《離合器設(shè)計》word版

目錄1.設(shè)計方案概述 31.1 離合器設(shè)計的任務(wù) 31.2 設(shè)計原則、目標(biāo) 32 離合器結(jié)構(gòu)方案選擇 42.1離合器種類選擇 42.2從動盤數(shù)選擇 42.3壓緊彈簧和布置形式選擇 42.4壓盤驅(qū)動形式選擇 52.5扭轉(zhuǎn)減振器 52.6離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇 53離合器主要參數(shù)的選擇 63.1摩擦片 63.1.1 后備系數(shù) 63.1.2 單位壓力 63.1.3摩擦片外徑D,內(nèi)徑d和厚度h3.1.4摩擦因數(shù)f、摩擦面數(shù)Z和離合器間隙At的確定73.1.5摩擦片參數(shù)約束條件的檢驗73.2從動盤 73.2.1從動片的結(jié)構(gòu)形式、材料及基本尺寸83.2.2 從動盤轂83.2.3 從動盤摩擦材料 83.3壓盤和離合器蓋 93.3.1 壓盤傳力方式的選擇 93.3.2 壓盤幾何尺寸的確定 93.3. 3 壓盤及傳動片的材料 103.3.4 傳動片的設(shè)計及強(qiáng)度校核 103.3.5 離合器蓋設(shè)計 113.4 膜片彈簧設(shè)計 123.4.1 H/h比值選擇123 . 4 . 2膜片彈簧工作點位置的選擇 123.4.3比值R/r和R、r的確定133.4.4膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇133.4.5膜片彈簧小端半徑r及分離軸承作用半徑r13f p 3.4.6爪數(shù)目n和切槽寬度61、窗孔槽寬度62及半徑rc133.4.7支承環(huán)平均半徑L和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑1133.4.8 膜片彈簧及工藝 133.5扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 143.5.1極限轉(zhuǎn)矩Tj143.5.2扭轉(zhuǎn)角剛度k 153.5.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T 153.5.4預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 T 15n3.5.5減振彈簧的位置半徑Ro153.5.6減振彈簧個數(shù)Z 163.5.7減振彈簧總壓力'F 16工3.5.8極限轉(zhuǎn)角針申 163.5.9減振彈簧計算 163.6分離軸承總成設(shè)計 18結(jié)論及參考文獻(xiàn) 19附錄201.設(shè)計方案概述本設(shè)計進(jìn)行的是客車離合器總成的設(shè)計，通過對對給定汽車參數(shù)的分析，確定離合器結(jié)構(gòu)方案，并計算離合器主要參數(shù)，最后繪制離合器總成圖。設(shè)計已知參數(shù)如下：根據(jù)以上參數(shù)查相關(guān)車型標(biāo)準(zhǔn)得：車型最大車速(Km .比功率(Kw . t i)比轉(zhuǎn)矩(N . m .h i)11)客車1001235根據(jù)以上參數(shù)查相關(guān)車型標(biāo)準(zhǔn)得：額定裝載 質(zhì)量(kg)最大總質(zhì)量(kg)最大車速(Km-h i)比功率(Kw .廣i)比轉(zhuǎn)矩(N . m.廣i)變速器 一檔傳 動比ig主減速 比i。輪胎型號60001072010012357.645.8978.25R20摩擦離合器主要由主動部分(發(fā)動機(jī)飛輪、離合器蓋和壓盤等)、從動部分(從動 盤)、壓緊機(jī)構(gòu)(壓緊彈簧)和操縱機(jī)構(gòu)(分離叉、分離軸承、離合器踏板及傳動部件 等)四部分組成。主、從動部分和壓緊機(jī)構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳遞動力的基本結(jié)構(gòu)。操 縱機(jī)構(gòu)是使離合器主、從動部分分離的裝置。汽車離合器設(shè)計的基本要求:(1) 在任何行駛條件下，能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩。(2) 接合時平順柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。(3) 分離時要迅速、徹底。(4) 從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，減輕換擋時變速器齒輪間的沖擊。(5) 有良好的吸熱能力和通風(fēng)散熱效果，保證離合器的使用壽命。(6) 避免傳動系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。(7) 操縱輕便、準(zhǔn)確。(8) 作用在從動盤上的壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在使用過程中變化要盡可能小， 保證有穩(wěn)定的工作性能。(9) 應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和良好的動平衡。(10) 結(jié)構(gòu)應(yīng)簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調(diào)整方便等。1.1 離合器設(shè)計的任務(wù)(1) 從技術(shù)先進(jìn)性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標(biāo)、質(zhì)量和主要 尺寸參數(shù)，提出總成設(shè)計方案，為各零件設(shè)計提供整體參數(shù)和設(shè)計要求；(2) 對各零件進(jìn)行合理布置和運動校核；(3) 對整體性能進(jìn)行計算和控制，保證汽車主要性能指標(biāo)實現(xiàn)；(4) 協(xié)調(diào)好整體總成與零件之間的匹配關(guān)系，配合零件完成布置設(shè)計，使整體的性能、可靠性 達(dá)到設(shè)計要求。1.2 設(shè)計原則、目標(biāo)(1) 離合器的選型應(yīng)根據(jù)汽車型譜、市場需求、產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展趨勢和企業(yè)的產(chǎn) 品發(fā)展規(guī)劃進(jìn)行。(2) 選型應(yīng)在對同類型產(chǎn)品進(jìn)行深入的市場調(diào)查、使用調(diào)查、生產(chǎn)工藝調(diào)查、樣 車結(jié)構(gòu)分析與性能分析及全面的技術(shù)、進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行(3) 應(yīng)從已有的基礎(chǔ)出發(fā)，對原有離合器和引進(jìn)的樣本進(jìn)行分析比較，繼承優(yōu)點 消除缺陷，采用已有且成熟可靠的先進(jìn)技術(shù)與結(jié)構(gòu)，開發(fā)新型離合器。(4) 涉及應(yīng)遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、法規(guī)、法律，不得侵犯他人專利。(5) 力求零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化、產(chǎn)品系列化。2 離合器結(jié)構(gòu)方案選擇根據(jù)設(shè)計原則，目標(biāo)和用戶的需求特點，設(shè)計人員要提出被開發(fā)離合器的整體結(jié)構(gòu)方案，主要包括以下幾部分：（1）離合器種類選擇（2）從動盤數(shù)選擇（3）壓緊彈簧和布置形式選擇（4）壓盤驅(qū)動形式選擇（5）扭轉(zhuǎn)減振器（6）離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇2.1 離合器種類選擇離合器有摩擦式，電磁式，液力式三種類型。離合器大都根據(jù)摩擦原理設(shè)計的。摩 擦式應(yīng)用廣泛。摩擦式工作表面形狀包括錐形、鼓形和盤形，錐形和鼓形其從動部分轉(zhuǎn) 動慣量太大，引起變速器換檔困難，且結(jié)合不夠柔和，易卡住。故選擇盤形摩擦式離合器。2.2 從動盤數(shù)選擇單片離合器（圖2-1）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。雙片離合器（圖 2-2）傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大，徑向尺寸較小，踏板力較小，接合較 為平順。但中間壓盤通風(fēng)散熱不良，分離也不夠徹底。多片離合器主要用于行星齒輪變速器換擋機(jī)構(gòu)中。它具有接合平順柔和、摩擦表面溫度較低、磨損較小，使用壽命長等優(yōu)點，主要應(yīng)用于重型牽引車和自卸車上。對于 10噸的客車，選擇單片離合器。圖2-2雙片離合器圖2 -1單片離合器23壓緊彈簧和布置形式選擇周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能 力降低，另外，彈簧到它定位面上，造成接觸部位嚴(yán)重磨損，會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中 央彈簧此結(jié)構(gòu)軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定， 踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內(nèi)基本不變，能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致 不變，另外它兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結(jié)構(gòu)簡單緊湊，軸向尺寸小，質(zhì)量小。 由于它大斷面環(huán)形與壓盤接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平 衡性好。推式摸片彈簧結(jié)構(gòu)簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。故選擇推式膜片斜置彈簧。（圖2-3）圖2-3推式膜片彈簧離合器2.4壓盤驅(qū)動形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們?nèi)秉c是在聯(lián)接件間有間隙，在驅(qū)動中將產(chǎn)生沖擊噪聲， 而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結(jié)構(gòu)中壓盤與飛 輪對中性好，使用平衡性好，簡單可，壽命長。故選擇傳動片式。2.5扭轉(zhuǎn)減振器它能降低發(fā)動機(jī)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，增 加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振響應(yīng)振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動 力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭振與噪聲，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。故要有扭轉(zhuǎn)減振器。2.6離合器的操縱機(jī)構(gòu)選擇離合器操縱機(jī)構(gòu)按分離時所需的能源不同可分為機(jī)械式、液壓式、彈簧助力式、氣 壓助力機(jī)械式、氣壓助力液壓式等等。機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)有杠系和繩索兩種傳動形式，杠系傳動結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但是 傳動效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠(yuǎn)距離操縱桿系，布置 困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機(jī)構(gòu)效率不高。機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)一般用于排量 1.6L 以下的汽車離合器。對于大排量的客車，應(yīng)采 用液壓式操縱機(jī)構(gòu)。液壓操縱機(jī)構(gòu)有如下優(yōu)點：（1）液壓式操縱，機(jī)構(gòu)傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便；便于采用吊掛踏板，從 而容易密封，不會因駕駛室和車架的變形及發(fā)動機(jī)的振動而產(chǎn)生運動干涉；（2）可使離合器接合柔和，可以降低因猛踩踏板而在傳動系產(chǎn)生的動載荷。 故選擇液壓式操縱機(jī)構(gòu)。3離合器主要參數(shù)的選擇設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果3.1摩擦片后備系數(shù)B是離合器一個重要設(shè)計參數(shù)，它反映了離3.1.1后備系數(shù)合器傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。在選擇B時，應(yīng)保 證離合器應(yīng)能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器 滑磨過大、要能防止傳動系過載。因此，在選擇B時應(yīng)考 慮以下幾點：1）為可靠傳遞發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，B不宜選取太?。?）為減少傳動系過載，保證操縱輕便，B又不宜選取 太大；3）當(dāng)發(fā)動機(jī)后備功率較大、使用條件較好時，B可選 取小些；4）當(dāng)使用條件惡劣，為提高起步能力、減少離合器 滑磨，B應(yīng)選取大些；5）汽車總質(zhì)量越大，B也應(yīng)選得越大；6）柴油機(jī)工作比較粗暴，轉(zhuǎn)矩較不平穩(wěn)，選取的B值 應(yīng)比汽油機(jī)大些；7）發(fā)動機(jī)缸數(shù)越多，轉(zhuǎn)矩波動越小，B可選取小些；8）膜片彈簧離合器選取的B值可比螺旋彈簧離合器小 些；9）雙片離合器的B值應(yīng)大于單片離合器。初取P=1.63=1.63.1.2單位壓力3.1.3摩擦片外徑D,內(nèi)徑d和厚度h單位壓力P0對離合器工作性能和使用壽命有很大影 響，選取時應(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動機(jī)后備功率大 小，摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。離合器使用頻繁，發(fā)動機(jī)后備系數(shù)較小時，P0應(yīng)取 小些；當(dāng)摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣處的熱 負(fù)荷，po應(yīng)取小些；后備系數(shù)較大時，可適當(dāng)增大po。本次設(shè)計中摩擦片用石棉基材料P =0.100.35MPa0取 P=0.15MPaP=0.15MPa3.1.4摩擦因數(shù)f、摩 擦面數(shù)Z和離合器 間隙At的確定3.1.5摩擦片參數(shù)約 束條件的檢驗D 二 kD *廠對于客車單片離合器，取k =16.0。D=35x1052 = 3752得 D=309.9mm根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表（附表1），外 徑D取325mm摩擦片尺寸應(yīng)符合尺寸系列標(biāo)準(zhǔn)GB5764-86汽車 用離合器面蓋片，所選的D應(yīng)使摩擦片最大圓周速度不 超過6570m/s,以免摩擦片發(fā)生飛離。和9550x12八INe max 一 3/41/11111135=0-3 <6570m/suirC 11oil計算得V =55.7<65m/s滿足條件D根據(jù)離合器摩擦片尺寸和系列參數(shù)表，且D=350mm 得 d=175mmD +J?&75七4A （面積）=nR 2=0.052mc根據(jù)附表1,且D=325mm，得摩擦片厚度:h=3.5mm 為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機(jī) 的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時T應(yīng)大于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，摩擦因素p 取0.3，校核p即T 邙T =pxAXRcXZcXpcmaxemax1.6x350=pXO.O52XO.129X2XO.3 P=0.15MPa故合格，即用石棉基材料合理。摩擦系數(shù)f=0.30,摩擦面數(shù)Z=2,在操縱機(jī)構(gòu)中采用 間隙自動調(diào)整裝置，離合器間隙可以取t-0。1）v =n/60Xnx10-3=55.7m/s<6570m/s。Demax2）C' =0.585,滿足條件 0.53WC'WO.7O。D=325mm d=190mm h=3.5mm R =128.75cmmA （面）=0.052m2摩擦片用石 棉基材料f=0.30Z=2t=032從動盤3.2.1從動片的結(jié)構(gòu) 形式、材料及基本尺 寸3) 片1.60,滿足條件 1.2WpW4.0。4) d>2R +50,且 R = ( 0.5 0.75 ) d/2,取0 0R =65mm。05) T為單位摩擦面積所傳遞的轉(zhuǎn)矩(N «m/mm2),C0T 為其許用值(Nm/mm2),根據(jù)附表2選?。篊0T =0.0035MPaC0r,., -、-0.0034A/F <r J-0.003："nz(D2-c/)a門滿足要求。在從動盤設(shè)計時應(yīng)要滿足以下三個方面的要求：(1) 為減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的 轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小。(2) 為保證汽車起步平穩(wěn)，從動盤在軸向應(yīng)有彈性。(3) 為避免傳動系扭轉(zhuǎn)共振和緩和沖擊載荷，從動 盤上應(yīng)有扭轉(zhuǎn)減振器。其主要包含從動片，從動盤轂和摩擦片等零件的結(jié)構(gòu) 選型和設(shè)計。在設(shè)計從動片時要盡量減輕其質(zhì)量，并應(yīng)使其質(zhì)量的 分布盡可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為 了使得離合器結(jié)合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器 的從動片一般都做成具有軸向彈性的結(jié)構(gòu)。具有軸向彈性 的從動片有以下3種結(jié)構(gòu)型式：整體式彈性從動片、分開 式彈性從動片以及組合式彈性從動片。前面兩種結(jié)構(gòu)在小 轎車上采用較多，在載貨汽車上則常用第三種即組合式從 動片。故選組合式從動片。從動片材料與所用的結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，不帶波形彈簧片 的從從動片(即整體式)一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而 成，經(jīng)熱處理后達(dá)到硬度要求。采用波形片(即分開式或組合式)時，從動片用低碳 鋼，波形片用彈簧鋼。從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉(zhuǎn)動 慣量，從動片 般較薄，通常為1.32.0mm厚鋼板沖壓 而成，取值為1.5mm。從動片的外沿部分(即波形彈簧 那片)厚度在0.651.0mm之間，取值為0.8mm。組合式從動 片D=325mm d=190mm從動片厚： 1.5mm彈簧片厚：0.8mmn=10D' =40mm d' =32mm t=5mm h=4mm l=45mm3.2.2從動盤轂3.2.3從動盤摩擦材料3.3壓盤和離合器蓋3.3.1壓盤傳力方式的選擇花鍵轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最 大的零件。目前，常采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，花鍵之間 為動配合。根據(jù)附表3,由從動盤外徑和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩可選 取花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸：花鍵齒數(shù)n=10，花鍵外徑 D' =40mm，花鍵內(nèi)徑 d' =32mm，齒厚 t=5mm，有 效齒長l=45mm，擠壓應(yīng)力o=11.6MPa?；ㄦI齒工作高度山=(D'd') /2=4mm花鍵尺寸的強(qiáng)度校核：花鍵側(cè)面壓力 P=4T /(D'+d')Z=4 x375.2/emax (0.040+0.032)Xl=20844N4 亠!_.宀r13600p擠壓應(yīng)力xo ”鑑壓吊nhi= 1.158X io7Pa=11.58PaV 11.6MPa故花鍵的強(qiáng)度符合要求。離合器摩擦面片在離合器接合過程中將遭到嚴(yán)重的滑 磨，在相對很短的時間內(nèi)產(chǎn)生大量的熱，因此，要求摩擦 片應(yīng)有較好的摩擦性能、較高的摩擦系數(shù)、較小的轉(zhuǎn)動慣 量，在短時間內(nèi)可以吸收相對高的能量，且具有較好的耐 磨性能。摩擦的材料基本上有三種：石棉基摩擦材料、有 機(jī)摩擦材料以及金屬陶瓷摩擦材料，有機(jī)摩擦材料可以滿 足較高的性能標(biāo)準(zhǔn)，成本低等特點，選擇有機(jī)摩擦材料。故選有機(jī)摩擦材料。壓盤設(shè)計包括傳力方式的選擇及幾何尺寸的確定兩個 方面。壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機(jī)扭矩時，它 和飛輪起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪連接在 起，但這種變化應(yīng)允許壓盤在離合器分離過程中能自由的 作軸向移動，常用的連接方式有以下幾種：凸臺式、鍵式、 銷式和傳動片式?，F(xiàn)在使用最廣泛的是傳力片的傳動方 式，因為這種連接方式不僅改善了傳力片的受力狀況，還 簡化了壓盤的結(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求，并且還有 利于壓盤的定中。有機(jī)摩擦材 料傳動片式壓盤外徑=330mm壓盤內(nèi)徑= 185mm壓盤厚度為20mm3.3.2壓盤幾何尺 寸的確定3.3. 3壓盤及傳動片的材料確定了摩擦片內(nèi)外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內(nèi)外 徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結(jié)為確定它的厚 度。壓盤厚度確定主要依據(jù)以下兩點：1）壓盤應(yīng)該具有足夠的質(zhì)量，以吸收結(jié)合時摩擦產(chǎn) 生的熱量。2）壓盤應(yīng)具有足夠大的強(qiáng)度，以保證受熱時不變形。 壓盤厚度一般為1525mm。取壓盤厚度為20mm在確定壓盤厚度以后，應(yīng)校對離合器接合一次時的溫 升，它不應(yīng)超過810t.校核公式如下：壓式中，T -溫升；0CL滑磨功；N mY -分配到壓盤上的滑磨功所占的百分比，單片離合 器壓盤Y =0.50;C-壓盤的比熱；C=544.28 J/ （Kg K）m壓盤的質(zhì)量，kg;壓m u 叩（D2 d2）h = 11.58 kg 壓4一次滑磨功 L=工2（TaC） = 12324.47J1800 i 2i 2o gt = 0.5°x 12324.47 °C=0.98°C卜=810°C。544.28 x 11.58此外，壓盤還應(yīng)與飛輪保持良好的對中，并要進(jìn)行靜 平衡，壓盤單件的平衡精度應(yīng)不低于1520gcm。壓 盤咼度（從支承點到摩擦面的距離）公差要小。壓盤形狀般都比較復(fù)雜，而且要求耐磨、傳熱性好 和具有較理想的摩擦性能，故選擇由灰鑄鐵鑄成，并添加少量合金材料，硬度 為 HB170227。汽車中間壓盤傳動片采用中碳鋼（35），并進(jìn)行滲碳處 理。壓盤灰鑄鐵 加少量合金傳動片采用 中碳鋼（35），硬 度 HRC5562， 滲碳處理。i=3 n=3 b=18mm h=1mm l=80mm d=8mm圓周半徑 = 180材料45鋼 E=2.1X10 5 MPa。3.3.4傳動片的設(shè)計及強(qiáng)度校核傳動片在膜片彈簧離合器中除了承擔(dān)傳遞發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn) 矩外，還要依靠傳動片的彈性作用使壓盤分離。根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器壓盤傳動片的誰參數(shù)如下： 共設(shè)3組傳動片(i=3)，每組3片(n=4)，傳動片的幾 何尺寸為：寬b=18mm，厚h=1mm，傳動片兩孔的距 離l=80mm，孔的直徑d=8mm，傳動片切向布置，圓周 半徑=180mm，傳動片選擇45鋼，彈性模量為E=2.1X 10 5 MPa。校核傳動片的應(yīng)動：傳動片的有效長度為l = l 1.5d = 80 1.5 x 8 = 68mmi傳動片的彎曲總剛度：K =2 K = 12EJ ni/13工nx1131=12 x 2.1x105 x x18 x13 x 3 x x= 0.32MN / m12683 1000根據(jù)上述分析，計算以上3中工況的最大驅(qū)動應(yīng)動及 傳動片的最小分離動：(1) 徹底分離時，按設(shè)計要求f=0, T =0,由公式可e知 b =0。(2) 壓盤和離合器蓋組裝成蓋總成時，T =0,通過分e析計算可知f = 7.67mm，則可計算最大應(yīng)動：maxb= 3fmaxEh = 3x7.6x 21x105 x1 = 1035.5MPmax12682a1(3) 離合器傳扭時，分正向驅(qū)動與反向驅(qū)動，f 出max 現(xiàn)在離合器摩擦片磨損到極限狀況，通過尺寸鏈的計算可 知f =4.74mm。max正向驅(qū)動_ 3 f Eh 6 T f TQ max e max max + e maxmax12inRbh 2 inRbhi3 x 4.74 x 2.1 x 105 x 1686 x 375.2 x 4.74 x 10003 x 3 x 180 x 18 x 12375.2 x 1000+3 x 4 x 180 x 18 x 1645.8 470.5 + 9.73.3.5離合器蓋設(shè)計3.4膜片彈簧設(shè) 計3.4.1 H/h比值選擇185 MPa反向驅(qū)動_ 3 f Eh 6 T fTQmax e max max +e max max12inRbh 2 inRbh1_ 3 x 4.74 x 2.1 x 10 5 x 1686 x 375.2 x 4.74 x 1000+3 x 3 x 180 x 18 x 12375.2 x 10003 x 3 x 180 x 18 x 1645.8+ 470.5 9.71106.6 MPa由上式可知，傳動片的許用應(yīng)動符合所需的應(yīng)動要求。 可見壓盤與離合器蓋組裝成總成時最危險，由于計算 載荷時比較保守，明顯偏大，因此傳動片的許用極限可取 其屈服極限。鑒于上述傳動片的應(yīng)力狀況，應(yīng)選用80號 鋼。(4)傳動片的最小分離動F發(fā)生在新裝離合器的時彈候，從動盤尚未磨損，離合器在結(jié)合狀態(tài)下的彈性彎曲變 形量此時最小，根據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)確定f=1.74mm。貝I：傳動片彎曲總剛度k =0.32MN/m，當(dāng)f=1.74mm 時，其彈性恢復(fù)動為：”F彈=K X f=0.32 X 10 6 x 1.74/1000=556.8N 符合要求。使用 5mm 的08鋼板進(jìn)行沖 壓,采用定位銷對 中。H/h=1.71 h=3.5(H=6)離合器蓋與飛輪用螺栓固定在一起，通過它傳遞發(fā)動 機(jī)的一部分轉(zhuǎn)矩給壓盤，此外，它還是離合器壓緊彈簧和 分離桿的支承殼體。離合器蓋主要要求離合器蓋具有較好 的剛度，使得在離合器分離的時候能保持不產(chǎn)生較大的變形，而且在離合器上需要開一些通分窗口，以加強(qiáng)離合器 的冷卻。根據(jù)現(xiàn)有數(shù)據(jù)，初定離合器蓋使用5mm的08 鋼板進(jìn)行沖壓，采用定位銷對中。3.4.2膜片彈簧 工作點位置的選擇入=3.78mm lb膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖所示。Z =2 ,c S =0.70入=1.4mmS=0.8mm入=1.6mmifX =x +x1 lb if=3.78+1.6=5.38mm設(shè)計膜片彈簧時，要利用其非特性彈性變形規(guī)律，以 獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h 般在1.6-2.2 之間，板厚h在2-4之間。取 H/h=1.71R/r=1.21R=160mm r=132mm的彈性特性 曲線該曲線的拐點H對應(yīng)著膜片彈簧的壓平位置，而且入 =(入+入)/2。新離合器在接合狀態(tài)時，膜片彈簧工作 1H 1M 1N點B般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一 般入=(0. 650. 8)H且入，以保證摩擦片在最大磨損1B1H限度入范圍內(nèi)壓緊力從F到F變化不大。當(dāng)分離時，1B 1A膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C 點心盡量靠近N點。a=12.1B點：新離合器膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時的工作點位 置，一般來說，在該點要保證膜片彈簧有足夠的壓緊力， 滿足P=F ，此時，在壓盤作用處的軸向變形量入r =32mmfr =33mmp1 1B=(0. 650. 8)H。1b入=0.7H=0.7x5.4=3.78mmlb3.4.3比值R/r和R、r的確定A點：為摩擦片磨損到極限的位置。要依據(jù)B點的位置 再由摩擦片總磨損量入求得。入=ZASc0入=Z S =2X0.7=1.4mmc0Z為摩擦片總的工作面數(shù)c S為每摩擦工作面最大允許磨損量，在 0.6501.1mm之間。3.4.4膜片彈簧起始圓錐底角a的選擇C點：為離合器分離時膜片彈簧的光盤內(nèi)工作位置。 它一般在特性曲線的凹點附近，此時分離力較小。c點的 位置取決于壓盤升程入=ZS :1fc S=0.8mm入=Z S=2X0.8=1.6mm1fcS為徹底分離時每對摩擦片面之間的間隙，單片式 可取0.751mm,雙片式可取小一點，約為0.5mm3.4.5膜片彈簧小 端半徑rf及分離軸 承作用半徑rp比值R/r的關(guān)系到碟形材料的利用。通常取R/r 1.5mm, 般在1.25左右。膜片彈簧大端半徑R應(yīng)滿足 結(jié)構(gòu)上的要求而和摩擦片的尺寸相適應(yīng)：大于摩擦片半徑 d/2。近于摩擦片外半徑D/2。此外，當(dāng)H, h及H/h不變 時，增加R將有利于降低膜片應(yīng)力。3.4.6爪數(shù)目n和 切槽寬度61、窗孔膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角a與內(nèi)截錐高度H關(guān)系 密切，a=arctanH/(R-r) H/(R-r)，般在915范圍內(nèi)。a=arctan6 /(160-132)= 12.1 °槽寬度62及半徑rcrf主要由結(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵夕卜 徑以便安裝。分離軸承作用半徑r應(yīng)大于r。pf3.4.7支承環(huán)平均 半徑L和膜片彈簧與 壓盤的接觸半徑l汽車膜片離合器分離爪數(shù)目n>12, 般為18左右， 采用偶數(shù)，便于制造時模具分度；切槽寬度6約為4mm;1窗孔槽寬度6 2(2.5 4.5)6 ;半徑r 一般說，(r-r )21cc2(0.81.4)62拉式膜片彈簧的支承作用半徑靠外，接近R而略小于 R；與壓盤的接觸半徑1在里，盡量接近r而略大于r。n=186 =3.5mm16 =10mm2r =122mmcL=158mm l=136mm3.4.8膜片彈簧及 工藝35扭轉(zhuǎn)減振器主要 參數(shù)的選擇3.5.1極限轉(zhuǎn)矩Tj膜片彈簧材料多為60Si2MnA硅錳鋼，許用應(yīng)力 1500-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴(yán)格， 彈簧自由高度、原始錐角、內(nèi)徑、外徑、板厚及表面狀態(tài) 等均要嚴(yán)格控制，載荷公差控制在8%以內(nèi)；熱處理：淬 火、回火，回火后硬度為HRC44-50。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，使之盡可能避開由 發(fā)動機(jī)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(jī)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(yīng)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。減振器的主要參數(shù)是減振器的角剛度K 和減振器的 摩擦力矩T摩，它們決定減振器的衰減傳動系扭轉(zhuǎn)振動的 能力。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度k和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩 T是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩T、預(yù)緊 卩j轉(zhuǎn)矩Tn和極限轉(zhuǎn)角申等。j極限轉(zhuǎn)矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺 口之間的間隙 1（圖3.51）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(jī)最大轉(zhuǎn)矩有 關(guān)，般可取T =562.8N. Jmk =619.1N m/ radT 二（1.5 2.0）Tje maxT =45.02N.m式中，客車：系數(shù)取1.57/ = 1.5x375.2 = 56W-m3.5.2扭轉(zhuǎn)角剛度k圖第i減振器尺寸簡圈T =30.02nN.m3.5.3阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩T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k，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機(jī)常用工作轉(zhuǎn) 速范圍內(nèi)。k決定于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構(gòu)布置尺寸(圖 3.51)。設(shè)減振彈簧分布在半徑為 R的圓周上，當(dāng)從動 0片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過9弧度時，彈簧相應(yīng)變形量為R。9。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為T = 1000KZ R 29j 0式中，T為使從動片相對從動盤轂轉(zhuǎn)過 9弧度所需加的轉(zhuǎn)矩(N m); K為每個減振彈簧的線剛度(N/mm); Z為減振彈簧個數(shù)；Ro為減振彈簧位置半j徑(m)。根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，k二T/9則9k = 100KZ R 29j 0式中，k為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(Nm/rad)。9設(shè)計時可按經(jīng)驗來初選是k9k < 13 T9j取k =1.1 T =619.1 N m/rad9j由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度是，受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的 限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有R =66.50mmZ =8jF 尹463N9 =10Oj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3.5.4預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Tn3.5.5減振彈簧的位 置半徑Ro3.5.6減振彈簧個數(shù) Zj3.5.7減振彈簧總壓 力F工3.5.8極限轉(zhuǎn)角針jT 般可按下式初選T = (0.060.17)T卩e max取 T =0.12T =45.02N.m卩emax減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。研究表明，T增n加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但 是T不應(yīng)大于T，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前 n卩停止工作，故取T =0.08 T =30.02 N.mnemaxR的尺寸應(yīng)盡可能大些，一般取0R 二(0.60 - 0.75)-0 2取尺=0.7 xy = 66.5?Z參照附表4選取。取Z =8j當(dāng)限位銷與從動盤轂之間的間隙 1或厶2被消 除，減振彈簧傳遞轉(zhuǎn)矩達(dá)到最大值時 T，減振彈簧受 到的壓力F為EF 二 T /R =8463N2j0減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角p為2 j2 R0式中，AL為減振彈簧的工作變形量。p通常取3。12。，對平順性要求高或?qū)ぷ鞑?均勻的發(fā)動機(jī)，p取上限。jD =14mmCd =4mmik=232.8N/mmn=6l =26.4mminmAl =4.5mm l =30.9mm 0Al' =0.4mml=30.5mm=4.0°d' =10mm3.5.9減振彈簧計算取申=10。j1）由于減振彈簧的作用半徑R =66.5mm ,減振0彈簧個數(shù)Z =8,減振彈簧總壓力f =8463N,則單個j乞減振彈簧的工作負(fù)荷P= F / Z =8463/8=1057.88N。_ Y j2）彈簧中徑D通常取1115mm左右，初選CD =14mm.C3）彈簧鋼絲直徑d二3；8P Dc1斗兀T 式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力=55006000kg/cm2; d】 圓墊的標(biāo)準(zhǔn)值，一般取d=34mm左右。帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，取d =4mmo14）減振彈簧剛度k= 行 =232.8 N/mmolOOOR 2niA=26mmA=27.5mm5）彈簧有效圈數(shù)i二GdZ =4.27,則減振彈簧總?cè)?shù)8D 3 kCn=i+（1.52）,取 n=6o6）減振彈簧最小高度1即彈簧在最大工作負(fù)荷下的min工作長度，考慮到彈簧壓縮各圈之間仍需留一定的間隙， 可取 1 =n（d+6）Q1.1d n=26.4mm。min117）減振彈簧總變形Al二p/k =4.5mm。8）減振彈簧自由高度1=1 + Al =30.9mm。0 minB=10.5mm9）減振彈簧預(yù)變形量Al'=丄=0.4mm。kZR10）減振彈簧安裝高度1= 1-Al0=3O.5mm。0推式自動調(diào) 心式分離軸承裝11）從動片相對于從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 a = 2arcsin（Al''/2R ） = 2arcsin（A；Al） =4.0°。12）限位銷直徑d'按結(jié)1 構(gòu)布置選定，一般 d' =9.512mm取 d' =10mm。13）從動盤轂缺口寬度B及彈簧安裝窗口尺寸A： 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得比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些。36分離軸承總 成設(shè)計3. 5. 2 (X減振器彈簧窗口尺寸一般推薦：A - A = a = 1.4 1.6 mm;般取 A=25i27 mm。取A=26mm, A =26+1.5=27.5mm從動片上缺口 B與限位銷直徑d'之間的間隙和 2做得不一樣，并使 >,這樣可以緩和更大的沖擊。2 1從動盤轂缺口 B = d，+ A + A1 2取厶 =0.2mm，A =0.3mm1 2B=10+0.2+0.3=10.5mm分離軸承的形式采用接觸推力球軸承，分離軸承裝置 采用推式自動調(diào)心式?？傮w布置見下圖3.6.1。3. 6. 1推式自動調(diào)心式分離宇酥裝置1-內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)式分離軸承A波影彈簧 冷由耀5離套筒設(shè)計總結(jié)本設(shè)計根據(jù)給出的設(shè)計要求和原始設(shè)計參數(shù)，以及拉式膜片彈簧離合器及其操縱機(jī) 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(jī)構(gòu)的基本結(jié)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(shè)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 單片推式膜片彈簧離合器，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(jī)構(gòu)采用液壓式。計算方面：確定了離合器的主要參數(shù)B, 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)膜片彈簧基本參數(shù)之間的約束關(guān)系，初步確定了膜片彈簧 的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了膜片彈簧尺寸的優(yōu)化值，并進(jìn)一步確定了膜片彈簧 的工作點，同時進(jìn)行了強(qiáng)度校核。確定了扭轉(zhuǎn)減振器和變速器的主要尺寸。選材方面：摩擦片選用編織石棉基材料，保證其有足夠的強(qiáng)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，其中所含硅成分提高了機(jī)件 的彈性，所含錳，加強(qiáng)了耐高溫性；傳動片采用 80 剛，滿足其強(qiáng)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。綜上所述，本次設(shè)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(shè)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(jī)扭矩，符合計劃書及國家標(biāo)準(zhǔn)。由于水平有限，我在設(shè)計中不免出現(xiàn)偏頗和錯誤，希望老師批評指正。參考文獻(xiàn)：1、汽車設(shè)計，日，小田柿浩三，機(jī)械工業(yè)出版社；2、汽車設(shè)計，吉林工大汽車教研室，機(jī)械工業(yè)出版社3、汽車設(shè)計，王望予，吉林工大，機(jī)械工業(yè)出版社；4、汽車工程手冊第二分冊，機(jī)械工業(yè)出版社；5、離合器，徐石安等編，人民交通出版社；6、汽車設(shè)計手冊，林秉華附錄附表1 離合器設(shè)計參數(shù)表夕卜徑D/mm160180200225250280300325350380405430內(nèi)徑110125140150155165175190195205220230d/mm厚度3.23.53.53.53.53.53.53.54444/mmC' =d0.680.640.700.660.620.580.580.580.550.540.540.53/D7407093570350.670.660.650.700.760.790.800.800.820.840.840.841-C13677326207307單面面106132160221302402466546678729908103積7附表2單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值（Nm/mm2）離合器規(guī)格D/mm<210>210 250>250325>325TC0x10-20.280.300.350.40附表 3 從動盤轂花鍵尺寸系列從動盤外D/mm發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩T/Nm花鍵齒數(shù)n花鍵外徑D' /mm花鍵內(nèi)徑d' /mm齒厚b/mm有效齒長l/mm擠壓應(yīng)力o/Mpa160501026318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5附表 4 減振彈簧個數(shù)的選取摩擦片外徑D/mm225-250250-325325-350>350車4-66-8810>10文本僅供參考，感謝下載！