離合器設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).doc

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1、機(jī)械工程學(xué)院車輛工程專業(yè) 課程設(shè)計(jì)說(shuō)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 3 1.1離合器的設(shè)計(jì)目的 3 1.2離合器的工作原理 3 1.3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 5 2.1車型、技術(shù)參數(shù) 5 2.2從動(dòng)盤數(shù)的選擇 5 2.3壓緊彈簧和布置形式的選擇 5 2.4膜片彈簧的支承形式 6 2.5壓盤的

2、驅(qū)動(dòng)方式 6 第3章 離合器主要參數(shù)的選擇 8 3.1后備系數(shù)β 8 3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 8 3.3單位壓力p 8 3.4摩擦片外徑D內(nèi)徑d和厚度b 9 3.5計(jì)算校核 9 3.5.1離合器的摩擦力矩Tc與結(jié)構(gòu)參數(shù)(Rc)的確定 9 3.5.2最大圓周速度 10 3.5.3單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 10 3.5.4單位摩擦面積滑磨功 10 第4章 膜片彈簧的設(shè)計(jì) 12 4.1膜片彈簧的基本參數(shù)的選擇 12 4.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇 12 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 12 4.1.3膜片彈簧

3、起始圓錐底角的選擇 12 4.1.4 分離指數(shù)目n的選取 12 4.1.5 膜片彈簧最小端內(nèi)半徑及分離軸承作用半徑 12 4.1.6 切槽寬度δ1、δ2及半徑 13 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 13 4.1.8膜片彈簧材料 13 4.2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) 15 5.1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 15 5.1.1極限轉(zhuǎn)矩 15 5.1.2扭轉(zhuǎn)角剛度 16 5.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 16 5.1.4 預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 16 5.1.5 減振彈簧的位置半徑 16 5.1.6

4、減振彈簧個(gè)數(shù) 17 5.1.7 減振彈簧總壓力F 17 5.1.8 極限轉(zhuǎn)角 17 5.2 減振彈簧的計(jì)算 17 5.2.1 減振彈簧的分布半徑 17 5.2.2單個(gè)減振器的工作壓力P 18 5.2.3 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) 20 6.1從動(dòng)盤轂的設(shè)計(jì) 20 6.2從動(dòng)片的設(shè)計(jì) 20 6.3離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求 20 6.4壓板的設(shè)計(jì) 21 6.5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 23 7.1離合器軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核 23 7.2離合器花鍵軸剪切強(qiáng)度校核 23 7.3離合器軸的花鍵擠壓強(qiáng)度校核 24 參

5、考文獻(xiàn) 25 致謝： 26 2 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(guò)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)。

6、 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(lái)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(guò)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(guò)載。 2.

7、 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(guò)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(guò)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、

8、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：360mm 2.2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

9、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??； 3. 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.

10、 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(lái)，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)

11、—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(guò)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(guò)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

12、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)β 后備系數(shù)β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β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(guò)長(zhǎng)、防止傳動(dòng)系過(guò)載以及操縱輕便等因素。乘用車β選擇：1.20～1.75 ，本次設(shè)計(jì)取β = 1.2。 3.2摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙△t 3.2.1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。

13、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 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.35～0.50 金屬陶瓷材料 0.70～1.50 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

14、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(guò)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3～4mm 。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 0.15～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.35～0.50 鐵基 金屬陶瓷

15、材料 0.70～1.50 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0.53～0.70之間來(lái)確定。 取c = d/D = 0.6 ，d = 0.6D = 0.6180 = 108mm ，取d = 100 mm 摩

16、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

17、） 式中， ——離合器傳遞的最大靜摩擦力矩180；當(dāng)摩擦片外徑D＞210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:ω——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 ρ——材料密度，ρ=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

18、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)β 厚度b 單位壓力Po 180mm 100mm 1.2 3.5 0.4MPa 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.

19、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1.5~2.0，板厚 h 為2～4 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1.20～1.35 。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

20、.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α與內(nèi)截錐高度H關(guān)系密切， ，α一般在9～15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δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.3mm, δ2=10mm, 滿足r->=δ2,則，故?。?0mm。 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 R

21、1和r1需滿足下列條件： ， 故選擇R1＝75mm， r1＝62mm. 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(guó)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/d A C C 1.3 0.388 1.044

22、1.092 1.4 0.464 1.062 1.135 1.5 0.523 1.098 1.178 1.6 0.571 1.124 1.219 1.7 0.612 1.149 1.260 由于D/d在1.3~1.4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：λ 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 4．25mm 2.5mm 18 12.2 第5章 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計(jì) 扭

23、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

24、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

25、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)， =4～6 故取=6 5.1.7 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3~12度，對(duì)汽車平順性要求高或者發(fā)動(dòng)機(jī)

26、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(lái)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=(0.60～0.75)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(lái)決定，通常 Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===3.92mm

27、 (5-4) 式中，扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取550～600Mpa,故取為580Mpa d取4 mm 3）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=+(1.5～2)=6 6）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

28、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2.5～4mm。 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＝

29、9.5～12mm。可取為10mm 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Tμ 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)Zj 240Nm 18Nm 18 Nm 35mm 6 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(lái)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(lái)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

30、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/mm 180 180 10 35 28 4 35 10.2 6.2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

31、，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(guò)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3mm 6.4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

32、。 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15～25 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15～20 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170～227HBS。 壓盤厚度選18mm。 6.5壓板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與選擇 t =

33、 (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 γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對(duì)單片離合器壓盤. γ=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(guò)8~10要求。 第7章 離合器軸的選

34、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/mm 180 180 10 35 28 4 35 10.2 7.1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(guò)渡K=1.1 符合扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。 7.2

35、離合器花鍵軸剪切強(qiáng)度校核 (7-2) D﹑d—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,2010 [2].王望予.汽車設(shè)計(jì)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011 [3]. 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，2010 [4].陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：人民交通出版社，2009 [5].劉惟信.汽車設(shè)計(jì) [M].北京：清華大學(xué)出版社,2011 [6].鞏云鵬，田萬(wàn)祿，張祖立，黃秋波.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].沈陽(yáng)：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)。