圓柱螺旋彈簧離合器設計

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 課程設計 目錄 1.緒論 1 2.離合器基本結構設計 2 2.1確定摩擦片外徑D及其他尺寸 2 2.1.1摩擦片外徑D及內徑d的確定 2 2.1.2摩擦片材料、緊固方法以及要求 2 2.1.3摩擦片的最大圓周速度的檢驗 3 2.2確定后備系數(shù)β 3 2.3確定單位壓力P0 3 3.圓柱螺旋彈簧的設計 5 3.1圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設計 5 3.2圓柱螺旋彈簧結構設計計算 7 3.3材料的選用 10 4. 從動盤設計 11 4.1從動盤的結構和組成 11 4.2從動片設計 12 4.3從動轂設計 13 4.4扭轉減振器設計 14 4.4.1主要參數(shù)的選擇 14 4.4.2減振器的結構設計 16 5.壓盤設計 20 5.1 壓盤傳力方式的選擇 20 5.2 壓盤幾何尺寸的確定 20 6.離合器蓋設計 22 7.分離裝置設計 23 總結 24 參考文獻 25 1.緒論 以內燃機為動力，采用離合器的汽車機械傳動系中，離合器處于傳動系的首端，早期離合 器的結構形式是錐形摩擦離合器。錐形摩擦離合器傳遞扭矩的能力，比相同直徑的其他結構形式的摩擦離合器要大。但是，其最大缺點是從動部分的轉動慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器再結合也不夠柔和，容易卡住。 此后，在油中工作的即所謂濕式的多片離合器逐漸取代了錐形離合器。但是多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油黏?。ㄓ绕涫窃诶涮煊鸵鹤儩鈺r容易發(fā)生），致使分離不徹底，造成換擋困難。所以，它又被干式所取代。多片干式的主要優(yōu)點是由于接觸面數(shù)多，故結合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但是因為片數(shù)多，從動部分的轉動慣量也大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風散熱不良，易引起過熱，加快了摩擦片的磨損，甚至燒傷和碎裂。如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。 實際經驗是人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有轉動慣量小，散熱性好，結構簡單、調整方便、尺寸緊湊分離徹底等優(yōu)點。而且只要在結構上采用一定的措施，也能使其結合平順。因此，它不僅極為廣泛的用在小轎車及中小型載重汽車上，今年來在大型載重汽車上（當發(fā)動機的最大扭矩小于100kg.m時）上的應用也日益增多。 如今，單片干式摩擦離合器在結構上設計方面相當完善：采用具有軸向彈性的從動盤，提高了離合器的結合平順性；離合器中裝有扭轉減震器，防止了傳動系的共振，減小了噪音；以及采用了摩擦較小的分離機構等。 隨著汽車運輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷的改進和提高，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，今年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率的轉速不斷的提高，載重汽車趨于大型化，國內也有類似情況。此外，離合器的使用條件也日酷一日。因此，增加離合器的扭轉能力，提高其使用壽命，簡化操作（在某些車型上以至向自動操作發(fā)展），已成為離合器目前發(fā)展的趨勢。 2.離合器基本結構設計 2.1確定摩擦片外徑D及其他尺寸 2.1.1摩擦片外徑D及內徑d的確定 由經驗公式： D=KD= =194.79mm. 式中：——發(fā)動機最大轉矩（N.m） KD——直徑系數(shù)（轎車取值14.6） 由于飛輪工作面：D/d=240mm/130mm,因此，摩擦片外徑D<240mm,內徑d>130mm.根據(jù)實際情況按照統(tǒng)一標準，確定離合器的基本尺寸如下： 外徑D=225mm； 內徑d=150mm； 片厚h=3.5mm； 內外徑比值c’=0.667,1-c’3=0.703； 單位面積A0=2.21×104mm2 2.1.2摩擦片材料、緊固方法以及要求 摩擦片的工作條件是比較惡劣的，為了保證它能夠長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的使用條件，摩擦系數(shù)值比較穩(wěn)定，不受工作溫度、滑磨速度、單位壓力變化的影響，摩擦片的性能應滿足以下幾方面的要求： ① 足夠的耐磨性，尤其是在高溫時應耐磨； ② 足夠的機械強度，尤其是高溫時的機械強度應較好； ③ 穩(wěn)定性好，要求在高溫時的粘合劑較少，無味，不易燒焦； ④ 磨合性好，不致刮傷飛輪以及壓盤等零件的表面； ⑤ 油水對摩擦性能的影響應較??； ⑥ 結合時應平順而無咬住或抖動的現(xiàn)象。 摩擦片采用目前最廣泛的石棉摩擦片是有耐磨以及化學穩(wěn)定性都比較好的石棉與粘合劑以及其他輔助材料混合熱壓制成，其摩擦系數(shù)大約為0.3左右。 摩擦片和從動盤之間有兩種緊固方法；鉚接和粘接。 本次設計采用鉚接法，其優(yōu)點是可靠及磨損后換裝摩擦片很方便。摩擦片上開有斜槽，其作用為：散熱和排屑。 2.1.3摩擦片的最大圓周速度的檢驗 為了避免在發(fā)動機轉速比較高時摩擦片飛離，一般允許最大圓周速度為65—70m/s之間。因為發(fā)動機的最高轉速一般比最大功率時的轉速要高10%，所以摩擦片外緣處最大速度為: Vmax=(1+10%).D.Ne/60=(1+10%)×225×10-3×4500/60 =58.29m/s. 式中：D——摩擦片外徑（mm） Ne——發(fā)動機最大功率時的轉速（r/min） 由于Vmax超過65-70m/s,所以設計的基本尺寸合格。 2.2確定后備系數(shù)β 后備系數(shù)是離合器的一個重要的參數(shù)，它反應了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的能力和可靠程度，小轎車的后備系數(shù)=1.3-1.75，由于發(fā)動機后備功率較大，使用條件比較好，因此可以選取較小的后備系數(shù)，使離合器結構重量輕，操縱輕便。初選=1.4。 2.3確定單位壓力P0 單位壓力的P0選取應考慮離合器的工作條件，發(fā)動機的后備功率較小，摩擦片的外徑、摩擦片的材料以及其質量等因素。若離合器使用頻繁，發(fā)動機的后備功率較小，則P0應取小一點，反之取大一點。當摩擦片外徑較大時，為降低摩擦片外緣處的熱負荷，P0應降低。當采用石棉基摩擦材料時，P0應在0.14-0.3N/范圍內選取，對于轎車，P0為0.18-0.3 N/。 Mcmax=.Memax=1.4×178=249.2N.M 且Mcmax=P0D3（1-c’3） P0==2.38×105N/m2。 式中：Mcmax——離合器最大摩擦力矩（N.m） P0——單位壓力 （N/m2） ——摩擦系數(shù)（常取=0.25） Zc——摩擦工作面數(shù)（單片Zc=2） C’——內外徑比值 Memax——發(fā)動機最大功率 由于P0一般不超過2.5Kg即不超過2.45×105N/m2，而所求P0=2.38×105N/m2小于該值，因此上述所選數(shù)據(jù)符合要求。 3.圓柱螺旋彈簧的設計 3.1圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設計 （1）目標函數(shù)的選?。? 在優(yōu)化設計中，目標函數(shù)的選取可根據(jù)彈簧的工作特點和它的要求來建立，本次設計選用重量最小為彈簧的目標。因本次設計為周置式彈簧，對離合器的要求最重要的一點為使其轉動慣量要小，這樣可以降低離心力，從而降低離心力對彈簧所產生的橫向力，減少了由于彈簧彎曲所造成的不利后果，提高了彈簧壓緊力穩(wěn)定的時間，增加了其壽命，提高其可靠性，符合設計要求。因此，其目標函數(shù)的表達式為： W=（n+n2）D2 式中：為彈性材料的密度（=7.8×10-6Kg/mm3） n——彈簧有效圈數(shù)； n2——彈簧支撐圈的圈數(shù)(取n2=1.5) D2——簧圈平均直徑; d——簧絲直徑。 （2）設計變量的選?。? 設計彈簧時，除選擇材料及規(guī)定熱處理要求外，主要根據(jù)最大工作載荷，最大變形以及結構要求等來確定變量。 本次設計的變量有三個：x==。采用一位搜索法來進行優(yōu)化，其中c’的步長為0.25，d的步長為0.5。 （3）約束條件： ①強度條件：由公式：=， 其中K’=+ P== 式中：P——單個彈簧工作壓力； P——彈簧工作總壓力； k’——曲度系數(shù)； Z ——彈簧個數(shù)（取Z=9）； c’——彈簧指數(shù)（即旋繞比）； ——實際切應力（N/mm2）； ——許用切應力（N/mm2）(取=70×9.8=686N/mm2) 約束條件為：t1=()-6860 ②穩(wěn)定條件：由公式： H0=(n+n2-0.5).d+f+f+n. 式中：D2——彈簧中徑（D2=D1-d）； D1——彈簧外徑（D1取27mm,由結構所定）； f——彈簧工作變形（f=p/k）； k——彈簧實際剛度（k=）； G——剪切彈性模數(shù)（G=8.134×104N/mm）； ——彈簧的附加變形（=2.5mm）； ——彈簧最大負荷時的間隙（=1.5mm） 約束條件為： t2=/（D1-x3）5.3 ③最大變形條件：由公式 P’/P＜1.15-1.20 式中：P’——實際彈簧的最大工作壓力； P’=k. 約束條件為： 47 優(yōu)化結果為：旋繞比c’=5.75； 彈簧有效工作圈數(shù)n=6.5圈； 簧絲直徑d=4mm； 單個簧最小重量 wmin=0.538KN。 3.2圓柱螺旋彈簧結構設計計算 （1）彈簧數(shù)目Z的確定： 為了保證離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數(shù)目一般不得少于六個，而且應該隨摩擦片的外徑的增加而增加彈簧的數(shù)目，此外，在布置圓柱螺旋彈簧時，要注意分離桿的數(shù)目，使彈簧均布于分離桿之間。因此彈簧的數(shù)目Z應該是分離杠桿數(shù)n的倍數(shù)，即： Z=m.n=3*3=9個(符合表3-1的要求） 式中: m為任意正整數(shù)（取m=3） n為分離杠桿數(shù)（取n=3） 表3-1 周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目 摩擦片外徑 <200 200～280 280～300 380～450 彈簧數(shù)目（個） 6 9～12 12～18 18～30 （2）彈簧外徑D1的確定： 由于D1=27～30mm,由結構上確定彈簧外徑為D1為27mm. （3）彈簧中徑D2的確定： D2=D1-d=27-4=23mm （4）曲度系數(shù)k’的實際值： 由優(yōu)化結果得，k’=1.265 （5）實際彈簧的工作應力： =682.4N/mm2﹤[]=686N/mm2 所以滿足要求 （6）實際單個彈簧的工作壓力P: P= =589.45N P﹤980N不超過100Kg符合要求， 實際單個彈簧的工作壓力P值合格。 （7）彈簧總圈數(shù)n1： n1=n2+n=1.5+6.5 =8圈 （8）彈簧的實際剛度k: K= =32.9N/mm （9）彈簧實際的工作變形f: f=P/k=589.45/32.9 =18mm (10)彈簧的實際自由高度H0： H0=（）d+f+ =（8-0.5）*4+18+2.5+6.5*1.5 =60.25mm (11)彈簧的實際工作高度H： H=H0-f=60.25-18 =42.25mm (12)實際彈簧的最大工作壓力P’: P’=k. P’/P=671.7/589.45 =1.14N﹤1.15N 實際彈簧的最大工作壓力P’值合格。 （13）實際彈簧節(jié)距t： t=d+f/n+=4+18/6.5+1.5 =8.27mm （14）實際彈簧螺旋角： =6.529 = （15）實際恒定性b： b=H0/D2 =60.25/23 =2.62<5.3 實際恒定性b值合格 （16）實際彈簧的總工作壓力： P=P.Z =589.45×9 =5.305×103N (17)離合器的實際單位壓力P0： P0= P/A0 =5.305×103/221×10-4 =2.4×105N<2.45×105N 離合器的實際單位壓力P0合格 上述實際數(shù)據(jù)完全符合要求。 （18）離合器實際的最大摩擦力矩Mcama: Mcama= = =251.6Nm (19)實際后備系數(shù)： = (20)單位摩擦面積傳遞的轉矩Mc0: = =0.0058N.m/ =0.3N.m/ 單位摩擦面積傳遞的轉矩Mc0值合格. 3.3材料的選用 由于彈簧簧絲直徑不大，周圍環(huán)境的工作溫度也在正常范圍之內，所以彈簧的材料大都選用65Mn鋼或碳素彈簧鋼。錳鋼彈簧與碳素彈簧鋼比較，優(yōu)點是淬透性好和強度較高，脫碳傾向小，但是有過熱敏感性和回火脆性的缺點。錳鋼彈簧價格也便宜，原磁療易得，故很適合于做離合器彈簧。本次選用65Mn鋼為彈簧材料。 4. 從動盤設計 4.1從動盤的結構和組成 圖4-1 帶扭轉減振器的從動盤及分開式彈性從動片 從動盤有兩種結構形式，帶扭轉減振器的和不帶扭轉減振器的。不帶扭轉減振器的從動盤結構簡單，重量較輕。但是目前小轎車上無一例外的都采用帶扭轉減振器的從動盤（如圖4-1 所示），用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振緩和沖擊，減少噪音，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適型，并使汽車起步平穩(wěn)。因此，本次設計采用帶有扭轉減振器的從動盤。 從動盤是由從動片、摩擦片、從動盤轂三個基本組成部分組成。在帶有扭轉減振器的從動盤中，其從動盤和從動盤轂之間是通過減振彈簧彈性的連接在一起。 當傳動系發(fā)生扭轉振動時，從動片和減震盤相對于從動盤轂的扭轉振動能量會很快被減振摩擦片的摩擦所吸收。摩擦片用鉚釘與波形片連接。波形片與從動片相鉚接。減振盤與從動轂鉚接在一起。同時鉚釘也是限位銷。 從動盤設計要求： (1)為了減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能的??； (2)為了保證汽車起步平穩(wěn)，從動盤在軸向應具有彈性； (3)為了避免傳動系的扭轉共振和緩和沖擊載荷，從動盤中應該裝有扭轉減振器。 4.2從動片設計 設計從動片時要盡可能的減輕其質量，并應使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。因為在汽車在行駛換擋時，首先要分離離合器，從動盤的轉速必然要發(fā)生變化，這樣將會引起慣性力，而使變速器換擋時齒輪間產生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比，因此為了減小轉動慣量，從動片一般都做的比較薄，通常是用1.3-2mm厚的鋼板彈簧沖壓而成，本次設計采用2mm后的鋼板彈簧沖壓。 為了使離合器結合平順，以保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器的結合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的從而保證了離合器所傳遞的力矩緩和增長。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，有利于摩擦片的均勻磨損。既有軸向彈性的從動片有以下三種結構形式： ① 整體式彈性從動片； ② 分開式彈性從動片； ③ 組合式彈性從動片。 整體式彈性從動片能達到軸向彈性的要求，但是其缺點是很難保證每片扇形部分的剛度都完全一致。為了消除這個不足，從動片采用分開式的結構，波形片的從動片分開制作。然后鉚接在一起，由于波形彈簧片是由同一模具沖制而成的，故其剛度比較一致。另外，這種結構的從動片也容易得到較小的轉動慣量。這種從動片在轎車上采用較多，組合式彈性從動片常用在中型車上，本次設計選用分開式從動片，為了安裝減震彈簧，本從動片上開6個窗孔。從動片用低碳鋼板作為材料。 在設計時為了保證從動片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮行程可以取為0.8-1.1之間，本次設計方案選取為1.0mm,片厚為0.75mm，材料為彈簧鋼板，從動盤軸向彈性的變化規(guī)律即軸向加載與其變形的關系，其大致的趨向是拋物線形，即在開始時力較小。而后隨著變形的增加，力的增長很快，最后被壓平。 4.3從動盤轂設計 從動盤轂裝在變速器第一軸前端的花鍵上，目前一般都是采用漸開式花鍵?；ㄦI之間為動配合，以便在離合器分離和結合過程中從動盤轂能在軸上自由移動，花鍵的結構尺寸可以根據(jù)從動盤的外徑和發(fā)動機的扭矩選取。 為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動時不產生偏斜，而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，對在嚴重情況下工作的離合器，其長度更長，可達到花鍵外徑的1.4倍。 已知發(fā)動機最大轉矩Memax=178N.m，根據(jù)國標標準可?。? 從動盤外徑De=250mm； Temax=200N.m； 花鍵齒數(shù)n=10； 花鍵外徑D=35mm； 花鍵內徑d=28； 鍵齒寬b=4mm； 有效齒長l=35mm； 擠壓應力=10.4Mpa 花鍵尺寸選定后應進行擠壓應力j和剪切應力校核： =10.37Mpa <=30Mpa =9.07Mpa <=15Mpa 其中Z為從動轂個數(shù)。 以上參數(shù)符合要求。 4.4振扭減振器設計 圖4-2 扭轉減振器 扭轉減振器的結構： 本次采用彈簧摩擦式扭轉減振器設計方案（如圖4-2所示）。使從動片與從動盤轂彈性的連接在一起的。從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度，同時，從動片、減振盤、與從動盤轂之間還裝有減振摩擦片，作為振動能量消耗器。當傳動系統(tǒng)中有扭轉振動時，通過摩擦片與相鄰件的相鄰運動，使振動能量轉化為熱能，使振動衰減。從動片與減振盤轂鉚接在一體，從動盤轂上開有相應的缺口，在缺口與限位銷之間留有間隙，允許從動片與從動盤轂之間有一定的相對運動。同時限制了減振彈簧的最大變形量，以免過載。同時采用調整墊片和碟形彈簧來調整減振器減振摩擦片的預緊力的大小。目的是為了在阻尼片磨損后，保證預緊力變化不大。 4.4.1主要參數(shù)的選擇 減振器的角鋼度Ca和減振器的摩擦力矩等,決定了減振器的衰減傳動系統(tǒng)扭轉振動的能力。 (1)減振器的角鋼度Ca： 在裝有減振器時，發(fā)動機扭矩必須通過減振彈簧來傳遞。而減振器傳遞扭矩的能力會影響到傳動系統(tǒng)的動載荷，實驗表明，當減振器傳遞的極限扭矩與汽車后輪后輪附著條件所決定的最大轉矩Mmax相等時傳動系動載荷是最小的，若Mmax則會增加減振器的角剛度，使傳動系動載荷略有增加，故設計時通常?。? = Mmax= 式中：——后橋附著重量; ——附著系數(shù); ——車輪滾動半徑; ——主傳動比; ——變速器一檔傳動比 很明顯，在對減振彈簧做一定的結構布置下，減振器的角剛度受到必須傳遞足夠大的扭矩要求的制約，而不可能隨意降低。而對傳動系的分析計算表明，為了避開共振，減振器的角剛度Ca又要求低，這在實際上是做不到的，因此，減振器Ca的最后決定，常常只能滿足結構所允許的設計結果。 按經驗公式初選角剛度Ca：Ca 其中：=1.45--1.55Memax 式中：系數(shù)1.45——適用于載重汽車 1.55——適用于小轎車 =1.55 Memax =1.55×170 =263.5N.m 又Ca 初取Ca =12×263.5 =3162N.m (2)減振器的摩擦力矩： 由于減震器的角剛度Ca受結構和扭轉要求的限制不可能很低，因此在發(fā)動機工作轉速范圍內，共振現(xiàn)象就常常難以避免。為了最有效的消振，必須合理的選擇減震器阻尼裝置的摩擦力矩。 由公式初選：=0.11 =0.11×263.5 =28.985N.m 這一經驗公式只有振動在達到一定幅值大小時，才加以消除前提下導出的。這樣，只有在共振或接近共振區(qū)幅值較小并不危險，減震器不起作用，也不消耗能量，從而提高了傳動系的效率。 (3)預緊力矩： 減震彈簧在安裝時都有一定的預緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限力矩時，它將降低減震器的角鋼度，這顯然是有利的，但是預緊力矩的值，不應大于摩擦力矩，否則在反向工作時，扭轉減震器將提前停止工作，因此，==28.985N.m 4.4.2減振器的結構設計 （1）減振彈簧的分布半徑R1： R1=（0.6-0.75）*d/2 式中：d——摩擦片內徑 選取R1=50mm （2）減振器彈簧的數(shù)目Z： 選取Z=6 ，根據(jù)表4-1選取。 表4—1摩擦片根據(jù)外徑選取減振彈簧 摩擦片外徑D/mm 225-250 250-325 326-350 >350 Zj 4-6 6-8 8-10 >10 （3）減振彈簧的總壓力P總: P總= （4）每個減振彈簧的壓力P: P= （5）減振彈簧尺寸的確定： ① 彈簧的平均直徑Dc： Dc一般由結構來定，通常Dc=11--15mm左右。本次設計取Dc=14mm。 ② 彈簧鋼絲直徑d1： d1= 式中：——扭轉許用應力，=588N/mm2； d1需圓整為標準值，取d1=4mm. ③ 單個彈簧實際的最大工作壓力P： P= ④ 彈簧實際總壓力P總： P總=P*Z =1055×6 =6330N ⑤ 減振器實際傳遞的極限扭矩M極： M極= P總*R1 =6330×50×10-3 =316.5N.m ⑥ 實際摩擦力矩M摩： M摩=0.11M極 =34.8N.m ⑦ 實際預緊力矩M預： M預= M摩=34.8N.m ⑧ 角剛度Ca： Ca=12M極 =12×316.5 =3798N.m ⑨ 減振彈簧剛度K: K= ⑩ 減振彈簧有效圈數(shù)i: i=,取標準值有 i=4圈 ? 減振彈簧實際剛度k： k= ? 實際角剛度Ca： = =3550N.m Ca=11.22 M極 ? 減振彈簧總圈數(shù)n： n=i+1.5=5.5圈 ? 減振彈簧在最大工作壓力P時的最小長度lmin: lmin= 式中：——彈簧圈之間的間隙，必要時還可以取小些。 lmin= = ? 減振彈簧總變形量： =P/k= ? 減振彈簧的自由高度： ： ? 減振彈簧預緊變形量： ? 減振彈簧安裝后的工作高度: = ? 減振彈簧的工作變形量 （6）從動片相對于從動盤轂的最大轉角： = （7）限位銷與從動盤缺口側邊的間隙 式中:R2為限位銷的安裝半徑（取值為50mm） (8) 限位銷直徑d’: d’按結構布置選定，一般d’=9.5-12mm,這里取d’=10mm (9) 從動盤轂缺口寬度B及彈簧安裝窗口尺寸A： 將從動片的分離部分口的尺寸做的比從動盤轂上的窗口尺寸大些的原因是充分利用減振器的緩沖作用。一般推薦A1-A=a=1.4-1.6mm 本次設計取a=1.5mm,這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始時只有部分彈簧參見工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。A一般為25-27mm本次設計取A=l=25.5,此外，從動片上的缺口B與限位銷直徑d’之間的間隙做的不一樣，并使<，這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，由于允許彈簧有較大的變形，從而可以緩和根大的沖擊，取 B= 5.壓盤設計 圖5-2 壓盤的驅動方式 （a）凸塊—窗孔式；（b）傳力銷式 壓盤的設計包括傳力方式的選擇以及其幾何尺寸的確定兩個方面。 5.1 壓盤傳力方式的選擇 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機扭矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種連接允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，本次設計采用傳動片式傳力機構。由彈簧鋼帶制成。一段鉚接在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上。為了改善傳動片的受力狀況，它一般都沿著圓周切向布置。這種連接方式簡化了壓盤的結構，降低了對裝配精度的要求，并且有利于壓盤的定中。本次設計采用三個凸臺三組傳動片，每組兩個，共六片的結構。 壓盤的結構形狀除與傳力方式有關外，還與壓緊方式和分離方式有關，在采用沿圓周布置的圓柱螺旋彈簧作壓緊彈簧時，壓緊盤上應鑄有圓柱形凸臺作為彈簧的導向座，材料為HT200～300。 5.2 壓盤幾何尺寸的確定 與摩擦片相結合的壓盤內外徑尺寸與摩擦片尺寸基本相應，這樣壓盤幾何尺寸最后歸結為厚度的確定。其主要依據(jù)以下兩點： (1)壓盤應該有足夠的質量 在離合器的結合過程中，由于滑磨功的存在，每結合一次都要產生大量的熱，而每次結合的時間又很短，因此熱量根本來不及全部傳到周圍的空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升，在使用頻繁和困難條件下工作的離合器，這種溫升就會更為嚴重，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。由于石棉基材料制成的摩擦片導熱性差，在滑磨過程中所產生的熱量主要由飛輪的壓盤等零件吸收，為了使每次接合是的溫升不致過高，故要求具有足夠大的質量以吸收熱量。 (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。 鑒于以上兩點原因，壓盤一般都做的比較厚，本次設計的壓盤厚度為12mm。 內徑為145mm，外徑為230mm。 在確定了厚度之后。應該校核離合器結合一次時的溫升，它不應超過8-100，若過高，則要適當增加壓盤的厚度。 校核公式： 式中：——溫升（）； L——滑磨功（Kg.m）； ——分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比; (取單片離合器壓盤); C——壓盤的比熱(C=0.115千卡/公斤.度)； ——壓盤重量（kg） 6.離合器蓋設計 離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的部分扭矩。此外它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支撐殼體。本設計時應特別注意以下問題： （1）剛度： 離合器分離杠桿支撐在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，則當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱部分的傳動效率，嚴重時還可能導致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器換擋困難。為了減輕重量和增加剛度，小轎車的離合器蓋常用厚約為3-5mm的低碳鋼板（08鋼板）沖壓成復雜形狀。 （2）通風： 為了加強離合器的冷卻，離合器蓋上開有通風口。此通風口同時起到了方便安裝的作用，本次設計采用三個窗口通風，同時，凸臺伸出窗口。 （3）對中： 離合器蓋內裝有壓盤、分離桿、壓緊彈簧等零件，因此它相對飛輪軸線必須要有良好的對中性，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的正常工作。因此要采用定位銷定位對中。 綜上所述，本次設計的離合器蓋采用08鋼板彈簧沖壓而成，板厚為3mm,根據(jù)結構需要沖壓成相應的形狀。 7.分離裝置設計 離合器分離裝置包括分離桿，分離軸承和分離套筒。本次是分離杠桿的設計。 分離杠桿結構形式的選擇：在周置壓簧離合器中一般采用3-6個分離杠桿。本次設計采用3個分離杠桿，采用沖壓加工制成，又因為擺動式的分離杠桿是由鋼板彈簧沖壓而成，結構比較簡單，分離桿在壓盤上的支撐方法也很簡單，此外，它具有磨損小，調整方便等優(yōu)點，目前在中小型汽車上采用較多。因此本次設計選用次型式的分離杠桿。 總結 在老師的指導下，和同組搭檔的共同努力下，我們圓滿完成了本次課程設計。在設計過程中，得到了老師們認真細致的指導和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！ 本設計以“機械設計、汽車設計、二維制圖模型”為主線，主要采用AutoCAD軟件設計一個轎車螺旋彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設計對分離機構和操縱機構只作了簡單的設計。 本次設計我利用AutoCAD軟件繪制了離合器總成和部分零件的二維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設計充分利用了已學過的汽車設計和機械設計知識，使我對所學知識有了一個系統(tǒng)的認識、復習、鞏固和深入。通過這次設計，我對機械設計和汽車設計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設計的方法和使用有關機械設計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術、計算機軟件使用技術等作了一個全新的認識和再學習，加深了理解，并擴展了知識面；充分利用計算機CAD技術進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。 雖然這次設計內容要求較多，涉及范圍較廣，比如材料力學、汽車構造、CAD制圖軟件、汽車設計、一些生產工藝等，但它使我對實際項目的設計過程有了充分的了解。作為設計人員，必須充分考慮車間加工及客戶使用要求。另外，也加深了我對一些相關知識的了解，因先前課本上學到的基礎知識中，很多零部件的型號及標準都已更換，其材料選擇、處理工藝等都已改進提高，可見我在這方面的認知度還不夠。設計不是想當然的事，我們只有首先了解到加工工藝，國家相關標準，你設計出的產品才是一件成功的產品。 自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應用于實際生產中，但利用課程設計這個平臺，使我充分認識到自己理論學習中的不足，熟悉了一些新的設計方法。尤其是在畫圖方面，進一步熟練、鞏固，這次課程設計為我以后的學習及畢業(yè)設計打下了基礎。 參考文獻 [1].徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器/汽車設計叢書 [M].北京：清華大學出版社,2005 [2].王望予.汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007 [3].陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2002 [4].劉惟信.汽車設計 [M].北京：清華大學出版社,2001 [5].鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機械設計課程設計[M].沈陽：東北大學出版社,2006 [6].王豐元.馬明星.汽車設計課程設計指導書[M].北京：中國電出版社，2009 24