汽车膜片弹簧离合器课程设计主要计算和注意问题DAVID

膜片弹簧离合器设计计算（某中型轿车举例）2摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择已知条件：某中型货车发动机数据:缸数：4缸排量：1.7升点火系统：1-3-4-2最大功率96/4800KW/rpm最大扭矩147/2500N·m/rpm2.1离合器基本性能关系式为了能可靠地传递发动机最大转矩maxc，离合器的静摩擦力矩c应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩c又决定于其摩擦面数Z、摩擦系数f、作用在摩擦面上的总压紧力PΣ与摩擦片平均摩擦半径Rm，即mNRZfPerecmax【1】（2-1）式中：—离合器的后备系数。f—摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30。Z—摩擦面数2.2摩擦片外径D与内径d的选择当按发动机最大转矩maxe（N·m）来确定D时，有下列公式可作参考：ATDe/100max【1】（2-2）式中A反映了不同结构和使用条件对D的影响，在确定外径D时，有下列经验公式可供初选时使用：maxeDTKD【1】（2-3）轿车：KD=14.5轻、中型货车：单片KD=16.0～18.5双片KD=13.5～15.0重型货车：KD=22.5～24.0本次设计所设计的是中型轿车（Temax/nT为220Nm/3500rpm、Pemax/nP为96kw/5000rpm）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，选择KD=17。所以D=mm11.2061475.14按maxe初选D以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2-1为我国摩擦片尺寸标准。表2-1离合器摩擦片尺寸系列和参数外径/Dmm内径/dmm厚度/hmm内外径之比/dD单位面积2/Fmm1601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.58346600查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为215mm。再查表2-1即可得到摩擦片的具体参数，如下：摩擦片外径D=225mm摩擦片内径d=150mm摩擦片厚度h=3.5mm摩擦片内外径比d/D=0.667单面面积F=22100mm22.3离合器后备系数的确定在开始设计离合器时，一般是参照统计资料，并根据汽车的使用条件，离合器结构形式的特点，初步选定后备系数β。表2-2后备系数表车型轿车、轻型货车中、重型货车越野车、牵引车后备系数1.30～1.751.60～2.252.0～3.5本设计是中型轿车离合器的设计，该车型属于中型货车类型，故选择本次设计的后备系数β在1.60～2.25之间选择。因为该车型为中型货车车，取=2.00。因此有离合器的转矩容量Tc=maxc=1.5×147=294N.M2.4单位压力P的确定摩擦面上的单位压力P0值和离合器本身的工作条件，摩擦片的直径大小，后备系数，摩擦片的材料及质量等因素有关。离合器使用频繁，发动机后备功率较小时，P0应取小些；当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外缘热载荷，P0应取小些；后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，P0按下列范围选取：石棉基材料P0=0.10～0.35MP粉末冶金材料P0=0.35～0.60MP金属陶瓷材料P0=0.70～1.50MP本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料。离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：Tc=fFZRc(2-4)式中，Tc-------静摩擦力矩；f--------摩擦面间的静摩擦因素，计算时一般取0.25～0.30；选取f=0.25F--------压盘施加在摩擦面上的工作压力；Rc------摩擦片的平均半径；Z--------摩擦面数，是从动盘的两倍；所以，Z=2假设摩擦片上工作压力均匀，则有：F=P0×A=P0π(D2-d2)/4【1】（2-5）式中，P0------摩擦片单位压力；A------一个摩擦面面积；D------摩擦片外径；d-------摩擦片内径.摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为：Rc=(D3-d3)/3/(D2-d2)（2-6）当d/D≥0.6时，Rc可相当准确的有下式计算：Rc=（D+d）/4(2-7)因为d=150mm、D=225mm，所以d/D=0.667≥0.6，则Rc用（2-7）式计算将（2-5）、（2-7）式代入（2-4）得：Tc=πfZP0(D2-d2)（D+d）/16（2-8）为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的，设计时Tc应大于发动机的最大转矩，即Tc=βTemax（2-9）式中，Temax=147Nm为发动机最大转矩；β=2.0为离合器的后备系数。把（2-8）式代入（2-9）式得：P0=16βTemax/[πfZ(D2-d2)（D+d）]代入各参数可得P0=0.284MPa所以所得P0在石棉基材料单位压力范围内，所以我们选取的材料及单位压力P0符合设计要求。2.5离合器基本参数的约束条件1．摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过65～70m/s，即VD=nemaxD×10-3π/60≤65～70m/s式中，nemax为发动机的最高转速（r/min）。本次设计中nemax=4800r/min，所以VD=4800×225×10-3π/60=56.52m/s符合VD≤65～70m/s的约束条件。2.摩擦片的内外径比c应在0.53～0.70内c=d/D=150/225=0.667符合约束条件3.为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，应使1.2≤β≤4.0，在前面参数选取中，我们选取β=2.0，符合此约束条件。4.为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即d＞2Ro+50。d=150mm，Ro=50mm符合要求。5.单位摩擦面传递转矩的许用值为反映离合器传递转矩且有过载保护的能力，单位摩擦面传递的转矩应小于其许用值。即：665.0)(4220dDZTTcc要求00cCTT即可。6.为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力P0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0为0.10～1.50MPa。我们选取摩擦片的材料为石棉基材料，并且选取P0=0.284MPa，符合此约束条件。3离合器从动盘总成设计（课程设计可以简化！）从动盘总成主要由从动盘毂、摩擦片、从动片、扭转减振器等组成。3.1摩擦片设计3.1.1摩擦片选材3.1.2摩擦片铆钉的强度校核本设计所采用的离合器摩擦片材料为石棉基摩擦材料，摩擦片与从动片的连接方式为铆接，选取16颗铆钉铆接.其铆接位置为R1=102.5mm与R2=85mm，则其铆接的平均半径Ra=（R1+R2）/2=93.75mm。铆钉材料选为15号钢。铆钉的校核如下：平均每颗铆钉所受的最大剪切力Fmax：NnRaTFe981075.93161473maxmax【1】根据铆钉所受的Fmax，分别校核铆钉的抗剪强度和从动片的抗压强度：mdF20max4【1】ppdF0max【1】式中：dO为铆钉孔直径，mm；m为每个铆钉的抗剪面数量；为被铆件中较薄板的厚度，mm；根据相关已知参数，可得，=1mm，m=2；选取的铆钉直径dO=4mm，=115Mpa，p=430Mpa。将各项数值代入公式得到：MpamdF90.3249844220maxppMpadF5.2414980max所以，所选铆钉能够满足使用要求。3.2从动盘毂设计从动盘毅的花键孔与变速器第一轴前端的花键轴以齿侧定心矩形花键的动配合相联接，以便从动盘毅能作轴向移动。花键的结构尺寸可根据从动盘外径和发动机转矩按GB1144-2001矩形花键尺寸、公差和检验选取(见表3-1)。从动盘毅花键孔键齿的有效长度约为花键外径尺寸的(1.0～1.4)倍(上限用于工作条件恶劣的离合器)，以保证从动盘毂沿轴向移动时不产生偏斜。表3-1GB1144-2001从动盘外径D/mm发动机转矩maxe/Nm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/MPa16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5花键尺寸选定后应进行挤压应力j(MPa)及剪切应力τj(MPa)的强度校核：MPaznldDjej30822max【1】（3-1）MPaznlbdDjej154max【1】（3-2）式中：D，d—分别为花键外径及内径，mm；n—花键齿数；l，maxeb—分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；z—从动盘毅的数目；maxe—发动机最大转矩，N.mm。从动盘毅通常由40Cr，45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC28～32。由表3-1选取得：花键齿数n=10；花键外径D=32mm；花键内径d=26mm；键齿宽b=4mm；有效齿长l=30mm；挤压应力=11.5MPa；校核计算如下：MpaznldDej2.11]301012632/[147882222max）（）（MpaznlbdDej82.9]303101)2632/[(14744max）（j=16.8MPaMPaj30；j=12.6MPaMPaj15符合强度得要求。3.2.1传力销的强度校核传力销同时受弯曲应力和拉伸应力的影响，此外，传力销表面还受挤压应力的作用。其强度校核如下。（1）拉弯复合应力NnRTQne42.41059.0321472max【1】式中，maxeT为发动机最大转矩，N.m；n为传力销数目；nR为力的作用半径，m。传力销的拉伸应力为MPa1123514.339.138088004ndP422拉式中，P为作用在传力销上的力，N；d为传力销根部直径，cm；n为传力销数目。（2）传力销的挤压应力为MPad2.81005.05.115.62100SQ1挤式中，S为作用宽度；1d为传力销的直径。经过校核，所选的传力销符合设计使用要求。3.3从动片设计3.3.1从动片的厚度及选材从动片通常用1.0～2.0mm厚的钢板冲压而成。有时将其外缘的盘形部分磨薄至0.65～1.0mm，以减小其转动惯量。从动片的材料与其结构型式有关，整体式即不带波形弹簧片的从动片，一般用高碳钢(50或85号钢)或65Mn钢板，热处理硬度HRC38～48；采用波形弹簧片的分开式(或组合式)从动片，从动片采用08钢板，氰化表面硬度HRC45，层深0.2～0.3mm；波形弹簧片采用65Mn钢板，热处理硬度HRC43～51。本次设计采用整体式从动片，厚度为1mm。3.4扭转减振器设计（课程设计可以经验参考设计，但是要保证结构正确！）3.4.1扭转减振器的功能3.4.2扭转减振器的参数确定（1）扭转减振器的角刚度减振器扭转角刚度Ka决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公式初选角刚度Ka≤13Tj【2】式中：Tj为极限转矩，按下式计算Tj=（1.5～2.0）Temax【2】式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，maxeT为发动机最大扭矩（2）扭转减振器最大摩擦力矩合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T。一般可按下式初选为T=（0.06～0.17）Temax【2】取T=0.15Tem