【正文】 r2軸承鋼沖制加工而成外密封環(huán)用 05厚板材沖制表面有硫化氟橡膠其密封刃口朝向軸承內座圈來密封軸承中分布了 15 個鋼球 分離套筒裝在變速器第一軸承蓋的軸頸上兩者之間為間隙配合可以在自由移動而分離軸承內圈與分離套筒座相配合處徑向有 05 ㎜的間隙在離合器處于結合狀態(tài)時分離軸承的端面與分離杠桿之間應留有 34 ㎜間隙 以備在摩擦片磨損的情況下不致防礙壓盤繼續(xù)壓緊從動盤總成以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩這個間隙反映為踏板上的一段自由行程分離軸承必須進行潤滑本設計采用的潤滑方式為定期進行潤滑在分離套筒上開有用來注潤滑油的缺口而在離合器殼上裝有注油杯并用軟管通到分離套筒的缺口處 分離套筒的有關結構見裝配圖在軸承的設計過程中應對其使用壽命和承載能力進行校核計算在本設計中由于充分考慮到分離軸承的工作條件比較理想以及每次分離的時間也不太長因而對該項校核工作不予考慮也即認為所選取的軸承型號能適應各個方面的要求本設計的是膜片彈簧離合器為了保 證在分離離合器時分離軸承能均勻地壓緊膜片彈簧內端根據GBT2921994 我選擇了選擇角接觸球軸承 36 離合器膜片彈簧 膜片彈簧的結構特點圖 39a 膜片彈簧 b 碟形彈簧由前面可以知道本設計主要是針對經濟型轎車所以設計的壓緊彈簧是膜片彈簧 而膜片彈簧離合器分推式和拉式在本設計中采用推式結構膜片彈簧的結構形狀如上圖 39它是由彈簧鋼板沖壓而成的 從圖中可以看出膜片彈簧在結構形狀上分為兩部分在膜片彈簧的大端處為一完整的截錐體像圖 39中 b的樣子它的形狀像 一個無底的碟子和一般機械上用的碟形彈簧完全一樣故稱作碟簧部分膜片彈簧起彈性作用的正是其碟簧部分碟形彈簧的彈性作用是這樣沿其軸線方向加載碟簧受壓變平卸載后又恢復原形如圖 39b 所示可以說膜片彈簧是碟形彈簧的一種特殊結構形式所不同的是在膜片彈簧上還包括有徑向開槽部分膜片彈簧上的徑向開槽部分像一圈瓣片它的作用是當離合器分離時作為分離杠桿故它又稱分離爪分離爪與碟簧部分交接處的徑向槽較寬呈長方圓形孔這樣做一方面可以減少分離爪根部應力集中一方面又可用來安置銷釘固定膜片彈簧分離爪根部的過渡圓角 R＞ 45 膜片彈簧的變 形特性和加載方式由于膜片彈簧采用推式結構故其正裝離合器在分離和接合時膜片彈簧的加載情況不一樣相應的有兩種加載方式和變形情況 1 接合時 離合器接合時膜片彈簧起壓緊彈簧之用在壓盤離合器蓋總成未與飛輪裝合以前膜片彈簧近似處于自由狀態(tài)如圖 310a 所示膜片彈簧對壓盤無壓緊作用當壓盤離合器蓋總成與飛輪裝合時離合器蓋前端面向飛輪前端面靠攏因此離合器蓋通過支承環(huán) 4對膜片彈簧施加載荷 P膜片彈簧幾乎變平見圖 310b同時在壓盤處也作用有載荷 P我們把 P稱作壓緊力支承環(huán) 4和膜片彈簧壓盤接觸處之間的高度變化稱作大端變形膜片彈簧分離軸 承相對于壓盤高度的變化稱之為小端變形 2 分離時 當分離軸承以 P 力作用在膜片彈簧的小端時支承環(huán) 4 逐漸不起作用而支承環(huán) 5開始起作用當 P力達到一定值時膜片彈簧被壓翻分離時在膜片彈簧的大端處及小端處將進一步產生附加變形和圖 310 膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的作用力及變形情況 a 自由狀態(tài) b 壓緊狀態(tài) c 分 膜片彈簧的彈性變形特性膜片彈簧的彈性特性是由其碟簧部分所決定是非線性的與自由狀態(tài)下碟簧部分的內錐高 H 及彈簧的鋼板厚 h 有關不同的 Hh值有不同的彈性特性 見圖 311 當 Hh 時 P為增函數這種彈簧的剛度大適于承受大載荷并用作緩沖裝置中的行程限制當 Hh 特性曲線上有一拐點若 Hh 15≈則特性曲線中段平圖 311 不同時的無彈性特性曲線直即變形增加但載荷 P幾乎不變故這種彈簧稱零剛度彈簧當 Hh 2 則特性曲線中有一段負剛度區(qū)域即變形增加而載荷反而減小這種特性很適于作為離合器的壓緊彈簧因為可利用其負剛度區(qū)使分離離合器時載荷下降達到操縱省力的目的當然負剛度也不宜過大以免彈簧工作位置略微變動就引起彈簧壓緊力過大的變化為兼顧操縱輕便及壓緊力變化不大汽車離合器膜片彈簧 通常取 15 Hh 2 當 Hh 則特性曲線的極小點落在橫坐標軸上當 Hh 2 則特性曲線具有更大的負剛度區(qū)且具有載荷為負值的區(qū)域這種彈簧適于汽車液力傳動中的鎖止機構 37 膜片彈簧的參數尺寸確定圖 312 膜片彈簧示意簡圖在設計膜片彈簧時一般初步選定其全部尺寸然后進行一系列的驗算最后優(yōu)選最合適的尺寸其結構示意圖見圖 312 Hh 比值的選取 設計膜片彈簧時要利用其非線性的彈性變形規(guī)律因此要正確選擇其特性曲線的形狀以獲得最佳性能一般汽車汽車膜片彈簧的 Hh值的范圍在 15～ 20之間取 2 R 及 Rr 確定比值 Rr 對彈簧的載荷及應力特性都有影響從材料利用率的角度比值在 18～ 20 時碟形彈簧儲存彈性的能力為最大就是說彈簧的質量利用率和好因此設計用來緩和沖擊吸收振動等需要儲存大量彈性能時的碟簧時選用對于汽車離合器的膜片彈簧設計上并不需要儲存大量的彈性能而是根據結構布置與分離的需要來決定一般 Rr取值為 120～ 135對于 R膜片彈簧大端外徑 R應滿足結構上的要求和摩擦片的外徑相適應大于摩擦片內徑近于摩擦片外徑此外當 Hh 及Rr 等不變時增加 R 有利于膜片彈簧應力的下降初步確定 Rr 180144 3 膜片彈簧起始圓錐底角 汽車膜片彈簧一般起始圓錐底角在 9176。 s 操縱力 N ≤ 座位數≤ 9 的客車滿載 50 ≤ 20 f59 25≤ 50050≤ 38≥ 29 手 400 空載≤ 19≥ 62≤ 400 腳 500 其它總質量≤ 45t滿載 50≤ 22≥ ①≤ 70030≤ 18≥ 26 手 600的汽車空載≤ 21 ／58≤ 450 腳 700 其它汽車汽車滿載 30≤ 10 ≥ ≤ 70030≤ 20≥ 22手 600 列車空載≤ 9≥ 54≤ 450 腳 700① 對 35t 總質量≤ 6 舒適性 汽車應為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操作條件稱之為舒適性舒適性應包括平順性空氣調節(jié)性能車內噪聲乘坐環(huán)境及駕駛員的操作性能 其中汽車行駛平順性常用垂直振動參數評價包括頻率和振動加速度等此外懸架動撓度也用來作為評價參數之一各類汽車的懸架靜撓度動撓度和偏頻見表 29 表 29 懸架的靜撓度 fc 動撓度 fd 和偏頻 n 參數車型 靜撓度 fcmm 動 撓度 mm 偏頻 Hz 乘用車 10030070900916 客車7015050801318貨車 5011060901522越野車 6013070130144發(fā)動機最大功率和相應轉速根據所設計汽車應達到的最高車速 kmh 用下式估算發(fā)動機最大功率 21 式中為發(fā)動機最大功率 kW 為傳動系效率對驅動橋用單級主減速器的 4 2 汽車可取為 90％為汽車總質量 kg g 為重力加速度 10 ms2 為滾動阻力系數對轎車＝ 00165 [1＋ 001 1001110 ]對貨車取 002 礦用自卸車取 003用最 高車速代入為空氣阻力系數轎車取 030～ 035 貨車取 080～ 100 本車取 0 6本次設計區(qū) 03A 為汽車正面投影面積 本次設計取 A 2 為最高車速所以發(fā)動機最大功率 4473kw 最大功率轉速的范圍如下汽油機的在 4000～ 5000r／ min 因轎車最高值多在 4000r／ min以上輕型貨車的值在 4000～ 5000r／ min之間中型貨車更低些本車為微型貨車值為 4500r／ min 大轉矩及相應轉速用下式計算確定 22 式中為最大轉矩 N車身側傾角 汽車以 04g的向心加速度沿定圓等速行駛時車身側傾角控制在 3176。 Y／ 176。人 1 車型 人均整備質量值 ／ t ／ N縱向通過半徑 2360m 取 50m4 操縱穩(wěn)定性參數汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數較多與總體設計有關并能作為設計指標的有轉向特性參數 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性汽車應具有一定程度的不足轉向 通常用汽車以 04g 的向心加速度沿定圓轉向時前后輪側偏角之差 － 作為評價參數此參數在 1176。 h 制動距離 mFMDD／ m m 取摩擦系數為 30 可得離合器的靜摩擦力矩 15 9852 15946N 膜片彈簧小端半徑及分離軸承的作用半徑 r 的值主要由結構決定最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑分離軸承作用半徑大于 r 因為花鍵外徑 D 26 ㎜要使 2 r＞ D 所以取 r 30 ㎜ r 35 ㎜ 分離指數目切槽寬窗孔槽寬及半徑汽車離合器膜片彈簧的分離指數目 n＞ 12 一般在 18 左右采用偶數便于制造時模具分度切槽寬≈ 4 ㎜≈ 12 ㎜窗孔半徑 r 一般情況下由 r－ r≈ 08～ 14 所以取 r－ r 可取得 n 18 ≈ 4 ㎜≈ 12 ㎜ r 68mm 壓盤加 載點半徑和支承環(huán)加載點半徑的確定 R1 和 r1 的取值將影響膜片彈簧的剛度 r1 應略大于 r 且盡量接近 r1R1 應盡量小于 R 且盡量接近 R 可選擇 R1 175 ㎜ r1 150 ㎜ 膜片彈簧材料制造膜片彈簧用的材料應具有高的彈性極限和屈服極限高的靜力強度及疲勞強度高的沖擊強度同時應具有足夠大的塑性變形性能按上述要求國內常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼 60Si2MnA 膜片彈簧的計算 碟形彈簧當其大小端部承受壓力時載荷 P與變形久之間有如下關系 34 式中 E彈性模數鋼材料取E 20 10Mp 泊松比鋼材料取 03 h 彈簧片厚㎜ H 碟簧部分內截錐高㎜ 大端變形㎜ R 碟簧部分外半徑大端半徑㎜ r 碟簧部分內半徑㎜ R1 膜片彈簧與壓盤接觸半徑㎜ r1支承環(huán)平均半徑㎜根據式 38可得出下表表 35由不同的值計算的計算結1233830337645716125241com17352 依據上表 35 的數據畫出 P 曲線如下圖 313 圖 313 P 膜片彈簧的強度計算前述膜片彈簧的載荷與變形之間的關系式是在假定膜片彈簧在承載過程中其 子午截面無變形而只是剛性地繞該截面上的某一中性點 O 轉動的條件下推導出的根據這一假定可知截面在 O 點處沿圓周方向的切向應變?yōu)榱阋蚨擖c處的切向應力亦為零 O 點以外的截面上的點一般均產生切向應變故亦有切向應力若如圖 314 所示以中性點 O 為坐標原點在子午截面處建立 xy 坐標系則截面上任意點的切向應力為 35式中碟簧部分子午截面的轉角 rad膜片彈簧自由狀態(tài)時的圓錐底角 rad 中性點 O 的半徑 mm 36 因為膜片彈簧的材料為 60Si2MnA 該材料許用應力 []為 17001900MPa 把有關數值代入計算校核可知該膜片彈簧滿足要求比較合適膜片彈簧的結構尺寸和工作要求見零件圖圖 314 中性點 O 為坐標原點在子午截面處建立 xy 坐標系 38 扭轉減振器設計 汽車傳動系的扭轉減震器按其所在位置的不同可分成兩類一類裝在從動盤總成中。 C 時摩擦片磨損劇烈增加正常使用條件的離合器盤工作表面的瞬時溫度一般在176。制動前俯角 為了不影響汽車的乘坐舒適性要求汽車以 04g減速度制動時車身的前俯角不大于 15176。離去角 2540176。 ／ kw h 比功率 P取 55176。取 2176。 m 第三章 離合器的結構設計及計算 31 離合 離合器的結構形式的選擇汽車離合器大多是盤形摩擦離合器按其從動盤的數目可分為單片雙片和多片三類根據壓緊彈簧布置位置的不同可分為圓周布置中央布置和斜向布置等形式根據所用壓緊彈簧的形式不同可分為圓柱螺旋彈簧圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧離合器根據分離時所受作用力的方向不同又可分為拉式和推式兩種形式根據本設計車型選擇推式膜片彈簧離合器 從動盤數的選擇 對轎車和輕型微型貨車而言發(fā)動機的最大轉矩一 般不大在布置尺寸允許的條件下離合器通常只設有一片從動盤單片離合器結構簡單尺寸緊湊散熱良好用時能保證分離徹底接合平順 雙片離合器 圖 32 與單片離合器相比由于摩擦面數增加一倍因而傳遞轉矩的能力較大在傳遞相同轉矩的情況下徑向尺寸較小踏板力較小另外接合較為平順但中間壓盤通風散熱不良兩片起步負載不均因而容易燒壞摩擦片分離也不夠徹底設計時在結構上必須采取相應的措施這種結構一般用在傳遞轉矩較大且徑向尺寸受到限制的場合多片離合器多為濕式它有分離不徹底軸向尺寸和質量大等缺點以往主要用于行星齒輪變速器換擋機構中但它具有接 合平順柔和摩擦表面溫度較低磨損較小使用壽命長等優(yōu)點主要應用于重型牽引車和自卸車上單片離合器對乘用車和最大質量小于 6t 的商用車而言發(fā)動機的最大轉矩一般不大在布置尺寸容許條件下離合器通常只設有一片從動盤單片離合器的結構簡單軸向尺寸緊湊散熱良好維修調整方便從動部分轉動慣量小在使用時能保證分離徹底采用軸向有彈性的從動盤可保證結合平順根據設計車型為經濟型轎車可選擇單片離合器 壓緊彈簧布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式中央彈簧式斜置彈簧式膜片彈簧式等其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和 分離杠桿膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點 1 由于膜片彈簧有理想的非線性特征彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內能保證大致不變從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變當離合器分離時彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高而是降低從而降低踏板力 2 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用使結構簡單緊湊軸向尺寸小零