北京切諾基越野汽車離合器設計【畢業(yè)論文+CAD圖紙全套】

買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 第 1 章 緒 論 合器的設計要求 在任何條件下行駛，既能可靠的傳遞的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，并有適當?shù)霓D(zhuǎn)矩儲備 ,有能防止傳動系過載，接合時要完全，平順，柔和，保證汽車 起 動時沒有抖動和沖擊，分離時要迅速，徹底，從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換擋時的變速器齒輪間的沖擊 ，便于換擋和減少同步器的磨損。應有足夠的吸熱能力和良好的通風能力，以保證工作時的溫度不致過高，延長其使用壽命。應能避免和衰減傳動系的扭轉(zhuǎn)與振動，并且具有吸收振動，緩和沖擊和降低 噪 聲的能力。操縱輕便，準確，以減輕駕駛員的疲勞 。作用在從動盤的總 壓力和摩擦材料的摩擦因數(shù)在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。具有足夠的強度與動態(tài)平衡，以保證其工作可靠，使用壽命長。結(jié)構簡單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，拆裝，維修，調(diào)整方便等。 1 合器的工作原理 當離合器工作時，發(fā)動機飛輪是離合器的主動部件，帶有摩擦片的從動盤和從動盤轂借滑動花鍵與變速器第一軸（離合器從動軸）相連。壓緊彈簧將從動盤緊在飛輪端面上。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩即靠飛輪與從動盤接觸面之間的摩擦作用而傳到從動盤上，在由此經(jīng)過變速器的第一軸和傳動系統(tǒng)中一系列部件傳給驅(qū)動輪。壓緊彈 簧的壓緊力越大，則離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩也越大。 由于汽車在行駛過程中需經(jīng)常保持動力傳遞，而中斷傳動只是暫時的需要，所以汽車離合器的主動部分和從動部分應經(jīng)常處于接合狀態(tài)。摩擦副之間采用彈簧作為壓緊裝置即是為了適應這一要求。欲使離合器分離時，只要踩下操縱機構中的離合器踏板，套在從動盤轂環(huán)槽中的撥叉便撥動從動盤，克服壓緊彈簧的壓力向右移動而與飛輪分離，摩擦副之間的摩擦力消失，從而中斷了動力傳遞。 當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化比較平穩(wěn)，應該適當控制放松離合器踏板的速度，使從動盤在壓緊彈簧 的壓力作用下向左移動，與飛輪恢復接觸，二者接觸面間的壓力逐漸增加，相應的摩擦力矩也逐漸增加。當飛輪和從動盤接合還不緊密，摩擦力矩比較小時，二者可以不同步旋轉(zhuǎn)，即離合器處于打滑狀態(tài)。隨著飛輪和從動盤接合緊密程度的逐步增大，二者的轉(zhuǎn)速也漸趨相等 。直到離合器完全接合而停止打滑時，汽車速度才與發(fā)動機轉(zhuǎn)速成正比 。 2 摩擦離合器所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩取決于摩擦副間的最大靜摩擦力矩，紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 決于摩擦間的壓緊力、摩擦因數(shù)以及摩擦面的數(shù)目和尺寸。因此，對于結(jié)構一定的離合器來說，最大靜摩擦力矩是一個定值。當輸入轉(zhuǎn)矩達到此值時 ，則離壓合器出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，因而限制了傳給傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩，以防止超載。 由上述工作原理可以看出，摩擦離合器主要由主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和壓緊機構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，而離合器的操縱機構主要是使離合器分離的裝置。 在保證可靠的傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的前提下，離合器的具體結(jié)構應能滿足主、從動部分分離徹底，接合柔和，從動部分的轉(zhuǎn)動慣量要盡可能小，散熱良好，操縱輕便，良好的動平衡等基本性能要求 。 合器的分類 根據(jù)所用壓緊彈簧布置位置的不同，可分為 周布彈簧離合器、中央彈簧離合器和周布斜置彈簧離合器；根據(jù)所用壓緊彈簧形式的不同，可分為圓柱螺旋彈簧離合器、圓錐螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。 3 膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有碟形結(jié)構的碟形彈簧，主要有碟形彈簧部分和分離指部分組成。 膜片彈簧兩側(cè)有鋼絲支撐圈，借 6 個膜片彈簧固定釘將起安裝在離合器蓋上。再離合器蓋沒有固定到飛輪上時，膜片彈簧不受力，處于自由狀態(tài)。此時離合器蓋與飛輪安裝面之間有一距離。當將離合器蓋用連接螺釘固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠近飛輪，后鋼絲支撐圈則壓向膜片彈簧使之發(fā)生彈性變形，膜 片彈簧的圓錐角變小，幾乎接近于壓平狀態(tài)。同時，在膜片彈簧的大端對壓盤產(chǎn)生壓緊力，使離合器處于接合狀態(tài)。當分離離合器時，分離軸承作移，膜片彈簧被壓在前鋼絲支撐圈上，其徑向截面以支撐圈為支點右移，膜片彈簧變成反錐形狀，使膜片彈簧大端右移，并通過分離彈簧鉤拉動壓盤使離合器分離。 片彈簧離合器的優(yōu)點 1、 膜片彈簧具有較理想的非線性彈簧特性，彈簧壓力在摩擦片的磨損范圍基本保持不變，因而離合器在工作中能保持傳遞的轉(zhuǎn)矩大致不變，相對圓柱螺旋彈簧，其壓力大大下降，離合器分離時，彈簧壓力有所下降，從而降低的踏板力。 對于圓柱螺旋彈簧，其壓力大大增加 ； 2、 磨片彈簧兼壓緊彈簧與分離杠桿的作用，結(jié)構簡單，緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小 ； 3、 高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很小，性能穩(wěn)定；紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 明顯 ； 4、 磨片彈簧以整個圓周與壓盤相接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好磨損均勻 ； 5、 易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長 ； 6、 磨片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性。 2 計內(nèi)容 由于膜片彈簧離合器，具有零件數(shù)目少，重量輕，非線性特性好，操縱輕便等優(yōu)點，且制造膜片彈簧的工藝水平在不斷提高，所以本 文將設計推式膜片彈簧離合器。 本設計以北京切諾基汽車各項參數(shù)和性能為設計基礎 ， 所 選定汽車發(fā)動機提供的最 大轉(zhuǎn)矩 00Nm。 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 第 2 章 離合器基本參數(shù)的選擇 合器基本性能關系式 離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉(zhuǎn)矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數(shù)、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。 根據(jù)摩擦力矩公式 12/1 33oe m a xc (式 中 ： 離合器靜摩擦力矩； 后備系數(shù)； f 摩擦因數(shù)； Z：摩擦面數(shù)； 單位壓力； D 摩擦片外徑； c 內(nèi)外徑之比 。 有了上面的關系式，對于一定的離合器結(jié)構而言，只要合理選擇其中的參數(shù)，并能滿足上面的關系式，就可估算出所設計的離合器是否合適 4。 合器后備系數(shù)的選擇 后備系數(shù) 是離合器一個重要設計參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和防止離合器滑磨時間過長， 不宜選的太??；為是離合器尺寸不致過大 ，減少傳動系過載，保證操縱輕便， 不宜選的太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時， 可選的小一些；當使用條件惡劣、需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨， 可選的大一些；汽車總質(zhì)量大， 也應選得越大。 在選擇 時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。 其數(shù)值 按 表 取，而設 計 本 車的離合器其 要求比較的大，初步選擇為 表 離合器后備系數(shù) 的取值范圍 車 型 后備系數(shù) 乘用車及最大總質(zhì)量小于 6大總質(zhì)量為 6 14車 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的選擇 石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但 受 工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶 金材料中的鐵基 5。 初選 可得： 為 f 為 表 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數(shù)的取值 摩擦片材料 單位壓力 擦因數(shù) f 石棉基材料 模壓 織 末冶金材料 銅基 基 屬陶瓷材料 章小結(jié) 在離合器的基本性能關系式中我們得知要用到后備系數(shù)；摩擦因 數(shù)；單位壓力等一些參數(shù)。通過查閱資料，工具用書，圖表等我能、我們可以對一些參數(shù)取值。為我們接下來的設計計算提供一定幫助。 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 第 3章 離合器從動盤總成設計 擦片的設計 摩擦片設計要求： 摩擦因數(shù)較高且較穩(wěn)固，工作溫度，單位壓力，滑磨速度的變化對其影響要小 ； 具有足夠的機械強度與耐磨性 ； 密度要小，以減少從動盤的轉(zhuǎn)動慣量 ； 熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出粘合劑力，無味，不易燒焦 ； 磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面 ； 接合時應平順，而不產(chǎn)生 “咬合 ”或 “抖動 ”現(xiàn)象 ； 長期停放 后，摩擦面間不發(fā)生 “粘著 ”現(xiàn)象。 離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數(shù)較高、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定、摩擦因數(shù)受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前主要應用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產(chǎn)和使用過程中對環(huán)境有影響，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維來代替石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優(yōu)點，但價格較貴，密度較大 ，接合平順性較差，主要應用于載荷質(zhì)量較大的商用車上。 摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片上安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力；但更換摩擦片困難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。 摩擦片材料：粉末冶金材料（其具有傳熱性好，熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數(shù)較高而且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高及壽命較長等優(yōu)點）。 摩擦片與 從動片的連接方式：鉚接（因具連接可靠 、更換摩擦片方便、適宜在從動盤上安裝波形片而采用）。 摩 擦片基本尺寸的確定 。 摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結(jié)構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉(zhuǎn)矩有一定的關系。 根據(jù)公 式 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 3 30e m a x )1(12 p (式中： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 后備系數(shù)； f 摩擦因數(shù)； Z：摩擦面數(shù)； 單位壓力； D 摩擦片外徑； c 內(nèi)外徑之比 得到 D=240 計算離合器的外徑 D 同時參考經(jīng)驗公式 em (式中： A 參考 系數(shù) ； D 摩擦片外徑； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； A 取 47， 計算得 到 D=234 初選 D 以后，還需根據(jù)摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定 6。 查找標準 (4)的規(guī)定： 最終確定： 外徑 D=250內(nèi)徑 d=155外徑之比 c=片面積F=30200 對摩擦片的厚度 h，我國以規(guī)定了 3 種規(guī)格： 4里選擇厚度為 (2)摩擦片的校核。 在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核： 1)摩擦片外 D(選擇應使最大圓周速度 5 70m/s： 3e m a 060/ ( 式中： 發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速（ r/； 當 000 時，代入可得： 0 65 70m/s。 2)摩擦片的內(nèi)外徑比 c 應在 圍內(nèi)： 表 離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑 D/動機最大轉(zhuǎn)矩 m 單片離合器 重 負 荷 中等負荷 極 限 值 225 130 150 170 250 170 200 230 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 c= 。 3)保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，并防止傳動系過載， 應在 間 ，代入式 2 1： = 。 4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離 合器每一次接合的單位面積滑磨功應小于其許用值，即 ： )-( 4 22 (式中 ： 單位摩擦面積滑磨功 (J/ 其許用值 ； W 汽車起步時離合器接合一次產(chǎn)生的總滑磨功 (J)，可以根據(jù)下式計算： 21 (式中： 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 ，取 2 000r/汽車總質(zhì)量 ( 取 1 200汽車輪胎滾動半徑 (m)； 汽車起步時所用變速器檔位的傳動比 ； 數(shù)值取 主減速器傳動比，取 各個數(shù)值代入 3 5 式得到 ： W=14 983J。 把 W=14983J 和摩擦片的各個數(shù)值代入式 ： = 經(jīng)過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求 7。 動盤 轂 的設計 從動盤數(shù)及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器 ，這是 因為結(jié)構簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣量小，散熱性能好， 采用軸向有彈性的從動盤時 也能接順平和等優(yōu)點符合離合器的設計要求 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩是經(jīng)從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結(jié)合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上 自由滑動 。我國生產(chǎn)的離合器，其從動盤轂花鍵多用 準，其有關尺寸見表 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 表 動盤轂花鍵的尺寸 摩擦片的外徑D/動機的最大轉(zhuǎn)矩 花鍵尺寸 擠壓應力 齒數(shù) n 外徑 內(nèi)徑 齒厚 有效齒長 160 49 10 23 18 3 20 80 69 10 26 21 3 20 00 108 10 29 23 4 25 25 147 10 32 26 4 30 50 196 10 35 28 4 35 80 275 10 35 32 4 40 00 304 10 40 32 5 40 25 373 10 40 32 5 45 50 471 10 40 32 5 50 表 可選花鍵尺寸如下齒數(shù) n=10、外徑 35D 徑 d =28厚=4效齒長 l=35鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。 花鍵的擠壓應力 j： 3 0 M P P 8 e m a z n ld z n (式中： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； D 花鍵轂的外徑； d 花鍵轂的內(nèi)徑； n 花鍵轂的齒數(shù)； l 花鍵轂的有效長度。 從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應大于 30 從動盤轂采用鍛鋼（ 40，采用調(diào)質(zhì)處理，表面和心部硬度在 26 32高花鍵內(nèi)孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應進行高頻處理。 動片 和波形彈簧片的設計 設計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質(zhì)量的分布可能地靠近旋轉(zhuǎn)中心，紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 得最小的轉(zhuǎn)動慣量。為了減小轉(zhuǎn)動慣量，從動片做的比較薄，一般在 據(jù)設計的需要采用從動片的厚度為 2料為中碳鋼板（ 50 號），表面硬度為 3540構采用分開式彈性從動片結(jié)構。 波形片材料采用 65度為 度為 40 46經(jīng)過表面發(fā)藍處理。 轉(zhuǎn) 減振器 的設計 1，扭轉(zhuǎn)減震器的組成與功能 扭轉(zhuǎn)減震器主要由彈性元件、阻尼元件等組成。彈性元件的作用是降低傳動系的手段扭轉(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階段固有頻率，改變系統(tǒng)的故有振型，使其盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉(zhuǎn)減震器具有如下功能； （ 1） 降低發(fā)動機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)共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)頻率。 （ 3） 控制動力傳動系統(tǒng)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轉(zhuǎn)及噪聲。 （ 4） 緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，改善離合器的接合平順性 。 2，扭轉(zhuǎn)減震器的的扭轉(zhuǎn)特性 扭轉(zhuǎn)減振器具有線性和非線性兩種特性。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性 ： 其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時由于怠速時發(fā)動機旋轉(zhuǎn)不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊，從而產(chǎn)生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉(zhuǎn)減振器中，另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況 下起作用，以消除變速器怠速噪聲。此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級；第二級的剛度較大。在柴油機汽車中，目前廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉(zhuǎn)減振器。 3，由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉(zhuǎn)矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系統(tǒng)中裝設了扭轉(zhuǎn)減振器，且大多數(shù)將扭轉(zhuǎn)減振器附裝在離合器的從動盤中 8。 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 a b 圖 扭轉(zhuǎn)減振器工作示意圖 a 靜止狀態(tài)； b 工作狀態(tài) 1、 2 減振彈簧； 3 從動盤本體； 4 阻尼片； 離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側(cè)的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉(zhuǎn)動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉(zhuǎn)矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉(zhuǎn)動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉(zhuǎn)振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉(zhuǎn)動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉(zhuǎn)振動的能量，將扭轉(zhuǎn)振動衰減下來 9。 扭轉(zhuǎn)減振器的設計計算著重于減振彈簧。 (1)減振彈簧的材料 。選 用 60簧鋼絲。 (2)減振彈簧個數(shù) 選取 。根據(jù)表 由于 D=250以 。 表 減振彈簧個數(shù)的選取 摩擦片外徑 D/25 250 250 325 325 350 350 6 6 8 8 10 10 (3)減振彈簧的位置半徑 減振彈簧的位置半徑 般取 (d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，減振彈簧位置直徑 2小于摩擦片內(nèi)徑約50以取 5 (4)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盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素 ，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關，一般可取 ： (紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 式中 ： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 ； 極限轉(zhuǎn)矩。 本 車取 相應系數(shù)為 以 00Nm。 (5)扭轉(zhuǎn)角剛度 k 。 為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭 轉(zhuǎn)角剛度 k，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。 k取決于減振彈簧的線剛度及其結(jié)構布置尺寸： k=103 (式中 ： K 每個減振彈簧的線性剛度 (N/ 減振彈簧的個數(shù)； 減振彈簧位置半徑 (m)。 減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉(zhuǎn)矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度 k的最后確定，常常是結(jié)構所允許的設計結(jié)果，設計時選 k為 ： k 13 由 于設計的是 越野 車的發(fā)動機，常工作時的轉(zhuǎn)速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇 k較小，取 k=10 000Nm。 這樣每個彈簧的線性剛度為 K= k/(06 N/ (6)阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T。 由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度 k受結(jié)構及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 T，一般可選 ： T=( (式 中： T 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 ； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 。 按經(jīng)驗 選 T=4N。 (7)預緊轉(zhuǎn)矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊力。研究表明， 增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但 應大于 T，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，故?。?(式中： 預緊轉(zhuǎn)矩 ； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 。 取 0N。 (8)極限轉(zhuǎn)角 j。 減振器從預緊 轉(zhuǎn)矩 加到極限轉(zhuǎn)矩 ，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角 j 為 0j 22 (式中 ： j 極限轉(zhuǎn)角 ； R 減振彈簧位置半徑； l 減振彈簧的工作變量。 j 通常取 3o 12o，由于設計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 所以 j 取 9o。 章小結(jié) 從動盤對離合器來說是一個十分重要的部件它由摩擦片；從動盤轂；從動片；波形彈簧片；扭轉(zhuǎn)減震器等部件組成。所以其設計的好壞對離合器的總體性能起著決定 性的作用，因此在設計過程中我們要對其各項結(jié)論精細的計算和校核，使其達到預期標準。 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 第 4 章 離合器壓盤總成設計 盤的設計 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應允許壓盤在離合器分離過程中自由的做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結(jié)合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動 效率。 為了消除上述缺點，在設計中采用傳力片式。 在離合器的基本參數(shù)選定后，壓盤的基本尺寸應和摩擦片的外徑和內(nèi)徑相同，確定壓盤的厚度應符合下面四點要求。 (1)壓盤應 具有較 大 質(zhì)量 ，以增大熱容量，減少溫升 。 應用下式校核壓盤的一次接合的溫升： (式中 ： t 壓盤溫升 ( c 壓盤的比熱容，鑄鐵： c=kg m 壓盤質(zhì)量 (經(jīng)計算約為 W 汽車起步時離合器 接合一次產(chǎn)生的總滑磨功 (J)，經(jīng)上面計算得W=14 983J； 傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤： = 根據(jù)式 4 1 得 ： t=3.7 8 (2)蓋的膜片彈簧支撐處應具有高的尺寸精度，否則回造成分離不徹底 ； (3)壓盤應具較大的剛度 。能 使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離 8。 (4)為了便于通風散熱，防止摩擦片表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗口，或在蓋上加通風扇片，本設計采用前者 。 與飛輪保持良好的對 中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于 1520g于以上四點，選取壓盤的厚度為 12 由于壓盤的形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，所以采用灰鑄鐵，采用 度為 170 227外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度 10。 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 合器蓋的設計 (1)離合器蓋結(jié)構設計要求 。 應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當?shù)脑龃笊w的板厚，使鋼板厚度達到 4 蓋內(nèi)的圓周處翻邊。 離合器蓋應 和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作 ，其 膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 (2)離合器蓋的材料 。 由于設計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是 4 10 號 鋼板沖壓而成 11。 力片的設計 傳 力 片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 傳 力 片為 3 組，每組 2 片，每片厚度為 65彈簧鋼帶制成。 在布置傳力片時要注意，通常情況下傳 力片應該受拉力 11。 傳力片的校核： 用公式 1 l d(式中： 傳力片的有效長度； l 傳力片上兩孔之間的距離； d 孔的直徑。 用公式 311 2 / J n i l (式中： E 傳力片材料的彈性模量；截面慣性矩； n 為傳力片數(shù)量； i 傳力片的組數(shù)； 傳力片的有效長度 。 用公式 m 2 Pn (式中： 最大應力值； W 傳 力片的截面系數(shù) ； n 傳力片數(shù)量； i 傳力片的組數(shù)； 傳力片的有效長度； P 傳力片作用力的大小 。 帶入數(shù)值計算得到913合器傳扭時分為正向驅(qū)動和反向驅(qū)動，用公式 m a x m a x m a a x 162 f i W i n R b h i n R b =913 (紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 式中： 最大應力值； W 傳力片的截面系數(shù) ； n 傳力片數(shù)量； i 傳力片的組數(shù)； P 傳力片作用力的大 ??； b 傳力片的寬度； 傳力片的有效長度； h 傳力片厚度；R 傳力片的圓周半徑 ； 傳力片軸向變形力最大值； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 。 用公式 算反向驅(qū)動時的最大應力 : m a x m a x m a a x 162 f i W i n R b h i n R b =913 (式中： 最大應力值； W 傳力片的截面系數(shù) ； n 傳力片數(shù)量； i 傳力片的組數(shù)； P 傳力片作用力的大??； b 傳力片的寬度； l 傳力片的有效長度； h 傳力片厚度；R 傳力片的 圓周半徑 ； 傳力片軸向變形力最大值； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 。 可見，傳力片的設計符合要求。 章小結(jié) 通過資料的學習我們可知壓盤的驅(qū)動方式有很多種如，傳力銷式；鍵式等。但是，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。為了消除上述缺點，近年來廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。所以本設計也采用此方式作為此壓盤的驅(qū)動方式。 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 第 5章 膜片彈簧設計 片彈簧的初選 設計膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選出合適的 尺寸 12。 表 膜片彈簧的主要參數(shù)的選用參考值 基本參數(shù) 常用范圍 一般范圍 外內(nèi)徑比 R/r 片鋼板厚度 h(2 4 高厚比 H/r 徑厚度比 H/h 75 95 70 100 比值 R/ 5 桿比 （ 推式 ） ( 分離指的數(shù)目 n 18 - 分離指舌尖切槽寬 1( 分離指舌根切槽 寬 2(9 10 - 分離指舌部最寬處半徑 re( 初始錐底角 (o) 10 13 9 15 半徑差值 (1= 4 1 7 2= 3 0 6 3= 3 0 4 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 圖 膜片彈簧的基本尺寸 膜片的外徑 R 的大小約為摩擦片的平均半徑，即 (D+d)/4，所以 R 的初選為 106 根據(jù)表 5 1 和圖 5 1 以及 R 的大小，選擇膜片彈簧的以下數(shù)值 13 15： 大端半徑： R=120 碟簧部分內(nèi)徑： r=100 碟簧在自由狀態(tài)下的內(nèi)錐高： H=14 膜片鋼板厚度： h= 膜簧壓盤加載點半徑： 18 膜簧支承環(huán)加載點半徑： 9 小端內(nèi)徑 5 分離加載半徑： 5 分離指舌尖切槽寬： 1= 分離指舌根切槽寬： 2=10 分離指舌部最寬處半徑： 5 片彈簧的分析 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 圖 膜片彈簧的特征曲線 膜片彈簧由于它的變形和載荷關系并不成線性關系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷 )集 中在支承處，加載點相對軸向變形 1(彈簧的彈性特征如下式： 21111112112111 2)( )/(6)( (式中 ： 材料的彈性模量 (對于剛材料： E=05 材料的泊松比，對于鋼： =H、 h、 R、 r、 表均是圖 5 1 中的含義 16 18。 當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉(zhuǎn)移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設分離軸承的加載的力為 )，則有如下的關系： 1 12 (把上式代入式 膜片彈簧末端變形 1 關系為 2111111)( )/(6 (根據(jù)圖 的膜片彈簧的彈性特征曲線， M 和 N 點為曲線的一 階 導數(shù)點為 0 點，而中間的 H 點位曲線的拐點，即為曲線的二階導數(shù)點為 0 點，所以： 221112121121121 323)()/l n()1(6 ( 1121121121 33)()/(6 (當 1F =0 時， 得： )( )( 111 rR (式 入 R、 r、 1= 1H= B 點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而 1B： H1B11B=3 1F =0 時， 得 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 0323 2211121211 (式 5 7 代入 R、 r、 1= 1M=1N= A 點為摩擦片在最大磨損的情況下的膜片彈簧的彈性變形，其 ： =1B 1A=中 ： 離合器的摩擦片摩擦片表面數(shù)目，單片 ； 每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為 1 根據(jù)摩擦片的特點， =就是 1A= C 點為離合器徹底分離的的點，其 1C 略大于 1N， 所以 1N= 將 1B， 1A， 1C 分別代入：得 53N， 到壓緊時的力為 453N，分離軸承的分離終端時的用力為 片彈簧的校核 在圖 ，在 點所受的應力是最大的，應對其進行許用應力的校核 ： 221 22 ( 22 2 ( (式中 ： I 點的彎曲應力 ( I 點的切向壓應力 ( I 點的當量應力( e 中性點的半徑 ( e=(R r)/)； 離合器撤離分離時膜片彈簧相對于自由狀態(tài)時的轉(zhuǎn)角 re h 2； 分離時的分離軸承的力； 材料的當量應力的許用值，采用 60， 1500 17009， 20。 經(jīng)過計算 代入 ， 785 校核得知，膜 片彈簧的設計在允許的范圍內(nèi)，設計是合理的。 片彈簧的材料以及制造工藝 材料使用優(yōu)質(zhì)彈簧鋼（ 60,并進行熱處理，特別要注意表面不能有傷痕。為了避免應力集中，在內(nèi)圓周部位的下面要進行倒角。倒角的半徑值為 R=1 2了減少彈簧的離散性，同時為了控制支承點處的間隙，要求板厚有較高的精度 ； 為了防止膜片彈簧在循環(huán)載荷的作用下，產(chǎn)生彈簧的彈力下降（疲勞變形），紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 面的方法處理： 強壓處理 噴丸處理 國內(nèi)膜片彈簧一般采用 60 50優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料。為了保證其硬度、幾何 形狀、金相組織、載荷特性和表面質(zhì)量等要求，需進行一系列熱處理。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理，即沿其分離狀態(tài)的工作方向，超過徹底分離點后繼續(xù)施加過量位移，使其超過 3 8 次，以產(chǎn)生一定的塑性變形，從而使膜片彈簧的表面產(chǎn)生與使用狀態(tài)的反方向