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 ======================== 目 錄 第一章 離合器概述....................................................3 1.1離合器的基本組成和分類 ...........................................3 1.2 離合器的功用......................................................3 1.3離合器的工作原理..................................................3 1.4汽車離合器設計的基本要求..........................................4 第二章 離合器結構方案選取 ............................................5 2.1離合器設計的技術條件...............................................5 2.2離合器基本結構尺寸、參數(shù)的選擇 ....................................5 2.2.1 離合器后備系數(shù)β.............................................5 2.2.2 離合器轉矩容量Tc. ............................................5 2.2.3摩擦片尺寸...................................................6 2. 3單位壓力的確定....................................................7 2. 4摩擦片的一些約束條件..............................................7 2. 4.1最大圓周速度的約束..............................................7 2. 4.2扭轉減振器布置半徑的約束........................................7 2.4.3單位摩擦面積傳遞的轉矩的約束.................................8 2.4.4 單次接合的單位摩擦面積滑磨功的約束...........................8 第三章 離合器零部件的結構選型及設計計算...............................8 3.1 從動盤選型........................................................8 3.1.1 設計從動片.................................................9 3.1.2 從動盤轂....................................................10 3.1.3從動盤摩擦材料..............................................11 第四章 壓盤和離合器蓋.................................................11 4.1.壓盤設計 .........................................................11 4.1.1壓盤的幾何尺寸的確定.........................................11 4.1.2壓盤傳動片的材料選擇.........................................11 4.2離合器蓋的設計....................................................11 第五章 離合器的分離裝置..............................................12 5.1分離桿設計 .......................................................12 5.2 分離軸承及分離套筒 ..............................................13 第六章 圓柱螺旋彈簧設計..............................................13 6.1 結構設計要點.....................................................13 6.2 結構設計.........................................................13 6.3 彈簧的材料及許用應力.............................................13 6.4 彈簧的參數(shù)計算...................................................14 第七章 扭轉減震器....................................................16 7.1扭轉減震器的設計..................................................17 結論.................................................................20 參考文獻.............................................................20 第一章 離合器概述 1.1離合器的基本組成和分類 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，它的輸出軸就是變速箱的輸入軸。在汽車行使過程中，駕駛員可根據(jù)需要踩下離合器或松開離合器踏板，使發(fā)動機與變速箱暫時分離或逐漸接合，以切斷或傳遞發(fā)動機向變速器輸入的動力。一般由主動部分（飛輪、離合器蓋、壓盤）、從動部分（從動盤）、壓緊機構（壓緊彈簧）、分離機構（分離拉桿、分離叉、分離套筒、分離軸承、分離杠桿等）和操縱機構（離合器踏板）五大部分組成。 摩擦離合器按從動盤的數(shù)目分為：單片離合器和雙片離合器；按壓緊彈簧的結構形式分為：螺旋彈簧離合器和膜片彈簧離合器。 1.2 離合器的功用 離合器的主要功能是切斷和實現(xiàn)對傳動系的動力傳遞。其主要作用； ①.汽車起步時將發(fā)動機與傳動系平順地接合，確保汽車平穩(wěn)起步； ②.在換擋時將發(fā)動機與傳動系分離，減少變速器中換擋齒輪之間的沖擊； ③.限制傳動系所承受的最大轉矩，防止傳動系各零件因過載而損壞； ④.有效地降低傳動系中的振動和噪聲。 1.3離合器的工作原理 離合器覺體來說應該由兩部分組成：離合器和離合器操縱機構就摩擦式離合器本身而言，按其功能要求，結結構上應有下列幾部分：主動件、從動件、壓緊彈簧和分離杠桿。結構原理如下圖： 圖1-3 汽車摩擦式離合器結構簡圖 （a） 接合； （b） 分離 1-飛輪；2-從動盤總成；3-壓盤；4-分離桿；5-分離套筒；6-離合器制動；7-離合器踏板；8-壓緊彈簧；9-離合器蓋；10-變速器第一軸（離合器輸出軸）；11-分離撥叉及操縱連接桿 圖中可以看到，壓盤3、分離桿4和壓緊彈簧8一起組裝在離合器蓋9內，俗稱為離合器蓋總成。蓋總成通過螺栓安裝到發(fā)動機飛輪上。飛輪1和壓盤3為主動件，發(fā)動機的轉矩通過這兩個主動件輸入。飛輪1和壓盤3之間為從動盤總成2，它作為從動件通過摩擦接受由主動件傳來的輸入轉矩，并通過其中間的從動盤轂花鍵輸出轉矩（由變速器第一軸10接受）。壓緊彈簧8通過壓盤3把從動盤總成緊緊壓在飛輪上，形成工作壓力。當發(fā)動機工作帶動飛輪1和壓盤3一道旋轉時，通過壓盤上壓緊彈簧產生的工作壓力所形成的摩擦力，帶動從動盤總成旋轉，完成轉矩的輸出。 離合器通常總是處于接合狀態(tài)如圖1-3（a）所示，當需要切斷動力時，駕駛員通過踩踏離合器操縱系統(tǒng)中的離合器踏板7，并經過操縱傳動桿系及分離撥叉11推動分離套筒5向前，消除間隙，使分離桿4繞其在離合器蓋9上的支點轉動，克服壓緊彈簧8的工作壓力，壓盤3向后移動，從動盤總成2和壓盤3脫離接觸。離合器分離時的狀態(tài)如圖1-3（b）所示，此時，從動盤總成2不再輸出轉矩。分離套筒向左移時，在消除間隙后，輸出軸10受到制動，轉速很快下降。此種狀況成為離合器制動，其目的是為了容易換擋。但這種離合器制動主要用在重型離合器上，一般離合器不一定采用。 1.4汽車離合器設計的基本要求 在設計離合器時，應根據(jù)車型的類別，使用要求制造條件以及“三化”（系列化，通用化，標準化）要求等，合理選擇離合器的結構。在離合器的結構設計時必須綜合考慮以下幾點： ①.在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。 ②.接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 ③.分離時要迅速、徹底。 ④.從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小 同步器的磨損。 ⑤.應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 ⑥.避免傳動系產生扭轉共振，具有吸收振動、緩和沖擊的能力。 ⑦.操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 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.具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 ⑩.結構應簡單、緊湊，制造工藝性好，維修、調整方便等。 第二章 離合器結構方案選取 2.1 離合器設計的技術條件 發(fā)動機基本參數(shù)如下： 型號：EGA 最大功率（kw/r/min）：110/4800 最大扭矩（nm/r/min: 253.5/3600 整車最大總質量：2300 kg 最高車速：170 km/h 2.2離合器基本結構尺寸、參數(shù)的選擇 汽車上所用的摩擦離合器，一要傳遞發(fā)動機的轉矩，二要靠它的滑磨使得汽車平穩(wěn)起步，工作條件非常惡劣。所以在設計離合器時，要求它在所有情況下都能可靠的傳遞發(fā)動機的轉矩另外還要有足夠的使用壽命，這就要合理的選擇離合器的結構尺寸和其設計參數(shù)。 在確定離合器的結構之后，要確定其基本尺寸參數(shù)，它們是： 摩擦片外徑D 單位壓力p 后備系數(shù)β 下列一些參數(shù)對上面參數(shù)的選擇有很大的影響： 發(fā)動機的最大轉矩Tmax 整車質量ma 傳動系總的速比i0 變速器傳動比和主減速器速比的積 車輪滾動半徑rk 2.2.1 離合器后備系數(shù)β 后備系數(shù)β是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇β時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車β=1.2～1.75。 本設計是2噸乘用車離合器，參看有關統(tǒng)計質料“離合器后備系數(shù)的取值范圍”（見下表2.2.1），結合設計實際情況，故選擇β=1.2。 則有β可有表2.2.1查得 β＝1.2 車 型 后備系數(shù)β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 表2.2.1　離合器后備系數(shù)的取值范圍 2.2.2 離合器轉矩容量Tc 離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發(fā)動機轉矩的。 離合器的靜摩擦力矩根據(jù)摩擦定律可表示為 式中，β是離合器的后備系數(shù) 。 離合器的靜摩擦力矩為N·m[1]。 2.2.3摩擦片尺寸 摩擦片外徑是離合器的主要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸、質量和使用壽命有決定性的影響。 當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉矩已知，適當選取后備系數(shù)β和單位壓力P0，可估算出摩擦片外徑。 發(fā)動機轉矩是重要的參數(shù)，當按發(fā)動機最大轉矩來確定D. 可由經驗公式： 表2.2.3　直徑系數(shù)KD 車 型 直徑系數(shù)KD 乘用車 14.6 最大總質量為1.8～14t的商用車 單片離合器16～18.5 最大總質量大于14t的商用車 22.5～24.0 D=254.747mm　 初取D后還需注意摩擦片尺寸系列化和標準化并且選取時選取尺寸應略大于計算尺寸可承受較大靜摩擦力矩。 表2.2.4離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑D/mm 發(fā)動機最大轉矩Te max/N·m 單片離合器 雙片離合器 重負荷 中等負荷 極限值 225 — 130 150 170 250 — 170 200 230 280 — 240 280 320 300 — 260 310 360 325 — 320 380 450 350 — 410 480 550 380 — 510 600 700 410 — 620 720 830 430 350 680 800 930 450 380 820 950 1100 按我國摩擦片尺寸的標準。所以綜合表2.2.4各組數(shù)據(jù)，選擇最佳的摩擦片外徑D為300mm。 摩擦片內徑d不作為一個獨立的參數(shù)，它和外徑D有一定的關系。 表2.2.5離合器摩擦片尺寸系列表 由表選d=175mm 對于摩擦片厚度h,我國已規(guī)定了三種規(guī)格: 3.2mm, 3.5mm , 4mm。 初選h=3.5mm 綜上初選摩擦片參數(shù)為： 　　　　　　　　　?。模?00ｍｍ 　　　　　　　?。洌?75ｍｍ 　　　　　　　　ｈ＝3.5ｍｍ 　　　　　　　　 2.3單位壓力的確定 單獨考慮p的大小對摩擦片摩擦損耗的影響沒有意義。但是對于離合器，降低p就意味著要增加摩擦片面積，提高了允許磨耗，直接意義是提高了摩擦片的磨耗距離。所以p的大小在一定程度上反映了離合器的使用壽命p值小，壽命長p值大，壽命短。所以確定摩擦片上的單位壓力p值大小，就要考慮到離合器本身的工作條件、摩擦片的直徑大小、摩擦材料及其品質等因素。 當摩擦片的外徑比較大的時候要適當降低摩擦面上的單位壓力p。因為在其它條件不變時，摩擦片外徑的增加會造成摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱嚴重，再加上整個零件尺寸較大，造成零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻。趨利避害單位壓力p應隨摩擦片的外徑增加而降低實際上是降低pv值。 對于小轎車D＜230mm時，p約為0.25MPaD＞230mm時，p可由下式選取 對于載貨車D=230mm時，p約為0.2MPa　D=380~480mm時p約為0.1MPa，考慮中間盤散熱困難。 由于摩擦片采用的是石棉基作為摩擦材料 所以p=1.18√D=0.204MPa 單位壓力ｐ０在容許范圍之內認為所選離合器的尺寸、參數(shù)合適。 2.4摩擦片的一些約束條件 2.4.1最大圓周速度的約束 摩擦片的外徑D(mm)的選取應使最大圓周速度ＶＤ不超過65—70s 2.4.2扭轉減振器布置半徑的約束 d>2R０+50是為了保證扭轉減振器的安裝和其總剛度，這個由后面的扭轉減振器安裝半徑決定，這里不作校核。 2.4.3單位摩擦面積傳遞的轉矩的約束 單位摩擦面積傳遞的轉矩的約束為反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值。 2. 4.4 單次接合的單位摩擦面積滑磨功的約束 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，接合時單位面積滑磨功應小于其許用值． m為汽車總質量(kg) r為輪胎滾動半徑(m) ig為起步時所用變速器擋位的傳動比 I0為主減速器傳動比 ne為發(fā)動機轉速(r/min) 參考同類車型?。撼擞密噉=2000r/min ,商用車n=1500r/min I0=5.73 Ig=3.5 得：Wmax=13576.3J W=0.146J/mm2 小于許用值，符合條件。 第三章離合器零部件的結構選型及設計計算 3.1 從動盤選型 從動盤分為兩種結構形式，帶扭轉減振器的和不帶扭轉減振器。不帶扭轉減振器的從動盤結構簡單，重量輕。但現(xiàn)在幾乎所有的汽車上都采用帶扭轉減振器的從動盤，用以避免汽車傳動系統(tǒng)的共振，并緩和沖力，減少噪聲，延長傳送系零件的。壽命，改善汽車行駛的舒適性，并保證汽車起步平穩(wěn)。 不管從動盤是否帶有減振器，它們都有從動片、摩擦片和從動盤轂3個基本組成部分。兩者的不同之處在于不帶扭轉減振器的從動盤中從動片直接鉚在從動盤轂上，而帶扭轉減振器的從動盤其從動片和從動盤轂之間卻是通過減振彈簧彈性的連接在一起。 這里設計采用的是帶有扭轉減振器的從動盤。圖3-1是離合器的各組成部件的模型圖。 圖3-1是離合器的各組成部件的模型圖 在從動盤設計中考慮到以下問題： 1為了減少變速器換擋時齒輪間的沖擊要使從動盤的轉動慣量盡可能小 。 2為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布更均勻等，從動盤應具有軸向彈性 3為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷從動盤應裝有扭轉減振器 4從動盤總成應具有足夠的抗爆裂強度 3.1.1 設計從動片 要減輕從動片重量并使其質量的分布盡可能的靠近旋轉中心，以期得到最小的轉動慣量。離合器從動盤轉速的變化引起的慣性力使變速器換擋齒輪的輪齒間產生沖擊或使變速器中的同步器裝置加速磨損。慣性力的大小與從動盤的轉動慣量成正比，所以為了減小轉動慣量從動片一般都做得很薄。通常用1.3~2.0mm厚的鋼板沖壓而成。為了進一步減小從動片的轉動慣量，有時將從動片外緣的盤形部分磨薄至0.65~1.0mm，這樣其質量分布就更加靠近旋轉中心。 為了使離合器接合平順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構。這樣，在離合器的接合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力就逐漸勻速增加。 具有軸向彈性的從動片有以下3種結構形式整體式彈性從動片、分開式彈性從動片和組合式彈性從動片。 在本設計中，因為設計的是型轎車的離合器，故可以采用整體式彈性從動片，離合器從動片采用2㎜厚的的薄鋼板沖壓而成，其外徑由摩擦面外徑決定，在這里取300㎜，內徑由從動盤轂的尺寸決定，這將在以后的設計中取得。為了防止由于工作溫度升高后使從動盤產生翹曲而引起離合器分離不徹底的缺陷，還在從動剛片上沿徑向開有幾條切口。 1從動片 2摩擦片 3鉚釘 3.1.2 從動盤轂 發(fā)動機轉矩是從動盤轂的花鍵孔輸出，變速器第一軸花鍵軸就插在該花鍵孔內。從動盤轂和變速器第一軸的花鍵結合方式，目前都采用齒側定心的矩形花鍵?；ㄦI之間為動配合，這樣，在離合器分離和結合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動。 為了保證從動盤轂在變速器第一軸上滑動不產生歪斜，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，對在艱難情況下工作的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的1.4倍。 從動盤的軸向長度不宜過小，以免在花鍵軸上滑動時產生偏斜而使分離不徹底，一般取1.0-1.4倍的花鍵軸直徑。從動盤轂一般采用鍛鋼（如35、45、40Cr等），并經調質處理。為提高花鍵內孔表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝：對減振彈簧窗口及從動片配合，應進行高頻處理。 從動盤轂花鍵尺寸選擇根據(jù)GB1144－1974選定從動盤轂花鍵尺寸系列表3－1選取 尺寸入下:從動盤外徑D＝300mm花鍵齒數(shù)n＝10，花鍵外徑D′＝40mm，花鍵內徑d′＝32mm，齒厚b＝5mm，有效長度l＝40mm，擠壓應=σ10.7MPa。 花鍵選取后應進行擠壓應力σj（MPa）強度校核： 式中，z為從動盤轂的數(shù)目；其余參數(shù)見表。 則由公式校核得： σj=10.3MPa<[σj]=18.3 MPa。 所以，所選花鍵尺寸能滿足使用要求. 3.1.3從動盤摩擦材料 離合器摩擦片在離合器接合過程中滑磨嚴重在相對很短的時間內會產生大量的熱,因此要求摩擦片具有一定的綜合性能: 1.工作時間內要有相對較高的摩擦系數(shù)。 2.在整個工作壽命周期內應維持其摩擦特性。 3.在短時間內能吸收相對高的能量。 4.能承受較高的壓盤作用載荷。 5.能抗高轉速下大的離心力載荷而不破壞。 6.在傳遞發(fā)動機轉矩時有足夠的剪切強度。 7.具有小的轉動慣量材料加工性能良好。 8.在整個正常工作過程中，和對偶材料壓盤、飛輪等都要有良好的兼容摩擦性能 。 9.具有優(yōu)良的性能、價格比不會污染環(huán)境。 現(xiàn)在，在我國離合器的摩擦材料中，多數(shù)還是以石棉為基礎的材料編織而成。 則摩擦片尺寸根據(jù)離合器基本參數(shù)確定外徑D=300mm內徑d=175mm。 第四章 壓盤和離合器蓋 4.1 壓盤設計 壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定以及強度校核。 1.壓盤傳力方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一同帶動從動盤轉動，所以它應和飛輪連接在一起。但壓盤在離合器分離過程中應能作自由的軸向移動。如前面所述采用采用傳動片式的傳力方式。 由彈簧鋼帶制成的傳動片一端鉚在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，為了改善傳動片的受力情況，它一般都是沿圓周布置。 4.1.2壓盤的幾何尺寸的確定 由于摩擦片的的尺寸在前面已經確定,故壓盤外徑D=300㎜ ,壓盤內徑d=150㎜ 壓盤的厚度確定主要依據(jù)以下兩點： 1.壓盤應有足夠的質量 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短（大約在3秒鐘左右），因此熱量根本來不及全部傳到空氣中去，這樣必然導致摩擦副的溫升。 在頻繁使用和困難條件下工作的離合器，這種溫升更為嚴重。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。 由于用石棉材料制成的摩擦片導熱性很差，在滑磨過程中產生的熱主要由飛輪和壓盤等零件吸收，為了使每次接合時的溫升不致過高，故要求壓盤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。 鑒于以上兩個原因壓盤一般都做得比較厚（載重汽車上一般不小于15㎜），但一般不小于10㎜ 在該設計中，初步確定： 該離合器的壓盤的厚度為24㎜ 4.1.3壓盤傳動片的材料選擇 壓盤形狀一般比較復雜，而且還需要耐磨，傳熱性好和具有較高的摩擦系數(shù)，故通常用灰鑄鐵鑄造而成，其金相組織呈珠光體結構，硬度為HB170～227，其摩擦表面的光潔度不低與1.6。為了增加機械強度，還可以另外添加少量合金元素。在本設計中用材料為3號灰鑄鐵JS—1，工作表面光潔度取為1.6。 4.2離合器蓋的設計 離合器蓋一般都與飛輪固定在一起，通過它傳遞發(fā)動機的一部分轉矩。此外，它還是離合器壓緊彈簧和分離杠桿的支承殼體。 因此，在設計中應注意以下幾個問題： （1）離合器的剛度 離合器分離杠桿支承在離合器蓋上，如果蓋的剛度不夠，即當離合器分離時，可能會使蓋產生較大的變形，這樣就會降低離合器操縱機構的傳動效率，嚴重時還可能造成離合器分離不徹底，引起摩擦片的早期磨損，還會造成變速器的換檔困難。因此為了減輕重量和增加剛度，該離合器蓋采用厚度約為4㎜的低碳鋼板（如08鋼板）沖壓成帶加強筋和卷邊的復雜形狀。 （2）離合器的通風散熱 為了加強離合器的冷卻離合器蓋必須開有許多通風窗口，通常在離合器壓緊彈簧座處開有通風窗口。 （3）離合器的對中問題 離合器蓋內裝有分離杠桿、壓盤、壓緊彈簧等重要零件，因此它相對與飛輪必須有良好的對中，否則會破壞離合器的平衡，嚴重影響離合器的工作。 離合器蓋的對中方式有兩種，一種是用止口對中，另有種是用定位銷或定位螺栓對中，由于本設計選用的是傳動片傳動方式，因而離合器蓋通過一外圓與飛輪上的內圓止口對中. 第五章 離合器的分離裝置 5.1分離桿設計  1.分離杠桿結構型式 在離合器分離和接合過程中踏板與壓盤之間運動的最后環(huán)節(jié)為分離桿。周置螺旋彈簧離合器的分離桿數(shù)目采用3~6個。 2.分離杠桿的結構 a.分離杠桿應具有足夠的剛度,以免分離時桿件彎曲變形過大,降低離合器操縱機構的傳動效率,減小了壓盤行程,使分離不徹底,分離桿中加入加強板。 b.應使分離杠桿支承機構與壓盤的驅動機構在運動上不發(fā)生干涉。分離離合器時壓盤沿其軸線做平行移動分離桿與壓盤的鉸接點也跟著壓盤一起平移。與此同時這個鉸接點還必須繞分離桿的中間支點做圓弧運動。顯然同一個點同時要做兩個運動是不可能的這就是所說的運動干涉現(xiàn)象。 綜上所以采用擺動塊式的分離桿。 3.數(shù)量、選材和尺寸 分離桿材料和熱處理： 分離桿由低碳鋼板,08鋼或由中碳鋼,35號鋼,鍛造而成。為了提高耐磨性能，表面進行氰化處理，層深0.150.3mm硬度為HRC58--63。 分離桿的尺寸的杠桿比取分i=5 ， 分離桿數(shù)量選3個 。取分離桿、壓盤的鉸接點與分離桿、離合器蓋的鉸接點的距離f=10mm ，分離桿、離合器蓋的交接點與擺動塊之間的距離e=50mm 。 5.2 分離軸承及分離套筒 分離軸承在工作過程中主要承受軸向力。在分離離合器時由于分離軸承的旋轉，在離心力的作用下，它同時還受到徑向力。所以在離合器采用的分離軸承主要有兩類，徑向推力軸承和推力軸承，徑向推力軸承適用于高速、低軸向負荷的情況。推力軸承則適用于低速、高軸向負荷的情況。 在以往的設計中，分離軸承的內圈通常配在鑄造的分離套筒上，而分離套筒則裝在變速器第一軸軸承蓋套管的外軸徑上，可以自由移動，分離離合器時軸承內座圈不動，外座圈旋轉。在離合器處于接合狀態(tài)時，分離軸承的端面與分離桿的內端之間應留有間隙=3~4mm，以便在摩擦片磨損的情況下，分離桿內端后退而不致妨礙壓盤繼續(xù)壓緊摩擦片，以保證可靠地傳遞發(fā)動機轉矩。這個間隙反映在踏板上為一段自由行程。現(xiàn)今離合器操縱中常裝有間隙自動調整裝置，則δ=0踏板自由行程可減小。由于現(xiàn)今大多數(shù)發(fā)動機轉速超過6000min/r離心力造成的徑向力很大，因此，汽車離合器分離軸承廣泛采用了角接觸式的徑向推力球軸承，并把它做成全密封、充滿耐高溫的鋰基潤滑脂的軸承，而且把傳統(tǒng)的由軸承外圈轉動變成由軸承內圈轉動。這些結構措施使軸承的使用壽命更長并免維護。 由于本設計選用的發(fā)動機最高轉速較低，所以還是選用標準推力軸承，根據(jù)花鍵尺寸選取51113，內徑65mm，外徑90mm，平面座型推力軸承。 第六章 圓柱螺旋彈簧設計 6.1 結構設計要點 壓緊彈簧沿著離合器壓盤圓周布置時通常都用圓柱螺旋彈簧。螺旋彈簧的兩端拼緊并磨平這樣兩端支承面較大，各圈受力均勻，且彈簧垂向的垂直偏差較小。為了使離合器摩擦片上有均勻的壓緊力，螺旋彈簧的數(shù)目一般多于6個，而且應該隨著摩擦片的外徑的增大而增加彈簧數(shù)量。在布置圓柱螺旋彈簧時，要注意分離桿的數(shù)目，使彈簧均勻分布于分離桿之間。因此彈簧的數(shù)目Z應該是分離桿數(shù)n的倍數(shù)。 6.1.2 結構設計 由前面可以知道，本設計中的壓緊彈簧是圓柱螺旋彈簧。 本次設計的周布式彈簧離合器采用的壓緊彈簧是圓柱螺旋彈簧。在設計螺旋彈簧的時候，螺旋彈簧的兩端必須保證平整卻螺旋彈簧一二圈之間沒有間隙，每一端需保證有一圈是齊平的，這樣可以增加螺旋彈簧與壓盤和離合器蓋的接觸面積。也能保證彈簧工作時各圈的受力均衡，而卻不會傾斜。螺旋彈簧是周布在壓盤上的，而卻彈簧的數(shù)目通常不少于6個。但是如果摩擦片的外徑很大的話，螺旋彈簧的數(shù)目就必須增加而卻是分離桿的整數(shù)倍,。具體的關系見表6.1.2，這樣可以使離合器摩擦片上有均勻的壓緊力。 表6.1.2 周置圓柱彈簧的數(shù)目 摩擦片外徑 螺旋彈簧數(shù)目 <200 6 200~280 9~12 280~380 12~18 380~450 18~30 在本設計中根據(jù)摩擦片外徑D=300mm,取螺旋彈簧數(shù)Z=12。 6.3 彈簧的材料及許用應力 周布彈簧離合器的彈簧鋼絲直徑不大，通常在4mm左右，工作環(huán)境的溫度也在正常狀態(tài)下，所以它的材料一般選用65Mn鋼、碳素彈簧鋼等。彈簧材料的許用應力對于碳素和硅錳鋼其推薦許用應力一般為約為。離合器的壓緊彈簧的直徑較小則用冷卷法制成。但是一般都不會做淬火處理，用低溫回火來消除內應力就行了。本設計選用65Mn鋼。 6.4 彈簧的參數(shù)計算 每一個彈簧的工作壓力P 設計圓柱螺旋彈簧時，應根據(jù)摩擦片的外徑D選定彈簧數(shù)目Z，并根據(jù)離合器工作的總壓力，確定每一個彈簧的工作壓力P： 式中： 為工作總壓力，N Z為離合器壓簧數(shù)目。 通過下式計算工作總壓力： 2425 N 每個彈簧的工作壓力：P = 202.2 N 6.1.4離合器彈簧數(shù)據(jù)表： 由6.1.4離合器彈簧數(shù)據(jù)表的單個彈簧參數(shù)如下： 根據(jù)p=202N 選擇下面一組數(shù)據(jù) 工作壓力P=390N 彈簧外徑D=27mm 鋼絲直徑d1=3.75mm 工作高度H=40mm 自由高度H0=58mm 總圈數(shù)n=4 彈簧剛度K=22.0N/mm 最大應力=554MPa 彈簧指數(shù)6.2 當C=6.2時 曲度系數(shù)K'=1.24 對于此彈簧數(shù)據(jù)的校核 彈簧的附加變形量Δf/mm 對于單片離合器；對于雙片離合器。 本設計取。 彈簧最大負荷Pmax/N 通過驗算可知滿足強度要求。 第七章 扭轉減震器 7.1扭轉減震器的設計 扭轉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剛度，從而降低傳動系扭轉系統(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)動機轉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，扭轉減振器具有如下功能： 1.降低發(fā)動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。 2.增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(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沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。 減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數(shù)。其設計參數(shù)還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。 1.極限轉矩 極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取： (N·m) 2.扭轉剛度 扭轉剛度是為了避免引起系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用工作轉速范圍內。決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸,需要加在從動片上的轉矩為： 式中： C：彈簧剛度　　 Z：彈簧數(shù)目　　 R1：減震器彈簧分布半徑 設計時可按經驗來初選是 ≤13=4943.25 (N·m) 可知：=4943.25(N·m) 3.阻尼摩擦轉矩 由于減振器扭轉剛度是，受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩，通過計算與實踐表明一般可按下式初選： 取　 4.預緊轉矩 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。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。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故?。? ＝(0.05--0.15)Temax=35.35 N·m 5.減振彈簧的位置半徑R1 R1的尺寸應盡可能大些，一般取 式中，d為離合器摩擦片的內徑。 由于摩擦片的內徑要滿足 結合兩個條件，取R1=55mm 6.減振彈簧個數(shù) 表7.1 減振彈簧數(shù)目參考表 摩擦片外徑D/mm 225-250 250--325 325--350 >350 減震彈簧數(shù)目 4-6 6--8 8--10 >10 取Z=6 7.扭轉減振器減振彈簧的總壓力 當限位彈簧與從動盤轂之間的間隙被消除時，彈簧傳遞扭矩達到最大 式中：=380.25N·m 代入，得：=6913.6N 每個彈簧工作壓力 ：P=/z =1152.26N 8.限位銷直徑 限位銷直徑按結構布置選定，一般=9.5～12mm，本設計取=11 9.從動盤轂缺口寬度及安裝窗口尺寸 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的比從動盤轂上的窗口尺寸稍大一些，如圖所示。 圖7.2 從動盤窗口尺寸簡圖 一般推薦A1-A=a=1.4～16mm。這樣，當?shù)孛鎮(zhèn)鱽頉_擊時，開始只有部分彈簧參加工作，剛度較小，有利于緩和沖擊。本設計取a=1.5mm，A=25mm，A1=26.5 10.減振彈簧的尺寸確定 在初步選定減振器的主要尺寸后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振彈簧設計的相關尺寸。 彈簧的平均直徑：一般由結構布置決定，通常選取=11～15左右。本設計選取=12。 彈簧鋼絲直徑： 式中：扭轉許用應力=550～600MPa，D1算出后應該圓整為標準值，一般為 3～4mm左右。代入數(shù)值，得=3.82mm，符合上述要求。 減振彈簧剛度： =257.85N/mm 減振彈簧的有效圈數(shù)： = 式中： G為材料的扭轉彈性模數(shù)，對鋼G=83000N/mm2，代入數(shù)值， 得：=7.05 減振彈簧的總圈數(shù)=9.05。 減振彈簧在最大工作壓力P時最小長度： =37.82mm 式中： =0.382為彈簧圈之間的間隙。 減振彈簧的總變形量： P/c =4.23 mm 減振彈簧的自由高度： =42.05 mm 減振彈簧的預變形量： `=T預/czR1=0.28mm 減振彈簧安裝后的工作高度： `=42.05-0.28=41.77mm 結　　 論 本次課程設計根據(jù)給出的設計要求和原始設計參數(shù)，以及周置螺旋彈簧離合器及其操縱機構的工作原理和使用要求，通過對其工作原理的闡述、結構方案的比較和選擇、相關零件參數(shù)的計算，大致確定了離合器及其操縱機構的基本結構和主要尺寸以及制造相關零部件所用的材料。 結構方面：根據(jù)設計要求，考慮到使用條件和其顯著的優(yōu)點，選用帶扭轉減振器的單片周置螺旋彈簧離合器，壓盤驅動方式采用傳動片傳動，分離軸承采用自動調心式分離軸承，操縱機構采用液壓式。 計算方面：確定了離合器的主要參數(shù)β、P0、D、d，結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)螺旋彈簧基本參數(shù)之間的約束關系，初步確定了彈簧的尺寸參數(shù)，并通過優(yōu)化程序得出了螺旋彈簧尺寸的優(yōu)化值，同時進行了強度校核。 選材方面：摩擦片選用編織石棉基材料，保證其有足夠的強度和耐磨性、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件的彈性，所含錳，加強了耐高溫性；傳動片采用80剛，滿足其強度需要；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；設計后的離合器溫升校核合格。 綜上所述，本次設計遵從了：（1）分離徹底；（2）接合柔和；（3）操縱輕便，工作特征穩(wěn)定；（4）從動部分轉動慣量小的設計要點，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)動機扭矩，符合計劃書及國家標準。 由于此次設計中因選取的部分零件作為主要設計對象，存在很多的不完善，設計過程中也遇到很多的困難，所以在本次設計中可能有很多錯誤和遺漏，希望各位老師批評指正。 參 考 文 獻 [1] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].機械工業(yè)出版社.2004. 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