目錄
1.緒論 1
2.離合器基本結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(nèi)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(yàn) 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(shè)計(jì) 5
3.1圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì) 5
3.2圓柱螺旋彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 7
3.3材料的選用 10
4. 從動(dòng)盤設(shè)計(jì) 11
4.1從動(dòng)盤的結(jié)構(gòu)和組成 11
4.2從動(dòng)片設(shè)計(jì) 12
4.3從動(dòng)轂設(shè)計(jì) 13
4.4扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì) 14
4.4.1主要參數(shù)的選擇 14
4.4.2減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 16
5.壓盤設(shè)計(jì) 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(shè)計(jì) 22
7.分離裝置設(shè)計(jì) 23
總結(jié) 24
參考文獻(xiàn) 25
1.緒論
以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力，采用離合器的汽車機(jī)械傳動(dòng)系中，離合器處于傳動(dòng)系的首端，早期離合 器的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)形式的摩擦離合器要大。但是，其最大缺點(diǎn)是從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量太大，引起變速器換擋困難。而且這種離合器再結(jié)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(shí)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(diǎn)是由于接觸面數(shù)多，故結(jié)合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步。但是因?yàn)槠瑪?shù)多，從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量也大，還是感到換擋不夠容易。另外，中間壓盤的通風(fēng)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(diào)整不當(dāng)還可能引起離合器分離不徹底。
實(shí)際經(jīng)驗(yàn)是人們逐漸趨向于采用單片干式摩擦離合器。它具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，散熱性好，結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、尺寸緊湊分離徹底等優(yōu)點(diǎn)。而且只要在結(jié)構(gòu)上采用一定的措施，也能使其結(jié)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(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩小于100kg.m時(shí)）上的應(yīng)用也日益增多。
如今，單片干式摩擦離合器在結(jié)構(gòu)上設(shè)計(jì)方面相當(dāng)完善：采用具有軸向彈性的從動(dòng)盤，提高了離合器的結(jié)合平順性；離合器中裝有扭轉(zhuǎn)減震器，防止了傳動(dòng)系的共振，減小了噪音；以及采用了摩擦較小的分離機(jī)構(gòu)等。
隨著汽車運(yùn)輸?shù)陌l(fā)展，離合器還要在原有的基礎(chǔ)上不斷的改進(jìn)和提高，以適應(yīng)新的使用條件。從國外的發(fā)展動(dòng)向來看，今年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率的轉(zhuǎn)速不斷的提高，載重汽車趨于大型化，國內(nèi)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(zhuǎn)能力，提高其使用壽命，簡化操作（在某些車型上以至向自動(dòng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(nèi)徑d的確定
由經(jīng)驗(yàn)公式：
D=KD=
=194.79mm.
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(nèi)徑d>130mm.根據(jù)實(shí)際情況按照統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，確定離合器的基本尺寸如下：
外徑D=225mm；
內(nèi)徑d=150mm；
片厚h=3.5mm；
內(nèi)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(yīng)滿足以下幾方面的要求：
① 足夠的耐磨性，尤其是在高溫時(shí)應(yīng)耐磨；
② 足夠的機(jī)械強(qiáng)度，尤其是高溫時(shí)的機(jī)械強(qiáng)度應(yīng)較好；
③ 穩(wěn)定性好，要求在高溫時(shí)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(yīng)較??；
⑥ 結(jié)合時(shí)應(yīng)平順而無咬住或抖動(dòng)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(xué)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(dòng)盤之間有兩種緊固方法；鉚接和粘接。
本次設(shè)計(jì)采用鉚接法，其優(yōu)點(diǎn)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(yàn)
為了避免在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速比較高時(shí)摩擦片飛離，一般允許最大圓周速度為65—70m/s之間。因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速一般比最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速（r/min）
由于Vmax超過65-70m/s,所以設(shè)計(jì)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(gè)重要的參數(shù)，它反應(yīng)了離合器傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)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(jié)構(gòu)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(yīng)考慮離合器的工作條件，發(fā)動(dòng)機(jī)的后備功率較小，摩擦片的外徑、摩擦片的材料以及其質(zhì)量等因素。若離合器使用頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)的后備功率較小，則P0應(yīng)取小一點(diǎn)，反之取大一點(diǎn)。當(dāng)摩擦片外徑較大時(shí)，為降低摩擦片外緣處的熱負(fù)荷，P0應(yīng)降低。當(dāng)采用石棉基摩擦材料時(shí)，P0應(yīng)在0.14-0.3N/范圍內(nèi)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(nèi)外徑比值
Memax——發(fā)動(dòng)機(jī)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(shè)計(jì)
3.1圓柱螺旋彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)
（1）目標(biāo)函數(shù)的選取：
在優(yōu)化設(shè)計(jì)中，目標(biāo)函數(shù)的選取可根據(jù)彈簧的工作特點(diǎn)和它的要求來建立，本次設(shè)計(jì)選用重量最小為彈簧的目標(biāo)。因本次設(shè)計(jì)為周置式彈簧，對離合器的要求最重要的一點(diǎn)為使其轉(zhuǎn)動(dòng)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(chǎn)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(shí)間，增加了其壽命，提高其可靠性，符合設(shè)計(jì)要求。因此，其目標(biāo)函數(shù)的表達(dá)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(shè)計(jì)變量的選?。?
設(shè)計(jì)彈簧時(shí)，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(jié)構(gòu)要求等來確定變量。
本次設(shè)計(jì)的變量有三個(gè)：x==。采用一位搜索法來進(jìn)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(qiáng)度條件：由公式：=，
其中K’=+
P==
式中：P——單個(gè)彈簧工作壓力；
P——彈簧工作總壓力；
k’——曲度系數(shù)；
Z ——彈簧個(gè)數(shù)（取Z=9）；
c’——彈簧指數(shù)（即旋繞比）；
——實(shí)際切應(yīng)力（N/mm2）；
——許用切應(yīng)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(jié)構(gòu)所定）；
f ——彈簧工作變形（f=p/k）；
k——彈簧實(shí)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(fù)荷時(shí)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(shí)際彈簧的最大工作壓力；
P’=k.
約束條件為： 47
優(yōu)化結(jié)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(gè)簧最小重量 wmin=0.538KN。
3.2圓柱螺旋彈簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)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(gè)，而且應(yīng)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(shí)，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(yīng)該是分離杠桿數(shù)n的倍數(shù)，即：
Z=m.n=3*3=9個(gè)(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(gè)）
6
9～12
12～18
18～30
（2）彈簧外徑D1的確定：
由于D1=27～30mm,由結(jié)構(gòu)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(shí)際值：
由優(yōu)化結(jié)果得，k’=1.265
（5）實(shí)際彈簧的工作應(yīng)力：
=682.4N/mm2﹤[]=686N/mm2 所以滿足要求
（6）實(shí)際單個(gè)彈簧的工作壓力P:
P=
=589.45N
P﹤980N不超過100Kg符合要求，
實(shí)際單個(gè)彈簧的工作壓力P值合格。
（7）彈簧總?cè)?shù)n1：
n1=n2+n=1.5+6.5
=8圈
（8）彈簧的實(shí)際剛度k:
K=
=32.9N/mm
（9）彈簧實(shí)際的工作變形f:
f=P/k=589.45/32.9
=18mm
(10)彈簧的實(shí)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(shí)際工作高度H：
H=H0-f=60.25-18
=42.25mm
(12)實(shí)際彈簧的最大工作壓力P’:
P’=k.
P’/P=671.7/589.45
=1.14N﹤1.15N
實(shí)際彈簧的最大工作壓力P’值合格。
（13）實(shí)際彈簧節(jié)距t：
t=d+f/n+=4+18/6.5+1.5
=8.27mm
（14）實(shí)際彈簧螺旋角：
=6.529
=
（15）實(shí)際恒定性b：
b=H0/D2
=60.25/23
=2.62<5.3
實(shí)際恒定性b值合格
（16）實(shí)際彈簧的總工作壓力：
P=P.Z
=589.45×9
=5.305×103N
(17)離合器的實(shí)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(shí)際單位壓力P0合格
上述實(shí)際數(shù)據(jù)完全符合要求。
（18）離合器實(shí)際的最大摩擦力矩Mcama:
Mcama=
=
=251.6Nm
(19)實(shí)際后備系數(shù)：
=
(20)單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩Mc0:
=
=0.0058N.m/
=0.3N.m/
單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)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(nèi)，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(diǎn)是淬透性好和強(qiáng)度較高，脫碳傾向小，但是有過熱敏感性和回火脆性的缺點(diǎn)。錳鋼彈簧價(jià)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(dòng)盤設(shè)計(jì)
4.1從動(dòng)盤的結(jié)構(gòu)和組成
圖4-1 帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤及分開式彈性從動(dòng)片
從動(dòng)盤有兩種結(jié)構(gòu)形式，帶扭轉(zhuǎn)減振器的和不帶扭轉(zhuǎn)減振器的。不帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤（如圖4-1 所示），用以避免汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的共振緩和沖擊，減少噪音，提高傳動(dòng)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(shè)計(jì)采用帶有扭轉(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤。
從動(dòng)盤是由從動(dòng)片、摩擦片、從動(dòng)盤轂三個(gè)基本組成部分組成。在帶有扭轉(zhuǎn)減振器的從動(dòng)盤中，其從動(dòng)盤和從動(dòng)盤轂之間是通過減振彈簧彈性的連接在一起。
當(dāng)傳動(dòng)系發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)時(shí)，從動(dòng)片和減震盤相對于從動(dòng)盤轂的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)能量會(huì)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(dòng)片相鉚接。減振盤與從動(dòng)轂鉚接在一起。同時(shí)鉚釘也是限位銷。
從動(dòng)盤設(shè)計(jì)要求：
(1)為了減少變速器換擋時(shí)齒輪間的沖擊，從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)盡可能的??；
(2)為了保證汽車起步平穩(wěn)，從動(dòng)盤在軸向應(yīng)具有彈性；
(3)為了避免傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)共振和緩和沖擊載荷，從動(dòng)盤中應(yīng)該裝有扭轉(zhuǎn)減振器。
4.2從動(dòng)片設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)從動(dòng)片時(shí)要盡可能的減輕其質(zhì)量，并應(yīng)使其質(zhì)量的分布盡可能的靠近旋轉(zhuǎn)中心，以獲得最小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。因?yàn)樵谄囋谛旭倱Q擋時(shí)，首先要分離離合器，從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)速必然要發(fā)生變化，這樣將會(huì)引起慣性力，而使變速器換擋時(shí)齒輪間產(chǎn)生沖擊或使變速器中的同步裝置加速磨損。慣性力的大小與從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量成正比，因此為了減小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，從動(dòng)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(shè)計(jì)采用2mm后的鋼板彈簧沖壓。
為了使離合器結(jié)合平順，以保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動(dòng)片一般都做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(dòng)盤和從動(dòng)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(dòng)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(dòng)片有以下三種結(jié)構(gòu)形式：
① 整體式彈性從動(dòng)片；
② 分開式彈性從動(dòng)片；
③ 組合式彈性從動(dòng)片。
整體式彈性從動(dòng)片能達(dá)到軸向彈性的要求，但是其缺點(diǎn)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(gè)不足，從動(dòng)片采用分開式的結(jié)構(gòu)，波形片的從動(dòng)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(jié)構(gòu)的從動(dòng)片也容易得到較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。這種從動(dòng)片在轎車上采用較多，組合式彈性從動(dòng)片常用在中型車上，本次設(shè)計(jì)選用分開式從動(dòng)片，為了安裝減震彈簧，本從動(dòng)片上開6個(gè)窗孔。從動(dòng)片用低碳鋼板作為材料。
在設(shè)計(jì)時(shí)為了保證從動(dòng)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(shè)計(jì)方案選取為1.0mm,片厚為0.75mm，材料為彈簧鋼板，從動(dòng)盤軸向彈性的變化規(guī)律即軸向加載與其變形的關(guān)系，其大致的趨向是拋物線形，即在開始時(shí)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(dòng)盤轂設(shè)計(jì)
從動(dòng)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(dòng)配合，以便在離合器分離和結(jié)合過程中從動(dòng)盤轂?zāi)茉谳S上自由移動(dòng)，花鍵的結(jié)構(gòu)尺寸可以根據(jù)從動(dòng)盤的外徑和發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩選取。
為了保證從動(dòng)盤轂在變速器第一軸上滑動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生偏斜，而影響離合器的徹底分離，從動(dòng)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(yán)重情況下工作的離合器，其長度更長，可達(dá)到花鍵外徑的1.4倍。
已知發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Memax=178N.m，根據(jù)國標(biāo)標(biāo)準(zhǔn)可?。?
從動(dòng)盤外徑De=250mm；
Temax=200N.m；
花鍵齒數(shù)n=10；
花鍵外徑D=35mm；
花鍵內(nèi)徑d=28；
鍵齒寬b=4mm；
有效齒長l=35mm；
擠壓應(yīng)力=10.4Mpa
花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行擠壓應(yīng)力j和剪切應(yīng)力校核：
=10.37Mpa
<=30Mpa
=9.07Mpa
<=15Mpa
其中Z為從動(dòng)轂個(gè)數(shù)。
以上參數(shù)符合要求。
4.4振扭減振器設(shè)計(jì)
圖4-2 扭轉(zhuǎn)減振器
扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)：
本次采用彈簧摩擦式扭轉(zhuǎn)減振器設(shè)計(jì)方案（如圖4-2所示）。使從動(dòng)片與從動(dòng)盤轂彈性的連接在一起的。從而改變了傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度，同時(shí)，從動(dòng)片、減振盤、與從動(dòng)盤轂之間還裝有減振摩擦片，作為振動(dòng)能量消耗器。當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)中有扭轉(zhuǎn)振動(dòng)時(shí)，通過摩擦片與相鄰件的相鄰運(yùn)動(dòng)，使振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為熱能，使振動(dòng)衰減。從動(dòng)片與減振盤轂鉚接在一體，從動(dòng)盤轂上開有相應(yīng)的缺口，在缺口與限位銷之間留有間隙，允許從動(dòng)片與從動(dòng)盤轂之間有一定的相對運(yùn)動(dòng)。同時(shí)限制了減振彈簧的最大變形量，以免過載。同時(shí)采用調(diào)整墊片和碟形彈簧來調(diào)整減振器減振摩擦片的預(yù)緊力的大小。目的是為了在阻尼片磨損后，保證預(yù)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(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能力。
(1)減振器的角鋼度Ca：
在裝有減振器時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)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(huì)影響到傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)載荷，實(shí)驗(yàn)表明，當(dāng)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(zhuǎn)矩Mmax相等時(shí)傳動(dòng)系動(dòng)載荷是最小的，若
Mmax則會(huì)增加減振器的角剛度，使傳動(dòng)系動(dòng)載荷略有增加，故設(shè)計(jì)時(shí)通常?。?
= Mmax=
式中：——后橋附著重量;
——附著系數(shù);
——車輪滾動(dòng)半徑;
——主傳動(dòng)比;
——變速器一檔傳動(dòng)比
很明顯，在對減振彈簧做一定的結(jié)構(gòu)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(dòng)系的分析計(jì)算表明，為了避開共振，減振器的角剛度Ca又要求低，這在實(shí)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(jié)構(gòu)所允許的設(shè)計(jì)結(jié)果。
按經(jīng)驗(yàn)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(jié)構(gòu)和扭轉(zhuǎn)要求的限制不可能很低，因此在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，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(jīng)驗(yàn)公式只有振動(dòng)在達(dá)到一定幅值大小時(shí)，才加以消除前提下導(dǎo)出的。這樣，只有在共振或接近共振區(qū)幅值較小并不危險(xiǎn)，減震器不起作用，也不消耗能量，從而提高了傳動(dòng)系的效率。
(3)預(yù)緊力矩：
減震彈簧在安裝時(shí)都有一定的預(yù)緊。這樣，在傳遞同樣大小的極限力矩時(shí)，它將降低減震器的角鋼度，這顯然是有利的，但是預(yù)緊力矩的值，不應(yīng)大于摩擦力矩，否則在反向工作時(shí)，扭轉(zhuǎn)減震器將提前停止工作，因此，==28.985N.m
4.4.2減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（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(nèi)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(gè)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(jié)構(gòu)來定，通常Dc=11--15mm左右。本次設(shè)計(jì)取Dc=14mm。
② 彈簧鋼絲直徑d1：
d1=
式中：——扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力，=588N/mm2；
d1需圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取d1=4mm.
③ 單個(gè)彈簧實(shí)際的最大工作壓力P：
P=
④ 彈簧實(shí)際總壓力P總：
P總=P*Z
=1055×6
=6330N
⑤ 減振器實(shí)際傳遞的極限扭矩M極：
M極= P總*R1
=6330×50×10-3
=316.5N.m
⑥ 實(shí)際摩擦力矩M摩：
M摩=0.11M極
=34.8N.m
⑦ 實(shí)際預(yù)緊力矩M預(yù)：
M預(yù)= 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(biāo)準(zhǔn)值有 i=4圈
? 減振彈簧實(shí)際剛度k：
k=
? 實(shí)際角剛度Ca：
=
=3550N.m
Ca=11.22 M極
? 減振彈簧總?cè)?shù)n：
n=i+1.5=5.5圈
? 減振彈簧在最大工作壓力P時(shí)的最小長度lmin:
lmin=
式中：——彈簧圈之間的間隙，必要時(shí)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(yù)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(dòng)片相對于從動(dòng)盤轂的最大轉(zhuǎn)角：
=
（7）限位銷與從動(dòng)盤缺口側(cè)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(jié)構(gòu)布置選定，一般d’=9.5-12mm,這里取d’=10mm
(9) 從動(dòng)盤轂缺口寬度B及彈簧安裝窗口尺寸A：
將從動(dòng)片的分離部分口的尺寸做的比從動(dòng)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(shè)計(jì)取a=1.5mm,這樣，當(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時(shí)，開始時(shí)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(shè)計(jì)取A=l=25.5,此外，從動(dòng)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(dāng)?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時(shí)，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(shè)計(jì)
圖5-2 壓盤的驅(qū)動(dòng)方式
（a）凸塊—窗孔式；（b）傳力銷式
壓盤的設(shè)計(jì)包括傳力方式的選擇以及其幾何尺寸的確定兩個(gè)方面。
5.1 壓盤傳力方式的選擇
壓盤是離合器的主動(dòng)部分，在傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩時(shí)，它和飛輪一起帶動(dòng)從動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)，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(dòng)，本次設(shè)計(jì)采用傳動(dòng)片式傳力機(jī)構(gòu)。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(dòng)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(jié)構(gòu)，降低了對裝配精度的要求，并且有利于壓盤的定中。本次設(shè)計(jì)采用三個(gè)凸臺三組傳動(dòng)片，每組兩個(gè)，共六片的結(jié)構(gòu)。
壓盤的結(jié)構(gòu)形狀除與傳力方式有關(guān)外，還與壓緊方式和分離方式有關(guān)，在采用沿圓周布置的圓柱螺旋彈簧作壓緊彈簧時(shí)，壓緊盤上應(yīng)鑄有圓柱形凸臺作為彈簧的導(dǎo)向座，材料為HT200～300。
5.2 壓盤幾何尺寸的確定
與摩擦片相結(jié)合的壓盤內(nèi)外徑尺寸與摩擦片尺寸基本相應(yīng)，這樣壓盤幾何尺寸最后歸結(jié)為厚度的確定。其主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：
(1)壓盤應(yīng)該有足夠的質(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(shí)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(dǎo)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(huì)更為嚴(yán)重，它不僅會(huì)引起摩擦片摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)鹉Σ疗蛪罕P的損壞。由于石棉基材料制成的摩擦片導(dǎo)熱性差，在滑磨過程中所產(chǎn)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(zhì)量以吸收熱量。
(2)壓盤應(yīng)具有較大的剛度
壓盤應(yīng)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。
鑒于以上兩點(diǎn)原因，壓盤一般都做的比較厚，本次設(shè)計(jì)的壓盤厚度為12mm。
內(nèi)徑為145mm，外徑為230mm。
在確定了厚度之后。應(yīng)該校核離合器結(jié)合一次時(shí)的溫升，它不應(yīng)超過8-100，若過高，則要適當(dāng)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(shè)計(jì)
離合器蓋與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)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(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)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(dāng)離合器分離時(shí)，可能會(huì)使蓋產(chǎn)生較大的變形，這樣就會(huì)降低離合器操縱部分的傳動(dòng)效率，嚴(yán)重時(shí)還可能導(dǎo)致分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會(huì)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(fù)雜形狀。
（2）通風(fēng)：
為了加強(qiáng)離合器的冷卻，離合器蓋上開有通風(fēng)口。此通風(fēng)口同時(shí)起到了方便安裝的作用，本次設(shè)計(jì)采用三個(gè)窗口通風(fēng)，同時(shí)，凸臺伸出窗口。
（3）對中：
離合器蓋內(nèi)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(huì)破壞離合器的平衡，嚴(yán)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(shè)計(jì)的離合器蓋采用08鋼板彈簧沖壓而成，板厚為3mm,根據(jù)結(jié)構(gòu)需要沖壓成相應(yīng)的形狀。
7.分離裝置設(shè)計(jì)
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(shè)計(jì)。
分離杠桿結(jié)構(gòu)形式的選擇：在周置壓簧離合器中一般采用3-6個(gè)分離杠桿。本次設(shè)計(jì)采用3個(gè)分離杠桿，采用沖壓加工制成，又因?yàn)閿[動(dòng)式的分離杠桿是由鋼板彈簧沖壓而成，結(jié)構(gòu)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(diào)整方便等優(yōu)點(diǎn)，目前在中小型汽車上采用較多。因此本次設(shè)計(jì)選用次型式的分離杠桿。
總結(jié)
在老師的指導(dǎo)下，和同組搭檔的共同努力下，我們圓滿完成了本次課程設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過程中，得到了老師們認(rèn)真細(xì)致的指導(dǎo)和幫助，對此，我表示最真摯的感謝！
本設(shè)計(jì)以“機(jī)械設(shè)計(jì)、汽車設(shè)計(jì)、二維制圖模型”為主線，主要采用AutoCAD軟件設(shè)計(jì)一個(gè)轎車螺旋彈簧離合器總成，由于時(shí)間和能力的限制，本設(shè)計(jì)對分離機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)只作了簡單的設(shè)計(jì)。
本次設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)充分利用了已學(xué)過的汽車設(shè)計(jì)和機(jī)械設(shè)計(jì)知識，使我對所學(xué)知識有了一個(gè)系統(tǒng)的認(rèn)識、復(fù)習(xí)、鞏固和深入。通過這次設(shè)計(jì)，我對機(jī)械設(shè)計(jì)和汽車設(shè)計(jì)有了更深刻的認(rèn)識，也初步掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和使用有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊的方法；對機(jī)械零件、汽車部件、裝配技術(shù)、計(jì)算機(jī)軟件使用技術(shù)等作了一個(gè)全新的認(rèn)識和再學(xué)習(xí)，加深了理解，并擴(kuò)展了知識面；充分利用計(jì)算機(jī)CAD技術(shù)進(jìn)行了繪圖；提高了計(jì)算機(jī)的使用能力。
雖然這次設(shè)計(jì)內(nèi)容要求較多，涉及范圍較廣，比如材料力學(xué)、汽車構(gòu)造、CAD制圖軟件、汽車設(shè)計(jì)、一些生產(chǎn)工藝等，但它使我對實(shí)際項(xiàng)目的設(shè)計(jì)過程有了充分的了解。作為設(shè)計(jì)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(guān)知識的了解，因先前課本上學(xué)到的基礎(chǔ)知識中，很多零部件的型號及標(biāo)準(zhǔn)都已更換，其材料選擇、處理工藝等都已改進(jìn)提高，可見我在這方面的認(rèn)知度還不夠。設(shè)計(jì)不是想當(dāng)然的事，我們只有首先了解到加工工藝，國家相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，你設(shè)計(jì)出的產(chǎn)品才是一件成功的產(chǎn)品。
自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應(yīng)用于實(shí)際生產(chǎn)中，但利用課程設(shè)計(jì)這個(gè)平臺，使我充分認(rèn)識到自己理論學(xué)習(xí)中的不足，熟悉了一些新的設(shè)計(jì)方法。尤其是在畫圖方面，進(jìn)一步熟練、鞏固，這次課程設(shè)計(jì)為我以后的學(xué)習(xí)及畢業(yè)設(shè)計(jì)打下了基礎(chǔ)。
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