離合器參數(shù)設計

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1、離合器參數(shù)設計 3.1后備系數(shù)的選擇 離合器的后備系數(shù)β反映了離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠度，它是離合器設計的一個重要參數(shù)。在選擇β時，應考慮摩擦片磨損后仍能可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩、防止離合器滑磨時間過長、防止傳動系數(shù)過載以及操縱輕便等因素。 表3.1 后備系數(shù)表 車型 乘用車及總質量小于6t的商用車 最大總質量為6~14t的商用車 掛車 后備系數(shù) 1.20～1.75 1.50～2.25 1.80~4.00 本設計是基于一款輕型貨車，故選擇后備系數(shù)1.2~1.75，取后備系數(shù)β=1.5。 3.2摩擦片外徑及其他尺寸的確定 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸參數(shù)，它

2、對離合器的結構尺寸、質量的大小和使用壽命的長短都有很大的影響。 摩擦片外徑D（mm）也可根據(jù)發(fā)動機最大扭矩Temax(N.m)按如下經(jīng)驗公式進行初選： D=KDTemax （3-1） 式中：KD為直徑系數(shù)，輕卡取17；最大總質量為1.8～14.0t的商用車，單片離合器取16.0～18.5;Temax是發(fā)動機最大扭矩，原始設計數(shù)據(jù)為110N.m: 由公式（3-1）代入相關數(shù)據(jù)，取得：D=178mm 根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據(jù)下表3.2“離

3、合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)”（即GB1457—74） 表3.2離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 內徑 厚度 內外徑之比 單位面積 160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 325 190 3.5 0.585

4、 54600 350 195 4 0.557 67800 380 205 4 0.540 72900 取摩擦片外徑D=250mm，選定摩擦片的內徑d=155mm,厚度b=3.5mm。 單位壓力的確定 離合器摩擦力矩Tc的計算 Tc=βTemax=1.5110=165N.m (3-2) 離合器壓盤施加在摩擦面上的工作壓力的計算 Rc=2(R3-r3)3(R2-r2)=2(1253-77.53)3(1252-77.52)=103mm (3-3) 施加在摩擦面的工作壓力為 F=TcfzRc

5、=1650.2520.103=3204N (3-4) 式中：z為摩擦面數(shù)，單片離合器的z=2,f為摩擦面間的靜摩擦系數(shù)，這里取0.25。 單位壓力： ρ=FA=Fπ4(D2-d2)=3204π4(2502-1552)≈0.107MPa≤0.35MPa (3-5) 粉末冶金鐵基材料單位壓力要求小于0.35MPa,本離合器的單位壓力比規(guī)定值小，故滿足要求。 5.3膜片彈簧基本參數(shù)的選擇 1、比值H/h和 h的選擇：此比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用H/ h對彈簧特性的影響正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最

6、佳的使用性能。一般汽車的膜片彈簧H/h值在如下范圍之內：H/h=1.5～20。 2、R及R/r確定: 比值R/r對彈簧的載荷及應力特性都有影響，從材料利用率的角度，比值在1.8～2.0時，碟形彈簧儲存彈性的能力為最大，就是說彈簧的質量利用率和好。因此設計用來緩和沖擊，吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用。對于汽車離合器的膜片彈簧，設計上并不需要儲存大量的彈性能，而是根據(jù)結構布置與分離的需要來決定，一般R/r取值為1.2～1.35.對于R,膜片彈簧大端外徑R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應，大于摩擦片內徑，近于摩擦片外徑。此外，當H，h及R/r等不變時，增加R有利于膜片彈簧應力的下

7、降。初步確定R/r= 3、 膜片彈簧起始圓錐底角: 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角 在9～15之間， α≈H/(R-r)=13 4、膜片彈簧小端半徑rf 及分離軸承的作用半徑rp: rf的值主要由結構決定，最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑,分離軸承作用半徑r p大于 rf 。 5、分離指數(shù)目n、切槽寬δ1 、窗孔槽寬 δ2、及半徑rc: 分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12，本設計取n=18。切槽寬δ1約為4mm;窗孔槽寬δ2≈（2.5~4）δ1；窗孔半徑rc一般情況下由（r-rc）≈(0.8~1.4)δ2計算。 6、 承環(huán)的作用半徑l和膜片與壓盤接觸半徑

8、L：由于采用推式膜片彈簧，l，L的大小將影響膜片彈簧的剛度，一般來說，l值應盡量靠近r而略大與r。L應接近R略小于R。 7、膜片彈簧材料：制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA。 5.4膜片彈簧的計算 參考同種類產(chǎn)品，并結合本車具體情況，初步選定彈簧的一些參數(shù)和尺寸如下： Hh=2,Rr=1.22,α=13°,R=112.5mm 確定膜片彈簧的所有尺寸 H=7.4mm, h=3.7mm,R=112.5mm,r=90mm,l=92mm L=1

9、10mm,rf=27mm,rp=29mm,n=18,δ1=4mm,δ2=10mm 1、根據(jù)下式（5.1）畫出P—曲線 P1=πEhλ16(1-μ2)?lnRrL-l2H-λ1R-rL-lH-λ12R-rL-l+H2 (5-1) 式中，E—彈性模數(shù)，鋼材料取E=2.010Mp； —泊松比，鋼材料取0.3; h—彈簧片厚，㎜; H—碟簧部分內截錐高，㎜; —大端變形，㎜; R—碟簧部分外半徑（大端半徑），㎜; r—碟簧部分內半徑，㎜; L—膜片彈簧與壓盤接觸半徑，㎜; l—支承環(huán)平均半徑

10、，㎜; （2）推式軸向變形的關系式 λ2=λ1l-rpL-l (5-2) (3)膜片彈簧小端分離軸承處作用有分離力P2時膜片彈簧壓盤接觸處的變形λ1和P2的關系式 P2=πEhλ1lnRr61-μ2L-lL-rp?H-λ1R-rL-lH-λ12R-rL-l+h2 (5-3) (4)在P2力作用下膜片彈簧小端部分軸承處的變形λ2 λ2=λ2，+λ2，， （5-4） λ2，，=6P2rp2πEh31β112re2rp2-1-2rerp-1+lnrerp+1β

11、212r2rp2-re2rp2-2rrp-rerp+lnrrp (5-5) 式中β1，β2為寬度系數(shù)： β1=1-δ1nπrf+re (5-6) β2=1-δ2nπre+r (5-7) 設 P1=P16(1-μ2)(L-l)2πEh4 λ1=λ1h 因此式(5.1)就成為： P1=λ1

12、lnRrHh-λ1R-rL-lHh-λ12R-rL-l+1 把有關數(shù)值代入上述各式得 P1=1429.3P1 λ1=3.7 P1=0.852-0.642+0.1463 圖5.1 膜片彈簧特性曲線 2、確定膜片彈簧的工作點位置 取離合器結合時膜片彈簧的大端變形量為λ1b=0.65H=0.657.4=4.81mm,由特性曲線圖可查得磨片彈簧的壓緊力： P1=P∑=4729N 校核后備系數(shù)： β=P∑μRCZcTemax=47290.2580.52110000=1.73 離合器徹底分離時，膜片彈簧大端的變形量

13、為 λ1d=+?f(?f即為λ1f) 壓盤的行程?f為?f=2.4mm,故 λ1d=4.8+2.4=7.2mm 離合器剛開始分離時，壓盤的行程?f,=1.5mm,此時膜片彈簧最大端的變形量為 λ1c=4.8+1.5=6.3mm 摩擦片磨損后，其最大磨損量?λ=1.2mm,故 λ1a=λ1b-?λ=4.8-1.2=3.6mm 3、求離合器徹底分離時分離軸承時軸承作用的載荷P2 由公式（5-3），取λ1=λ1d則得 P2=πEhλ1dlnRr6(1-μ2)(L-l)(l-rp)H-λ1dR-rL-lH-λ1dR-rL-l2+h2 代入有關數(shù)值，得 P2=2.0π1053.7

14、7.2ln112.59061-0.32110-9292-297.4-7.2112.5-90110-924.3-112.5-902110-925.2+3.72=1625N 4、求分離軸承的行程λ2 由公式（5-2），取λ1=?f，則 λ2，=Δfl-rpL,-l=2.492-29108-92=7.1 由公式（5-6）（5-7）得 β1=1-δ1nπrf+re=1-418π22.54+70.5=0.76 β2=1-δ2nπre+r=1-1218π70.5+92=0.684 由公式（5-5）得 λ2，，=6P2rp2πEh31β112re2rp2-1-2rerp-1+lnrerp

15、+1β212r2rp2-re2rp2-2rrp-rerp+lnrrp 代入有關數(shù)值，得 λ2，，=6162292π2.110429310.761270.52292-1-270.529-1+ln70.529+10.68412902292-70.52292- 2902292-70.52292+ln70.529=1.72mm 5、強度校核 膜片彈簧大端的最大變形（離合器徹底分離時）λ1d=7.2mm。 σB當=3πr-rprP2β2h2+E1-μ2R-rrlnRr-1HR-r-12λ1dL-lλ1dL-l+h2rλ1dL-l 將有關數(shù)值代入，得 σB當=3π

16、90-29901623.720.684+2.11041-0.32110-9090ln11090-1 7.2105-90-127.2110-907.2108-92+3.72907.2108-92=1586MPa 7.1從動盤轂花鍵的設計計算 花鍵的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按國標GB114474選取。 從動盤外徑D/mm 發(fā)動機轉矩/Nm 花鍵 齒數(shù) n 花鍵 外徑 D/mm 花鍵 內徑 d/mm 鍵齒寬 b/mm 有效 齒長 l/mm 擠壓 應力 /MPa 160 50 10 23 18 3 20

17、10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 200 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 380 600 10 40

18、 32 5 55 15.2 410 720 10 45 36 5 60 13.1 430 800 10 45 36 5 65 13.5 450 950 10 52 41 6 65 12.5 這里，所選擇的相關尺寸參數(shù)為：花鍵齒數(shù)z1=10;花鍵齒長L=35mm;花鍵齒寬b=4mm;花鍵外徑D外=35；花鍵內徑D內=28mm;從動盤數(shù)n=1。 作用在一個從動盤花鍵上的圓周力為 Ft=4Temaxn(D外+D內)=41101（35+28）10-3≈6984N (7-1) 擠壓應力為 σ1=2Ftnz1L(D外-D內)=2698411035(35-28)≈5.7MPa (7-2) 以上所得的擠壓應力值小于推薦許用值（30MPa）,故滿足設計要求。 花鍵的剪切應力計算 τ1=FtLbz1=69843.5410≈4.99MPa (7-3) 計算結果表明，剪切壓力較低，故滿足要求。