次导数可得拐点。
凸点:
λ1=3.41mm时,F1=6094.71N
凹点:
λ1=6.19mm时,F1=5359.76N
拐点:
λ1=4.8mm时,F1=5727.25N
当离合器分离时,膜片弹簧的加载点将发生变化。
设分离轴承对分离指端所加载荷为F2(N),相应作用点变形为λ2(mm)。
由公式(3.4)和(3.5)
λ2=(r1-rf)λ1/(R1-r1)(3.4)
F2=(R1-r1)F1/(r1-rf)(3.5)
得凸点:
λ2=13.47mm,F2=1523.68N
凹点:
λ2=24.45mm,F2=1339.94N
拐点:
λ2=18.96mm,F2=1431.81N
取λ1B=0.9λ1H=4.32mm,则F1B=5910.55N;C点无限接近N点,取λ1C=6.2mm,则F1C=5359.81N;取λ1A=2.67mm,F1A=5907.21N。
3.3膜片弹簧的强度计算
膜片弹簧大端的最大变形量λ1N=6.19,取
=134,
=112。
则由下列公式
(3.6)
代入数据,有
=7.81mm。
(3.7)
代入数据,有
=0.76。
(3.8)
代入数据,有
=7362.93N。
(3.9)
代入数据,有σB=1528Mpa。
许用值1500-1700Mpa,故符合要求。
4扭转减震器的设计
4.1扭转减震器基本参数的选择
4.1.1极限转矩Tj
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=(1.5~2.0)Temax(4.1)
式中,商用车系数取1.5,则Tj=1.5×Temax=1.5×230=345(N·m)。
4.1.2扭转角刚度kφ
设计时,由经验公式初选kφ为
kφ
Tj(4.2)
即kφ
Tj=13×345=4485(N·m/rad),取kφ=4480(N·m/rad)
4.1.3阻尼摩擦转矩Tμ
可按公式初选Tμ
Tμ=(0.06~0.17)Temax(4.3)
取系数为0.06,Tμ=0.06×230=13.8(N·m)。
4.1.4预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
研究表明,Tn增加,共振频率将向减小频率的方向移动,这是有利的。
但是Tn不应大于Tμ,否则在反向工作时,扭转减振器将提前停止工作,故取
Tn=(0.05~0.15)Temax(4.4)
则初选Tn=0.05Temax=11.5N·m<13.8N·m,满足要求。
4.1.5减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些,一般取
R0=(0.60~0.75)d/2(4.5)
则取R0=0.6d/2=0.6×165/2=49.5mm。
4.1.6减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D=250~325mm时,Zj=6~8,故取Zj=6
4.1.7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
F∑=Tj/R0=6969.7N
4.2减震弹簧的计算
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R1
R1的尺寸应尽可能大些,一般取
R1=(0.60~0.75)d/2(4.6)
式中,d为离合器摩擦片内径。
故R1=0.6d/2=49.5mm,即为减振器基本参数中的R0。
4.2.2单个减振器的工作压力P
P=F∑/Z=6969.7/6=1161.6(N)
4.2.3减振弹簧尺寸
1)弹簧中径Dc
一般由布置结构来决定,通常Dc=11~15mm,故取Dc=12mm
2)弹簧钢丝直径d
d=
(4.7)
式中,扭转许用应力
]可取550~600Mpa,故取为580Mpa,得d=3.94mm符合d=3~4mm。
3)减振弹簧刚度k
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=
(4.8)
则K=261.19N/m
4)减振弹簧有效圈数
i=
=5.5
5)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=
+(1.5~2)=7
6)减振弹簧最小高度
=29.491mm
7)弹簧总变形量
△
=P/K=1161.6/304.73=3.81mm
8)减振弹簧总变形量
=
=33.301
9)减振弹簧预变形量
=0.13mm
10)减振弹簧安装工作高度
=33.171mm
4.2.4从动片相对从动盘股的最大转角α
α=2arcsin[(△l-△l')/2R1]=4.26°
4.2.5限位销与从动盘股缺口侧边的间隙λ1
λ1=R2sinα(4.9)
λ值一般为2.5~4mm。
取λ1=4mm,则R2=53.85mm。
4.2.6限位销直径d'
d'=9.5~12mm,取9.5mm。
5从动盘总成的设计
从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减震器等组成。
从动盘对离合器工作性能影响很大,设计时应满足以下几个方面的要求:
1)从动盘的转动惯量应尽可能小,以减小变速器换档时齿轮间的冲击。
2)从动盘应具有轴向弹性,使离合器接合平顺,便于起步,而且使摩擦面片压力均匀,以减小磨损。
3)应装有扭转减振器,以避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷。
5.1从动盘毂
从动盘毂轴向长度不宜过小,以免再花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底,一般取1.0~1.4倍的花键轴直径。
从动盘毂的材料选取45锻钢,并经调质处理,表面和心部硬度一般26~32HRC。
根据摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)表2-7查出从动盘毂花键的尺寸。
由于D=280mm,则查表可得
花键尺寸:
齿数n=10,外径
=35mm,内径
=32mm,齿厚t=4mm,有效齿长l=40mm,积压应力
=12.5Mpa。
花键齿的侧面压力
(5.1)
代入数据得p=6866N
花键受的挤压应力
(5.2)
代入数据得σ=4.29Mpa<20Mpa满足要求。
5.2摩擦片
离合器摩擦片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨,在相对很短的时间内产生大量的热,因此,要求摩擦面片应有下列一些综合性能:
1)在工作室有相对较高的摩擦系数;
2)在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性,不希望出线摩擦系数衰退现象;
3)能承受较高的压盘作用载荷,在离合器接合过程中表现出良好耐磨性能;
4)能承受较高的压盘作用载荷,在离合器接合过程中表现出良好的性能(不易出线颤抖);
5)能抵抗高转速下(变速器换挡时容易发生)大的离心力载荷而不破坏;
6)具有小的转动惯量,材料加工性能良好;
7)在整个正常工作温度范围内,和对偶材料压盘、飞轮(都是铸铁件)等有良好的兼容摩擦性能;
8)摩擦副对偶面有高度的容污性能,不已影响他们的摩擦作用;
9)具有优良的性价比,不会污染环境。
鉴于以上各点,今年来,摩擦材料的种类增长极快。
挑选摩擦材料的基本原则是:
1)满足较高性能的标准;
2)成本最小,考虑替代石棉。
5.3从动片
从动片要求质量轻,具有轴向弹性,硬度和平面度要求高。
材料选用中碳钢板(50号),厚度为取为2mm,表面硬度为35~40HRC。
5.4波形片和减震弹簧
波形片一般采用65Mn,厚度取为0.8mm,硬度为40~46HRC,并经过表面发蓝处理。
减振弹簧用60Si2MnA。
6离合器盖总成
6.1离合器盖
离合器盖结构设计的要求:
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。
板厚取4mm,依维柯S45.10载质量较小的商用车离合器盖10钢低碳钢板。
6.2压盘
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15~25mm。
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15~20g·cm。
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,采用灰铸铁HT200,硬度为170~227HBS。
6.2.1压盘传动方式的选择
由于传统的凸台式连接方式、键式连接方式、销式连接方式存在传力处之间有间隙的缺点,故选择已被广泛采用的传动片传动方式。
另选用膜片弹簧作为压力弹簧时,则在压盘上铸有一圈凸起以供支承膜片弹簧或弹性压杆之间。
6.2.2压盘几何尺寸的确定
由于摩擦片的的尺寸在前面已经确定,故压盘的内外径也可因此而确定。
压盘外径D=280㎜,压盘内径d=165㎜,厚度b=20mm。
6.3传动片
传动片的作用是在离合器接合时候,离合器通过它来驱动压盘共同旋转,分离时候又可利用他的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。
由于各传动片沿圆周均匀分布,它们的变形不会影响到压盘的对中性和离合器的平衡性,传动片可选为3~4组,每组2~3片,每片厚度为0.5~1.0mm,一般由弹簧钢带65Mn制成。
6.4分离轴承
由于nemax=3800r/min,离心力造成的径向力很大,因此采用角接触式径向推力球轴承。
6.5支撑环
支撑环和支撑铆钉的安装尺寸精度要高,耐磨性要好,支撑环一般采用3.0~4.0mm的碳素弹簧钢丝。
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