宝马325im的离合器设计计算毕业论文(编辑修改稿)

宝马325im的离合器设计计算毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

文）说明书 7 分离轴承的类型 分离轴承在工作中主要承受轴向力，在分离离合器时由于分离轴承旋转产生离心力，形成其径向力。 故离合器的分离轴承主要有径向止推轴承和止推轴承两种。 前者适合于高速低轴向负荷，后者适合于相反情况 .常用含润滑油脂的密封止推球轴承。 小型车有时采用含油石墨止推滑动轴承。 分离轴承与膜片弹簧之间有沿圆周方向的滑磨，当两者旋转中不同心时也伴有径向滑磨。 为了消除因不同心导致的磨损并使分离轴承与膜片弹簧内端接触均匀，膜片弹簧离合器广泛采用自动调心式分离装置（见图 ）。 它有内圈旋转轴承，轴承罩，波形片簧，它由厚约为 ㎜的 65Mn钢带制成（ 油淬、模内回火度 HRC43～51） 及分离套筒组成。 由于轴承与套筒间都留有足够径向间隙以保证分离轴承相对于分离套筒可以径向移动 1mm 左右，所以当膜片相对分离套筒有偏斜时，由于波形片簧能够产生变形，允许分离轴承 产生相对的偏斜，以保证膜片弹簧仍能被均匀的压紧，也防止了膜片弹簧分离指处的异常磨损并减少了噪音。 另外由于分离指与直径较小的轴承内圈接触，则增大了膜片弹簧的杠杆比。 分离套筒支撑着分离轴承并位于变速器第一轴轴承盖的轴颈上，可以轴向移动。 分离器结合后，分离轴承与分离杠杆之间一般有 3~~4mm间隙，以免在摩擦片磨损后引起压盘压力不足而导致离合器打滑使摩擦片以及分离轴承烧坏。 此间隙使踏板有段自由行程。 有的轿车采用无此间隙的内圈恒转式结构，用轻微的油压或弹簧力使分离轴承与杠杆端（多为膜片弹簧）经常贴合，以减轻磨 损和 减 少踏板行程。 图 自动调心轴承装置 1— 分离轴承罩； 2— 分离轴承； 3— 分离套筒； 4— 波形弹簧片 中原工学院毕业设计（论文）说明书 8 离合器的通风散热措施 提高离合器工作性能的有效措施是借助于其通风散热系统降低其摩擦表面的温度。 在正常使用条件下，离合器的压盘工作表面的温度一般均在 180℃以下，随着其温度的升高，摩擦片的磨损将加快。 当压盘工作表面的温度超过 180℃～ 200℃时，摩擦片的磨损速度将急剧升高。 在特别严酷的使用条件下，该温度有可能达到 1000℃。 在高温下压盘会翘曲变形甚至产生裂纹和碎裂；由石棉摩擦材料制成的摩擦片也会烧裂和破坏。 为防止摩擦表面的温度过高，除压盘应具有足够的质量以保证有足够的热容量外，还应使其散热通风良好。 为此，可在压盘上设置散热筋或鼓风筋；在双片离合器中间压盘体内铸出足够多的导风槽，这种结构措施在单片离合器压盘上也开始应用；将离合器盖和压盘设计成带有鼓风叶片的结构；在保证有足够刚度的前提下在离合器盖上开出较多或较大的通风口，以加强离合器表面的通风散热和清除摩擦产生的材料粉末，在离合器壳上设置离合器冷却气流的入口和出口等所谓通风窗 ，在离合器壳内装设冷却气流的导罩，以实现对摩擦表面有较强定向气流通过的通风散热等。 为防止压盘 的受热翘曲变形，压盘应有足够大的刚度。 鉴于以上对质量和刚度的要求，一般压盘都设计得比较厚， 一般约为 15~25mm。 本次设计的压盘厚度为 15mm，另外为增加散热，在中间盘中开有通风槽，在飞轮壳上开有通风孔。 中原工学院毕业设计（论文）说明书 9 第 3 章 离合器基本结构参数的确定及优化 在初步确定了离合器的结构形式之后就要确 定其基本结构尺寸参数。 后备系数的选择 离合器的后备系数，选择时应考虑摩擦片磨损后仍能传递 maxc 及避免起步时滑磨时间过长 ； 同时应考虑防止传动系过载及操纵轻便等。 表 后备系数表 车型 乘用车及总质量小于 6t 的商用车 最大总质量为6~14t 的商用车 挂车 后备系数 ～ ～ ~ 本设计是基于 宝马 325iM 汽车的离合器设计，该车型属于 乘用车 ，故选择本次设计的后背系数 β在 ~ 之间选择， 取  =。 摩擦因数 f 的选择 摩擦片的材料选用石棉基材料、采用编制技术。 摩擦材料 摩擦因数 f 石棉基材料 模压 ～ 编制 ～ 粉末冶金材料 铜基 ～ 铁基 ～ 金属陶瓷材料 从上表可以选该摩擦片的摩擦因数为。 摩擦片单位压力 P。 的选择 当摩擦片采用不同的材料时， P。 取值范围如下表 摩擦材料 摩擦因数 P。 /MPa 石棉基材料 模压 ～ 编制 ～ 粉末冶金材料 铜基 ～ 中原工学院毕业设计（论文）说明书 10 铁基 金属陶瓷材料 ～ 从上表可以选该摩擦片的单位压力为 MPa。 摩擦片外径及其它尺寸的确定 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，所以应先确定摩擦片的外径 D。 在确定外径时，可以根据公式  m ax3 3012 1eD fZP C  得到。 式中  =、 P。 = MPa、 f=、 maxeT =、 Z= C= 代入式子得摩擦片的外径 D=168mm。 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表 “离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即 GB1457— 74） 表 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径/Dmm 内径/dmm 厚度/hmm 内外径之比 /dD 单位面积2/Fmm 160 110 10600 180 125 13200 200 140 16000 225 150 22100 250 155 30200 280 165 40200 300 175 46600 325 190 54600 可取：摩擦片有关 标准 尺寸： 外径 D=180 ㎜ 内径 d=125 ㎜ 厚度 h= ㎜ 内径与外径比值 d/D= 离合器基本参数的优化 设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。 这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。 下面采用优化的方法来确定这些参数。 （ 1）摩擦片外径 D 的选取应使最大圆周速度不能超过 6570m/s 中原工学院毕业设计（论文）说明书 11 即 VD= /60 nemax D 310 ≤6570m/s VD== /60 6500 180 310 =。 式中 VD 为摩擦片最大圆周速度， nemax 为发动机的最高转速。 （ 2）摩擦片的内外径之比 c 应在 范围内，本次设计取。 （ 3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型的 值应在一定的范围内，最大范围为 ，本次设计取  =。 （ 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 2R0约 50mm,即 d2R0+50 mm。 根据轴的材料选用 40Cr，发动机的最大转矩可以计算出轴的最小直径为 ，取 d=30mm，即 R=15mm。 取扭转减震器的安装尺寸 R0=37mm。 则 1252*37+50。 （ 5）为了降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，对于不同的车型，单位压力 P0 根据所用的摩擦材料在一定的范围内选取， P0 的最大范围为 Mpa，本次设计取 Mpa. （ 6）为反映离合器的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值 即 )(4 22 dDZ TT CCD  ≤【 CDT 】 Z 为摩擦面数 （ 31） 代入得 CDT = Mpa 满足要求。 【 CDT 】按下表取值 （ 7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤 ,离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值 ,即      224 dDZ W （ ） 式中 ,  为单位摩擦面积滑磨 (J/mm2)；  为其许用值 (J/mm2)，对于乘用车：][  J/mm2，对于最大总质量小于 的商用车： ][  J/mm2，对于最大总质量大于 商用车： ][  J/mm2： W 为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功（ J），可根据下式计算 离合器规格D/mm ≤210 ＞210250 ＞250325 ＞325 【 CDT 】 / 210 中原工学院毕业设计（论文）说明书 12  22022218 00 grae ii rmnW  （ ） 式中， am 为汽车总质量 (Kg)； r 为轮胎滚动半径（ m）； g i 为汽车起步时所用变速器挡位的传动比； 0i 为主减速器传动比； en 为发动机转速 r/min，计算时乘用车取 20xx r/min，商用车取 1500 r/min。 其中： i0= ， ig= ， r =306mm ， am =1637Kg 代入式（ ）得 W=，代入式（ ）得， w= = J/mm2 合格。 （ 8）离合器接合的温升 t = mcrw （ ） 式中 ： t 为压盘温升不超过 8～ 10176。 C； c 为压盘的比热容， c = J/(Kg176。 C)； γ 为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘；λ = ， m为压盘的质量 m = Kg代入， t = 176。 C，合格。 中原工学院毕业设计（论文）说明书 13 第 4 章 膜片弹簧设计 膜片弹簧的概念 膜片弹簧的大端处为一完整的截锥，类似无底的碟子，和一般机械上用的碟形弹簧一样，故称作碟簧部分。 膜片弹簧起弹性作用的正是其碟簧部分。 与碟形弹簧不同的是在膜片弹簧上还有径向开槽部分，形成许多称为分离指、起分离杠杆作用的弹性杠杆。 分离指与碟簧部分小端交接处的径向槽较宽且呈长方孔，分离指根部的过渡圆角半径应大于 ，以减少分离指根部的应力集中，长方孔又可用来安置销钉固定膜片弹簧。 膜片弹簧的弹性特性 膜片弹簧的弹性特性是由其碟簧部分所决定，是非线性的，与自由状态下碟簧部分的内锥高 H 及弹簧的钢板厚 h 有关。 不同的 H/h 值有不同的弹性特性 (见图 )。 当(H/h) 2 时， P 为增函数，这种弹簧的刚度大适于承受大载荷并用作缓冲装置中的行程限制。 当 (H/h)= 2 ，特性曲线上有一拐点，若 (H/h)=≈ 2 ，则特性曲线中段平直，即变形增加但载荷 P 几乎不变，故这种弹簧称零刚度弹簧。 当 2 H/h)2 2 ，则特性曲线中有一段负刚度区域，即变形增加而载荷反而减小。 这种特性很适于作为离合器的压紧弹簧。 因为可利用其负刚度区使分离离合器时载荷下降，达到操纵省力的目的。 当然，负刚度也不宜过大，以免弹簧工作位置略微变动就引起弹簧压紧力过大的变化。 为兼顾操纵轻便及压紧力变化不大，汽车离合器膜片弹簧通常取 (H/h)2。 当 (H/h)= 2 则特性曲线的极小点落在横坐标轴上；当 (H/h)2 2 ，则特性曲线具有更大的负刚度区且具有载荷为负值的区域。 这种弹簧适于汽车液力传动中的锁止机构。 图 不同时的无弹性特性曲线 碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷 P 与变形久之间有如下关系： 中原工学院毕业设计（论文）说明书 14      222 2)1( hHHAREh   （ ） 式中 ： E— 弹性模量，对于钢： E=21 X 104MPa μ— 波 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 所示。 （ a） 自由状态；（ b）结合状态；（ c）分离状态 图 膜片弹簧在离合器接合和分离状态时的受力以及变形 膜片弹簧基本参数的选择 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离合器多取： hH 参考同类型车，取 H/h= 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 ～ 中原工学院毕业设计（论文）说明书 15 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 ～ 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=6585 = 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 917。