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交通与汽车工程学院课程设计说明书课程名称:汽车设计课程设计课程代码:8203381题目:越野车膜片弹簧离合器设计(后备功率中)年级/专业/班:2008级/车辆工程/3班学生姓名:许中山学 号:332008030606005开始时间:2011年12月19日完成时间:2012年1月6日课程设计成绩学习态度及平时成绩
(30)技术水平与实际能力
(20)创新
(5)说明书(计算书、图纸、分析报告)撰写质量
(45)总分
(100)指导教师签名年月日汽车设计课程设计任务书学院名称交通与汽车工程学院课程代码__8203381____专业车辆工程年级2008
一、设计题目越野车膜片弹簧离合器设计(后备功率中)
二、主要内容1.离合器基本参数及尺寸确定;2.离合器主要部件设计计算;3.离合器操纵机构设计计算;4.绘制膜片弹簧零件图;5.绘制膜片弹簧离合器装配图
三、具体要求及应提交的材料1.每一位同学按照指定的参数进行设计;2.膜片弹簧设计计算编制程序完成,并打印出膜片弹簧特性曲线图(图必须标明六个点及主要参数);3.说明书不得抄袭,必须独立完成;4.必须按时完成;5.设计说明书按规定格式书写;6.完成应提交的材料设计说明书一份、离合器装配总图一张
(11)、膜片弹簧零件图一张
(11)
四、主要技术路线提示1.根据已知数据初算摩擦片尺寸,然后根据相关约束条件进行验算;2.根据摩擦片外径初步确定膜片弹簧外径;3.初步确定膜片弹簧有关参数及用程序进行对参数调整直到满足要求为止;4.压盘传动及定中方式确定;5.操纵机构设计计算
五、进度安排1.准备及任务布置1天;2.离合器基本参数及尺寸确定1天;3.离合器主要部件设计计算4天;4.离合器操纵机构设计计算1天;5.绘制膜片弹簧零件图1.5天;6.绘制膜片弹簧离合器装配图4天;7.编写设计说明书2天;8.机动时间0.5天
六、推荐参考资料不少于3篇
1.王望予主编汽车设计北京机械工业出版社
2006.1;2.徐石安等主编汽车离合器北京清华大学出版社2005;3.陈家瑞主编汽车构造北京人民交通出版社
2002.6;4.吴宗泽主编机械零件设计手册北京机械工业出版社2004;5.刘怀信汽车设计北京清华大学出版社
2001.7指导教师签名日期年月日系主任审核日期年月日目录摘要…………………………………………………………………………………3引言…………………………………………………………………………………41离合器基本参数及尺寸的确定…………………………………………………
51.1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定…………………………………………
51.2离合器后备系数β的确定……………………………………………………
51.3单位压力P0的确定……………………………………………………………62离合器基本参数的约束条件……………………………………………………83离合器主要零部件的设计计算…………………………………………………
93.1膜片弹簧设计…………………………………………………………………
93.2压盘设计………………………………………………………………………
143.3离合器盖设计…………………………………………………………………
143.4从动盘设计……………………………………………………………………154操纵机构设计计算………………………………………………………………
194.1选择操纵机构的型式…………………………………………………………
194.2操纵机构的传动方案图………………………………………………………
194.3确定操纵机构尺寸参数………………………………………………………
194.4校核踏板行程…………………………………………………………………
204.5校核踏板力……………………………………………………………………205结论………………………………………………………………………………226致谢………………………………………………………………………………237参考文献…………………………………………………………………………24摘要本次设计的是越野车膜片弹簧离合器,根据所给汽车发动机的最大转矩、最高转速、后备功率等基本参数确定离合器基本参数在本次设计中主要对膜片弹簧、压盘、离合器盖、从动盘及操纵机构进行设计,同时也对膜片弹簧及操纵机构等的结构和性能进行了校核在设计过程中着重对膜片弹簧及操纵机构进行设计,应用计算机语言编程对相关参数进行优化设计校核及调整关键词膜片弹簧、离合器、操纵机构、优化设计引言对于以内燃机为动力的汽车,离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在的,它是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成目前,各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递动力且能分离的装置它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构,操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展,人们对离合器要求越来越高从提高离合器工作性能的角度出发,传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展,传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展因此,提高离合器的可靠性和延长其使用寿命,适应发动机的高转速,增加离合器传递转矩的能力和简化操纵,已成为离合器的发展趋势1离合器基本参数及尺寸的确定
1.1摩擦片的外径D及其他尺寸的确定
1.
1.1摩擦片的外径D是离合器的基本尺寸,它关系到离合器的结构重量和使用寿命设计上通常首先确定摩擦片的外径D在确定外径D时,有下列经验公式可供初选时使用D=(1-1)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越野车(Temax/nT为
260.5Nm/2400rpm、Nmax为4750rpm)的膜片弹簧离合器后备功率中所以设计的离合器摩擦片为双片,初选择KD=17所以D=17×≈
274.38(mm)取D=280mm
1.
1.2摩擦片的内径d及摩擦片厚度b由表1所示的摩擦片储存系列可确定摩擦片的内径D及摩擦片厚度b表1摩擦片的尺寸系列Dmm160180200225250280300325350380405430dmm110125140150155165175190195205220230Bmm
3.
23.
53.
53.
53.
53.
53.
53.
54.
04.
04.
04.0因此,由表1选取D=280mmd=165mmb=
3.5mm
1.2离合器后备系数β的确定后备系数β保证了离合器能可靠地传递发动机转矩,同时,它有助于减少汽车起步时的滑磨,提高离合器的使用寿命为可靠地传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大,β不宜选取太小;但是为了使离合器尺寸不致过大,减少传动系的过载,使操纵更轻便等,后备系数不宜过大当发动机后备功率较大、使用条件较好时,β取小些;当使用条件恶劣,需要拖带挂车时,为了提高起步能力,减少离合器滑磨,β取大些;货车总质量较大,β也应该选取大些;采用柴油机时,由于工作比较粗暴,转矩较不平稳,选取β应比汽油机大些;发动机缸数越多,转矩波动越小,β也应选取小些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汽车离合器后备系数推荐如下轿车和微型、轻型货车β=
1.20~
1.75中型和重型货车β=
1.50~
2.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车β=
1.80~
4.00由于所设计的是越野车(后备功率中)的离合器,所以选择β=
2.
01.3单位压力P0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~
0.35MPa粉末冶金材料P0=
0.35~
0.60MPa金属陶瓷材料P0=
0.70~
1.50MPa本次设计中我们选取摩擦片的材料为石棉基材料p0=
0.23MPa离合器摩擦力矩根据摩擦定律可表示为Tc=fFZRc1-2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=P0A=P0πD2-d2/4(1-3)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-d21-4当d/D≥
0.6时,Rc可相当准确的有下式计算Rc=(D+d)/4因为d=165mm、D=280mm,所以
0.6≥d/D=
0.59,则Rc用(1-4)式计算将(1-3)、(1-4)式代入(1-2)得Tc=πfZP0D3-d3(1-c3)/12(1-5)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(1-6)式中,Temax=
260.5Nm为发动机最大转矩;β为离合器的后备系数把(1-6)式代入(1-5)式得β=πfZP0D3-d3(1-c3)/12/Temax代入各参数可得β≈
2.01687,β初选为
2.0,所以符合设计要求2离合器基本参数的约束条件
2.1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=4750r/min,所以VD=4750×280×10-3π/60≈
69.6m/s符合VD≤65~70m/s的约束条件
2.2摩擦片的内外径比c应在
0.53~
0.70内c=d/D=165/280=
0.589符合约束条件
2.3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
2.4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=165mm,Ro=50mm符合要求
2.
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要求即可,算出Tc0=
0.
6482.6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=
0.23MPa,符合此约束条件3离合器主要零部件的设计计算
3.1膜片弹簧设计
3.
1.1材料选取我们选取60Si2MnA高精度钢板材料为膜片弹簧材料
3.
1.2主要参数选择
3.
1.
2.1比值H/h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大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
1.6~
2.2,板厚h为2~4mm所以我们初步选取H/h=
1.76,h=
3.0mm,H=
5.3mm
3.
1.
2.2比值R/r和R、r的选择R/r越大,弹簧材料利用率越低,弹簧越硬,弹性特性曲线受直径误差的影响越大,且应力越高根据结构布置和压紧力的要求,R/r一般为
1.2~
1.35为使摩擦片上的压力分布较均匀,推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc摩擦片的平均半径=D+d/4=280+165/4=
111.5mm因,初步选取R/r=
1.27,r=96mm,R=122mm
3.
1.
2.3α的确定膜片弹簧自由状态下圆锥底角α与内截锥高度H关系密切,所以初步选取α=arctanH/(R-r)≈H/(R-r)=
5.3/122-96≈
11.5O在°之间,合格
3.
1.
2.4膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线,如图1所示该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置,而且λ1H=λ1M+λ1N/2新离合器在接合状态时,膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间,且靠近或在H点处,一般λ1B=
0.8~
1.0λ1H,以保证摩擦片在最大磨损限度△λ范围内压紧力从F1B到F1A变化不大当分离时,膜片弹簧工作点从B变到C,为最大限度地减小踏板力,C点应尽量靠近N点
3.
1.
2.5N的选择分离指数目N常取为
183.
1.
2.6膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf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花键外径可由参考文献
[2]P72表
4.
1.2根据从动盘外径及发动机转矩查得,rf应大于r0,所以选取r0=26mm,rf=28mm
3.
1.
2.7切槽宽度δ
1、δ2及半径re的确定δ1=
3.2~
3.5mm,δ2=9~10mm,re的取值应满足r-re≥δ2的要求所以选取δ1=
3.5mm,δ2=10mm,re=86mm
3.
1.
2.8压盘加载点R1半径和支承环加载点r1半径的确定R1和r1的取值将影响膜片弹簧的刚度r1应略大于且尽量接近r,R1应略小于且尽量接近R初步选取R1=120mm,r1=102mm
3.
1.3膜片弹簧各尺寸的初步获得根据《汽车设计》(王望予编著,机械工业出版社出版)知,和需满足下列条件且由前面选择可知,R=122mm,r=96mm代入上式得1122-7且0-986故选择R1=120mm,=102mm碟形弹簧当其大、小端部承受压力时,载荷P与变形之间有如下关系【2】式中E—弹性模量,对于钢E=21X104MPaμ—泊松比,钢材料取μ=
0.3;h—弹簧钢板厚度,mm;H—碟簧的内截锥高,mm;R—碟簧大端半径,mm;A—系数,m—碟簧大、小端半径之比,m=R/r汽车离合器膜片弹簧在实际安装中的支承点如图4-2所示(a)自由状态;(b)结合状态;(c)分离状态图4-2膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形用VB语言编写程序,把初选的各参数值代入该程序绘制膜片弹簧弹性特性曲线图根据各个设计约束条件及设计要求对各个参数进行调整最终获得膜片弹簧各参数为H/h=
1.76,h=
3.0mm,H=
5.3mm;R/r=
1.27,R=122mm,r=96mm;n=18;r0=26mm,rf=28mm;δ1=
3.5mm,δ2=10mm,re=86mm;R1=120mm,r1=102mm由上各调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图和六个特性点A、M、B、H、N、C及各点坐标如图2所示图2调整后参数所获得的膜片弹簧弹性特性曲线图
3.
1.4检验所得尺寸是否符合设计的约束条件
3.
1.
4.1应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与摩擦片工作压力FY相等由上图数据显示可知,F1B=
9240.3N,FY=
9239.6N,F1B≈FC符合设计要求
3.
1.
4.2为保证各工作点A、B、C有较合适的位置,应使λ1B/λ1H=
0.8~
1.0即
0.8≤(R-r)λ1B/[(R1-r1)H]≤
1.0λ1B=
3.8285,则(R-r)λ1B/[(R1-r1)H]=122-96×
3.37569/[(120-102)×
5.3]≈
0.92符合设计要求
3.
1.
4.3为保证膜片弹簧磨损后离合器仍能可靠地传递转矩,并考虑到摩擦因素的下降,摩擦后弹簧工作压紧力F1A应满足F1A>=F1B由上特性曲线可知F1A=
9330.8N,F1B=
9240.3N,满足F1A>F1B的设计要求
3.
1.
4.4为满足离合器的使用性能的要求,应该满足
1.6≤H/h≤
2.29O≤α≈H/(R-r)≤15OH/h=
5.3/
3.0=
1.7666和α≈H/(R-r)=
5.3/(122-96)rad=
11.5O都符合离合器的使用性能的要求
3.
1.
4.5弹簧各部分有关尺寸比值符合一定的范围,即
1.2≤R/r≤
1.3570≤2R/h≤
1003.5≤R/rO≤
5.0根据所确定的参数可得R/r=122/96=
1.
27、2R/h=2×122/
3.0=
81.
3、R/rO=122/26=
4.69都符合上述要求
3.
1.
4.6为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀,应满足(D+d)/4≤R1≤D/2根据所确定的参数可得(D+d)/4=
111.5,D/2=140,R1=120符合上述要求
3.
1.
4.6根据弹簧结构布置的要求,应满足1≤R-R1≤7;0≤r1-r≤6;0≤rf-r0≤6根据所确定的参数可得R-R1=2,r1-r=6,rf-r0=2都符合弹簧结构布置的要求
3.
1.
4.7膜片弹簧的分离指起分离杠杆作用,因此其杠杆比应在一定范围内选取,即
2.3≤(r1-rf)/(R1-r1)≤
4.5根据所确定的参数可得(r1-rf)/(R1-r1)=(102-26)/(120-102)=
4.1符合设计要求
3.
1.5膜片弹簧强度计算与校核分析表明,B点的应力值最高,通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度由参考文献
[1]P65可知B点的应力σtB为σtB=E/(1-μ2)/r{e-r*φ2/2-[(e-r)α+h/2]φ}令σtB对φ的导数等于零可求出σtB达到极大值时的转角φPφP=α+h/e-r/2)自由状态时碟簧部分的圆锥底角α=
0.21rad;中性点半径e=R-r/lnR/r=
109.56mm此时φP=
0.21+
3.0/
109.56-96/2=
0.408rad离合器彻底分离时膜片弹簧子午断面的实际转角为φfφf=2arctanλ1f/R1-r1/2=2arctan
1.7/120-102)/2=
0.089rad此时φfφP,则计算σtB时φ取φf,所以σtB=
2.1×100000/(1-
0.32)×96×{(
109.56-96)×
0.0892/2-[(
109.56-96)×
0.21+
3.0/2]×
0.089}=-
1064.4(MPa)设分离轴承对分离指端所加载荷为F2(N),由参考文献
[1]P64式(2-16)可知F2=R1-r1F1/(r1-rf)式中rf=28mm为分离轴承与分离指的接触半径;F1等于压盘工作压力F1B=
9240.3(N)所以F2=120-102×
9240.3/(102-28)=2375(N)在分离轴承推力F2的作用下,B点还受弯曲应力σtB,其值为σrB=6(r-rf)F2/(nbrh2)式中,n为分离指数目(n=18);br为一个分离指根部的宽度(br=21mm)所以σrB=6×(96-28)×2375/(18×21×
3.12)=237(MPa)考虑到弯曲应力σrB是与切向压应力σtB相互垂直的拉应力,根据最大切应力强度理论,B点的当量应力为σjB=σrB-σtB=237-(-
886.2)=
1301.4(MPa)在这次设计中,膜片弹簧材料采用60Si2MnA,所以σjB=
1301.4MPa符合σjB≤1500~1700MPa的强度设计要求
3.
1.6膜片弹簧的制造工艺及热处理本次设计中膜片弹簧采用60Si2MnA高精度钢板材料为了提高膜片弹簧的承载能力,要对膜片弹簧进行强压处理另外,对膜片弹簧的凹面或双面进行喷丸处理以起到冷作硬化的作用,同样也可以提高承载能力的疲劳强度为了提高分离指的耐磨性,可对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯在膜片弹簧与压盘接触圆形处,为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹,可对该处进行挤压处理,以消除应力源膜片弹簧表面不得有毛刺、裂纹、划痕、锈蚀等缺陷碟簧部分的硬度一般为45~50HRC,分离指端硬度为55~62HRC,在同一片分离指上同一范围内的硬度差不大于3个单位膜片弹簧的内、外半径公差一般为H11和h11,厚度公差为±
0.025mm,初始底锥角公差为±10分膜片弹簧上下表面的表面粗糙度为
1.6μm,底面的平面一般要求小于
0.1mm膜片弹簧处于接合状态时,其分离指端的相互高度差一般要求小于
0.8~
1.0mm
3.2压盘设计
3.
2.1传力定中方式的选择压盘是离合器的主动部分,在传递发动机转矩时,它和飞轮一起带动从动盘转动,所以它必须和飞轮有一定联系,但这种联系又允许压盘在离合器分离过程中能够自由地做轴向移动,使压盘和从动盘脱离接触驱动部位的形式有离合器盖和压盘的窗孔与凸台、传动片、传动销等,应用较广泛的是传动片式我们选择压盘的传力方式为传力片传动方式
3.
2.1几何尺寸的确定可以根据
1.1中所确定摩擦片的内、外径尺寸来确定压盘的内外径压盘外径=D+(2~5)mm,压盘内径=d-(1~4)mm在设计中选取压盘外径=D+4=284mm,压盘内径=d-4mm=161mm为了使压盘具有足够的质量和刚度,要求压盘有足够的厚度,载重车离合器压盘厚度一般不小于15mm所以本次设计中根据车型选取压盘厚度为15mm
3.3离合器盖设计
3.
3.1刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上,如果盖的刚度不够,则当离合器分离时,可能会使盖产生较大的变形,这样就会降低离合器操纵部分的传动效率,严重时可能导致分离不彻底,引起摩擦片的早期磨损,还会造成变速器换挡困难为了减轻重量和增加刚度,一般轿车的离合器盖通常用厚度约为3~5mm的低碳钢板(如08钢板)冲压成比较复杂的形状本次设计中选取离合器盖厚度为5mm
3.
3.2通风散热问题为了加强离合器的冷却,离合器盖上必须开许多通风窗口
3.
3.3对中问题离合器盖内装有压盘、分离杆等零件,因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中,否则会破坏系统整体的平衡,严重影响离合器的正常工作在本次离合器的设计中我们采用定位销对中方式,离合器盖根据离合器盖上6个定位销孔φ4与飞轮上6个定位销φ3相配合进行定位将4个孔加工到所要求的尺寸,孔的准确度为
0.05mm
3.4从动盘设计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.
4.1轴向弹性从动盘的结构形式为了使从动盘具有轴向弹性,则
(1)在从动片外缘开“T”形槽,形成许多扇形,并将扇形部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形两侧的摩擦片分别铆在每相隔一个的扇形上
(2)将扇形波形片的左、右凸起段分别与左、右侧摩擦片铆接,由于波形片(厚度小于
1.0mm)比从动片(厚
1.5~
2.5mm)薄,这种结构的轴向弹性较好,转动惯性小,适宜于高速旋转
(3)利用阶梯形铆钉杆的细段将成对波形片的左片铆在左侧摩擦片上,并交替地把右片铆在右侧摩擦片上
(4)将靠近飞轮的左侧摩擦片直接铆合在从动片上,只在靠近压盘侧的从动片铆有波形片,右侧摩擦片用铆钉与波形片铆合
3.
4.2从动盘毂从动盘毂是离合器承受载荷最大的零件,它几乎承受由发动机穿来的全部转矩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/Nm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/MPa
16050102318320101807010262132011.
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MPa及剪切应力τjMPa的强度校核【1】(3-1)【1】(3-2)式中,—分别为花键外径及内径,mm;n—花键齿数;,b—分别为花键的有效齿长及键齿宽,mm;z—从动盘毅的数目;—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=35mm;花键内径d=32mm;键齿宽b=4mm;有效齿长l=40mm;挤压应力=
12.7MPa;校核计算如下=
16.8MPa;=
12.6MPa符合强度得要求
3.
4.
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【1】式中,为发动机最大转矩,N.m;n为传力销数目;为力的作用半径,m传力销的拉伸应力为式中,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式中,S为作用宽度;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.
4.3摩擦片由于本次所以设计的离合器所配的车型为越野车,摩擦片在中、轻载荷下工作,我们选取的摩擦片材料为石棉基材料同时石棉基材料具有摩擦因数高、密度较小、制造容易、价格低廉等优点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=120mm与R2=100mm,则其铆接的平均半径Ra=(R1+R2)/2=110mm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【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【1】【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,=430Mpa将各项数值代入公式得到所以,所选铆钉能够满足使用要求
3.
4.4从动片从动片通常用
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2mm
3.
4.5波形片和减振弹簧波形片采用65Mn,厚度小于1mm,硬度为40~46HRC,并经过表面发蓝处理减振弹簧采用60Si2MnA弹簧钢丝4操纵机构设计计算
4.1选择操纵机构的型式常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成,具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点鉴于上述优点我们选择液压式操纵机构
4.2操纵机构的传动方案图
4.3确定操纵机构尺寸参数踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成根据要求我们确定操纵机构尺寸参数为Sof为分离轴承自由行程,一般为
1.5~
3.0mm,反映到踏板上的自由行程S1一般为20~30mm,我们选取Sof=2mm;Z为摩擦面面数,根据离合器摩擦片结构可知Z=2;△S为离合器分离时每对摩擦面间的间隙,单片△S=
0.75~1mm,双片△S约
0.5mm,本次设计的离合器摩擦片数为单片,所以取△S=
0.95mm;a
1、a
2、b
1、b
2、c
1、c2为杠杆尺寸(图3),根据前面膜片弹簧结构参数可知c1=-=26mm,c2=-rf=74mm;选取a2=180mm,a1=30mm,b2=100mm,b1=50mm;d1=15mm,d2=20mm
4.4校核踏板行程(自由行程,工作行程,总行程)
4.
4.1自由行程校核由
4.3公式可知,自由行程S1为S1=Sofa2b2(d2)2/[a1b1(d1)2]=3×180×100×202/30×50×152=
42.666mm综上所述并根据校核S1=
42.666mm符合25mm<S1<50mm的要求
4.
4.2工作行程校核由
4.3公式可知,工作行程S2为S2=Z△Sc2a2b2(d2)2/[c1a1b1(d1)2]=2×
0.85×74×180×100×202/(26×30×50×152)=
103.22mm
4.
4.3总行程校核由
4.3公式可知,总行程S为S=S1+S2=
42.666+
103.22=
145.88mm最佳总行程受许多因素影响,其中要考虑的人群从5%分位的女性到95%分位的男性从有关方面获得的人体工程学资料可知,踏板总行程应在80~150mm范围内由
4.3所确定的操纵机构尺寸参数获得的踏板总行程S=90mm符合上述要求
4.5校核踏板力踏板力Ff可按下式计算式中,F'为离合器分离时,压盘上的总工作压力,即由
3.
1.3根据膜片弹簧各参数可得F'=F1C=
7726.6N;i∑为操纵机构总传动比,i∑==
60.717η为机械效率,η=80%~90%,我们取η=90%;Fs克服膜片弹簧的拉力所需的踏板力,在初步设计时可忽略之代入各数据得踏板力Ff=
7726.6/90%/
60.717=
141.3N一般来说,对于轿车踏板力Ff在80~150N范围内对于商用车,Ff最好不用超过150~200N范围内所设计踏板力Ff=
141.3N能符合要求分离离合器所做的功WL为WL=
0.5(F1+F')Z△S/η式中,F1为离合器结合状态下的压盘上的总工作压力,由
3.
1.3可知F1=F1B=
9240.3N计算得分离离合器所做的功WL为WL=
0.5×(
9240.3+7726)×2×
0.85×10-3/90%=
16.0J在规定的踏板力和行程的允许范围内,驾驶员分离离合器所作的功不应大于30J所以所设计的分离离合器所做的功WL=
16.0J符合设计要求结论这次课程设计,我设计的题目是越野车离合器离合器看起来结构很简单,平时我们看过各种各样的离合器,对其结构原理也非常了解,可是真正自己动起手来设计才知道其中也包含了很大的学问通过对离合器主要零部件的设计以及其他部件的参考设计,完成了此次课程设计下达的任务,达到了课程设计的训练目的在进行设计时,最难的就是计算设计分析这个环节在离合器的参数选择上我们是用VB来编写的,在选择膜片弹簧设计时,很难找到合适的数据,后来通过修改程序,通过设计目标函数将其改为优化设计,可以自动选择出最优解,节省了调试时间,通过几天的努力离合器的各个参数计算出来并满足设计要求接下来就是制图环节我们的制图都是手工绘制,以前做课程设计都能找到很多类似的图纸,可以作为参考,可是这次做的离合器却没有找到符合老师要求的图纸,因此就只有自己查阅参考书,经过老师的指点,慢慢修改,最终完成图形绘制我觉得这才是真正的课程设计,真正的达到了训练目的通过这次课程设计,提高了我的设计能力,为我的毕业设计和以后的工作打下了很好的基础致谢这次课程设计能顺利的完成,首先要感谢杨老师、吴老师、廖老师他们的现场指导其次要感谢在设计过程给予我帮助的同学们参考文献
[1]王望予主编.汽车设计.北京机械工业出版社,2004年
[2]徐石安、江发潮主编.汽车离合器.北京清华大学出版社,2005年
[3]陈家瑞主编.汽车构造.北京机械工业出版社,2000年
[4]刘朝儒、彭福荫、高政一主编.机械制图.北京清华大学出版社,2001年。