從動盤設計說明書

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上從動盤總成設計計算說明書1 設計題目序號發(fā)動機型號發(fā)動機最大轉矩/轉速傳動系傳動比驅動輪類型與規(guī)格汽車總質量（kg）使用工況離合器形式1檔主減速比14CS475Q108/32004.8964.8755.5-1.32000城鄉(xiāng)單摩擦片由汽車總質量和主減速比知本參數(shù)設計從動盤使用的環(huán)境是一輕型貨車。2 從動盤總成結構設計從動盤總成有兩種結構形式：帶扭轉減振器的和不帶扭轉減振器的，本次設計中選取的是帶扭轉減振器的從動盤。由發(fā)動機的總質量4095kg，屬于輕型的商用車，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，確定選擇離合器的形式為單片干式。從動盤總成主要由從動片、摩擦片和從動盤轂、扭轉減振

2、器等4個基本部分組成。2.1摩擦片設計2.1.1摩擦片尺寸的確定摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命。它和離合器所需傳遞的轉矩大小有一定的關系，按發(fā)動機的最大轉矩（N·m）來選定D時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 式中：D-摩擦片外徑，mm-發(fā)動機最大轉矩，N· m-為直徑系數(shù)，取值范圍見表2-3所給題目中的最大轉矩為179N· m，則摩擦片外徑為按照我國摩擦片尺寸標準GB/T5764-2011中表A.1，知可選擇的尺寸有180mm和225mm，最終選定摩擦片的尺寸為D180mm。根據(jù)推薦的內徑值選擇d=120mm.摩擦片的厚度可選擇3.2和3.

3、5，選擇b=3.5mm.摩擦片的內徑不作為一個獨立的參數(shù)，它和外徑有一定的關系，用比值來反映，定義為 比值關系到從動片總成的結構設計和使用性能。增加有利于離合器的散熱和減少摩擦片內外緣滑磨速度差。但是，過分增加會使得摩擦片面積減小，影響其傳遞轉矩的能力。按照目前的設計經(jīng)驗，一般說來，發(fā)動機轉速越高，取值越大。由離合器摩擦片的尺寸系列和參數(shù)表A.1取得，在推薦的范圍之內，內徑120mm。2.1.2 后備系數(shù)的確定后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于

4、所設計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變?。ㄩ_始時還有些增加），主要在城鄉(xiāng)運行，使用條件不好，根據(jù)表2-1的取值范圍，初取=1.5。表2-1 離合器后備系數(shù)取值范圍車型后備系數(shù)乘用車及最大總質量小于6t的商用車1.20-1.75最大總質量為6-14t的商用車1.50-2.25掛車1.80-4.002.1.3單位壓力p的確定摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質量等有關。離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，

5、由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。 這里選擇石棉基材料的摩擦片，選擇0.3.摩擦片的相關參數(shù)如下摩擦片外徑D摩擦片內徑d后備系數(shù)厚度b單位壓力Po槽數(shù)180mm120mm1.53.50.214MPa242.2 從動片的設計從動盤對離合器工作性能影響很大，設計時應滿足如下要求：1)從動盤的轉動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。2)從動盤應具有軸向彈

6、性，使離合器結合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。為了使從動盤具有軸向彈性，在從動片的外緣開6-12個T型槽，行程徐東扇形，并將扇形部分沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩側的摩擦片分別鉚接在相隔的一個扇形上。T型槽還有利于散熱的作用。3)應安裝扭轉減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。4）從動片要求質量輕，一般厚度取1.3-2.5mm，本次設計初選從動片厚度為1.5mm。具體的結構設計見圖紙。2.3 從動盤轂的設計從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉矩。它一般采用齒側對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的尺寸可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的

7、最大轉矩T選擇。發(fā)動機轉矩是從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結合方式，目前都采用齒側定心的矩形花鍵。花鍵之間為動配合，這樣，在離合器分離和結合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動。為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動不產(chǎn)生歪斜，影響離合器的徹底分離，從動盤轂的軸向長度不宜過小，一般取其尺寸與花鍵外徑大小相同，對在艱難情況下工作的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的1.4倍。2.3.1從動盤轂花鍵尺寸選擇由從動盤的外徑D，發(fā)動機轉矩根據(jù)表3-6，根據(jù)GB11442001選定從動盤轂花鍵尺寸系列表選取其尺寸如下：摩擦片D/mm最大轉矩T/(

8、N·m)花鍵尺寸擠壓應/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內徑d/mm齒厚t/mm有效尺l/mm180108103262132011.8摩擦片與從動片之間有兩種緊固方法：鉚接法和粘接法，本次設計中選取鉚接法，其優(yōu)點是可靠及磨損后換裝摩擦片方便。2.4扭轉減振器的設計2.4.1扭轉減振器方案設計扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。依據(jù)彈簧元件的不同，扭轉減振器又可以分為彈簧摩擦式、液阻式和橡膠金屬式。目前應用廣泛的

9、是彈簧摩擦式。本設計選用彈簧摩擦式扭轉減振器。帶扭轉減振器的的從動盤結構簡圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式:帶扭轉減振器的從動盤總成結構示意圖1從動盤；2減振彈簧；3碟形彈簧墊圈；4緊固螺釘；5從動盤轂；6減振摩擦片7減振盤；8限位銷2.4.2扭轉減振器主要參數(shù)計算減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉矩T是兩個主要參數(shù)，決定了減振器的減振效果。其設計參數(shù)還包括極限轉矩Tj、預緊轉矩Tn和極限轉角等。1）極限轉矩Tj極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取，Tj=(1.52.0) 對于商用車，系數(shù)取1.

10、5，則Tj=1.5×1.5×108162 2）扭轉剛度為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理的選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。由經(jīng)驗公式初選Tj即Tj13×1702210 3）阻尼摩擦轉矩T由于減振器扭轉剛度受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效的消除振動，必須合理的選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩T，一般可按公式初選T（0.060.17）即T=（0.060.17）=（0.060.17）×108=6.4818.36 N·m初選T=15 N·m4）預緊轉矩Tn減振彈簧在安

11、裝時都有一定的預緊。Tn滿足以下關系：Tn（0.050.15）且TnT20 而Tn（0.050.15）5.416.2 N·m則初選Tn10 5）減振彈簧的位置半徑R0R0的尺寸應盡可能大些，一般取R0=(0.600.75)d/2則R0=(0.600.75)d/2=(0.600.75)×120/2=3645mm,又為了保證扭轉減振器的正確安裝，摩擦片的內徑d必須大于減振器彈簧位置直徑2R0,可取為35mm.6）減振彈簧個數(shù)Zj參照表2-6，當摩擦片外徑D250mm時，Zj=46故取Zj=47）減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值Tj時

12、，減振彈簧受到的壓力F為FTj/R0170/(35×)4857.1 N2.4.3減振彈簧的計算在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設計相關的尺寸。1）減振彈簧的分布半徑R1即為減振器基本參數(shù)中的減振彈簧的位置半徑R0。2）單個減振器的工作壓力FF= /Z=4857.1/6=1214.2 N3）減振彈簧尺寸計算（1）彈簧中徑Dc其一般由布置結構來決定，通常Dc=1115 mm參見標準GB/T1358-93，取Dc=12 mm（2）彈簧鋼絲直徑dd=式中， -扭轉許用應力可取550600Mpa,故取為575 MpaF-單個減振器的工作壓力，NDc-彈簧彈簧中

13、徑，mm故=4.02mm參見標準GB/T1358-93，d取4 mm（3）減振彈簧剛度K應根據(jù)已選定的減振器扭轉剛度值及其布置尺寸R1確定，即K=式中，-減震彈簧扭轉剛度, R1-減振彈簧的分布半徑,mmZj-減震彈簧個數(shù)故K=（4）減振彈簧有效圈數(shù)式中，E-材料的剪切彈性模量，對于碳鋼可以取 Dc-彈簧中徑,mm d-彈簧鋼絲直徑,mm K-減振彈簧剛度, 故 （5）減振彈簧總圈數(shù)n其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關系為n=+(1.52)=6（6）減振彈簧最小高度指彈簧在最大工作負荷狀態(tài)下的工作長度式中，n-減振彈簧總圈數(shù) d-彈簧鋼絲直徑,mm故（7）彈簧總變形量彈簧在最大工作負荷狀態(tài)下

14、的最大壓縮量式中，F(xiàn)-單個減振器的工作壓力,NK-減振彈簧剛度, 故（8）減振彈簧自由高度指彈簧無負荷時的高度=26.4+2.69=29.09mm（9）減振彈簧預變形量指彈簧安裝時的預壓縮變形，它和選取的預緊力矩Tn有關式中，Tn-預緊力矩，K-減振彈簧剛度, R1-減振彈簧的分布半徑,Zj-減震彈簧個數(shù)故=0.158 （10）減振彈簧安裝工作高度=29.09-0.158=28.932 2.4.4極限轉角減振器從預緊轉矩增加到極限轉矩時，從動片相對于從動盤轂的極限轉角式中，-減震彈簧的工作變形量， R0-減振彈簧的位置半徑，通常取，對汽車平順性要求高或發(fā)動機工作不均勻時，取上限。故在符合的范圍

15、之內。2.4.5限位銷與從動盤轂缺口側邊的間隙式中，-限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為3.8mm, 為56mm.2.4.6限位銷直徑按結構布置選定，一般9.512mm?？扇?0mm扭轉減振器相關參數(shù)極限轉矩Tj阻尼摩擦轉矩T預緊轉矩Tn減振彈簧的位置半徑R0減振彈簧個數(shù)Zj170N·m15 N·m10 N·m35mm43 關鍵尺寸校核3.1 摩擦片校核摩擦片平均半徑由式2-6，得：在允許的許用壓強的范圍（0.2-0.3）之內，可以認為上述的參數(shù)設計是合理的。3.1.1 最大圓周速度式中， -摩擦片最大圓周速度，m/s-發(fā)動機最高轉速，；-摩擦片外徑，；故故符合條件。3.1.2 單位摩擦面積傳遞的轉矩離合器設計容量=(N·/)式中， -離合器傳遞的最大靜摩擦力矩,；Z-摩擦面數(shù)，對于單片離合器Z=2，雙片離合器Z=4由表2-5，當摩擦片外徑D250mm時，=0.0030 N·/>0.0061 N·/，故不符合要求。3.2從動盤轂花鍵的強度校核3.2.1花鍵齒的側面壓力 式中， -后備系數(shù)-最大轉矩，Z-從動盤轂的數(shù)目。故 N3.2.2 擠壓應力 式中， n-花鍵齒數(shù)h花鍵齒的工作高度，m，l-花鍵有效長度，因此