离合器参数设计

离合器参数设计

3.1后备系数的选择

离合器的后备系数β反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度，它是离合器设计的一个重要参数。在选择β时，应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以及操纵轻便等因素。

表3.1 后备系数表

本设计是基于一款轻型货车，故选择后备系数1.2~1.75，取后备系数β=1.5。

3.2摩擦片外径及其他尺寸的确定

摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量的大小和使用寿命的长短都有很大的影响。

摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大扭矩T emax(N.m)按如下经验公式进行初选：

D=K D√T emax（3-1）式中：K D为直径系数，轻卡取17；最大总质量为1.8～14.0t的商用车，单片离合器取16.0～18.5;T emax是发动机最大扭矩，原始设计数据为110N.m:

由公式（3-1）代入相关数据，取得：D=178mm

根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表3.2“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB1457—74）

表3.2离合器摩擦片尺寸系列和参数

取摩擦片外径D=250mm ，选定摩擦片的内径d=155mm,厚度b=3.5mm 。

单位压力的确定

离合器摩擦力矩T c 的计算

T c =βT emax =1.5×110=165N.m (3-2)

离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算

R c =

2(R 3-r 3)3(R 2-r 2)

=2×(1253-77.53)3×(1252-77.52)

=103mm (3-3)

施加在摩擦面的工作压力为

F=T c fzR c ⁄=

1650.25×2×0.103

=3204N (3-4)

式中：z 为摩擦面数，单片离合器的z=2,f 为摩擦面间的静摩擦系数，这里取0.25。

单位压力：

ρ=F

A

=F π

4

(D 2-d 2)

=3204π

4

(2502-1552)

≈0.107MPa≤0.35MPa (3-5)

粉末冶金铁基材料单位压力要求小于0.35MPa,本离合器的单位压力比规定值小，故

满足要求。

5.3膜片弹簧基本参数的选择

1、比值H/h和h的选择：此比值对膜片弹簧的弹性特性影响极大，因此，要利用H/ h 对弹簧特性的影响正确地选择该比值，以得到理想的特性曲线及获得最佳的使用性能。一般汽车的膜片弹簧H/h值在如下范围之内：H/h=1.5～20。

2、R及R/r确定: 比值R/r对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r取值为1.2～1.35.对于R,膜片弹簧大端外径R应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。此外，当H，h及R/r等不变时，增加R有利于膜片弹簧应力的下降。初步确定R/r=

3、膜片弹簧起始圆锥底角: 汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角在9°～15°之间，α≈H/(R−r)=13°

4、膜片弹簧小端半径rf 及分离轴承的作用半径r p: r f的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径,分离轴承作用半径r p大于r f。

5、分离指数目n、切槽宽δ1、窗孔槽宽δ2、及半径r c: 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12，本设计取n=18。切槽宽δ1约为4mm;窗孔槽宽δ2≈（2.5~4）δ1；窗孔半径r c一般情况下由（r−r c）≈(0.8~1.4)δ2计算。

6、承环的作用半径l和膜片与压盘接触半径L：由于采用推式膜片弹簧，l，L的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l值应尽量靠近r而略大与r。L应接近R略小于R。

7、膜片弹簧材料：制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。

5.4膜片弹簧的计算

参考同种类产品，并结合本车具体情况，初步选定弹簧的一些参数和尺寸如下：

H ℎ

=2,R

r =1.22,α=13∘,R=112.5mm

确定膜片弹簧的所有尺寸

H=7.4mm, h=3.7mm,R=112.5mm,r=90mm,l=92mm L=110mm,rf=27mm,rp=29mm,n=18,δ1=4mm ,δ2=10mm

1、根据下式（5.1）画出P 1—λ1曲线

P 1=

πEhλ16(1-μ2)

∙ln

R

r

(

L-l )2{(H-λ1R-r L-l )[H-λ12(R-r

L-l

)]+H 2

} (5-1) 式中，E —弹性模数，钢材料取E=2.0×105Mp ；

μ—泊松比，钢材料取0.3;

h —弹簧片厚，㎜; H —碟簧部分内截锥高，㎜; 1λ—大端变形，㎜;

R —碟簧部分外半径（大端半径），㎜; r —碟簧部分内半径，㎜; L —膜片弹簧与压盘接触半径，㎜; l —支承环平均半径，㎜; （2）推式轴向变形的关系式

λ2´

=λ1

l−r p L−l

(5-2)

(3)膜片弹簧小端分离轴承处作用有分离力P2时膜片弹簧压盘接触处的变形λ1和P2的关系式

P 2=

πEhλ1ln

R

r

6(1-μ2)(L-l )(L-r p )

∙[(H-λ1

R-r

L-l )(H-λ12(R-r

L-l

))+h 2] (5-3) (4)在P2力作用下膜片弹簧小端部分轴承处的变形λ2´

λ2´=λ2，+λ2，，

（5-4）

λ2，，=6P 2r p 2πEh 3{

1

β

1

[12(r e

2r p

2-1)-2(r e r p

-1)+ln r e

r p

]+1

β2

[12(r 2r p

2-r e

2r p

2)-2(r r p

-r e r p

)+ln r

r p

]} (5-5)