04赵芸辉—液力变矩器的锁止离合器设计

c 热容量
[Tm] 结合一次摩擦面许用最高温度，为液压油最高许用温度。115 —120 oC
[Ty] 结合一次液压油许用温度，在液力变矩器工作温度范围内。82—95 oC
综合上述利用 C 语言进行编程如下： 源程序：
#include <stdio.h> void main() { double Te,D,d,F1,F2,F,c,p,w,T,Cr,Rr,s,k;
五、离合器参数选择及性能计算
1.摩擦片主要参数的设计计算
发动机最大功率：220 马力 发动机最大功率时转速：4400 r/min 发动机最大扭矩：42 kg·m 发动机最大扭矩时转速：2800-3000 r/min 车轮：8.20-15 汽车总质量：Ga=3060 Kg 最高车速：170 km/h 变速器传动比：I1=1.72, I2=1, IR=2.39 锁止传动比：Im=0.82 最大变矩比：k=2.45 主减速器传动比：Io =3.54 液力变矩器中最高油压：4.2 kg/cm2 液力变矩器容量：12.5 公升 液力变矩器工作温度：82—95 oC 液压油最高许用温度：115—120 oC
（1）计算力矩
Tc Te max fFZRc Tc： 离合器能传递的最大转矩，N·m Temax: 发动机最大转矩，N·m ,Temax=420 N·m Β: 后备系数 β=1.2 f: 摩擦副的摩擦系数 ，选择钢与粉末冶金，所以 f=0.08 Z: 摩擦片工作面 Z=1
摩擦片平均摩擦半径Rc
液力变矩器的锁止离合器设计
一、设计目的
1 通过汽车部件（总成）的设计，培养综合运用所学过的基本理论、基本知 识和基本技能，分析和解决汽车工程技术问题的能力；
2 进一步培养运用现代设计方法和计算机辅助设计手段，进行汽车零部件计 算及设计的能力；
3 培养和树立正确的设计思想，严肃认真的科学态度，理论联系实际的工作 作风。
由以上运行结果中，选取 D=0.285m , d=0 .206m
2. 主要零件的设计及强度计算
(1). 扭转减震器及其弹簧的设计计算：
扭转减震器，由《汽车设计》第二章第五节（扭转减震器设计）得：
极限转矩： 扭转角刚度： 阻尼摩擦转矩：
Tj=（1.5—2）Temax KΦ=1000KZjR02≤13 Tj Tμ=(0.06—0.17) Temax
预紧转矩：
Tn=(0.05—0.15) Temax
减震弹簧的位置半径： R0=0.54d
减振弹簧个数： 减振弹簧总压力：
Z=6—8
K= Temax/(8ΔL·R0)
极限转角：
Φj=2arcsin(ΔL/2R0)
d ≥2R0 +50
Φj =3°—12°
由《机械设计教程》第十五章（弹簧设计）得
许用剪切应力：[ ]=0.5 b
Te=0.08*F*(D*D*D-d*d*d)/(D*D-d*d)/3; p=4*F/(3.14*(D*D-d*d)*k); w=4*3869/3.14/(D*D-d*d); T=20+2*w/(Cr*Rr*s);
if(c>=0.7&&c<=0.9&&Te<504&&p<=1500000&&w<400000&&T<120) printf("\nD=%f, d=%f, p=%f, w=%f, T=%f,c=%3.2f ", D,d,p,w,T,c);
} }
getchar(); }
运行结果： D=0.283 , d=0.205 , c=0.72 D=0.283 , d=0.206 , c=0.73 D=0.283 , d=0.207 , c=0.73
D=0.283 , d=0.208 , c=0.73 D=0.284 , d=0.205 , c=0.72 D=0.284 , d=0.206 , c=0.73 D=0.284 , d=0.207 , c=0.73 D=0.284 , d=0.208 , c=0.73 D=0.285 , d=0.205 , c=0.72 D=0.285 , d=0.206 , c=0.72 D=0.285 , d=0.207 , c=0.73 D=0.285 , d=0.208 , c=0.73 D=0.286 , d=0.205 , c=0.72 D=0.286 , d=0.206 , c=0.72 D=0.286 , d=0.207 , c=0.72 D=0.2856, d=0.208 , c=0.73
其中离心力产生的压力 P离
dFr dmr2 r.d .dr . ..r.2
d P离
dFr ds
r.d .dr. ..r.2 r.d .
.r.2.dr
F离
2 0
R r
1r 2
2
2

rdr
d
1 2 4
R4 r4
（2）摩擦片内外径比值
c d D
一般 c≈0.7~0.9
（3）摩擦面平均比压
4F
p
[ p]
(D2 d 2 )kc
Kc 摩擦面积利用系数，取 Kc=1
[p]摩擦面许用压力，由《汽车设计》表 2-5，取[p]=1500000Pa。
（4）单位滑磨功
w


Z
4W (D2
d
2
)

[w]
[w]摩擦面许用单位滑磨功，由《汽车设计》P62，对于乘用车： [w]=0.40J/mm 2 =400000J/m 2
n= Gd 4 8FD 3
取弹簧的有效工作圈数为整数
4）计算弹簧其余几何尺寸。 弹簧节距 t
t=d+ max + n
弹簧螺旋升角 arctan( t )
D 弹簧总圈数n0
n0 n 2
弹簧钢丝间距 td
弹簧自由长度 H 0 H 0 =n +(n-0.5)d
弹簧丝长度 L
弹簧实际圈数： n =n+2 0
弹簧丝间距： δ=t-d
弹簧自由高度： H 0 =n +(n-0.5)d
1) 选择弹簧材料，确定许用应力。因本弹簧在较高载荷下工作，按照第Ⅲ 类弹簧来考虑，选择碳素弹簧钢丝 B 级。初估弹簧丝直径为 d=5mm 左右。 则： σb=1320Mpa [������] = 0.5������������ = 0.5 × 1320 = 660������������������
1、锁止离合器工作原理
已知锁止离合器的工作原理如下图：
2、锁止离合器结构形式的选着
由题目设计要求及锁止离合器工作原理，设计锁止离合器，主动部分为前盖， 从动部分为与涡轮轴连接的锁止离合器片，当车辆在中速至高速行驶时，通过控 制液压油路，使锁止离合片压向前盖，在摩擦片摩擦力作用下，使泵轮和涡轮一 起转动。具体有如下三种方案： 方案一：多片式锁止离合器——在离合器盖上加工出多个主动片，从动片也做成 多片，使他们相间排列。 方案二：单片式锁止离合器——摩擦片与减振器通过导向键滑动连接，减振器通 过铆钉铆接到涡轮上。 方案三：单片式锁止离合器——摩擦片与减振器通过导向键滑动连接，减振器通 过减振器花键毂直接连到输出轴上。
Z=1;
W 结合一次摩擦面总滑磨功，等于结合过程发动机输出的总功减
去车辆获得的动能。
计算滑磨功：W = P·t—0.5C·m·（V12－ V02） （5）工作温度
Tm T0 T1 TqA [Tm ]
Ty T0 T1 t [Ty ]
TqA

2qA Cr r (s0
目前使用的液力变矩器锁止离合器，大体可以分为液压锁止型、离心锁止型 和粘性锁止型 3 种类型，其中以液压锁止型最为常见。本文也采用液压锁止型离 合器。
三、设计要求
1、 与原红旗 CA774 轿车所用自动变速器的液力变矩器配套安装； 2、 操纵控制部分尽量利用原自动变速器操纵控制系统。
四、锁止离合器方案选择
旋绕比：
C=4~10
曲度系数：
K = 0.615 + 4C 1 1 C 4C 4
中径：
D=1.6 K1CFmax [ ]
D=Cd
弹簧有效圈数： n= Gd 4 8FD 3
弹簧节距：
t=d+ max + （Δ为最大变形时相邻两弹簧丝间的最小距离） n
螺旋升角：
arctan( t ) D
L
=
πDBiblioteka Baidu0 cos α
源程序：
#include<stdio.h> #include<math.h> void main() { double d,T1,K1,K,Z,Ro,T2,T3,Fo,a,Pi,L; double y,x,c,k1,Fmax,f,L1,L2,t,b,s,H,Q,i,j; int d1,D,D2,n,G,N; Pi=3.14; d=0.206; Z=8; a=(Pi/180)*10; Ro=0.54*d; T1=1.8*420; T2=0.12*420; T3=0.1*420; Fo=T1/Ro; L=2*Ro*sin(a/2);
二、设计任务
目前汽车上广泛采用的自动变速器是由泵轮、涡轮和导轮组成的单级双相三 元件闭锁式综合液力变矩器。即使是在其液力变矩器处在偶合状态时，泵轮与涡 轮之间仍然有 3%-6%的功率损失。为此在高速时，需要将泵轮与涡轮锁止在一起， 即形成直接传动的锁止离合器，此时传动比为 1。
红旗 CA774 轿车采用的液力变矩器中没有锁止离合器，故泵轮与涡轮之间必 然存在着滑差。本文的任务就是在原红旗 CA774 轿车所用自动变速器的液力变矩 器中设计一锁止离合器，以提高自动变速器稳定工况下的传动效率。
sb )
qA

4Q Z(D2
d2)
t Q cm
T0 液压油入口温度,取 T 0 =20 oC
ΔTф1 离合器空转引起的温升，一般可忽略不计。 ΔTqA 结合一次在摩擦面引起的温升 Δt 结合一次引起的液力变矩器的温升
s0、sb 主从动片厚度，s0=0.005m，sb=0.004m Cr 主从动片平均比热 γr 主从动片平均比重 qA 摩擦面单位面积的总发热量 QA 结合一次摩擦面总发热量，等于总滑磨功 W。 m 变矩器中液压油质量
2）确定弹簧丝直径 d。根据给定条件选 C＝4~10，则 K = 0.615 + 4C 1 1 C 4C 4
D=1.6 K1CFmax [ ]
与初估弹簧丝直径相近，故取标准值，于是 D=Cd ������2 = ������ + ������
3）确定弹簧的有效工作圈数 n。取 G＝80000MPa，
全油门车速 90—100 km/h 时换入直接档 离合器结合时间：取 0.5 s 离合器储备系数：1.2 离合器分离间隙：0.4~0.6 mm 结合期间最大吸热率：114 J/s.c ㎡ 操纵控制系统有关参数：空档和前进档时：发动机 800 r/min 主油路压力 6.0—6.5 kg/cm2 倒车时：发动机 1600 r/min 主油路压力 16—19 kg/cm2 钢与纸质浸树材料摩擦系数：0.14 钢与粉末冶金摩擦系数：0.08 钢铁：比重 7.85 g/ml，热容量 481.5 J/kg.k 粉末冶金：比重 5 g/ml，热容量 0.42 J/kg.oc 纸质浸树：比重 1.5~2.8 g/ml，热容量 1.25 J/kg.oc 8 号液压油：比重 0.86 g/ml，热容量 0.45*4187 J/kg.k 20 号液压油：比重 0.86 g/ml，热容量 0.43*4187 J/kg.k

D3 d 3 3(D2 d 2
)
D： 摩擦片外径，m；
d： 摩擦片内径，m
F n ：为离合器工作压紧力，等于变矩器工作压力产生的压紧力和由于液体 离心力所产生的压紧力之和。
（P—油液压力；P大气 —大气压力；P离 —离心力产生的压力； A0 —摩擦片里
面压盘面积； A1—摩擦片面积；其中，P=420000N/m 2 ； P大气 =100000N/m 2 ）
3、方案评价
方案一：在传递相同转矩时，结构尺寸小，但结构复杂，摩擦片滑磨不均匀，且 本设计的离合器传递转矩相对较小，单片式锁止离合器已能满足要求。 方案二：结构简单紧凑，转动惯量小；但需要改变原有液力变矩器涡轮的结构设 计。 方案三：比方案二结构略有复杂，但不改动原有液力变矩器涡轮的结构形式，仅 是改变了花键毂的长度；而且转动惯量也比较小，使用维修方便。 综合以上三种方案，最终选择方案三作为最终设计方案。
Cr=240.96; Rr=6425; s=0.004; k=0.9;
for(D=0.28;D<=0.286;D+=0.001) {
for(d=0.2;d<=0.21;d+=0.001) { c=d/D;
F=3.14*(d*d-0.042*0.042)*320000/4+3.14*(D*D-d*d)*420000/4+0.25* 0.86*85888*3.14*(D*D*D*D-d*d*d*d)/16;