2017-10-08 24页 doc 117KB 52阅读
is_003124
暂无简介
=Rc=76.25mm. 故取r=85mm,再结合实际环境取R/r=1.257,则R=106.8mm 1.5.3 α的选择 arctanH/(R-r)=arctan4.3/(106.8-85)?11.15,满足 α, 9?,15?的范围。 1.5.4 分散指数量n的选取 取为n=18 2.1.5 膜片弹簧小端内半径r0 及分散轴承作用半径r1 的确定。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。r1应大于r0 。 由《机械设计》d=Kd 公式,可求得d=24.355mm,则取 d,25mm,再取分散轴承d,30mm. 2.1.6 切槽宽度δ1、δ2及半径r0 取δ1,3.2mm,δ2=10mm, 满足r-re >=δ2, 则 re<=r-δ2=83.5-10=73.5mm 故取 re,72mm. 2.1.7 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定 根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)知,故选择R1,105mm, r1,86mm. 2.2 膜片弹簧的弹性特性曲线 假设膜片弹簧在承载过程中,其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处,加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示: Rln,,EhR-rRr,11,,,,,,,2r F1= H-Hh1,,,,,,,,,22,,,,,,61-R-r2Rr1111,,,,,1,,,,R-r,,1,, 式中,E――弹性模量,钢材料取E=2.0× Mpa; μ――泊松比,钢材料取μ=0.3; R――自由状况下碟簧部分大端半径,mm; r――自由状况下碟簧部分小端半径,mm; R1――压盘加载点半径,mm; r1――支承环加载点半径,mm; H――自由状况下碟簧部份内截锥高度,mm; h――膜片弹簧钢板厚度,mm。 利用Matlab软件进行P1,x1特性曲线的绘制,程序和图形如下: 程序如下: x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.0*10^5;%弹性模量(Mpa) b=0.3;%泊松比 R=106.8;%自由状况下碟簧部分大端半径(mm) r=85;%自由状况下碟簧部分小端半径(mm) H=4.3;%自由状况下碟簧部份内截锥高度(mm) h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度(mm) R1=105;%压盘加载点半径(mm) r1=86;%支承环加载点半径(mm) P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*( (H-x 1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^ 2); %以下用于绘图 clf plot(x1,P1,'-b'); axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力P1/N') title('P1-x1特性曲线') 图形如下: 确定膜片弹簧的工作点位置: 可以利用Matlab 软件寻找P1,x1特性曲线中M,N的位置坐标,具体程序如下 x1=0:0.2:7;%x1为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形 E=2.0*10^5;%弹性模量(Mpa) b=0.3;%泊松比 R=106.8;%自由状况下碟簧部分大端半径(mm) r=85;%自由状况下碟簧部分小端半径(mm) H=4.3;%自由状况下碟簧部份内截锥高度(mm) h=2.6;%膜片弹簧钢板厚度(mm) R1=105;%压盘加载点半径(mm) r1=86;%支承环加载点半径(mm) P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-b^2)))*log(R/r)/((R1-r1)^2).*( (H-x 1*((R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-r1))+h^ 2); %以下用于绘图 clf plot(x1,P1,'-b'); axis([0,7,0,8000]);%设置坐标 hold on hold off,grid on xlabel('变形x1/mm') ylabel('工作压力P1/N') title('P1-x1特性曲线') zoom out [x,y]=ginput(1) x = 2.6694 y = 5.2515e+003 [x,y]=ginput(1) x = 4.9767 y = 4.5195e+003 则可知 , 上述曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置,而且 则 , 新离合器在接合状况时,膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点M之间,且接近或在H点处,一般 则取 则此时校核后备系数 满足要求 离合器彻底分散时,膜片弹簧大端的变形量为 ( 即为压盘的行程 故 压盘刚开始分散时,压盘的行程 2.2压盘设计 2.2.1压盘参数的选择和校核 压盘形状较复杂,要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200铸成,金相组织呈珠光体结构,硬度HB170,227。另外可添加少量金属元素(如镍、铁、锰合金等)以增强其机械强度。压盘的外径可根据摩擦片的外径由结构确定。为了使每次接合的温升不致过高,压盘应具有足够大的质量以吸收热量;为了保证在受热情况下不致翘曲变形,压盘应具有足够大的刚度且一般都较厚(载货汽车的离合器压盘,其厚度一般不小于15mm)。此外,压盘的结构设计还应注意其通风冷却要好,例如在压盘体内铸出导风槽。压盘的厚度初步确定后,应校核离合器一次接合的温升不应超过8?,10?温升τ的校核按式为: τ=γL/mc (2.2) 式中:γ—传到压盘的热量所占的比率。对单片离合器,γ=0.5; m—压盘的质量,kg; 481.4J/(kgc—压盘的比热容,铸铁的比热容为?); L—滑磨功,J。 若温升过高,可适当增加压盘的厚度。压盘单件的平衡精度应不低于15,20g?cm。 选择压盘厚度为20mm,外径175mm,内径112mm。 代入公式(2.3)进行校核计算,τ=6.732?符合
[2,3]。 2.3离合器盖设计 一般采用厚2. 5,5mm的低碳钢钢板冲压制造。离合器盖的形状和尺寸由离合器的结构设计确定。在设计时要特别注意的是刚度、对中、通风散热等问题。离合器盖的刚度不够,会产生较大变形,这不仅会影响操纵系统的传动效率,还可能导致分离不彻底、引起摩擦片早期磨损,甚至使变速器换档困难。离合器盖内装有压盘、分离杠杆、压紧弹簧等,因此,其对于飞轮轴线的对中十分重要。对中方式可采用定位销或定位螺栓以及止口对中。为了加强通风散热和清除摩擦片的磨损粉末,在保证刚度的前提下,可在离合器盖上设置循环气流的入口和出口,甚至将盖设计成带有鼓风叶片的结构。 本设计离合器盖要求离合器盖内径大于离合器摩擦片外径,能将其他离合器上的部件包括其中即可[4]。 2.4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GB1144-74选取(见表4.1)。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),以保证从动盘毅沿轴向移动时不产生偏斜。 表2.6.1 GB1144-74 从发动花花花键有挤动盘机转矩键 键 键 齿宽 效 压 ,emax外径齿外内 齿应,/Nm D/mm 数 径 径 b长 力 , n Dd/mm l /MPa /mm /mm /mm 150 1213 2160 0 3 8 0 0 170 1223 2180 0 6 1 0 1.8 2110 1224 2100 0 9 3 5 1.3 2150 1324 3125 0 2 6 0 1.5 2200 1324 3150 0 5 8 5 0.4 2280 1334 4180 0 5 2 0 2.7 3310 1435 4100 0 0 2 0 0.7 3380 1435 41 25 0 0 2 5 1.6 3480 1435 5150 0 0 2 0 3.2 3600 1435 5180 0 0 2 5 5.2 4720 1435 6110 0 5 6 0 3.1 4800 1435 6130 0 5 6 5 3.5 4950 1546 6150 0 2 1 5 2.5 ,j花键尺寸选定后应进行挤压应力 ( MPa)及剪切应力τj ( MPa)的强度校核: 8,emax,,,,,30MPa,,jj22,,D,dznl (4.1) 4,emax,,,,,,,15MPajj,,D,dznlb (4.2) dD式中: ,—分别为花键外径及内径,mm; n—花键齿数; ,lemax,b—分别为花键的有效齿长及键齿宽,mm; z—从动盘毅的数目; ,emax,—发动机最大转矩,Nmm。 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4.1选取得: 花键齿数n=10; 花键外径D=29mm; 花键内径D=23mm; 键齿宽b=4mm; 有效齿长l=25mm; ,挤压应力=11.3MPa; ,j校核=19.342MPa; ,j=8.324MPa符合强度得要求。 2.5传动片设计 压盘与飞轮通过弹性传动片连接时,则传动片应进行拉伸应力的强度校核;若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时,则应进行挤压应力的强度校核: ,,,,,T/RzFjemax (2.4) T,emax式中:—考虑发动机转矩分配到压盘上的比例系数, ,,0.5单片离合器取; R—力的作用半径(见图3.4),m; z—工作元件(例凸块一窗孔、传动销、键)的数目,这里取3组每组4片; F—接触面积,mm2,这里取长为65mm,宽为20mm,所以F=1300 mm2 。 ,j计算得=15.22符合标准[5]。 1-传力装置;2-分离杠杆中间支承;3-支承叉;4-调整螺母 图3.4压盘及分离杠杆计算用图 2.6从动片设计 从动片通常用1.3,2.0mm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。 2.7扭转减振器设计 为了降低汽车传动系的振动,通常在传动系中串联一个弹性一阻尼装置,它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。 2.7.1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C决定于减振弹簧的线刚度及结构布置a 尺寸,按下列公式初选角刚度 Tj C?13 a Tj式中:为极限转矩,按下式计算 TjTemax =(1.5,2.0) 式中:2.0适用乘用车,1.5适用商用车,本设计为乘用车, TTjemax选取2.0,为发动机最大扭矩,代入数值得=286,C? 3718a 本设计初选C=3000N?m/rad。 a 2、扭转减振器最大摩擦力矩 由于减振器扭转刚度C受结构及发动机最大转矩的限制,不a 可能很低,故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振,必须 T,合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初 T,Temax选为: =(0.06,0.17) TT,,Temax取=0.15,本设计按其选取=21.45。 3、扭转减振器的预紧力矩 减振弹簧安装时应有一定的预紧。这样,在传递同样大小的 极限转矩它将降低减振器的刚度,这是有利的,但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时,扭转减振器将停止工作。 TT预emax一般选取=(0.05,0.15)=14.3 N?m。 4、扭转减振器的弹簧分布半径 减振弹簧的分布尺寸R的尺寸应尽可能大一些,一般取 1 R =(0.60,0.75)d/2 1 其中d为摩擦片内径,代入数值,得R =43.75mm。 1 5、扭转减振器弹簧数目 可参考表1.1选取,本设计D=180mm,故选取Z=4。 表2.7.2减振弹簧的选取 D离合器摩擦片外径 减振弹簧数目Z 225,250 4,6 250,325 6,8 325,355 8,10 >350 10以上 6、扭转减振器减振弹簧的总压力 当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时,弹簧传递扭矩达到最大Tj 268Tj P总===612.5 0.04375R1 式中P总的计算应按Tj的大者来进行P总=612.5N。 每个弹簧工作压力 P总P,Z =153.125N。 7、从动片相对从动盘毂的最大转角 2arcsin,la,2R=4.52 8、限位销与从动盘缺口侧边的间隙 ,,sinaR2 式中:R为限位销的安装半径,λ一般为2.5,4mm。本设2 计取λ=3。 9、限位销直径 ''dd限位销直径按结构布置选定,一般=9.5,12mm,本设计'd取=11。 10、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸 为充分利用减振器的缓冲作用,将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些,如图4.2所示 图4.2 从动盘窗口尺寸简图 一般推荐A-A=a=1.4,16mm。这样,当地面传来冲击时,开1 始只有部分弹簧参加工作,刚度较小,有利于缓和冲击。本设计 取a=1.5mm,A=25mm,A=26.5 1 4.4.4减振弹簧的尺寸确定 在初步选定减振器的主要尺寸后,即可根据布置上的可能来 确定和减振弹簧设计的相关尺寸。 DD22弹簧的平均直径:一般由结构布置决定,通常选取=11, D215左右。本设计选取=12。 弹簧钢丝直径: 8PD23d,1,, ,式中:扭转许用应力=550,600MPa,D算出后应该圆整为1 d1标准值,一般为3,4mm左右。代入数值,得=3.398,符合上 [8]述要求。 减振弹簧刚度: cac,21000Rz1 =200.9N/mm 减振弹簧的有效圈数: 4Gd138CDi2 = 2G式中:G为材料的扭转弹性模数,对钢=83000N/mm,代入 i数值,得=3.984。 ni,,1.52,,, 减振弹簧的总圈数=5.98。 减振弹簧在最大工作压力P时最小长度: Lnd,,,,1.1dn,,min11=22.37 ,,0.1d1式中:=0.337为弹簧圈之间的间隙。 减振弹簧的总变形量: P,,lc =3.51 减振弹簧的自由高度: lll,,,0min =25.88 减振弹簧的预变形量: T'预,,lczR1 =0.21 减振弹簧安装后的工作高度: lll,,,0 =24.13 第三章 离合器操纵机构设计计算 3.1操纵机构方案选择 踏板机构的选择:采用吊挂是踏板机构 离合器驱动形式的选择:采用液压驱动和气动助力的复合 驱动式 3.2离合器的传动计算 有效行程 22L1L3L5D-d,S1S0, 2L2L4L6d 式中为有效行程,反映到踏板上;为摩擦片分离间隙S0,S1总和;为踏板臂长,,;为踏板驱动臂长,,; L1L1320L2L253mmmm 分离叉外摆臂长,;为分离叉臂长,;为L3L3,70mmL4L4,80mmL5 分离杠杠驱动臂长,。 L6,25mm 空行程 22LLD-d130S,,Sk2 2LLd24 为放映到踏板上的空行程;为分离杠杠和分离轴承式中,Sk,S2 d0端面间隙;,为助力油缸直径;为油缸推杆直径;,为离合 器总泵直径。 总行程 Sz,S0,Sk 3.,离合器总泵设计参数的确定 离合器总泵缸径d=15.78mm,助力邮箱直径D=22mm,推杆直径 d0=8mm,液力传动比 22220D-d22-8iH,,,1.687 22d15.78 ip踏板传动比 L3201i,,,6.0377p L253 分离拨叉传动比 3L700i,,,0.875 4L80 分离杠杠比 L5104.5if,,,4.18 L625 iz,iHiPi0iF,1.687,6.0377,0.875,4.18,44.65总传动比 有效行程 S0,,S1iZ,0.8,4,37.25 Sh,,S2iHiPiC,44.655mm空行程 Sz,S0,Sh,163.76mm踏板总行程 150~170mm踏板行程的推荐值在之间,原则上是在满足彻底分离及踏板力允许情况下,其踏板总行程越小越好。 3.4总泵及助力泵行程的计算 3.4.1总泵的设计行程为总泵油缸活塞移动的最大距离,本设计总泵的设计行程为36mm,一般工作最大行程必须小于该设计行程。其差值称为踏板行程调整量。 3.4.2总泵的实际工作最大行程指本设计踏板总行程内,踏板踏到底时,总泵活塞移动的最大距离。总泵实际工作最大行程为 222235030LLD,dLD,dHmax,,S1,,S2,27.125mm 22464LLdLd 该计算值小于设计行程值,故本泵与助力缸的匹配是合理的。 3.5踏板力的计算 一般再有助力缸的条件下,其踏板力的计算值只按无助力的情况下进行设计,其道理很明确,即考虑到助力系统失败的情况下,离合器仍可以借人力操纵而将车开会基地,这样踏板力踏 板力可以比普通的无助力的离合器操纵力大一些,但一般不得大于300N。 最大踏板力 ,,F,F/iiii,225.5N max,f0PH 一般踏板力的推荐值为160~190,本设计的踏板力考虑在助力失败时为225.5N并不算高。 总 结 本设计分析了本设计所要采用的的膜片弹簧离合器,对膜片弹簧离合器进行了分类,阐述了膜片弹簧离合器的原理和组成,及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据,并成功的绘制出了膜片弹簧离合器的成品图。 主要叙述了离合器的发展现状,和它的工作原理,在此过程中,经过对比结合,初步确定了合适的离合器结构形式,选取了拉式膜片弹簧离合器,并且带有扭转减振器,为后面的计算提供了理论基础。 在计算中,首先确定摩擦片外径尺寸,然后根据该尺寸对其他部件总成进行了计算和设计。通过计算校核摩擦片外径尺寸,计算选择出其他部件的外形尺寸,再对其进行校核,确定是否能达到设计要求。设计包括对从动盘总成的设计校核,对压盘的设计校核,对离合器盖的设计校核及离合器盖的设计校核和优化。 具体设计计算了摩擦片、扭转减振器、膜片弹簧、压盘、离合器盖、传动片等多个部件总成 在上述工作完成之后,通过计算机cad软件的学习运用,对离合器总体装配图、膜片弹簧进行了绘制,在绘制的过程中对离合器的装配又有了进一步的理解,并且完善了计算部分的遗漏。 这次的设计,可以对原有离合器的设计提出优化和修改的建议,对其以后的设计过程起参考作用。通过这次设计达到了优化改进原有离合器,提高该型汽车使用性,舒适性,并提高了汽车的工作效率的目的。 参考文献 [1] 王望予主编.汽车设计[M].机械工业出版社,2004,8. [2] 臧杰,阎岩.汽车构造[M].机械工业出版社,2005,8. [3]徐石安,江发潮.汽车离合器[M].清华大学出版社,2005,2. [4]刘惟信主编.汽车设计[M].清华大学出版社,2001,7. [5]林世裕主编.膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造[M].东北大学,2005. [6]汽车标准汇编(2000,2004) [M].中国汽车技术研究中心标准研究所,2005. [7]阎春利,张希栋.汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J]. 林业机械与木工设备,2006,3. [8]廖林清,曹建国.汽车离合器膜片弹簧的三次设计[J].四川兵工学报,2001,2. [9]司传胜.汽车膜片弹簧离合器的优化设计[J]. 林业机械与木工设备,2004,12. [10]李林,刘惟信. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].清华大学学报,2000,5. [11]林明芳等. 汽车离合器膜片弹簧的优化设计[J].汽车工 程,2003,2. [12]刘红欣.膜片弹簧应力分布的试验和有限元分析[J].力学与实践,2003, 3. [13]张卫波.汽车膜片弹簧离合器智能优化设计技术研究[J].中国工程机械学报,2007,1. [14]肖文颖,许海华.离合器膜片弹簧的优化设计[J].公路与汽运,2007,4. [15]程汉应.汽车离合器摩擦片数量选择及其参数优化设计[J].汽车工程,2001,7.