離合器設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).doc

機(jī)械工程學(xué)院車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)說明書題 目： 華西牌CDL6603輕型客車 姓 名： 班級(jí)學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師： 目 錄目 錄目 錄1第1章 離合器的設(shè)計(jì)目的及原理概述31.1離合器的設(shè)計(jì)目的31.2離合器的工作原理31.3離合器的設(shè)計(jì)要求3第2章 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析52.1車型、技術(shù)參數(shù)52.2從動(dòng)盤數(shù)的選擇52.3壓緊彈簧和布置形式的選擇52.4膜片彈簧的支承形式62.5壓盤的驅(qū)動(dòng)方式6第3章 離合器主要參數(shù)的選擇83.1后備系數(shù)83.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t83.3單位壓力p83.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b93.5計(jì)算校核93.5.1離合器的摩擦力矩Tc與結(jié)構(gòu)參數(shù)(Rc)的確定93.5.2最大圓周速度103.5.3單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩103.5.4單位摩擦面積滑磨功10第4章 膜片彈簧的設(shè)計(jì)124.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇124.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇124.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值124.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇124.1.4 分離指數(shù)目n的選取124.1.5 膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑124.1.6 切槽寬度1、2及半徑134.1.7 壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定134.1.8膜片彈簧材料134.2膜片彈簧的彈性特性曲線13第5章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)155.1扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)15圖5-1三級(jí)非線性減震器扭轉(zhuǎn)特性曲線155.1.1極限轉(zhuǎn)矩155.1.2扭轉(zhuǎn)角剛度165.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩165.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩165.1.5 減振彈簧的位置半徑165.1.6 減振彈簧個(gè)數(shù)175.1.7 減振彈簧總壓力F175.1.8 極限轉(zhuǎn)角175.2 減振彈簧的計(jì)算175.2.1 減振彈簧的分布半徑175.2.2單個(gè)減振器的工作壓力P185.2.3 減振彈簧尺寸18第6章 離合器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)206.1從動(dòng)盤轂的設(shè)計(jì)206.2從動(dòng)片的設(shè)計(jì)206.3離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求206.4壓板的設(shè)計(jì)216.5壓板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與選擇21第7章 離合器軸的選取與校核237.1離合器軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核237.2離合器花鍵軸剪切強(qiáng)度校核237.3離合器軸的花鍵擠壓強(qiáng)度校核24參考文獻(xiàn)25致謝：262第7章 離合器軸的選取與校核第1章 離合器的設(shè)計(jì)目的及原理概述1.1離合器的設(shè)計(jì)目的了解轎車離合器的構(gòu)造，掌握轎車離合器的工作原理。了解從動(dòng)盤總成的結(jié)構(gòu)，掌握從動(dòng)盤總成的設(shè)計(jì)方法，了解壓盤和膜片彈簧的結(jié)構(gòu)，掌握壓盤和膜片彈簧的設(shè)計(jì)方法，通過對(duì)以上幾方面的了解，從而熟悉轎車離合器的工作原理。學(xué)會(huì)如何查找文獻(xiàn)資料、相關(guān)書籍，培養(yǎng)自己的動(dòng)手設(shè)計(jì)項(xiàng)目、自學(xué)的能力，掌握單獨(dú)設(shè)計(jì)課題和項(xiàng)目的方法，設(shè)計(jì)出滿足整車要求并符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、具有良好的制造工藝性且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、便于維護(hù)的轎車離合器，為以后從事汽車方面的工作或工作中設(shè)計(jì)其它項(xiàng)目奠定良好的基礎(chǔ)。1.2離合器的工作原理離合器通常裝在發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器之間，其主動(dòng)部分與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪相連，從動(dòng)部分與變速器相連。為各類型汽車所廣泛采用的摩擦離合器，實(shí)際上是一種依靠其主、從動(dòng)部分間的摩擦來傳遞動(dòng)力且能分離的機(jī)構(gòu)。離合器的主要功用是切斷和實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系平順的接合，確保汽車平穩(wěn)起步；在換擋時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離，減少變速器中換檔齒輪間的沖擊；在工作中受到較大的動(dòng)載荷時(shí)，能限制傳動(dòng)系所承受的最大轉(zhuǎn)矩，以防止傳動(dòng)系個(gè)零部件因過載而損壞；有效地降低傳動(dòng)系中的振動(dòng)和噪音。1.3離合器的設(shè)計(jì)要求1. 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，并有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)矩儲(chǔ)備，又能防止過載。2. 接合時(shí)要完全、平順、柔和，保證起初起步時(shí)沒有抖動(dòng)和沖擊。3. 分離時(shí)要迅速、徹底。4. 從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要小，以減輕換檔時(shí)變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。5. 應(yīng)有足夠的吸熱能力和良好的通風(fēng)效果，以保證工作溫度不致過高，延長(zhǎng)壽命。6. 應(yīng)能避免和衰減傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，并具有吸收振動(dòng)、緩和沖擊和降低噪聲的能力7. 操縱方便、準(zhǔn)確，以減少駕駛員的疲勞。8. 作用在從動(dòng)盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中的變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。9. 具有足夠的強(qiáng)度和良好的動(dòng)平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長(zhǎng)。10. 結(jié)構(gòu)應(yīng)簡(jiǎn)單、緊湊、質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝維修、調(diào)整方便等。26機(jī)械工程學(xué)院車輛工程教研室第2章 離合器的結(jié)構(gòu)方案分析2.1車型、技術(shù)參數(shù)車型: 華西牌CDL6603輕型客車 總質(zhì)量（kg）： 4200最大扭矩/轉(zhuǎn)速（Nm/rpm）：180/3200 主減速比：6.142一檔速比：4.802滾動(dòng)半徑：360mm2.2從動(dòng)盤數(shù)的選擇對(duì)乘用車和最大質(zhì)量小于6t的商用車而言，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩一般不大，離合器通常只設(shè)一片從動(dòng)盤。2.3壓緊彈簧和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。其中膜片彈簧的主要特點(diǎn)是用一個(gè)膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個(gè)優(yōu)點(diǎn)：1. 由于膜片彈簧有理想的非線性特征,彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉(zhuǎn)矩的能力不變。當(dāng)離合器分離時(shí)，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；2. 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量?。?. 高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；4. 由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；5. 易于實(shí)現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長(zhǎng)；6. 平衡性好；7. 有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。但膜片彈簧的制造較復(fù)雜，其精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能提高，制造工藝和設(shè)計(jì)方法逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，選用膜片彈簧式離合器。2.4膜片彈簧的支承形式我們選用了拉式膜片彈簧，圖為拉式膜片彈簧的支承形式單支承環(huán)形式，將膜片彈簧大端支承在離合器蓋中的支承環(huán)上。圖2-1 膜片彈簧離合器的工作原理示意圖2.5壓盤的驅(qū)動(dòng)方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種： 1. 凸臺(tái)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盤上，此方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，應(yīng)用較多；缺點(diǎn)：壓盤上凸臺(tái)在傳動(dòng)過程中存在滑動(dòng)摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。2. 徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)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(dòng)的方式較上一種在結(jié)構(gòu)上稍顯復(fù)雜一些，但它沒有相對(duì)滑動(dòng)部分，因而不存在磨損，同時(shí)踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時(shí)壓盤和離合器蓋徑向相對(duì)位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉(zhuǎn)物件不會(huì)失去平衡而產(chǎn)生異常振動(dòng)和噪聲。3. 徑向傳動(dòng)片驅(qū)動(dòng)方式：它用彈簧鋼制的傳動(dòng)片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動(dòng)片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結(jié)構(gòu)特征都與徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)方式相同。經(jīng)比較，我選擇徑向傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)方式。第3章 離合器主要參數(shù)的選擇3.1后備系數(shù)后備系數(shù)是離合器設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇時(shí)，應(yīng)考慮摩擦片在使用中的磨損后離合器仍能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、防止離合器滑磨時(shí)間過長(zhǎng)、防止傳動(dòng)系過載以及操縱輕便等因素。乘用車選擇：1.201.75 ，本次設(shè)計(jì)取 = 1.2。3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙t3.2.1摩擦因數(shù)f的選擇：摩擦片的摩擦因數(shù)f取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。摩擦因數(shù)f的取值范圍見下表3-1。表3-1 摩擦材料的摩擦因數(shù)f的取值范圍摩 擦 材 料摩擦因數(shù)石棉基材料模壓0.200.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.250.35鐵基0.350.50金屬陶瓷材料0.701.50本次設(shè)計(jì)選用粉末金屬材料銅基，取f = 0.30 。3.2.2摩擦面數(shù)Z的選擇：摩擦面數(shù)Z為離合器從動(dòng)盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。由于本次設(shè)計(jì)取用單片離合器，所以 Z = 2 。3.2.3離合器間隙t的選擇：離合器間隙t是指離合器處于正常結(jié)合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時(shí)，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全結(jié)合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙t一般為34mm 。本次設(shè)計(jì)取t =3 mm 。3.3單位壓力p單位壓力p 決定了摩擦表面的耐磨性，對(duì)離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時(shí)應(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動(dòng)機(jī)后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。p 取值范圍見表3-2。表3-2 摩擦片單位壓力p的取值范圍摩擦片材料單位壓力p/石棉基材料模壓0.150.25編織0.250.35粉末冶金材料銅基0.350.50鐵基金屬陶瓷材料0.701.50由于選用銅基材料，所以p選擇:，本次設(shè)計(jì)取。3.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b 摩擦片外徑是離合器的重要參數(shù)，它對(duì)離合器的輪廓尺寸、質(zhì)量和使用壽命有決定性的影響。當(dāng)離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩已知，適當(dāng)選擇后備系數(shù)和單位壓力，可估算出摩擦片外徑，即D= =163.7mm (3-1)取D =180mm當(dāng)摩擦片外徑D確定后，摩擦片內(nèi)徑d可根據(jù)d/D在0.530.70之間來確定。取c = d/D = 0.6 ，d = 0.6D = 0.6180 = 108mm ，取d = 100 mm摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三種。取b = 3.5 mm 。3.5計(jì)算校核3.5.1離合器的摩擦力矩Tc與結(jié)構(gòu)參數(shù)(Rc)的確定 (Nm) （3-2）f摩擦系數(shù)，銅基對(duì)鋼鐵f =0.3；F摩擦面受壓緊力(N)；Rc摩擦合力作用半徑(mm), Z摩擦面數(shù)，從動(dòng)盤數(shù)的2倍。3.5.2最大圓周速度 （3-3）式中， 摩擦片最大圓周速度（m/s）；發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速取5500；摩擦片外徑徑取225；故符合條件。3.5.3單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩=(N/)（3-4）式中，離合器傳遞的最大靜摩擦力矩180；當(dāng)摩擦片外徑D210時(shí)，=0.28N/>0.00002/，故符合要求。3.5.4單位摩擦面積滑磨功 （3-5）式中:發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定角速度；離合器儲(chǔ)備系數(shù)；Je發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（一般飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量1.2倍）；每個(gè)圓環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量材料密度，=7800kg/m ，dw 、dn環(huán)的外、內(nèi)徑(m), b圓環(huán)厚度（m）。Jn轉(zhuǎn)換到離合器軸上整車轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Jn =汽車總質(zhì)量之和（kg）,rr驅(qū)動(dòng)力的動(dòng)力半徑(m), 車啟動(dòng)時(shí)傳動(dòng)系總的傳動(dòng)比。經(jīng)簡(jiǎn)化后，可按下式計(jì)算： （3-6）單位面積的摩擦功 （3-7）轎車=0.40 J/mm2 輕貨=0.33 J/mm2重貨=0.25 J/mm2故符合設(shè)計(jì)要求。表3-3摩擦片的相關(guān)參數(shù)摩擦片外徑D摩擦片內(nèi)徑d后備系數(shù)厚度b單位壓力Po180mm100mm1.23.50.4MPa第4章 膜片彈簧的設(shè)計(jì)4.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇4.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h 一般為1.52.0，板厚 h 為24 mm 。取h = 2.5 mm ，H/h =1.7 ，即 H = 1.7h =4.25 mm 4.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值研究表明。R/r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲受直徑誤差的影響越大，且應(yīng)力越高。根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求。R/r一般為1.201.35 。為使摩擦片上的壓力分布較均勻，拉式膜片彈簧的R值宜為大于或等于。即摩擦片外徑徑180mm 取R=80mm取，4.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐角與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切， ，一般在915范圍內(nèi)。 ，符合要求。4.1.4 分離指數(shù)目n的選取分離指數(shù)目n常取18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸膜片彈簧可取12 。取分離之?dāng)?shù)目n =18 。4.1.5 膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑 由離合器的結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。應(yīng)該大于。4.1.6 切槽寬度1、2及半徑取13.3mm, 2=10mm, 滿足r->=2,則，故取50mm。4.1.7 壓盤加載點(diǎn)半徑R1和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑r1的確定R1和r1需滿足下列條件：， 故選擇R175mm， r162mm.4.1.8膜片彈簧材料制造膜片彈簧用的材料，應(yīng)具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度，高的沖擊強(qiáng)度，同時(shí)應(yīng)具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。4.2膜片彈簧的彈性特性曲線碟形彈簧的載荷F與變形量彈性公式: （4-1）E鋼片彈性模量，鋼E=206Gpa泊桑比,鋼=0.3表4-1碟形彈簧系數(shù)D/dACC1.30.3881.0441.0921.40.4641.0621.1351.50.5231.0981.1781.60.5711.1241.2191.70.6121.1491.260 由于D/d在1.31.4之間，所以 工作點(diǎn)B把上述數(shù)據(jù)代入碟形彈簧的載荷F與變形量彈性公式用Matlab編輯程序可得膜片彈簧彈性曲線圖4-1：圖4-1膜片彈簧彈性曲線表4-2膜片彈簧的相關(guān)參截錐高度H板厚h分離指數(shù)n圓底錐角425mm2.5mm1812.2第5章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì)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(dòng)系的首端扭轉(zhuǎn)剛度，改變系統(tǒng)的固有振型，盡可能避開由發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧量激勵(lì)引起的共振。阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動(dòng)能量。5.1扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)目前，在柴油機(jī)汽車中廣泛采用具有怠速級(jí)的兩級(jí)或三級(jí)非線性扭轉(zhuǎn)減振器 。三級(jí)非線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性如圖5-1所示。 圖5-1三級(jí)非線性減震器扭轉(zhuǎn)特性曲線5.1.1極限轉(zhuǎn)矩極限轉(zhuǎn)矩是指減振器在消除了限位銷與從動(dòng)盤轂切口之間的間隙時(shí)所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用是的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應(yīng)力等因素，與發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取對(duì)于商用車，系數(shù)取1.5，計(jì)算得5.1.2扭轉(zhuǎn)角剛度為了避免引起傳動(dòng)系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭角轉(zhuǎn)剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。由經(jīng)驗(yàn)公式初選 ，故取的值為3000N.m/rad。5.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由于減震器扭轉(zhuǎn)剛度受結(jié)構(gòu)及發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的消振，必須合理選擇減震器阻尼裝置的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩。一般可按公式初選 取5.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動(dòng)，這是有利的。但是不應(yīng)該大于，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，故滿足以下關(guān)系：且，而，則初選5.1.5 減振彈簧的位置半徑的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取,則取=,取為35mm.5.1.6 減振彈簧個(gè)數(shù)當(dāng)摩擦片外徑D250mm時(shí)，=46故取=65.1.7 減振彈簧總壓力F 當(dāng)減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值Tj時(shí)，減振彈簧受到的壓力F為 (5-1)5.1.8 極限轉(zhuǎn)角減震器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時(shí)，從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的極限轉(zhuǎn)角為 (5-2)式中，為減震彈簧的工作變形量。 通常取312度，對(duì)汽車平順性要求高或者發(fā)動(dòng)機(jī)工作不均勻時(shí)，取上限。本次設(shè)計(jì)車型取。5.2 減振彈簧的計(jì)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(shè)計(jì)相關(guān)的尺寸。5.2.1 減振彈簧的分布半徑的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取=(0.600.75)d/2，式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑，故=0.7d/2=0.7100/2=35(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的5.2.2單個(gè)減振器的工作壓力P (5-3)5.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常Dc=1115mm故取Dc=12mm2）彈簧鋼絲直徑dd=3.92mm (5-4)式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取550600Mpa,故取為580Mpad取4 mm3）減振彈簧剛度k應(yīng)根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值及其布置尺寸R1確定，即 (5-5)4）減振彈簧有效圈數(shù) (5-6)5）減振彈簧總?cè)?shù)n其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為n=+(1.52)=66）減振彈簧最小高度 (5-7)7）彈簧總變形量 (5-8)8）減振彈簧總變形量 (5-9)9）減振彈簧預(yù)變形量 (5-10)10）減振彈簧安裝工作高度 (5-11)11）從動(dòng)片相對(duì)從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，其值為 (5-12)12）限位銷與從動(dòng)盤轂缺口側(cè)邊的間隙，式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.54mm。所以可取為3mm, 為41mm。13）限位銷直徑按結(jié)構(gòu)布置選定，一般9.512mm?？扇?0mm表5-1扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)極限轉(zhuǎn)矩Tj阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn減振彈簧的位置半徑R0減振彈簧個(gè)數(shù)Zj240Nm18Nm18 Nm35mm6第6章 離合器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1從動(dòng)盤轂的設(shè)計(jì)從動(dòng)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(dòng)機(jī)傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對(duì)中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩T來選擇，相關(guān)參數(shù)如表6-1所示：表6-1從動(dòng)盤轂相關(guān)參數(shù)摩擦片外徑 D/mm發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應(yīng)力/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效尺長(zhǎng)l/mm18018010352843510.26.2從動(dòng)片的設(shè)計(jì)從動(dòng)盤對(duì)離合器工作性能影響很大，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足如下要求：1. 從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能小，以減小變速器換擋時(shí)輪齒間的沖擊。2. 從動(dòng)盤應(yīng)具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。3. 應(yīng)安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動(dòng)系共振，并緩和沖擊。本次設(shè)計(jì)初選從動(dòng)片厚度為1.8mm。6.3離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求1. 應(yīng)具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時(shí)的分離行程，減小壓盤升程，嚴(yán)重時(shí)使摩擦面不能徹底分離。2. 應(yīng)與飛輪保持良好的對(duì)中，以免影響總成的平衡和正常的工作。3. 蓋的膜片彈簧支承處應(yīng)具有高的尺寸精度。4. 為了便于通風(fēng)散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風(fēng)窗孔，或在蓋上加設(shè)通風(fēng)扇片等。乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。本次設(shè)計(jì)初選08鋼板厚度為3mm6.4壓板的設(shè)計(jì)對(duì)壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求:1. 壓盤應(yīng)具有較大的質(zhì)量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時(shí)可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風(fēng)筋，以幫助散熱通風(fēng)。中間壓盤可鑄出通風(fēng)槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。2. 壓盤應(yīng)具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為1525 mm 。選18mm。3. 與飛輪應(yīng)保持良好的對(duì)中，并要進(jìn)行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于1520 gcm 。4. 壓盤高度(從承壓點(diǎn)到摩擦面的距離)公差要小。5. 壓盤形狀較復(fù)雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170227HBS。壓盤厚度選18mm。6.5壓板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與選擇t = (6-1)m = = (6-2)t=3.09式中，W為汽車起步時(shí)離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，W=10251J為傳到壓盤的熱量所占的比例，對(duì)單片離合器壓盤. =0.5；m為壓盤質(zhì)量(kg)V為壓盤估算面積；c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg)；為鑄鐵密度，取7800 kg/m；為摩擦片外徑取225；為摩擦片內(nèi)徑取150； h為壓盤厚度，取=15 mm； t為壓盤溫升（）滿足壓盤溫升不超過810要求。第7章 離合器軸的選取與校核離合器軸與從動(dòng)盤盤轂相配合，所以所選參數(shù)與從動(dòng)盤盤轂一致，及表7-1所示：表7-1離合器傳動(dòng)軸摩擦片外徑 D/mm發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T/(Nm)花鍵尺寸擠壓應(yīng)力/MPa齒數(shù)n外徑D/mm內(nèi)徑d/mm齒厚t/mm有效尺長(zhǎng)l/mm18018010352843510.27.1離合器軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核 (7-1)D離合器軸危險(xiǎn)斷面的外徑,如是花鍵軸取其平均直徑.d離合器軸危險(xiǎn)斷面的內(nèi)徑K應(yīng)力集中系數(shù):對(duì)花鍵橫孔環(huán)槽K=2，對(duì)平緩過渡K=1.1符合扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。7.2離合器花鍵軸剪切強(qiáng)度校核 (7-2)Dd花鍵外內(nèi)徑，b花鍵的寬度L從動(dòng)盤輪轂的長(zhǎng)度Z花鍵的齒數(shù)符合剪切強(qiáng)度要求7.3離合器軸的花鍵擠壓強(qiáng)度校核 (7-3)滿足擠壓強(qiáng)度要求參考文獻(xiàn)1.徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器/汽車設(shè)計(jì)叢書 M.北京：清華大學(xué)出版社,20102.王望予.汽車設(shè)計(jì)M. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20113. 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)第八版M.北京：高等教育出版社，20104.陳家瑞.汽車構(gòu)造M.北京：人民交通出版社，20095.劉惟信.汽車設(shè)計(jì) M.北京：清華大學(xué)出版社,20116.鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)M.沈陽：東北大學(xué)出版社,2010致謝：感謝教研室安排了這次離合器設(shè)計(jì)，它讓我學(xué)到了很多東西，也認(rèn)識(shí)到了自身上的很多不足。更要感謝我們的導(dǎo)師劉老師的細(xì)心指導(dǎo)，使我能順利完成了這次設(shè)計(jì)。