《畢業(yè)設計（論文）周置螺旋彈簧離合器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設計（論文）周置螺旋彈簧離合器設計（24頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、車輛與交通工程學院課程設計說明書 車輛與交通工程學院 課程設計說明書 設計類型 專業(yè)課程設計 設計題目 周置螺旋彈簧離合器設計 姓 名 學 號 121403130121 完成日期 指導教師 河南科技大學 目 錄 第一章 緒論 1 1.1離合器概述 1 1.2離合器的功用 1 1.

2、3 離合器的分類 2 1.4離合器的工作原理 3 第二章 離合器結(jié)構(gòu)方案選取 4 2.1 離合器設計的技術(shù)條件 4 2.2 離合器設計的基本要求 4 2.3 離合器結(jié)構(gòu)設計 5 2.3.1 摩擦片的選擇 5 2.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 5 2.3.3 壓盤的驅(qū)動方式 5 第三章 離合器基本結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 6 3.1 離合器的轉(zhuǎn)矩容量Tc 6 3.2 離合器后備系數(shù)β 6 3.3摩擦片尺寸 6 3.4單位壓力P的確定 8 第四章 離合器圓柱螺旋彈簧設計 9 4.1 結(jié)構(gòu)設計 9 4.2 彈簧

3、的材料及許用應力 9 4.3 彈簧的參數(shù)計算 9 第五章 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 12 第六章 離合器壓盤設計 14 6.1壓盤的傳力方式的選擇 16 6.2壓盤的幾何尺寸的確定 16 6.3壓盤傳動片的材料選擇 17 第七章 離合器蓋的設計 17 第八章 離合器從動盤設計 18 8.1從動盤結(jié)構(gòu)介紹 18 8.2 從動盤設計 19 8.2.1 從動片的選擇和設計 19 8.2.2 從動盤轂的設計 19 8.2.3摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式 21 結(jié)　　 論 22 參 考 文 獻 23 第一章 緒論 1.1離合器概述 按

4、動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構(gòu)，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器，摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術(shù)上比較先進，經(jīng)濟性合理，同時其性能良

5、好，使用可靠性高壽命長，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點： （1）結(jié)合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊； （2）離合器分離徹底； （3）從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊； （4）散熱性能好； （5）高速回轉(zhuǎn)時只有可靠強度； （6）避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力； （7）操縱輕便； （8）工作性能（最大摩擦力矩和后備系數(shù)保持穩(wěn)定）； （9）使用壽命長。 1.2離合器的功用 離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟

6、動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉(zhuǎn)的最低轉(zhuǎn)速約為300～500r/min，而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉(zhuǎn)著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。 雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內(nèi)的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉(zhuǎn)動發(fā)動機，就必須和變速器內(nèi)的主動齒輪一起拖轉(zhuǎn)，而變速器內(nèi)的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖

7、轉(zhuǎn)它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。 汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內(nèi)的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結(jié)的質(zhì)量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。 離合器所能傳

8、遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時，傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。 1.3 離合器的分類 圖1-1 汽車離合器分類圖 離合器分類較多，本設計只研究摩擦式離合器，摩擦式離合器分類也較繁雜，并且可以有多種組合。 1.4離合器的工作原理 離合器覺體來說應該由兩部分組成：離合器和離合器操縱機構(gòu)就摩擦式離合器本身而言，按其功能要求，結(jié)結(jié)構(gòu)上應有下列幾部分：主動件、從動件、壓緊彈簧和分離杠桿。結(jié)構(gòu)原理如下圖： 圖1-2 汽車摩擦式離合器結(jié)構(gòu)簡圖 （a） 接合； （b） 分離 1-飛輪

9、；2-從動盤總成；3-壓盤；4-分離桿；5-分離套筒；6-離合器制動； 7-離合器踏板；8-壓緊彈簧；9-離合器蓋；10-變速器第一軸（離合器輸出軸）； 11-分離撥叉及操縱連接桿 圖中可以看到，壓盤3、分離桿4和壓緊彈簧8一起組裝在離合器蓋9內(nèi)，俗稱為離合器蓋總成。蓋總成通過螺栓安裝到發(fā)動機飛輪上。飛輪1和壓盤3為主動件，發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩通過這兩個主動件輸入。飛輪1和壓盤3之間為從動盤總成2，它作為從動件通過摩擦接受由主動件傳來的輸入轉(zhuǎn)矩，并通過其中間的從動盤轂花鍵輸出轉(zhuǎn)矩（由變速器第一軸10接受）。壓緊彈簧8通過壓盤3把從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。當發(fā)動機工作帶動飛輪1和

10、壓盤3一道旋轉(zhuǎn)時，通過壓盤上壓緊彈簧產(chǎn)生的工作壓力所形成的摩擦力，帶動從動盤總成旋轉(zhuǎn)，完成轉(zhuǎn)矩的輸出。 離合器通常總是處于接合狀態(tài)如圖1-2（a）所示，當需要切斷動力時，駕駛員通過踩踏離合器操縱系統(tǒng)中的離合器踏板7，并經(jīng)過操縱傳動桿系及分離撥叉11推動分離套筒5向前，消除間隙，使分離桿4繞其在離合器蓋9上的支點轉(zhuǎn)動，克服壓緊彈簧8的工作壓力，壓盤3向后移動，從動盤總成2和壓盤3脫離接觸。離合器分離時的狀態(tài)如圖1-2（b）所示，此時，從動盤總成2不再輸出轉(zhuǎn)矩。分離套筒向左移時，在消除間隙后，輸出軸10受到制動，轉(zhuǎn)速很快下降。此種狀況成為離合器制動，其目的是為了容易換擋。但這種離合器制動主要用在

11、重型離合器上，一般離合器不一定采用。 第二章 離合器結(jié)構(gòu)方案選取 2.1 離合器設計的技術(shù)條件 發(fā)動機基本參數(shù)如下： 型號： LR6105Q12G 最大功率（kw/r/min）：103/2800 最大扭矩（nm/r/min: 400/1600-1800 整車最大總質(zhì)量：11500 kg 最高車速：90 km/h 2.2 離合器設計的基本要求 為了保證離合器具有良好的工作性能，設計離合器應滿足以下要求： 1) 在任何行駛條件下，都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備，又能防止傳動系過載。 2) 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖

12、動和沖擊。 3) 分離要迅速、徹底。 4) 從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊，便于換擋和減小同步器的磨損。 5) 具有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。 6) 應能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。 7) 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。 8) 作用在從動盤上的總壓力和摩擦離合器和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。 9) 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。 10) 結(jié)構(gòu)應簡單、緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝、

13、維修、調(diào)整方便。 2.3 離合器結(jié)構(gòu)設計 2.3.1 摩擦片的選擇 單片離合器因為結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。 2.3.2 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。 周置彈簧離合器的壓緊彈簧是采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置在同心的兩個圓周上。周置彈簧離合器的結(jié)構(gòu)簡單、制造方便，過去廣泛用于各類汽車上?，F(xiàn)代由于轎車發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高，在高轉(zhuǎn)速離心力的作

14、用下周置彈簧容易歪斜甚至嚴重彎曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座柱上而使接觸部位嚴重磨損甚至出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。在中、重型汽車上，周置彈簧離合器仍得到使用。在設計上應該注意彈簧與壓盤間的隔熱，例如加裝隔熱墊、加強散熱通風等，因彈簧易受壓盤熱而回火失效。為了保證摩擦片上的壓力均勻，壓簧的數(shù)目不應太多，且要隨摩擦片直徑的增大而增多。在選擇離合器的后備系數(shù)時應考慮到這種離合器在摩擦片磨損后壓盤的壓緊力無法調(diào)整。 2.3.3 壓盤的驅(qū)動方式 （1）凸臺—窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓

15、盤上，此方式結(jié)構(gòu)簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。 （2）徑向傳動驅(qū)動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結(jié)構(gòu)上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉(zhuǎn)物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。 （3） 徑向傳動片驅(qū)動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結(jié)構(gòu)特征與徑向傳動方式相同。經(jīng)比較，我選擇徑向傳動驅(qū)動方式。

16、第三章 離合器基本結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 3.1 離合器的轉(zhuǎn)矩容量Tc 為保了證能可靠的傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，確定離合器轉(zhuǎn)矩容量時應該進行設計，應使離合器的轉(zhuǎn)矩容量大于發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，寫成如下關(guān)系式： （3-1） 式中，β是離合器的后備系數(shù) 。 3.2 離合器后備系數(shù)β 后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。 本設計是11.5噸

17、商用車離合器，參看有關(guān)統(tǒng)計質(zhì)料“離合器后備系數(shù)的取值范圍”（見下表3.1），結(jié)合設計實際情況，故選擇β=1.75。 則有β可有表3.1查得 β＝1.75 表3.1　離合器后備系數(shù)的取值范圍 車 型 后備系數(shù)β 乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質(zhì)量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 3.3摩擦片尺寸 摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。 當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，適當選取后備系數(shù)β和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。 發(fā)

18、動機轉(zhuǎn)矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩來確定D時，可以查表3.2來確定摩擦片外徑D的尺。 表3.2離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Te max/Nm 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 — 130 150 170 250 — 170 200 230 280 — 240 280 320 300 — 260 310 360 325 — 320 380 450 350 — 410 480 550 380 — 510 600 700 410 — 62

19、0 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100 摩擦片外徑D（mm）也可以根據(jù)經(jīng)驗公式 （N.m）算出 公式如下： D=340 （3-2） 式中： K=17 根據(jù)離合器摩擦片的標準化，系列化原則，根據(jù)下表3.3 表3.3離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)（即GB1457—74） 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 內(nèi)徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 厚度

20、h/ 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 =d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.585 0.557 0.540 1－ 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 單位面積F/ 106 132 160 221 302 402 466 546 678 續(xù)表3.3 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 可取摩擦片相關(guān)標準尺寸： 外徑D=350mm 內(nèi)徑d=195mm

21、 厚度b=4mm 內(nèi)徑與外徑的比=d/D=0.557 ， 1－=0.827 單面面積F=67800mm2 3.4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(zhì)量等有關(guān). 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣(如城市用的公共汽車和礦用載重車),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，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

22、擦片外徑的增加而降低。 前面已經(jīng)初步確定了摩擦片的基本尺寸； 外徑D=350㎜ 內(nèi)徑d=195㎜ 厚度h=4㎜ 內(nèi)徑與外徑比值C′=0.557 1－=0.827 由公式 D3πfZP（1-c ）=12β (3-3) 得 ： P=0.15mpa 當摩擦片采用不同材料時，Po按下列范圍選?。? 石棉基材料 Po=0.10～0.35Mpa 粉末冶金材料 Po=0.35～0.60Mpa 金屬陶瓷材料 Po=0.70～1.50Mpa 所以采用石棉基材料。 第四章 離合器圓柱螺旋彈簧設計 4.1 結(jié)構(gòu)設計

23、 由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是圓柱螺旋彈簧。 本次設計的周布式彈簧離合器采用的壓緊彈簧是圓柱螺旋彈簧。在設計螺旋彈簧的時候，螺旋彈簧的兩端必須保證平整卻螺旋彈簧一二圈之間沒有間隙，每一端需保證有一圈是齊平的，這樣可以增加螺旋彈簧與壓盤和離合器蓋的接觸面積。也能保證彈簧工作時各圈的受力均衡，而卻不會傾斜。螺旋彈簧是周布在壓盤上的，而卻彈簧的數(shù)目通常不少于6個。但是如果摩擦片的外徑很大的話，螺旋彈簧的數(shù)目就必須增加而卻是分離桿的整數(shù)倍,。具體的關(guān)系見表4.1，這樣可以使離合器摩擦片上有均勻的壓緊力。 表4.1 周置圓柱彈簧的數(shù)目 摩擦片外徑 螺旋彈簧數(shù)目 <200 6 200

24、~280 9~12 280~380 12~18 380~450 18~30 在本設計中根據(jù)摩擦片外徑D=350mm,取螺旋彈簧數(shù)Z=12。 4.2 彈簧的材料及許用應力 周布彈簧離合器的彈簧鋼絲直徑不大，通常在4mm左右，取4mm，工作環(huán)境的溫度也在正常狀態(tài)下，所以它的材料一般選用65Mn鋼、碳素彈簧鋼等。彈簧材料的許用應力對于碳素和硅錳鋼其推薦許用應力一般為約為。離合器的壓緊彈簧的直徑較小則用冷卷法制成。但是一般都不會做淬火處理，用低溫回火來消除內(nèi)應力就行了。本設計選用65Mn鋼。 4.3 彈簧的參數(shù)計算 1．每一個彈簧的工作壓力P 設計圓柱螺旋彈簧

25、時，應根據(jù)摩擦片的外徑D選定彈簧數(shù)目Z，并根據(jù)離合器工作的總壓力，確定每一個彈簧的工作壓力P： （4-1） 式中： 為工作總壓力，N Z為離合器壓簧數(shù)目。 通過下式計算工作總壓力： 9951.98N （4-2） 每個彈簧的工作壓力：P = 995.2N 設計上，每一個周置圓柱螺栓彈簧的工作壓力應不超過1000N。 2.彈簧絲直徑/mm d=4.5 3.根據(jù)規(guī)范彈簧中徑選取彈簧的外徑D1/mm 4.彈簧中徑D01/mm (4-4) 5.彈簧指數(shù)C

26、 (4-5) 6.曲度系數(shù)K’ K=38.6N/mm 7.實際的彈簧工作應力/MPa (4-7) 8.彈簧工作圈數(shù) 9.彈簧的總?cè)?shù)n 10.彈簧自由高度H0/mm 11.彈簧工作高度H/mm 第五章 扭轉(zhuǎn)減震器的設計 扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型

27、，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)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。所以，扭轉(zhuǎn)減振器具有如下功能： 1)降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)諧傳動系扭振固有頻率。 2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。 3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。 4)緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。 1.極限轉(zhuǎn)矩 極限轉(zhuǎn)矩為減振器

28、在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可?。? (Nm) (5-1) 2.扭轉(zhuǎn)剛度 扭轉(zhuǎn)剛度是為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸,需要加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為： (5-2) 式中： C：彈簧剛度　　 Z：彈簧數(shù)目　　 R1：減震器彈簧分布半徑 設計時可按經(jīng)驗來初選是 ≤13=7000 (Nm) (5-3) 可知：=7000(N

29、m) 3.阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩，通過計算與實踐表明一般可按下式初選： (5-4) 取　 4.預緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故取： ＝(0.05--0.15)Temax=40Nm 5.減振彈簧的位置

30、半徑R1 R1的尺寸應盡可能大些，一般取 (5-5) 式中，d為離合器摩擦片的內(nèi)徑。 由于摩擦片的內(nèi)徑要滿足 結(jié)合兩個條件，取R1=72mm 6.減振彈簧個數(shù) 表5.1 減振彈簧數(shù)目參考表 摩擦片外徑D/mm 225-250 250--325 325--350 >350 減震彈簧數(shù)目 4-6 6--8 8--10 >10 取Z=10 7.扭轉(zhuǎn)減振器減振彈簧的總壓力 當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大 (5-6) 式中：=600Nm 代入，得

31、：=8333.33N 每個彈簧工作壓力 ：P=/z =833.33N 8.限位銷直徑 限位銷直徑按結(jié)構(gòu)布置選定，一般=9.5～12mm，本設計取=11 9.從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 為充分利用減振器的緩沖作用，將從動片上的部分窗口尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖5.1所示。 圖5.1 從動盤窗口尺寸簡圖 一般推薦A1-A=a=1.4～16mm。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5 10.減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要

32、尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關(guān)尺寸。 彈簧的平均直徑：一般由結(jié)構(gòu)布置決定，通常選取=11～15左右。本設計選取=12。 彈簧鋼絲直徑： （5-7） 式中：扭轉(zhuǎn)許用應力=550～600MPa，D1算出后應該圓整為標準值，一般為 3～4mm左右。代入數(shù)值，得=3.19mm，符合上述要求。 減振彈簧剛度： =225N/mm (5-8) 減振彈簧的有效圈數(shù)： = (5-9) 式中： G為材料的扭轉(zhuǎn)彈性模數(shù)，對鋼G=83000N/mm2，代入數(shù)值， 得：=3.59 減振彈簧的

33、總?cè)?shù)=5.59。 減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度： =21.054mm （5-10） 式中： =0.382為彈簧圈之間的間隙。 減振彈簧的總變形量： P/c =3.7 mm (5-11) 減振彈簧的自由高度： =24.754mm (5-12) 減振彈簧的預變形量： `=T預/czR1=0.247mm (5-13) 減振彈簧安裝后的工作高度： `=42.05-0.28=24.507mm (5-14) 第六章 離合器壓盤設計 6.1壓盤的傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在

34、傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器的分離過程中能自由的沿軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。 由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 6.2壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經(jīng)確定 故壓盤外徑D=360㎜ 壓盤內(nèi)徑d=190㎜ 壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點： （1）壓盤應有足夠的質(zhì)量 在離合器的結(jié)合過程中，由于滑磨功的存在，每結(jié)合一次都要產(chǎn)生大量的熱，而每次結(jié)合的時間又短（大約在3秒鐘左右），

35、因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。 在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。它不僅會引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴重時甚至會引起摩擦片和壓盤的損壞。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產(chǎn)生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量。 （2）壓盤應具有較大的剛度 壓盤應具有足夠大的剛度，以保證在受熱的情況下不致產(chǎn)生翹曲變形，而影響離合器的徹底分離和摩擦片的均勻壓緊。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜ 在

36、該設計中，初步確定： 該離合器的壓盤的厚度為20㎜ 6.3壓盤傳動片的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結(jié)構(gòu)，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6。 第七章 離合器蓋的設計 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉(zhuǎn)矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。 因此，在設計中應注意以下幾個問題： （1）離合器的剛度 離合器分離

37、杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構(gòu)的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 （2）離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 （3）離合器的對中問題 離合器蓋內(nèi)裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合

38、器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內(nèi)圓止口對中. 第八章 離合器從動盤設計 8.1從動盤結(jié)構(gòu)介紹 在現(xiàn)代汽車上一般都采用帶有扭轉(zhuǎn)減振的從動盤,用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振,緩和沖擊,減少噪聲,提高傳動系統(tǒng)零件的壽命,改善汽車行使的舒適性,并使汽車平穩(wěn)起步。從動盤主要由從動片，從動盤轂，，摩擦片等組成，由下圖8.1可以看出，摩擦片1，13分別用鉚釘14，15鉚在波形彈簧片上，而后者又和從動片鉚在一起。從動片5用限位銷7和減振12鉚在一起。這樣，摩擦片，從動片和減振盤三者就被連在

39、一起了。在從動片5和減振盤12上圓周切線方向開有6個均布的長方形窗孔，在在從動片 和減振盤之間的從動盤轂8法蘭上也開有同樣數(shù)目的從動片窗孔，在這些窗孔中裝有減振彈簧11，以便三者彈性的連接起來。在從動片和減振盤的窗孔上都制有翻邊，這樣可以防止彈簧滑脫出來。在從動片和從動盤轂之間還裝有減振摩擦片6，9。當系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，從動片及減振盤相對從動盤轂發(fā)生來回轉(zhuǎn)動，系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。 圖8.1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤 1，13—摩擦片；2，14，15—鉚釘；3—波形彈簧片；4—平衡塊 5—從動片；6，9—減振摩擦；7—限位銷；8—從動

40、盤轂 10—調(diào)整墊片；11—減振彈簧；12—減振盤 8.2 從動盤設計 從動盤總成由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等組成。它雖然對離合器工作性能影響很大的構(gòu)件，但是其工作壽命薄弱，因此在結(jié)構(gòu)和材料上的選擇是設計的重點。從動盤總成應滿足如下設計要求： （1）為了減少變速器換檔時齒輪間的沖擊，從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小 （2）為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布均勻等從動盤應具有軸向彈性 （3）為了避免傳動系的扭轉(zhuǎn)共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應裝有扭轉(zhuǎn)減 振器 （4）要有足夠的抗爆裂強度 8.2.1 從動片的選擇和設計 設計從動片時要盡量減輕質(zhì)量

41、，并使質(zhì)量的分布盡可能靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得小的轉(zhuǎn)動慣量。這是因為汽車在行駛中進行換檔時，首先要分離離合器，從動盤的轉(zhuǎn)速必然要在離合器換檔的過程中發(fā)生變化，或是增速（由高檔換為低檔）或是降速（由低檔換為高檔）。離合器的從動盤轉(zhuǎn)速的變化將引起慣性力，而使變速器換檔齒輪之間產(chǎn)生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與沖動盤的轉(zhuǎn)動慣量成正比，因此為了見效轉(zhuǎn)動慣量，從動片都做的比較薄，通常是用1.3~2.0㎜厚的薄鋼板沖壓而成,為了進一步減小從動片的轉(zhuǎn)動慣量,有時將從動片外緣的盤形部分磨至0.65～1.0㎜,使其質(zhì)量更加靠近旋轉(zhuǎn)中心。 為了使離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動

42、片一般都作成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)，這樣，在離合器的結(jié)合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的，從而保證離合器所傳遞的力矩是緩和增長的。此外，彈性從動片還使壓力的分布比較均勻，改善表面的接觸，有利于摩擦片的磨損。 具有軸向彈性的的傳動片有以下三種形式：整體式的彈性從動片，分開式的彈性從動片、及組合式彈性從動片。， 在本設計中，因為設計的是型轎車的離合器，故可以采用整體式彈性從動片，，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑?jīng)Q定，在這里取225㎜，內(nèi)徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產(chǎn)生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，

43、還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。 8.2.2 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，它幾乎承受發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對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)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax按國標GB1144－74選取。 從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產(chǎn)生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35、45、40Cr等），并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。為提高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。 花鍵選取后應進行擠壓應力σj（MPa）及剪

44、切應力τj（MPa）的強度校核： （8-1） （8-2） 式中，z為從動盤轂的數(shù)目；其余參數(shù)見表（8-1）。 表8-1 離合器從動盤轂花鍵尺寸系列 摩擦片 外徑 D/mm 發(fā)動機的 最大轉(zhuǎn)矩 Temax/Nm 花鍵尺寸 擠壓應力 σj/Mpa 齒數(shù) N 外徑 D′/mm 內(nèi)徑 d′/mm 齒厚 b/mm 有效齒長 l/mm 160 50 10 23 18 3 20 10 180 70 10 26 21 3 20 11.8 2

45、00 110 10 29 23 4 25 11.3 225 150 10 32 26 4 30 11.5 250 200 10 35 28 4 35 10.4 280 280 10 35 32 4 40 12.7 300 310 10 40 32 5 40 10.7 325 380 10 40 32 5 45 11.6 350 480 10 40 32 5 50 13.2 根據(jù)摩擦片的外徑D=350mm與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax=400Nm 由表8-1查得: n=10

46、D′=40mm d′=32mm b=5mm l=50mm σj=13.2Mpa， 則由公式校核得： σj=11.11MPa<[σj]=18.3 MPa。 τj=8.89MPa < [τj]=13.7 MPa。 所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求 8.2.3摩檫片的材料選取及與從動片的固緊方式 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： （1）應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 （2）要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 （3）要有足夠的

47、機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 （4）熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 （5）磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 （6）油水對摩擦性能的影響應最小 （7）結(jié)合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右。這種摩擦片的缺點是材料的性能不穩(wěn)定，溫度，滑磨速度及單位壓力的增加都將摩擦系數(shù)的下降和磨損的加劇。 所以目前正在研制具有傳熱性好、強度高、耐高溫、耐磨和較高摩擦系數(shù)（可達0.5左右）的粉末冶金摩擦片

48、和陶瓷摩擦材料等。 在該設計中選取的是石棉合成物制成的摩擦材料。固緊摩擦片的方法采用較軟的黃銅鉚釘直接鉚接，采用這種方法后，當在高溫條件下工作時，黃銅鉚接有較高的強度，同時，當釘頭直接與主動盤表面接觸時，黃銅鉚釘不致像鋁鉚釘那樣會加劇主動盤工作表面的局部磨損，磨損后的生成物附在工作表面上對摩擦系數(shù)的影響也較小。這種鉚接法還有固緊可靠和磨損后換裝摩擦片方便等優(yōu)點。 結(jié)　　 論 本次課程設計根據(jù)給出的設計要求和原始設計參數(shù)，以及周置螺旋彈簧離合器及其操縱機構(gòu)的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結(jié)構(gòu)方案的比較和選擇、相關(guān)零件參數(shù)的計算，大致確定了離合器及其操縱機構(gòu)的基本結(jié)

49、構(gòu)和主要尺寸以及制造相關(guān)零部件所用的材料。 結(jié)構(gòu)方面：根據(jù)設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉(zhuǎn)減振器的單片周置螺旋彈簧離合器，壓盤驅(qū)動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調(diào)心式分離軸承，操縱機構(gòu)采用液壓式。 計算方面：確定了離合器的主要參數(shù)β、P0、D、d，結(jié)果按照基本公式運算得出并通過約束條件，檢驗合格。根據(jù)螺旋彈簧基本參數(shù)之間的約束關(guān)系，初步確定了彈簧的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了螺旋彈簧尺寸的優(yōu)化值，同時進行了強度校核。 選材方面：摩擦片選用編織石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、熱穩(wěn)定性、磨合性，不會發(fā)生粘著現(xiàn)象。膜片彈簧采用65Si2MnA，其中所含硅成分提

50、高了機件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；傳動片采用80剛，滿足其強度需要；壓盤采用HT200，提高了耐磨性；離合器蓋從用鑄鐵，提高了散熱能力；設計后的離合器溫升校核合格。 綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量小的設計要點，數(shù)據(jù)全部通過約束條件檢驗，原件所使用的材料基本上符合耐磨，耐壓和耐高溫的要求，而且離合器尺寸合適，適宜安裝，能最高效率傳遞發(fā)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 由于此次設計中因選取的部分零件作為主要設計對象，存在很多的不完善，設計過程中也遇到很多的困難，所以在本次設計中可能有很多錯誤和遺漏，希望各位老

51、師批評指正。 參 考 文 獻 [1] 徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器[M].清華大學出版社.2005. [2] 陳家瑞.汽車構(gòu)造 [M]. 機械工業(yè)出版社.2005. [3] 王望予.汽車設計[M]. 機械工業(yè)出版社.2006. [4] 劉惟信.汽車設計[M].清華大學出版社.2001. [5] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].機械工業(yè)出版社.2004. [6] 張毅，潘可耕，劉紅波.離合器及機械變速器[M].化學工業(yè)出版社.2005. [7] 劉惟信.機械最優(yōu)化設計（第二版）[M].清華大學出版社，1994. [8] 譚慶昌，趙洪志.機械設計[M].高等教育出版社.2005. [9] 余仁義,梁濤.汽車離合器操縱機構(gòu)的設計[J].專用汽車.2003. [10]禇祥元.汽車離合器膜片彈簧的優(yōu)化設計[J].輕型汽車技術(shù).2005. 22