离合器设计自动计算最终版

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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

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!

本文来源:https://www.bwwdw.com/article/1l2q.html

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