离合器设计自动计算最终版
更新时间:2023-04-22 13:01:02 阅读量: 实用文档 文档下载
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个人设计,版权所有,勿作商用! 注:黄色底纹需要手动选择或输入;红色底纹需要注意;绿色底纹的为结果;粉 色字体的可删除修改,但格式要保持原样! 汽车型号 发动机最大功率 (KW)/(r/min) 发动机最大扭矩 (N.m)/(r/min) 最高车速(Km/h) 最高转速(r/min) 载重量(kg) 77/6000 138/*** 160 6500 375 长城酷熊 09款1.5豪华型 整备质量m(kg)轮胎规格
1185 185/65R15 310.75 4.313 3.545
车轮半径r(mm) 后桥主减速器比 i0 变速器一挡的传动比 ig
1。离合器主要参数的确定 (1)根据已知参数,确定离合器形式: 从动盘数:由于设计的是乘用车,发动机扭矩一般不大,所以选择:单片离合器。 压紧弹簧和布置形式选择: 推式膜片弹簧离合器。(2)确定离合器主要参数: ①后备系数: 查《汽车设计》表2-1知,乘用车后备系数β
=1.20-1.75。取:β =
1.20 0.35
p0 ②单位压力: 查《汽车设计》表2-2,选择粉末冶金材料铁基,取:③摩擦片内外径D、d和厚度b: 查《汽车设计》表2-3,得乘用车的直径 K 系数 D 14.6 D的选取: 由公式估算得: K T D 172mmD e max
查《离合器摩擦片尺寸系列和参数》表: d的选取: 厚度b:
D=
250mm
由《离合器摩擦片尺寸系列和参数》表 知,D相应的d值为:由《离合器摩擦片尺寸系列参数》表知:b=
155mm 3.5mm
④摩擦因素f、摩擦面数Z和离合器间隙△t
摩擦因数f:算时一般取0.25-0.30(或查表2-4) 处取: 计 此 摩擦面数: 因为是单片离合器,所以摩擦面Z=2
0.35
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1。离合器主要参数的确定
(1)根据已知参数,确定离合器形式:
从动盘数:由于设计的是乘用车,发动机扭矩一般不大,所以选择:单片离合器。压紧弹簧和布置形式选择:推式膜片弹簧离合器。
(2)确定离合器主要参数:
①后备系数:查《汽车设计》表2-1知,乘用车后备系数β=1.20-1.75。取:β=1.20
0.35p0 ②单位压力:查《汽车设计》表2-2,选择粉末冶金材料铁基,取:
③摩擦片内外径D、d和厚度b:
查《汽车设计》表2-3,得乘用车的直径
KD 14.6系数D的选取:
由公式估算得:D K 172mmDemax
查《离合器摩擦片尺寸系列和参数》表:
d的选取:
厚度b:D=250mm由《离合器摩擦片尺寸系列和参数》表知,D相应的d值为:由《离合器摩擦片尺寸系列参数》表知:b=155mm3.5mm
④摩擦因素f、摩擦面数Z和离合器间隙△t
摩擦因数f:计算时一般取0.25-0.30(或查表2-4)此处取:
摩擦面数:因为是单片离合器,所以摩擦面Z=20.35
离合器间隙△t:一般为3~4mm此处取:3mm
(3)摩擦片尺寸校核与材料选择。
1)判断d/D:d/D=
符合d/D:(0.53-0.70)的要求!0.62
2)判断D是否因为发动机的最高转速为:6000(r/min)
符合要所以摩擦片最大圆周速度为:78.5m/s
求:不超过65-70m/s,符合标准GB/T5764-1998《汽车用离合器面片》要求!
3)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判断d是否符合要求:
先确定R0:一般 R0=(0.60-0.75)d/20.6
所以:R0=46.5
因为d=155mm所以:d>2R0+50mm符合!又因为2R0+50=143mm
4)为了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而
发生烧伤,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许可
w 4W w Z(D2 d2) w 0.40J/mm2对乘用车
2
gW为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J),可以由下式求的:W 2 2ne2 mr ar 1800 ii 2
由公式求得: 对于乘用车ne=2000r/min
W=14133.27
w=0.23
w<[w],符合要求!
5)为反应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:TC04TC 22 Z(D d)
TC= T co165.6
TC0=0.0027
查表《汽车设计》2-5 可知,TCO符合要求!
2。扭转减震器的设计
(1)扭转减震器选型。单级线性减震器。
(2)扭转减震器主要参数确定
1)极限转矩Tj
根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-31)知,
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对于乘用车,系数取2.0。Temax则Tj=2.0× =276(N.m)
2)扭转刚度k
根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-35)可知,
13 Tj由经验公式初选 k
则:k 13Tj 3588(N.m/rad)
3)阻尼摩擦转矩Tμ
根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-36)可知,
可按公式初选Tμ
TemaxTμ=(0.06~0.17)0.1
Tμ=13.8(N m)
4)预紧转矩Tn
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。
根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)式(2-37)知,
Tn满足以下关系:
TemaxTn=(0.05~0.15)
Tμ 且Tn
(0.05~0.15) 6.920.7此处取:16NTemax
5)减振弹簧的位置半径R0
由以上知:R0=46.5mm
6) 减振弹簧个数Zj
根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)表(2-6)知,
250mm时,Zj=4~6当摩擦片外径D
故取Zj=4
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/R0F =5935.48N
(3)减震弹簧尺寸确定
1)减振弹簧的分布半径R0
即为减振器基本参数中的R0
2)减振弹簧尺寸
a.)弹簧中径DcR0=46.5mm
其一般由布置结构来决定,通常Dc=11~15mm
此处取:Dc=
b.)单个减震器的工作压力P
c.)弹簧钢丝直径d12mmP F /Zj 1484N
d 8PDc [ ]式中,扭转许用应力 可取550~600Mpa,
此处取 550Mpa
所以d=4.35mm
d.)减振弹簧刚度k
及其布置尺寸R1确定,即:应根据已选定的减振器扭转刚度值k
k K
1000RZj21k
k K
1000RZj
Gd4
i 38DCk21即:k 423.91N/mme.)减振弹簧有效圈数i
G为材料的剪切弹性模量,对碳钢可取G=8.3x10000MPa
所以 i=5.1
f.)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:i
n i (1.5~2)此处取:n=7
lmin n(d ) 1.1dn
全部减震弹簧总的工作负荷PZ减振弹簧最小高度33.495mm
PZ Tj/R0
单个减震弹簧的工作负荷P5935.48N
P PZ/Z
减震弹簧总变形量 lj 1483.87N l P/k 3.5mm
减震弹簧自由高度l0
l0 lmin l
减震弹簧预变形量 l'36.995mm
l' Tn kZjR00.203mm
减震弹簧安装高度
l l0 l' 36.792mm
jg.)从动片相对从动毂的最大转角
减震弹簧的工作变形量 l''
l'' l l' 3.297mm
l''
j 2arcsin 2R0
3、膜片弹簧的设计
(1)膜片弹簧基本参数确定4.06°
1)比值H/h 和 h 的选择
为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2~4 mm 。
此处取 h=
H/h=
则 H=
2)R/r比值和 R、r的选择
摩擦片的平均半径RC2.5mm1.74.25mm2 D 2 d 2 RC 223D 2 d 233
103.107mm
对于推式膜片弹簧的R值,应满足关系R Rc
且近似于摩擦片外半径
R/r一般为1.20~1.35所以取R=此处取:R/r=
所以 r=
此时 R/r=120mm1.2497mm1.237
符合规定范围!
3)α的选择
一般在 9°~15°范围内。
α=arctan(H/(R-r))≈
4)分离指数目n的选取 10.59°符合规定范围!
常取取为n=18
n=18
rfr05)膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定
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R外
查《汽车设计》表2-7得:
此处取:
又因为0r0因为3.5≤R/ ≤5.O R外 R/r0 则:r0 16mm430mm
33mm rf r0 4rf可取:
δ1此处取: 6)切槽宽度δ1、δ2及半径reδ1 3.2~3.5mm
δ2 9~10mm3.2mm10mm此处取:δ2
rere满足r- >=δ2re<=r- =δ287mm
reδ2
R1r17)压盘加载点半径 和支承环加载点半径 的确定
根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)知,R1r1需满足下列条件: 和
1 R R1 7
则:R
则:r11 119mm98mm0 r1 r 6
8)膜片弹簧工作点位置的选择
1M
由MATLAB得:2.6372
5.1237
3.88
0.9
3.492 1N 所以: 1H 1M 1N /2 B点:因为: 1B/ 1H 0.8~1.0此处取:则: 1B
由特性曲线图可查得膜片弹簧在B点的压紧力:
P1 P
校核后备系数:3687.2N
f
A点:计算时一般取0.25-0.30P fRCZTemax此处取:f 1.49恭喜!校验合格! 0.27
S由《汽车离合器》知:
为每摩擦工作面最大允许磨损量(珋钉头外露)0
Z S0
S0在0.65~1.1mm之间。
此处取: S0 0.75mm
1.5mm
1.99mm则: 1A 1B 所以:
1f Z SC点:由《汽车离合器》知: 1f它一般在特性曲线凹点附近,此时分离力较小,C点位置确定于压盘升程
S为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙,单片式可取:0.75~1mm
此处取: S 1
2mm
6.19mm 1f 则:由《汽车设计》式子(2-18)得: 2f r1 rf
R1 r1 1f
所以:膜片弹簧大端的最大变形量(离合器彻底分离时)
1C 1B 1f 5.49mm
(2)膜片弹簧强度计算
由《汽车离合器》知,膜片弹簧最大应力发生在离合器分离状态时,因此只需校核离合器在分离状态时B点的当量应力是否符合要求。膜片弹簧大端的最大变形(离合器彻底分离时) 5.49mm 1C
由MATLAB得此时:P2=
由《汽车离合器》公式(4.6.13)知,3199.2N
H1 1C 3r rfP2E R rh1C1C B 2 1 2 R r 2h1 rln R r2R1 r1 R1 r12rR1 r1 r
由《汽车离合器》公式(4.6.8)知, 2n 2 1 (re r)0.689
因为 B 1500~1700MPa所以 B 1618.54MPa
所以恭喜,符合范围!
所有设计完毕!
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